资源描述
湖南电子科技职业学院 《机械设计基础》课程设计
湖南电子科技职业技术学院
课 程 设 计 说 明 书
学生姓名： 学 号：
系 部：
专 业：
题 目：
指导教师： 职称:
年 月 日
目 录
一、 设计任务书····································
二、 传动方案分析··································
三、 电机的选择····································
四、 传动比分配····································
五、 运动及动力参数计算····························
六、 齿轮转动的设计································
七、 轴的结构设计及计算····························
八、 滚动轴承的选择及寿命··························
九、 键的选择及强度计算····························
十、 联轴器的选择······························
十一、 箱体的结构设计·······························
十二、 密封件，润滑剂及润滑方式的选择············
十三、 设计小结··································
十四、 参考文献···································
一、设计任务书
1．设计目的：
1)、综合运用本课程的理论和生产实际知识进行设计训练，使所学的知识得到进一步的巩固和发展；
2)、学习机械设计的一般方法和步骤，初步培养学生分析和解决工程实际问题的能力，树立正确的设计思想，为今后毕业设计设计和工作打下良好的基础；
3)、进行方案设计、结构设计、机械制图和运用设计手册、标准及规范等技能的训练，使学生具有初步机械设计的能力。
2．设计内容和要求
技术要求：
工作条件：连续单向运转，工作平稳，室内工作；输送带速度允许误差±5%；每天两班制工作，每年工作300天，使用期限10年。
加工条件：减速器成批生产，可加工7～8级齿轮
1、电动机 2（6）、联轴器 3、减速器
4、高速级齿轮 5、低速级齿轮 7输送机滚筒
原始数据：
输送滚筒工作扭矩T工作＝ 670，滚筒直径＝ 330 ，
输送带速度＝ 0.75 。
3．设计工作任务及工作量的要求
电动机的选择与运动参数计算；
直齿齿轮传动设计计算
轴的设计
滚动轴承的选择
键和连轴器的选择与校核；
装配图、零件图的绘制
设计计算说明书的编写
4．设计成果形式及要求：
1、完整合理的设计计算说明书 1本(25—35页，不少于3000字)
2、齿轮减速箱总装配图 1张A1图纸（手绘）
3、轴类零件 1张A3图纸（要求CAD出图）
4、齿轮零件 1张A3图纸（要求CAD出图）
5、专业资料和参考文献阅读 不少于5篇专业文献
5．工作计划及进度：
2010年12月
12月 6 日 ~ 12月 9 日：完成方案设计及相关参数的选择及计算
12月 10 日 ~ 12月 13 日：轴与轴系零件的设计
12月 14 日 ~ 12月 20 日：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
12月 21 日 ~ 12月 22 日：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写
12月 23 日 ~ 12月 24 日：答辩成绩考核
二、传动方案分析
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，两大齿轮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。
考虑到使用寿命以及承载能力，减速器中齿轮采用圆柱斜齿轮；轴承选用滚动轴承；由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
三、电动机的选择
1． 电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
2． 电动机容量的选择
1） 工作机所需功率
由任务书可知：工作机的扭矩，滚筒直径＝330，输送带速度＝0.75，可得滚筒转速
由式子：
2） 电动机的输出功率
查课程设计指导书表12-7效率的选择：
弹性套柱销联轴器： η1 = 0.99
8级精度圆柱齿轮传动：η2 = 0.97
滚动轴承： η3 = 0.99
传动滚筒效率： η4 = 0.96
传动装置总效率为
3． 电动机转速的选择
根据工作条件，本传动选用Y系列异步电机为原动机。
由前面计算可知工作机转速=43.43r/min，根据课程指导书表12-6常用机械传动的单级传动比推荐值，可选电动机主要有下表所列几种范围。
电动机同步转速
750
1000
1500
3000
系统总传动比
17.045
22.727
56.818
68.182
