机械设计课程设计一级减速器

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1、课程设计（综合实验）报告名 称：机械设计基础课程设计题 目：一级减速器院 系：班 级：学 号：学生姓名：指导教师：设计周数：日 期：成 绩：目录一、课程设计任务书41、运动简图：42、原始数据：43、已知条件：44、设计工作量：5二、传动装置总体设计方案:51、组成：52、确定传动方案：5三、电动机的选择：61、选择电动机的类型：62、电动机的选择63、确定电动机转速： 6四、确定传动装置的总传动比和分配传动比71、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 72、计算传动装置的运动和动力参数：83、运动和动力参数计算结果整理表：9五、带轮设计91、确定计算功率： 92、选取V带型号：93、确定带轮

2、基准直径D和D2： 94、验算带速v： 95、确定带长和中心距：96、验算小带轮包角：107、确定V带根数Z： 108、求作用在带轮轴上的压力：109、带轮主要参数： 11六、传动零件齿轮的设计计算111、材料选择：112、按齿面接触强度设计：123、验算轮齿弯曲强度（齿宽应取接触齿宽b=77mm）： 124、齿轮的圆周速度为：135、齿轮的基本参数:13七、传动轴的设计131、选择轴的材料：132、输出轴（II轴）上的功率？2，转速n2，转矩T2： 143、初步确定轴的最小直径： 144、轴的结构设计：145、危险截面的强度校核:16八、键的设计和计算171、选择键联接的类型和尺寸：172、

3、校核键联接的强度： 18九、轴承的选择及寿命计算：18十、箱体结构的设计：181. 机体有足够的刚度：192. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：193. 机体结构有良好的工艺性：194. 附件设计：195. 减速器机体结构尺寸如下：20十一、润滑密封设计21十二、联轴器设计231. 类型选择：232. 载荷计算：233. 选取联轴器：-22 -十三、设计小节23致谢23参考资料23一、课程设计任务书课程设计题目：胶带式运输机传动装置1、运动简图:减速器I *: kf带传动卜E 电动机I:I 刁pz联轴器普滚筒_运输V7 F2、原始数据:题号参数12345678910运输带工作拉力F (KN)

4、1.41.51.51.61.71.81.51.61.82运输带工作速度v (m/s)21.51.61.81.51.521.51.82滚筒直径D (mm)300280320300300320300280300320每日工作时数T (h)816816816816816使用折旧期(y)88888888883、已知条件:1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为5%；2、滚筒效率：邛亍0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)；3、工作环境：室内，清洁；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械

5、厂生产制造，小批量。4、设计工作量:1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。二、传动装置总体设计方案:1、组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2、确定传动方案:其传动方案如下:滚筒运输带三、电动机的选择：1、选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V, Y型。 选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率门an = n1n22n3 n4n5 = 0.96 x 0.98 x 0.97 x 0.99 x 0.96 = 0.867 ；根据机械设计课程设计手册表1-7查得:门1为V带的效率二0.96,门

6、2为深沟球轴承效率=0.992=0.98叫为闭式齿轮传动效率=0.97,门4为联轴器的效率= 0.99 ,叫卷筒效率二0.96(包括其支承轴承效率的损失)。2、电动机的选择负载功率:P = FV /1000 = 1.7 x 103 x 1.5 /1000 = 2.55kw折算到电动机的功率为:p = % a = 2.94kwd 门 0.867a3、确定电动机转速:卷筒轴工作转速为:60 x 1000v 60 x 1000 x 1.5 95.54r / min 兀兀 D 3.14 x 300根据机械设计课程设计指导书表1,可选择V带传动的传动比i = 24, 一级圆柱直齿轮 减速器传动比i =

7、3 6 ,则总传动比合理范围为ia = 6 24 ,电动机转速的可选范围为na = ia Xn =(624)X95.54 = 573.242292.96r/min。根据机械设计课程设计手册表12-1，可供选择电机有：序号电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩1Y100L-23000328702.22.3332Y100L2-41500314302.22.3383Y132S-6100039602.02.0634Y132M-875037102.02.079综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号

