二级圆柱齿轮减速器机械设计课程

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1、1、设计任务书.(2)2、总体设计. .(3)3、传动零件的设计 .(5)4、轴的设计(9)5、滚动轴承校核 (13)7、键的选择(15 )8滚动轴承的选择 (17)9、联轴器的选择(18).(23)10、箱体设计 .(19) 11 、润滑、密封设计一、设计题目1、设计题目带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器2、系统简图系统简图如下图所示联轴器滚筒mi联轴器输送带-vl=-减速器电动机3、工作条件一、单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制工作(一天8小时)， 使用期限8年，大修期3年，输送带速度容许误差为土 5%4、原始数据参数2运输带工作拉力F(kN)2000运输带工作速

2、度u (m/mi n)1.7卷筒直径D(mm)300五、设计工作量：1、设计说明书一份2、减速器装配图1张3、减速器零件图23张4,传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析 论证。 本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。 结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难5设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写、总体设计）、选择电动机1、选择电动机的类型

3、丫型三相交流异步电动机。3.40kW根据动力源和工作条件，选用2、确定电动机的功率1）计算工作所需的功率pFwVw2.0 1000 1.7w1000 1000其中，带式输送机的效率w 0.95。2）通过查机械设计基础课程设计表 10-1确定各级传动的机械效率：滚筒 1=0.96;齿轮 2=0.97;轴承 3=0.99;联轴器 4=0.99。总效率1 2 3 4 0.96 0.972 0.993 0.9920859。电动机所需的功率为：P0 Pw空0 3.96kW。0.859由表机械设计基础课程设计10-110选取电动机的额定功率为 4kW3）电动机的转速选960r/min和1440r/min两

4、种作比较。工作机的转速：ru 60000V108r / minD现将两种电动机的有关数据进行比较如下表所示万案电动机型号额定功率/kW满载转速/ rmin传动比IY132M-64.096031.41nY112M-44.0144047.12由上表可知方案U的总传动比过大， 为了能合理分配传动比，使传动装置 结构紧凑，决定选用方案I。4）选定电动机型号为 丫132M-6。查表机械设计基础课程设计10-111 得电动机外伸轴直径D=28,外伸轴长度E=60,如下图所示。（二）、传动比分配1. 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i = nm/nw

5、nw= 38.4 i = 25.14（三）、传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速计算n1 nm 960r / minnin2 192r/minnmn3 匹 38.4r / mi ni22、各轴输出功率计算P1 po 43.96kwP2 P1 3 23.84kwP3 P2 3 23.72kw3、各轴输入转矩计算T|T2191N.mT3各轴运动和动力参数如下表所示参数轴名高速轴中间轴低速轴转速 n / r min 196019238.4功率P / kWP 3.963.843.72转矩T/ N m39.4191925.2传动比i55三、传动零件的计算（一）、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮精度

6、等级、材料及齿数。1） 输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。2）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40MnB调质处理，齿面硬度为 241-286HBS Hlim1 730MPa, FE 600MPa，大齿轮为 ZG35Si,调质处理, 硬度为 241-269HBS Hiim2 620MPa, fe 510MPa。3） 选小齿轮齿数为 Z1=26,则大齿轮齿数 Z2=i1 X Z仁26X 4.62=120.12， 取Z2=120，实际传动比i全 1204.62。z,26kT；Ze2、按齿面接触强度设计设计公式d1（1）确定公式内的各计数值1）试选载荷系数K=1.52）小齿轮传

7、递的转矩 T2=22.1N - m=22100N mm3）通过查教材表11-6选取齿宽系数0.814）通过查教材表11-4得弹性系数Ze 188MPa5）计算接触疲劳许用应力通过查教材表11-5，取Sh 1.1H min1H1ShH min 2H2 w7301.16641.1664MPa564MPa（2）计算试计算小齿轮分度圆的最小直径d11)2)3)d12Ze37.2mm计算齿宽计算模数d d10.837.2 29.76，取 b230mm,d 35mm37.2261.43，取 m=1.5mm实际直径 d1 z1 m 26 1.539mm, d2 z m2120 1.5 180mm4）验算弯曲