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，750转的低速电动机传动比虽小，但电动机极数大价格高，故不可取。3000转的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，也不可取。剩下两种相比，如为使传动装置结构紧凑，选用1000转的电动机较好；如考虑电动机重量和价格，则应选用1500转的电动机。综合考虑各方面因素，现选用同步转速为1000转的电动机。
4．电动机型号的确定
因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为4 KW，结合其同步转速，由课程设计指导书表13－1查出各项参数如下：取同步转速： 1000 r/min ——6级电动机
型号： Y131M1-6
额定功率： 4kW
满载功率： 960 r/min
堵转转矩/额定转矩： 2.0
最大转矩/额定转矩： 2.0
安装高度H： 160mm
输出端轴径d: 38mm
四、传动比分配
1、传动装置的总传动比及其分配
总传动比
==
2、合理分配各级传动比：
由于减速箱是同轴式布置，所以＝。
因为＝21.10，＝=4.70
五、运动及动力参数计算
计算与说明
结果
1、各轴的转速计算
速度偏差为0.05%<5%，所以可行。
2、各轴输入功率的计算
按电动机的额定功率=5.5kw
计算各轴输入功率:
I轴的输入功率:
Ⅱ轴的输入功率：
Ⅲ轴的输入功率：
3、各轴的输入转矩计算
I轴的转矩N·m
Ⅱ轴的转矩N·m
Ⅲ轴的转矩N·m
N·m
N·m
N·m
各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
低速轴III
鼓轮轴
转速（r/min）
960
960
205.57
44.02
44.02
功率（kW）
5.5
5.45
5.28
5.02
4.82
转矩（N·m）
54.71
54.22
245.29
1089.07
1056.53
传动比
1
1
4.67
4.67
1
效率
1
0.99
0.95
0.95
0.95
六、齿轮转动的设计
计算与说明
结果
1、齿轮设计：
1）选择材料及硬度
考虑到减速器的使用地为室内，因此要求结构紧凑，所以各齿轮选用45号钢调质并高频感应加热淬火，硬度。强度计算时取，硬度质量要求为ML，表面粗糙度。
因为同轴式布置，为保证中心距一致，所以按低速齿轮计算，然后高速级齿轮的法面模数和压力角以及大小齿轮齿数直接参照低速级同类参数。
2）许用应力
（1）确定σHlim和σFlim
查[1]图10-21e得
σHlim1=σHlim2=960(MPa)
查[1]图10-20d得
σFlim1=σFlim2=480(MPa)
（2）确定寿命系数
查教材图6-24的ZNT1= ZNT2=0.99
YNT1=YNT2=0.95
（3）安全系数取：SH=1.00 SF=1.25
3）按齿根弯曲疲劳强度设计
式中参数：
（1）转矩
（2）查教材表6-8的取为0.8
（3）齿数 取Z1=20，Z2=，取Z2=94
（4）螺旋角 初设=14°
（5）载荷系数K 查教材表6-5设K=1.4
（6）计算纵向重合度及
查[1]图10-26的，
（7）计算螺旋角系数
（8）初算当量齿数Zv
查[2]图8-43的复合齿形系数YFS1=4.38 YFS2=4.0
（9）计算大、小齿轮的并比较
取小齿轮的值代入公式计算
将以上数据带入齿根弯曲疲劳强度计算公式有
初算分度圆直径（mm）
（10）计算圆周速度
（m/s）
（11）初算齿宽及齿高
（mm）
（mm）
（12）计算载荷系数K
根据m/s，初定为8级精度，由[1]图10-8查得：动载系数=1.05，由[1]表10-2得使用系数KA=1，查[1]表10-3得齿间载荷分配系数，查[1]表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对支承对称布置、6级精度、时
故
考虑硬齿面减速器，中等速度，齿轮定为8级精度，故取，查[1]图10-13
故载荷系数：
（13）修正
考虑到估算值与计算值差距较大，应修正
4）按齿面接触疲劳强度计算：
（1）弹性系数ZE 查教材表6-6得ZE=189.8
（2）区域系数ZH 查[1]图10-30，取ZH=2.43
（3）齿数比
（4）
m
（4）计算
综合比较后取
5）确定传动尺寸
（1）计算中心距
（mm）
取整数（mm）
（2）计算螺旋角
∵β变动不大，
∴εα、εβ、ZH无需修正
（mm）
（mm）
（mm）
（mm）
（mm）
（mm）
确定齿宽 （mm）
取mm，mm
6）齿轮的结构设计
（1）估计齿轮处的轴径：轴材料初选45号钢，估算伸出端轴。考虑到轴的设计，取齿轮孔处轴颈，接近小齿轮齿根圆mm，小齿轮采用轴齿轮结构。
大齿轮采用腹板式结构。
根据:
m/s
考虑到硬齿面减速器，速度中等，查[3]表17-16，取齿轮精度等级为8-8-7。
齿厚偏差查[3]表17-19，小齿轮上偏差取G，下偏差取J，大齿轮上偏差取H，下偏差取K。
（2）公法线长度Wn及偏差计算
标准斜齿圆柱齿轮
当量齿数
跨齿数 取
取
mm
mm
由于 可测量公法线长度
偏差计算
查[3]表17-19得
小齿轮齿厚上偏差，齿厚下偏差