8、为Y100L2-4,其主要性能如上表。四、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、确定传动装置的总传动比和分配传动比:(1) 减速器总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n ,可得传动装置总传动比为型= 14.97a n 95.54(2) 分配传动装置传动比i = i X i式中io, i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i =3,则减速器传动比为i = i /i =14.97/3 = 51 a 02、计算传动装置的运动和动力参数:（1）各轴转速I 轴：n = n /i =1430/3 = 476.67r/minII轴：n = n /i =476.6

9、7/5 = 95.33r/min卷筒轴：n = n =95.33r/min（2）各轴输入功率I轴：P = p X门=2.94X0.96 = 2.82kWII轴：P = p Xn X门=2.82X0.99X0.97 = 2.71kW卷筒轴：P = P Xn Xn =2.71X0.99X0.99 = 2.66kW各轴输出功率I轴:pi，= Pn=2.82X0.99X0.97 = 2.71kWII轴：P，= P =2.71X0.99X0.99 = 2.66kW卷筒轴：P，=P Xn =2.66X0.96 = 2.55kW（3）各轴输入转矩P电动机轴的输出转矩T =9550 =9550X2.94/14

10、30=19.63N . m各轴输入转矩I 轴：T = T X i X门二19.63X3X0.96=56.53NmII轴：T = T X i X门 X门=56.53X5X0.99X0.97= 271.43N - m 卷筒轴：T = T X 门 X 门=271.43X0.99X0.99=266.03 N - m各轴输出转矩I 轴：T，= T =56.53X5X0.99X0.97=271.43NmII 轴：T，= T =271.43X0.99X0.99=266.03 N - m 卷筒轴：T，= T X 门=266.03X0.96=255.39 N - m3、运动和动力参数计算结果整理表:轴名功率P/

11、KW转距输入输出输入T/N*M转速n r/min转动比i效率输出电机轴2.9419.63143030.96I轴2.822.7156.53271.43476.6750.96II轴2.712.66271.43266.0395.3310.98卷筒轴2.662.55266.03255.3995.3310.96五、带轮设计1、确定计算功率Pc:根据机械设计基础表12-6查得工作情况系数KA=1.0，故P = KAP = 1.0 x 3 = 3KW2、选取V带型号：根据功率P = 3kw，ni = 1430r/min，由机械设计基础图12-14选取V带型号为A型。3、确定带轮基准直径D1和D2：根据机械设

12、计基础表12-7选取D =100mm，机械设计基础第240页得到滑动率e =1% D = iD (1 - ) = 3x 100 x 99% = 297mm根据机械设计基础表12-7选取D =300mm。大带轮转速2n = nD (1 -s )/D = 1430 x 100 x 0.99/300 = 471.9min其误差土 5%，故允许。24、验算带速V：v =兀Dn /(60x 1000)= 3.14x 100x 1430/(60x 1000)= 7.48m/s在5-25m/s的范围内，带速合适。5、确定带长和中心距：由 0.7( D + D )W a W2 ( D + D )初步确定 a

13、=600mm12,.,120根据机械设计基础第246页得到L = 2a0 +：(巳 + D) + (.叩 0=2 x 600 + 314 (100 + 300) + (300 -100)224 x 600=1844.67 mm计算实际中心、距：2Ld 兀(D1 + D2) + &L,兀D1 + D2川一8(D2 D1)2一8_ 2 x 1800- 3.14x (100+ 30() + (l2 x1800- 3.14x(100+ 30()1 8x (30010()2-8=57734m*700mm6、验算小带轮包角叩a 1 = 180。 D2 - D1 x 57.3。=180。300 100 x

14、57.3。577.34=160.15。 120。合格7、确定V带根数Z：i=3,根据机械设计基础表12-3，表12-4，表12-5，表12-2查得单根普通V带的基本额定功率P = 1.32kw，额定功率的增量AP = 0.17kw包角修正系数K = 0.95，带长修正系数K = 1.01根数PZ = e(P +AP)k k00a i=2.098根3(1.32 + 0.17) x 0.95 x 1.01取根数为3根。8、求作用在带轮轴上的压力:由机械设计基础表12-1查得q=0.10kg/m 单根V带张紧力F = 500P.(孕1)+,v 2ZV k a500 x 3 / 2.5x (1) +