8、疲劳强度通过查教材表11-5，取SF 1.25由图11-8和11-9查得YFa1 2.71,YSa11.62J2.12,Ysa2 1.83F12KTYFaMa1bm2z.93.4MPaF1 480MPaF2F 1YFa 2YSa282.5MPa408MPa5）齿轮的圆周速度d1n139 940v121.92m/s60 1000 60 1000对照表11-2可知选用8级精度是合宜的咼速齿轮各参数如下表所示名称计算公式结果/mm模数m1.5压力角n200齿数z1Z226120传动比i4.16分度圆直径a d239180齿顶圆直径*da1 d 2也m da2 d2 2h；m42183齿根圆直径* *

9、d f1 d1 2(ha c )m* *df2 d2 2(ha c )m35.25179.25中心距m(z1 Z2) a2109.5齿宽b|b 5b,b3530（二）、低速级齿轮传动的设计1、选定低速级齿轮精度等级、材料及齿数。1） 输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。2）通过查教材表11-1选择小齿轮的材料为40MnB调质处理，齿面硬度为 241-286HBS Hiim1 730MPa, fe 600MPa，大齿轮为 ZG35Si,调质处理,硬度为 241-269HBSHiim2 620MPa, fe 510MPa。3）选小齿轮齿数为 Z1=34，则大齿轮齿数 Z2=i 2X

10、 Z1=34X 3.55=120.7，取Z2=120，实际传动比i仝 120Z 343.53。21 Ze2、按齿面接触强度设计设计公式dj（1）确定公式内的各计数值1）试选载荷系数K=1.52）小齿轮传递的转矩T2=91.8N m=98100N mm3）通过查教材表11-6选取齿宽系数0.814）通过查教材表11-4得弹性系数Ze 188MPa5）计算接触疲劳许用应力通过查教材表11-5，取SH1.1H1H min1SH7301.1664MPaH2H min 2SH6641.1564MPa（2）计算1）试计算小齿轮分度圆的最小直径d1d1 3 kT11 Ze62.2mmdH2） 计算齿宽 b

11、dd1 0.8 62.2 49.76，取b2 50,d 553）计算模数m全1.83，取m=2Z1实际直径 d1 Z|m 70, d22404）验算弯曲疲劳强度通过查教材表11-5，取SF 1.25由图11-8和11-9查得YFa1 2.61,Ysa1 1.63 乐2 2.15,Ysa2 1.78F12KTYFaMa1bm2z141.3MPaF1 480MPaF2F 1Y=a2Ysa2YFa1YSa1127.1MPaF2408MPa5）齿轮的圆周速度d1n2v 0.75m/s60 1000对照表11-2可知选用8级精度是合宜的低速齿轮各参数如下表所示名称计算公式结果/mm模数m2压力角n200

12、齿数Z1Z234120传动比i3.53分度圆直径d1 d270240齿顶圆直径da1 d 2h*m da2 d2 2h；m74244齿根圆直径* *d f1 d1 2(ha c )m* *df2 d2 2(ha c )m65235中心距m(z1 Z2) a2154齿宽bib 5b2 b5550四、轴的设计（一）、轴的材料选择和最小直径估计根据工作条件，选定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公 式dmin C3 P ，C的值通过查教材表14-2确定为：C=107。1、 高速轴dnini C3 p1 14.2因为高速轴最小直径处安装联轴器设一个键槽，因此 dmin1 dmin1 15%1

13、4.9。2、 中间轴dmin2 C323.3。吐I3、 低速轴 dmin1 C3 p3 35.0因为低速轴最小直径处安装联轴器设一个键槽，因此 dmin1 dmin1 1 5%36.8。（二）、减速器的装配草图设计减速器草图如下图所示（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定dn :最小直径处与电动机相连安装联轴器的外伸轴段，因此 du 28mmdi2 :密封处轴段 di2 32mmd13:滚动轴承轴段 d13 35mm 滚动轴承选取6207 : dx DX B=35mm 72mm x 17mmd14:过渡段 d14 38mm齿轮轴段由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。d15 :滚