大齿轮齿厚上偏差，齿厚下偏差
查[3]表17-21得
小齿轮齿圈径向跳动公差
大齿轮齿圈径向跳动公差
故
公法线平均长度上偏差
公法线平均长度下偏差
其他有关尺寸参看齿轮零件图。
齿轮的参数列表如下
名称
高低速齿轮
端面模数
3.1
中心距a(mm)
175
法向模数
3
螺旋角
旋
向
小齿轮
左
大齿轮
右
齿
数
20
93
分度圆直径(mm）
61.95
288.05
齿顶圆直径（mm）
67.95
294.05
齿根圆直径（mm）
54.45
277.55
齿（mm）
宽
55
50
材料及热处理
45调质表面淬火
Z1=20
Z2=93
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
mm
七、轴的结构设计及计算
计算与说明
结果
I轴：
1）材料及热处理
考虑到I轴为高速，以及齿轮材料后，选I轴材料为45号钢，调质220~240HBS。查[2]表14-1得，查[2]表14-8得。
2）估算直径
查[2]表14-7取A=115，考虑到与联轴器联接键槽，A增大5%，最后取A=120.75，
根据公式有：
mm
3）初选联轴器
轴伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查[2]表4-1取K=1.5由，根据速度，考虑电机轴直径，查[3]表14-47选用HL3弹性柱销联轴器，标准孔径，所以轴伸出段直径。
4）I轴结构初步设计
因为I轴为装有联轴器的斜齿轮轴，所以，结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮轴段两端。轴系采用两端单向固定布置，左右轴承均采用加轴肩定位，为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出0.2mm~0.4mm的热补偿间隙。轴的初步结构图如下。
5）确定各轴段直径及长度
（1）段装HL1型联轴器，查[3]表14-47取；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故L1的长度略短一些，现取。
（2）初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式和可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由[3]表15-1所列深沟球轴承系列表初选6309，其尺寸为，故。考虑到段还要装轴承端盖和毡圈油封，查[3]表16-11槽宽，并考虑到轴承端盖厚度，故L2应取长一点，现取，。
（3）左右轴承都采用轴肩定位，由[3]表15-1查的6309型轴承的定位轴肩高度，因此，取。由轴环宽度，取。
（4）由于是轴齿轮，所以，。
综上所述，轴的总长为235mm，两轴承跨度为105mm。
6）轴上零件径向定位。
（1）半联轴器与轴采用C型平键联接。查[3]表14-35得键尺寸，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为70mm。
（2）半联轴器与轴的配合为H7/k6。
（3）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈处的尺寸公差取m6。
7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸
查[3]表12-11取轴齿轮处倒角为2×45°，轴端倒角为1×45°。各段过渡圆角为R=1mm。
8）轴的强度计算（略）。
以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。
III轴：
1）材料及热处理同I轴。
2）估算最小直径
查[2]表14-7取A=115，考虑到与联轴器联接键槽以及齿轮与轴的键槽，A增大10%，最后取A=126.5，
根据公式有：
mm
3）初选联轴器
（1）轴伸出段装有联轴器，考虑到补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器。查[2]表4-1取K=1.5由，根据速度，查[3]表14-47选用HL5弹性柱销联轴器，标准孔径，既轴伸出段直径。
4）III轴结构初步设计
因为III轴为装有联轴器的轴，所以，结构采用外伸梁布局，外伸部分装联轴器，两轴承布置在齿轮轴段两端。轴系采用两端单向固定布置，左轴承采用轴肩定位，右轴承采用套筒和轴承端盖定位。为避免因温度升高而卡死，轴承端盖与轴承外圈端面留出0.2mm~0.4mm的热补偿间隙。轴的初步结构图如下。
5）确定各轴段直径及长度
（1）段装HL5型联轴器，查[3]表14-47取；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度为142mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故L5的长度略短一些，现取。