15、0.1 x 7.4823 x 7.480.95=114.66 N小带轮轴上压力为Fq = 2ZF sin 号=2 x 3 x 114.66 x sin 160215 = 677.66N9、带轮主要参数:小轮直径D1(mm)大轮直径D2(mm)中心距a(mm)基准长度乌(mm)带速(m/s)带的根数z100300577.3418007.483六、传动零件齿轮的设计计算1、材料选择：假设工作寿命为8年，每年工作250天，每天工作8小时，带式输送机工作经常满载，空载启 动，工作有轻震，不反转。根据机械设计基础表10-1初选小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬 度为240-285 HBS，取260 HB

16、S,大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-220 HBS取210 HBS；齿轮等级精度为9级。由机械设计基础图 10-7，OHiimj700MPa，OHiim2=400MPa由表10-4，安全系数Sh =1.1故。史】二。Hiim1/SH=700/1.1=636MPa。田=。Hiim2/SH=400/1.1=363MPa由图 10-10，OFiim1=240MPa，OFiim2=140MPa由表 10-4，Sf =1.3故。咒=。Fiim1/SF=240/1.3=184.6MPa。巧=。Fiim2/SF=130/1.3=107.7MPa2、按齿面接触强度设计：根据机械设计基础

17、表10-3取载荷系数K=1.2，第199页取齿宽系数Wa=0.4小齿轮的转矩为T1=9.55X 106XP/n1=9.55X106X2.71/476.67=5.43X 104 N mm(335a N ( + 1)3a 乙 lu Tg| | -狄 g H J335、=(5 +1) i M3 363=181.65 mm2 KT1V ud2 1.2 x 5.43 x 104x0.4 x 5取z1=32,则z32x 5=160,故实际传动比为i=160/32=5=i,模数为 m=2a/(Z+z2)=2*181.65/(32+160)=1.89 mm根据机械设计基础表4-1取m=2mm。中心距为a=0.

18、5 m(z1+z2)=192mm齿宽为b=W a=0.4*192=76.8 mm取b2=77mm, b1=83mmo为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽大 5-10mm.齿轮分度圆直径d1=mz1=2*32=64 mmd2=mz2=2*160=320 mm3、验算轮齿弯曲强度 （齿宽应取接触齿宽b=77mm ）：由机械设计基础图10-9，齿形系数丫咒=2.57,丫巧二2.16，得。fi=2KTi YF/(bm2Zi)=2X 1.2 X 5 . 43X 104 X 2 . 57/(77 X 4 X 32)=33 . 98MPaV 。F2=。F1 丫巧/丫咒二33.98 X

19、2.16/2.57=28.56MPaV 。巧故弯曲强度足够。4、齿轮的圆周速度为:v= 4/(60X1000)=nmz1n/(60X1000)=3.14X2X32X476.67/(60X1000)=1.597m/s对照机械设计基础表10-2可知选用9级精度等级。5.齿轮的基本参数:名称符号公式齿1I H Q 齿2齿数zz32160分度圆直径dd = mz64320分度圆齿距PP= nm6.286.28齿顶高hah = h * m22齿根高hfh = (h* + c*)m fa2.52.5齿顶圆直径d ad = d + 2h68324齿根圆直径dfdf = d - 2hf59315中心距aa=m

20、 气 + z2)/2192齿宽bb =w d8377七、传动轴的设计1、选择轴的材料:选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设 计基础表13-1查得 q b = 650MPa , q 1 = 270MPa2、输出轴（II轴）上的功率？2，转速吟，转矩T2：已知 P2=2.71KW , n2=95.33r/min于是 T2=271.48Nm3、初步确定轴的最小直径:先按机械设计基础式（13-2）初步估算轴的最小直径。（根据表11-2选C=110）一 一 P : 2.71_d . = CL = 110 x95= = 33.57mm2.输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选