14、动轴承段，d15 35mm2）高速轴各段长度的确定hr : S 40112 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定112 30mm113 :由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定113 20mm114 :由装配关系、箱体结构确定114 70mm115 :由高速小齿轮齿宽确定115 35mm116 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定116 30mm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定d21 :最小直径处滚动轴承轴段，因此d21 35mm.滚动轴承选取6207 dx DX B=35mm 72mrX 17mmd22 :低速小齿轮轴段 取d22 38mmd23 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取d23

15、 40mmd24:高速大齿轮轴段 取d24 38mmd25 :滚动轴承段 d25 35mm2）中间轴各轴段长度的确定121 :由滚动轴承，挡油盘及装配关系取121 22.5mmli2:由低速小齿轮齿宽取I22 55mm% :轴环取I23 12mmI14 :由高速大齿轮齿宽 取I24 30mmI25 : I2532.5mm3、低速轴1）低速轴各轴段的直径确定d3i : 滚动轴承轴段，因此 d31 40mm.滚动轴承选取6208,d x DX B=40mmx 80mrX 18mmd32 :低速大齿轮轴段 取d32 42mmd33 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d33 46mmd34：过度段取，考

16、虑挡油盘的轴向定位取d34 44mmd35 :滚动轴承段 d35 40mmd36 :封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取d36 38mmd37 :最小直径，安装联轴器的外伸轴段 d37 35mm2 ）低速轴各轴段长度的确定131 :由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取I31 22.5mm132 :由低速大齿轮齿宽取I32 50mm133 :轴环取 I33 12mm134 :由装配关系和箱体结构取I34 45mm135 :滚动轴承、挡油盘以及装配关系I35 32.5mm136 :由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定I36 30mm137 : I37 65mm五、轴的校核（低速

17、轴）1、低速轴的受力分析 圆周力、径向力、轴向力大小如下：t3335.0Ft2d422233.33N0.3Fr Fttan2233.33 0.36 804N2、低速轴的受力情况如下图所示3、求垂直面的支承反力F1vFr ?LiL536.75NF2vFr F1v 267.25N4、求水平面的支承反力F1H F2H空 2233.33/2 1116.6725、绘制垂直面的弯距图如下图所示MavMav1M av F 2V? L2=267.25 X 0.0595 =15.90N.mM av F 1v? L2 =536.75 X 0.1195=64.14.m&绘制水平面的受力与弯距图如下图所示Ma , M

18、 aV2 MaH221.682 181.922 183.21N mMa x MaV2 MaH2、87.442 181.922 201.84N m8、危险截面的当量弯距由下图可见，截面a-a最危险，其转距T3Me当量弯距如认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数=0.6，代入上式Me M a2 ( T)2,183.212 (0.6 456.7)2 329.63N m9、计算危险截面处轴的直径轴的材料为45钢，调质处理，由教材14-1查得b=650 MPa，由表14-3查得 1b =60MPaI3329.63,0.1 60 10610338.02mm考虑到键槽对轴的削弱，将 d值增大5%，故d=

19、1.05X 38.02=39.92mm44mm 故轴符合强度要求。六、键的选择(一) 、高速轴键的选择高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=38伽，通过查机 械设计基础课程设计表10-33选择普通平键。选择的键尺寸：bx h=8X 7(t=4.0 , r=0.25 )。标记：键8X 7 GB/T1096-2003o键的工作长度 L=44mm键的接触高度k=0.5h=0.5 X 8=4mm 传递的转矩 T 片 。按表6-2差得键的静连接时需用应力p lOOMPa则313.27Mpa2T 10kld所以高速轴上的键强度足够。(二) 、中间轴键的选择中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选