（2）初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式和可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由[3]表15-1所列深沟球轴承系列表初选6214，其尺寸为，故。考虑到段还要装轴承端盖、毡圈油封和套筒，查[3]表16-11槽宽，并考虑到套筒长度，套筒长度定15mm,，故L4应取长一点，现取，。
（3）右轴承都采用轴肩定位，由[3]表15-1查的6314型轴承的定位轴肩高度，因此，取。由轴环宽度，取。
（4）处装有大齿轮，大齿轮为腹板式结构，齿轮与轴承采用套筒进行轴向定位，所以不考虑定位功能，考虑到圆角值，取。大齿轮的齿宽为55mm，所以L3应略小于大齿轮齿宽，故取。
综上所述，轴的总长为307mm，两轴承跨度为102mm。
6）轴上零件径向定位。
（1）半联轴器与轴采用C型平键联接，查[3]表14-35得键尺寸，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为110mm。齿轮与轴采用A型平键联接，查[3]表14-35得键尺寸，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为50mm。
（2）半联轴器与轴的配合为H7/k6。
（3）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈处的尺寸公差取m6。
7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸
查[3]表12-11轴端倒角为2×45°。各段过渡圆角为R=2mm。
8）轴的强度计算（略）。
以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。
II轴：
1）材料及热处理同I轴。
2）估算最小直径
查[2]表14-7取A=115，考虑到与大齿轮联接键槽，A增大5%，最后取A=120.75，
根据公式有：
mm
查轴系列取
3）II轴结构初步设计
因为II轴为装有联轴器的轴，所以，结构采用简支梁布局，因为有两个斜齿轮，需要考虑轴向力的影响，采用角接触轴承，成对正安装，两轴承布置在轴两端。轴系采用两端单向固定布置，左轴承采用套筒和轴承端盖定位，右轴承采用轴肩和轴承端盖定位。为避免因温度升高而卡死，右轴承端盖与轴承外圈端面留出0.2mm~0.4mm的热补偿间隙。轴的初步结构图如下。
4）确定各轴段直径及长度
（1）初选滚动轴承。轴上装有斜齿轮，根据公式和可知，径向力大于轴向力，为了减少成本选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由[3]表15-5所列角接触球轴承系列表初选7309C，其尺寸为，故。考虑到段还要装轴承端盖和毡圈油封，查[3]表16-11槽宽，并考虑到轴承端盖厚度，故L8应取长一点，现取，。
（2）左右轴承都采用轴肩定位，由[3]表15-1查的7309C型轴承的定位轴肩高度，但考虑L2段需要轴套定位大齿轮以及L6段为轴齿轮结构所以，取。由轴环宽度，取。
（3）段为大齿轮装配轴段，参照III轴，取，。
（4）段为大齿轮右轴向定位轴环，由计算后取，因此，轴环宽度，取。
（4）段为过渡轴段，考虑到相连轴段直径、轴齿轮齿根圆直径以及估算最小直径，取。轴段长度应考虑同轴式减速器结构要求，所以。
（5）由于是轴齿轮，所以，。
综上所述，轴的总长为288mm，考虑到角接触轴承实际支撑点，经计算后两轴承跨度为244mm。
6）轴上零件径向定位。
（1）大齿轮与轴采用A型平键联接。查[3]表14-35得键尺寸，键槽采用键槽铣刀加工，加工长度为50mm
（2）滚动轴承与轴的轴向定位采用过渡配合来保证，所以两轴颈处的尺寸公差取m6。
7）确定轴上零件的圆角和倒角尺寸
查[3]表12-11取轴齿轮处倒角为2×45°，轴端倒角为1×45°。各段过渡圆角为R=1mm。
以上各尺寸和结构都为初定，实际尺寸以图上尺寸为准。
8）轴的强度计算
（1）轴的受力分析
由轴的初步结构图可知II轴为一简支梁结构，在大齿轮处输入转矩，小齿轮处输出转矩，其受力分析图如下
（2）由前面计算知，，，
，
（3）求支座反力
铅直面支座反力：
解联立方程得： ,
水平面支座反力：
解联立方程得： ,
（4）计算弯矩和扭矩
铅直面弯矩：
，
水平面弯矩：
，
总弯矩：
扭矩：
当量弯矩：
单向旋转，转矩为脉动循环，取
（5）分别校核C点和D点截面
考虑到C点轴段为装配大齿轮而开有键槽，轴径放大5%，。而初步轴结构设计中C点所在轴段直径为75mm，D点处为轴齿轮，其齿根圆直径为54.45mm，且轴的最小直径为45mm，也大于计算轴直径，所以整轴强度足够。
因为实际轴径远大于计算轴径，且两轴承跨度也不大，所以刚度也足够。
I轴
III轴
II轴
强度足够
刚度足够
八、滚动轴承的选择及寿命
计算与说明
结果
I轴
轴系采用两端单向固定，初选轴承为6309。
（1）计算支承的受力
铅直面
左右支承反力相等，等于
水平面
左右支承反力相等，等于
总支承力
轴向力
参考II受力分析，轴向力由右轴承承受，可见，右轴承受载较大。
（2）求当量动载荷
查[3]表15-1可知，6309的，。,参照[2]表14-9，用插入法求得。，利用插入法查[2]表14-9，得X=0.56，Y=2.19。查[2]表14-10，取Kp=1.5：
