机械设计优秀课程设计V带传动二级圆柱斜齿轮减速器.docx

机械设计基础课程设计 V带传动二级圆柱斜齿轮减速器题目题号： V带传动二级圆柱斜齿轮减速器学 院： 机电工程学院专业班级： 机械103班学生姓名： 高石磊 霍亚东 牛彦文指导老师： 王银彪成 绩： 优异 年 12 月 01 日一 课程设计书 2 二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机选择 43. 确定传动装置总传动比和分配传动比 64. 计算传动装置运动和动力参数 85. 设计V带和带轮 106. 齿轮设计 137. 滚动轴承和传动轴设计 208. 键联接设计 289. 箱体结构设计 3010.润滑密封设计 31 11.联轴器设计 32四 设计小结 33 五 参考资料 35一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷改变不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包含其支承轴承效率损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输许可速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 鼓轮直径(mm)传送带速度（m/s）传送带主动轴所需扭矩（Nm）2801.55700二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机选择3. 确定传动装置总传动比和分配传动比4. 计算传动装置运动和动力参数5. 设计V带和带轮1.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. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案以下： 图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所表示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置总效率0.960.970.960.759；为V带效率,为轴承效率，为齿轮效率，为联轴器效率，为鼓轮传动效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采取开式效率计算)。2.电动机选择电动机有交、直流之分，通常工厂全部采取三相交流电，所以选择交流电动机。交流电动机分异步、同时电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以一般笼型异步电动机应用最多，现在应用较300广Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求场所，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。确定电动机功率电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能好坏：若所选电动机功率小于工作要求，则不能确保工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率原因和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。1. 带式输送机所需功率 由1中公式（2-3）得： 设计题目给定：输送带拉力F（N）=N 输送带速度V(m/s)=1.55 m/s 2. 计算电动机输出功率依据文件1（机械零件设计指导关阳等编 辽宁科学技术出版）表22确定个部分效率以下：弹性联轴器：（1个）滚动轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）圆柱齿轮传动：（精度8级）传动滚筒效率：V带传动效率：得电动机至工作机间总效率:卷筒效率:电动机输出功率：确定电动机转速同一类型、相同额定功率电动机低速级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置总传动比及尺寸降低；高速电动机则和其相反，设计时应综合考虑各方面原因，选择合适电动机转速。三相异步电动机常见同时转速有，常选择或电动机。1. 计算滚筒转速由公式计算滚筒转速：工作机转速：设计题目给定：滚筒直径D=280mm输送带速度V(m/s)=1.55m/s确定电动机转速 由参考文件2（机械设计）中表181可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为，由参考文件1 V带传动比范围为，所以总传动比合理范围为，故电动机转速可选范围是：符合这一范围同时转速有3000r/min由参考文件1中表h11查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)最大转矩/额定转矩同时转速满载转速1Y100L-23300028802.32Y112M-24300028902.33Y132S1-25.5300029002.3表h11中，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和总传动比，即选定2号方案，电动机型号为Y112M-2其关键参数以下：表2-1电动机相关参数型号额定功率满载转速计算输出功率轴伸长中心高轴颈键槽宽Y112M-24kw2890 r/min3.76kw380mm100mm60mm8mm表2-2带式输送机相关参数皮带速度皮带拉力滚筒直径工作条件天天时间设计寿命转速功率1.55m/sN300mm平稳连续8小时9年105.7r/min1.8kw3.传动装置总传动比确实定及各级传动比分配由选定电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件圆周速度以降低动载荷。 计算总传动比由电动机满载转速和工作机主动轴转速 可得：总传动比合理分配各级传动比由参考文件1中表23，取带传动比，则 两级减速器传动比因为减速箱是展开部署，所以，取高速级传动比，由得低速级传动比为，从而高速级传动比为表2-3传动比分配 总传动比电机满载转速电机-高速轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速2890r/min=2=4.29=3.18105.7 r/min4.计算传动装置运动和动力参数为进行传动件设计计算，应首先推算出各轴转速、功率和转矩，通常按由电动机至工作机之间运动传输路线推算各轴运动和动力参数。0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：表2-4各轴运动和动力参数轴名功率P (/kw)转矩T（N/ m）转速n (r/min)传动比i效率电机轴413.22289020.96轴3.8425.3814454.290.97轴3.69104.56336.833.180.97轴3.54319.30105.9210.99滚筒轴3.47312.95105.92确定带传动关键参数及尺寸1. 带传动设计关键内容 选择合理传动参数；确定带型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴作用力及带材料、结构和尺寸等。2. 设计依据 传动用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置要求；原动机种类和所需传动功率；主动轮和从动轮转速等。3. 注意问题 带传动中各相关尺寸协调，如小带轮直径选定后要检验它和电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检验和箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要和所选电动机轴径一致；大带轮孔径应注意和带轮直径尺寸相协调，以确保其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段最小轴径。