20、用圆头普通平键。因为高速大齿 轮齿宽B=30mm，轴段直径d=38mm,所以通过查机械设计基础课程设计 表 10-33选用 bx h =10X 8 (t=5.0 , r=0.4 ),标记：键 10X 8GB/T1096-2003。 低速小齿轮齿宽B=55，轴段直径d=38所以选用bX h=10X 8(t=5.0 , r=0.4 ), 标记：键14X 9 GB/T1096-2003。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校 核短的键。短键的工作长度 L=25m,键的接触高度k=0.5h=0.5 X 8=4mm传递的转矩 T T2则349.65Mpa2T 10kld故轴上的键强度足够。(三) 、低速

21、轴键的选择低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴 器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=42mm,轮宽B=50mm，通过查表机械设计基础课程设计表 10-33选用bX h=12X 8 (t=5.0 , r=0.4 ) 标记：键12 X 8GB/T1096-2003。键的工作长度 L=59mm键的接触高度T3335.0N.m 则k=0.5h=0.5 X 8=4mm 传递的转矩 T2T 10399.7Mpakld故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键用单圆头普通平键，轴直径d=35mm所以选键bX h=10X & 标记：键10 X 8GB/T1096-2003。键

22、的工作长度 L=56mm键的接触高度k=0.5h=0.5 X 8=4mm 传递的转矩 T T3335.0N?m 贝U32T 10kid70.38Mpa故选的键强度足够。七、滚动轴承的选择（一）、高速轴轴承的选择根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据di3 dis 35mm，查机械设计基础课程设计表 10-35选轴承型号为6027滚动轴承的选择及计算一. I轴： 1 .求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核1） 径向力 2）派生力 3）轴向力二、高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为， 计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4

23、（GB4323-84，但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5 （GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径， 轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84。（二）、中间轴轴承的选择根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据d21 d25 35mm,查机械设计基础课程设计表 10-35选轴承型号为6207第二个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为， 计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器 TL10（ GB4323-84 其主要参数如下： 材料HT200公称转矩轴孔直径轴孔

24、长，装配尺寸半联轴器厚 （1P163表17-3） （GB4323-84减速器附件的选择 通气器 由于 在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18X 1.5 油面指示器 选用游标 尺M16起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞 及垫片M16X 1.5（三）低速轴轴承的选择根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据d31 d35 40mm,选轴承型号为6208。八、联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴（低速轴）选用凸缘联轴器，考虑到转矩变化小，取Ka 1.3，则Ti， KaTiT2 KaT2127.53N?m按照计算转矩小于联轴器

25、公称转矩的条件，查机械设计基础课程设计表10-41，高速轴选用YL7联轴器，公称转矩Tn 160N m，孔径d=28mmL=44mm许用转速n=7600r/min,故适用；低速轴选用YL8联轴器，公称转矩Tn 250N.m，孔径 d=35mm L=60mm 许用转速 n=7000r/min，故适用。九、箱体的设计箱体各部分尺寸关系如下表所示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，大端盖分机体采用也配合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

26、，同时为了避免油搅得沉渣溅起， 齿顶到油池底面的距离 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6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计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M6紧固油螺塞：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

27、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。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 . 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 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。杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹F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 安装一圆锥定位销，以提高定位精度G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，

28、增强了轴承座刚度名称符号尺寸关系mm箱座壁厚8箱盖壁厚S 18箱盖凸缘厚度b115箱座凸缘厚度b15地脚螺钉直径dfM16地脚螺钉数量n6轴承旁联结螺栓直径d1M16盖与座联接螺栓直径d2M8联接螺栓d2的间距 L轴承端盖螺钉直径d3M10检查孔盖螺钉直径d4M4定位销直径d8大齿轮齿顶圆与相体壁的距离L1轴承座轴承盖外径D1125D2125D3130箱体外壁到轴承座端面的距离L2凸缘尺寸C115C2箱坐上的肋厚m110十、润滑、密封的设计1、润滑因为齿轮的速度都比较小，难以飞溅形成油雾，或难以导入轴承，或难以 使轴承浸油润滑。所以，减速器齿轮选用润脂脂润滑的方式润滑。1、密圭寸为了防止泄漏，