（3）校核轴承寿命Lh
球轴承取3
轴承选择合适
II轴
轴系采用两端单向固定，初选轴承为7309C
（1）计算支承的受力
参照II轴受力计算结果。
铅直面
,
水平面
,
总支承力
轴向力
，。因为两轴向力方向相反，且往B点支承的轴向力远大于往A点的轴向力，所以，B点处的轴承受载较大。
（2）求当量动载荷PB
查[3]表15-5可知，7309C的，。,参照[2]表14-9，用插入法求得。，利用插入法查[2]表14-9，得X=0.44，Y=1.29。查[2]表14-10，取Kp=1.5：
（3）校核轴承寿命Lh
球轴承取3
轴承选择合适
III轴
轴系采用两端单向固定，初选轴承为6214。
（1）计算支承的受力
铅直面
左右支承反力相等，等于
水平面
左右支承反力相等，等于
总支承力
轴向力
参考II受力分析，轴向力由右轴承承受，可见，左轴承受载较大。
（2）求当量动载荷
查[3]表15-1可知，6314的，。,参照[2]表14-9，用插入法求得。，利用插入法查[2]表14-9，得X=0.56，Y=1.034。查[2]表14-10，取Kp=1.5：
（3）校核轴承寿命Lh
球轴承取3
轴承选择合适
合适
合适
合适
九、键连接的选择及校核计算
代号
b×h×L
直径
（mm）
工作长度
（mm）
工作高度
（mm）
转矩
（N·m）
I轴
10×8×70（C型）
38
65
5
54.22
II轴
20×12×50（A型）
72
35
7.5
245.29
III轴
20×12×50（A型）
72
35
7.5
1089.07
18×11×100（C型）
63
91
7
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，校核后上述键皆安全。
十、连轴器的选择
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。
1、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HL1（GB/T5014-2003），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HL3（GB/T5014-2003）
其主要参数如下：
公称转矩
轴孔直径，
轴孔长
（[3]表14-47）（GB/T5014-2003）
2、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HL5（GB/T5014-2003）
其主要参数如下：
公称转矩
轴孔直径
轴孔长，
（[3]表14-47）（GB/T5014-2003）
十一、箱体的结构设计
此减速为同轴式二级齿轮减速器，采用剖分式结构，箱座和箱盖材料为HT150，铸造。
1、减速器壁厚
根据[3]表3-1铸铁减速器箱体结构尺寸估算壁厚
名称
符号
数值
箱座壁厚
，取
箱盖壁厚
箱座凸缘厚度
箱盖凸缘厚度
箱座底凸缘厚度
地脚螺栓直径
，取18mm
地脚螺栓数目
因为a<250，所以取
轴承联接螺栓直径
，取
底盖联接螺栓直径
，取
底盖联接螺栓间距
根据轴的长度，取
轴承端盖螺钉直径
，取
定位销直径
，查[3]表14-38圆柱销取
螺纹至外箱壁距离
查[3]表3-2取
螺纹至凸缘边距离
查[3]表3-2取
其他尺寸见减速箱零件图。
2、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M18×1.5
油标尺：查[3]表16-9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M16×1.5
十二、密封件，润滑剂及润滑方式的选择
一、 齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.64m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为50mm。
二、 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、 密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为：I轴选用， 毡圈40。
III轴选用，毡圈80
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
参考资料目录
[1] 《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；
[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社，黄森彬主编，2003年7月第一版
[3]《机械设计基础课程设计》，北京理工大学出版社，孟玲琴，王志伟 主编2009年6月第二版
[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。
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