5.V带传动设计计算1、确定计算功率由2中表8-7查得工作情况系数由2中公式8-21：2、选择V带带型依据及,由2中图8-11选择C型3、确定带轮基准直径并验算带速初选小带轮基准直径由2中表8-6和表8-8，取小带轮基准直径验算带速按2中公式8-13验算带速度因为,故带速适宜。计算大带轮基准直径。依据2中公式8-15a计算大带轮基准直径 由2中表8-8取4、确定V带中心距和基准长度 依据2中公式8-20，,初定中心距由2中公式8-22计算所需基准长度 由2中表8-2选带基准长度计算实际中心距由2中公式8-23计算5、验算小带轮上包角依据2中公式8-25计算：6、计算带根数z计算单根V带额定功率由和,查2中表8-4a得依据 和B型带查2中表8-4b得查2中表8-5得，查2中表8-2得,于是由2中公式8-26：计算V带根数z 取2根7、计算单根V带初拉力最小值依据2中公式8-27： 其中q由2中表8-3得A型带应使带实际初拉力。8、计算压轴力压轴力最小值由1中公式8-28得： 9、带轮结构设计 查2中表8-10得大、小带轮总宽度：V型带传动相关数据见表3-0V。表3-0 V型带传动相关数据计算功率（kw）传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）4.425.23C2345.601371.53小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包角2505009964000102165.626.齿轮设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据已经选定传动方案，高速级齿轮选择以下：1. 齿轮类型 选择直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级 带式输送机为通常机器速度不高，根据2中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）3. 材料 由2中表10-1选择：二者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4. 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 齿数比按齿面接触强度设计1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由文件2中表10-6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文件2中表107知齿宽系数由文件2中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲惫强度极限： 计算应力循环次数由文件2中图10-19取接触疲惫寿命系数 计算接触疲惫许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由文件2中式10-12 计算 由式试算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b 计算齿宽和齿高比模数 齿高 计算载荷系数据 8级精度。由图10-8查动载荷系数直齿轮由文件2中表10-2查得使用系数由文件2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称部署时由 在文件2中查图10-13 得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由文件2中式10-10a得 计算模数m 按齿根弯曲强度计算由文件【1】中式10-5弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值 由文件2中图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限大齿轮弯曲疲惫强度极限 由文件2中图10-18取弯曲疲惫寿命系数 计算弯曲疲惫许应力取弯曲疲惫安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮 大齿轮数值大2. 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积相关，可取由齿根弯曲疲惫强度计算模数1.71并依据GB1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲惫强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数 取实际传动比：传动比误差： 许可高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径 中心距 齿轮宽度 取 表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2021304.22550455555大齿轮10521020521450低速级齿轮设计选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选择直齿圆柱齿轮传动 传动速度不高，选择8级精度（GB10095-88） 材料选择小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45 调质 硬度240HBS 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 按齿面接触强度设计1.确定公式内各计算数值试选载荷系数 小齿轮传输扭矩由2中表10-6查得材料弹性影响系数由2中表10-7选择齿宽系数由2中图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限 大齿轮接触疲惫强度极限 由2中式10-13计算应力循环次数 由2中图10-19取接触疲惫寿命系数 计算接触疲惫许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由2中式10-12 2.计算 计算小齿轮分度圆直径，代入 计算圆周速度 计算宽度b 计算齿宽和齿高比模数m 齿高 计算载荷系数据 8级精度。由2中图10-8查动载荷系数；直齿轮。由2中表10-2查得使用系数。由2中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称部署时 由 查2中图10-13得 故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由2中式10-10a得 计算模数m 按齿根弯曲强度计算由2中式10-5弯曲强度设计公式 1. 确定公式内各计算数值 由2中图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫强度极限 由2中图10-18取弯曲疲惫寿命系数 计算弯曲疲惫许应力取弯曲疲惫安全系数 由2中式10-12 计算载荷系数K 查取齿形系数由2中表10-5查得 查取应力校正系数由2中表10-5查得 计算大小齿轮 大齿轮数值大2.设计计算 依据2中表101就近圆整为标准值计算小齿轮齿数 计算大齿轮齿数 实际传动比：传动比误差： 许可低速级齿轮几何尺寸计算 分度圆直径 中心距 齿轮宽度 表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮202.51703.0348578.759090大齿轮102255248.75260857. 传动轴和滚动轴承设计确定轴材料及初步确定轴最小直径1、确定轴材料输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。