29、减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密 封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于 6.3,另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓 拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注 U型密封圈。十一设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重 量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我 在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳 定精确的设备。设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是 以坚实 的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实

30、际 的，所以任何一个 环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又 重温了一遍学过的机械类课程的 知识。 经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机 械 设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械 设计提供一定 的基础。一、机械设计课程设计的目的意义二、01综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知 识进一步巩固、加深和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下 基础。三、O 2掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、 设计步骤，树立正 确的设计思想，培养机械设计及解决实际工程问题的能力。四、O 3进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范

31、以及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是 以坚 实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际 的，所 以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又 重温了一遍学过的机械类课程的知识经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机 能为以后学习或从事机械械设计的过程，学会了机械设计的方法, 设计提供一定的基础。五、该方案优缺点该方案齿轮可为直齿、斜齿或人字齿，结构简单，应用广泛。齿轮相对轴承为不对称布置，要求轴有较大的刚度，因此对轴的要求较高，而且齿轮应布置在远离转矩输入输出端，以减少载荷沿齿向分布不均匀现象。传动比范

32、围一般840.六、心得体会这是我们大学的第一次课程设计，这次设计对我们大学所学知识是一次 很好的考察和复习，为以后的专业课程设计和毕业设计做准备，同时对我 们的能力也是一次很好的锻炼。最开始拿到这个题目是一头雾水，不知道 如何下手，通过查取一些资料，对机械设计重新学习，终于对这个大作业 有了整体的认识。选电机、设计齿轮、轴、箱体、画图，每一个过程对我 来说都是一个大的提高，由于机械设计已经学了很久了，很多东西都忘记 了，还得一点一点的看书真的是很大的考验。写说明书和画图前后历时一一 个多月，有时感叹这可真是一个大作业啊，其内容涉及广泛，包括机械设 计基础、画法几何与工程制图、互换性与技术测量、

33、AutoCAD的各方面知识。因为我们学习的机械设计课程课时相对较少，在设计时有些内容有些 简化，比如齿轮的校核我是按照我们的教材的公式计算的，而我们的教材 与多学时的机械设计有些出入，相对简单。在设计的过程中，也出现了很 多错误，比如再设计轴的结构过程中，真的是一改再改，图都画好了，但 尺寸还是有误，所以屡经更改，煞费苦心。让我记忆很深的是在轴的校核 计算中，那些大的数据同样被我改了四五次。初次做设计真的是一路上跌 跌撞撞，千波万折，在设计过程中要兼顾到很多方面，而由于时间有限难 免会有很多失误的地方，比如在设计高速轴的U -川段时，要考虑到轴承座 的宽度，还有轴承盖的厚度等。我感受到了要把一

34、件事做到面面俱到真的 很难，这就是一个不断出错不断完善的过程。总之，在课程设计中我学习 了很多，特别是AutoCAD以前都是自学的，对它用的还不是很熟，在画图 的过程中遇到了很多问题，都得一点一滴的去克服，现在对这款软件有了 很大的提高。最后还要强调的是虽然我无数次的改正错误但还是存在很多 问题，比如由于选的电机转速有些大导致传动比较大，最后的减速器结构 尺寸也很大。还有就是高速轴本应做成齿轮轴的，但由于有些疏忽，并考 虑到安全系数校核就没有设计成齿轮轴，这应该是本设计存在的不足，望 包涵。参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编， 1995年12月第一版；2机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵， 纪名刚主编，2001年7月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社， 洪钟德主编，2002年5月第一版；4减速器选用手册，化学工业出版社， 周明衡主编，2002年6月第一版；5工程机械构造图册，机械工业出版社， 刘希平主编6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高 治一编，2001年8月第四版；7互换性与技术测量（第四版），中国计量 出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编， 2001年1月第四版