21、的轴与联轴器的孔径相适应，故需 同时选取联轴器的型号。由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联 轴器;计算转矩T = K?2，查机械设计基础表16-2，考虑到转矩变化很小，故取K = 1.5，则：T = K T = 1.5 x 271.48 = 407.22N -按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表8-5，选取LT7 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径d = 40mm，故取d1 = 40 mm，半联轴 器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度L1 = 84mm。4、轴的结构设计：(1) 拟定II

22、轴上零件的装配方案选用机械设计基础图11-9中的装配方案(2) 确定II轴的各段直径和长度1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT7,故d=40mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 1不压在轴的端面上取L 1=82mm。2段:选用毡圈油封，机械设计课程设计指导表7-12，选用毡圈45,故d=45mm。为了拆 2卸方便，轴从轴承盖端面伸出15-20mm,由机械设计课程设计表1-3确定轴承盖的总宽度取45mm， 故取 L =60mm.23段：根据轴肩高度h=(0.070.1)d，又3段与轴承配合，可以初选深沟球轴承其代号为 6210，尺寸dXDXT=50mmX90mmX20mm，故得d50mm3段

23、与轴承，套筒配合,考虑制造安装误差， 取 L =43mm.34段：根据轴肩高度h=(0.070.1)d取d60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm, 又大齿轮轮毂宽度为77mm,故取L =75mm。45 段：根据轴肩高度 h=(0.070.1)d，取 d5=72mm,L5=1.4h=9mm。6 段：根据 L、L 确定出 L =14mm, d =d =60mm。356647段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为6210，可以得到L7=20mm。d7=d3=50mmo 至此，己初步确定了轴的各端直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。因为d =40

24、mm，由机械设计课程设计手 1册表4-1查得平键为bXh=12mmX8mm（GB/T 1096-2003摘录），键槽用键槽铣刀加工，取长度为 50mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6;同样，齿轮与轴的联接，根据d4=60mm，查表4-1选用平键为b Xh=18mmX11mm （GB/T 1096-2003摘录），取长度为50mm，为了保证齿轮与轴配合良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸根据机械设计课程设计手册表1-27取轴端倒角为2X45。（5）其他轴（I轴）的设计简图输入轴最小直径为d c 匕=110 x .218 = 19.89 mm，相关尺寸

25、参照II轴的计算。3 n 3 476.67其中机械设计课程设计手册表4-1选择平键为bXh=8mmX7mm （GB/T 1096-2003摘录）， 长度取20mm。5、危险截面的强度校核:因已知大齿轮的分度圆直径为d=320mm，轴的转矩rn=271.43Nm 圆周力 Ft=2000rn/d=2000 X 271.43/320=1693.44 N 径向力 Fr=Ft tan a =1693.44 Xtan20o=616.36 N 由于为直齿轮，轴向力七=0其受力方向如下图所示L=141mmRHA=RHB=Ft/2=1693.44/2=846.72 NMhc= RhaL/2=846.72X 14

26、1/(2 X 1000)=59.69 NmRvA=RVB=Fr/2=616.36/2=308.18 NmMvc= RvaL/2=308.18 X 141/(2 X 1000)=21.73 Nm,扭矩 T=271.43 Nm其受力方向如图所示校核Mc = x:mHc 2 + Mvc 2 =t 59.692 + 21.732 =63.52NmMe = ：M 2 + (aT)2 =疽63.522 + (0.6 x 271.43)2 =184.72 Nm机械设计基础P277页有折算系数a的选择由机械设计基础表13-3查得，。如=60MPa-1bdN10nW /(0.1 x g L)=10X 3.184

27、.72/(0.1 x 60) =31.34mm考虑键槽，d=31.34X 1.05=31.91mmV50mm则强度足够。八、键的设计和计算1、选择键联接的类型和尺寸:在7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下:序号bhL工作长度l1（联轴器）12850382 （齿轮）181150323 （带轮）8720122、校核键联接的强度:根据机械设计基础表9-11，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力b卜125MPa。（联轴器）：b = 400魄二 4000x271.43 赤如? p dhl40 x 8 x 38（齿轮）:b =外二 4。x 2= 51.41MPa dhl60 x11x 32（

28、带轮）：空蚂= 4。X56.53 EMPa p dhl25 x 7 x 12故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。九、轴承的选择及寿命计算:考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6210, 基本尺寸为dXDXT=50mmX90mmX20mm。主要是承受径向力，由机械设计基础表14-6得到 X=1,Y=0.对于 I 轴圆周力 Ft=2000 T/d=200OX 56.53/64=1766.56N,径向力 Fr=Ft tan a =1766.56 X tan20o=642.98N, P=Fr=642.98N, X=1,Y=0由机械设计基础表14

29、-8得温度系数f =1.0，球轴承 =3。由机械设计课程设计手册表 6-1 查得 C =35.OKN。_ 106h 60 x ni106 x 60 x 476.67（1x 35.0x 103 ）3k 642.98 ）=5 . 64X 106 h从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命乙，=8X 250X8=32000h=1.6X 10 4h,故所选轴承可满足寿命要求。十、箱体结构的设计：减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用 H 配合.is61. 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了

30、轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底 面的距离H应不小于3050mm,取H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为.33. 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 附件设计：A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行 操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺

31、塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞 堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装 通气器，以便达到体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定 位销，以提

32、高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.5. 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚bb = 0.025a + 3 88箱盖壁厚b1b = 0.02a + 3 8i8箱盖凸缘厚度b1b = 1.5bii12箱座凸缘厚度bb = 1.5b12箱座底凸缘厚度b2b = 2.5b220地脚螺钉直径dfd = 0.036a +12 fM20地脚螺钉数目n查机械课程设计指导书表34轴承旁联接螺栓直径did1 = 0.72dfM16机盖与机座联接螺栓直径d2d =（0.50.6）d2fM12轴承端盖螺钉直径d3d =（0.40.5）d3f10视孔盖螺钉直径d

33、4d =（0.30.4）d4f8定位销直径dd =（0.70.8）d28d , d，d至夕卜机壁距离C1查机械课程设计指导书表4262218df, d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导书表42416外机壁至轴承座端面距离l111 = C1 + C 2 +（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离AiA 1.2 b15齿轮端面与内机壁距离A2A b15机盖，机座肋厚m , mm 牝 0.85b , m 牝 0.85bm 7m a 7轴承端盖外径D2D2 = D +（55.5）d3112（1 轴）140（2 轴）轴承旁联结螺栓距离SS D2100（1 轴）100（2 轴）对于一级圆柱齿轮减速器，因为

34、传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/sWvW 12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H + h :H=40mm , h=10mm所以 H + h =40+10=50mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗度应为一，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置， 保证部分面处的密封性。十二、联轴器设计1.类型选择：由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，为了隔离振动和 冲击，选用弹性

35、套柱销联轴器2载荷计算：计算转矩T = K?2，查机械设计基础表16-2，考虑到转矩变化很小，故取K = 1.5，则： T = KT = 1.5 x 271.48 = 407.22N -3、选取联轴器：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表8-5，选取LT7 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径d = 40mm，半联轴器长度L=112mm， 半联轴器与轴配合的孔长度L1 = 84 mm。十三、设计小节通过课程设计一级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我对机械 行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从全局考虑设

36、计很重要。课程设计的优 点：可以让我们提前了解设计的全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。非常感谢周老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！参考资料1 机械设计课程设计/孙岩，陈晓红，熊涌主编编号ISBN 978-7-5640-0982-3北京理工大学出版社2008年12月第4次印刷。2 机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。3 机械设计课程设计指导书/龚淮义主编编号ISBN 978-7-04-0027278-0高等教育出版社2010年12月第32次印刷。4 机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7西安电子科技大学出版社2011年9月第2次印刷。5 机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.6版 编号ISBN 978-7-04-021807-7高等教育出版社 2007.7 （2009重印）