2、求作用在齿轮上力依据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴齿轮上力：输入轴功率 输入轴转速 输入轴转矩 圆周力：径向力：3、初步确定轴最小径，选择轴材料为40Cr，调制处理，依据2中表153，取 初步设计输入轴结构依据轴向定位要求初步确定轴各处直径和长度已知轴最小直径为，因为是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了和外连接件以轴肩定位，故取B段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选择深沟球轴承（采取深沟球轴承双支点各单向固定）。参考工作要求并依据，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、标准精度级深沟球轴承6005（参考文件3），其尺寸为，为预防箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，依据需要应分别在两个挡油板一端制出一轴肩，故：。因为轴承厚度为12mm，依据4中图5.3挡油板总宽度为13.5mm故，依据箱座壁厚，取10 且齿轮右端面和箱内壁距离，则取，依据4中图5.3，而挡油板内测和箱体内壁取3.5mm，故。依据参考文件1表3-1知中间轴两齿轮间距离，估取，且中间轴小齿轮端面和箱体内壁距离为，因，故。设计轴承端盖总宽度为40mm（由减速器及轴承端盖结构设计而定），依据轴承端盖拆装及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和外连接件右端面间距离为20mm，故。依据依据带轮宽度可确定初步设计输出轴结构输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩查表14-1，考虑到转矩改变很小故取，则：初选联轴根据计算应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T5014-85,选择型号为LT8Y型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径,故取半联轴器长度。 轴结构设计（1）依据轴向定位要求初步确定轴各处直径和长度依据已确定，因为f段轴长和半联轴器轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取e段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选择深沟球轴承（采取深沟球轴承双支点各单向固定）。参考工作要求并依据，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、标准精度级深沟球轴承6011（参考文件3），其尺寸为，依据需要在挡油板一端制出一轴肩，故。因为轴承长度为18mm，挡油板总宽为16mm故，依据两齿轮中心定位，且中速轴上小齿轮端面和箱体内壁为13.5mm，而挡油板内测和箱体内壁取3.5mm，另外为了使大齿轮愈加好固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取5mm，综上累加得出，。依据高速轴尺寸和低速轴部分尺寸能够算出设计轴承端盖总宽度为37mm（由减速器及轴承端盖结构设计而定），依据轴承端盖拆装及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和外连接件右端面间距离为30mm，故。按弯曲合成应力校核轴强度(1).依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图：(2) .计算危险截面C处 现将计算出截面相关数据列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3 .校核轴强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由2中表15-1查得，轴弯曲疲惫极限结论：强度足够。轴设计中速轴设计1、中速轴功率 中速轴转速 中速轴转矩 2、初步确定轴最小径因为中间轴最小径和滚动轴承配合，故同时选择滚动轴承，依据轴最小径初步选择型号为6206深沟球轴承，其尺寸为。依据前两个轴尺寸，不难得出中速轴尺寸，故其各部分计算省略。；轴承选择轴系部件包含传动件、轴和轴承组合。输入轴轴承1. 轴承类型选择因为输入轴承受载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受径向载荷；轴承转速；轴承预期寿命2.轴承型号选择求轴承应有基础额定动载荷值根据3 表22-1选择6005轴承 验算6005轴承；所以轴承6005合格。输出轴轴承1.轴承类型选择因为输入轴承受载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受径向载荷 ；轴承承受转速 轴承预期寿命 2.轴承型号选择求轴承应有基础额定动载荷值根据3 表22-1选择6011轴承验算6011轴承；所以轴承6011合格。中间轴轴承1.轴承类型选择因为中间轴承受载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受径向载荷 ；轴承承受转速 轴承预期寿命 2.轴承型号选择求轴承应有基础额定动载荷值根据3表22-1选择6206轴承. 验算6206轴承；所以轴承6206合格。8. 键联接设计1、输入轴键连接因为输入轴上齿轮1尺寸较小，采取齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型一般平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长依据皮带轮宽度B=60mm选择键长度系列取键长L=50mm. 校核键连接强度键和联轴器材料全部是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键工作长度，键和轮毂键槽接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-2、输出轴键连接 输出轴和齿轮4键连接选择键连接类型和尺寸通常8级以上精度齿轮有定心精度要求，应选择平键连接。因为齿轮不在轴端，故选择圆头一般平键（A型）。据，由2中表6-1查得键剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键长度系列取键长。 校核键连接强度键、齿轮和轮毂材料全部是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键工作长度，键和轮毂键槽接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096- 输出轴端和联轴器键连接据输出轴传输扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T 5014-85。选择HL8型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径。 选择键连接类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器Y型轴孔，轴孔长度选择A型一般平键 校核键连接强度键和联轴器材料全部是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键工作长度，键和轮毂键槽接触高度。由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096- 3 、中间轴键连接 中间轴和齿轮2键连接选择键连接类型和尺寸通常8级以上精度齿轮有定心精度要求，应选择平键连接。因为齿轮不在轴端，故选择圆头一般平键（A型）。据，由2中表6-1查得键剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键长度系列取键长。 校核键连接强度键、齿轮和轮毂材料全部是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键工作长度，键和轮毂键槽接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 GB/T 1096-（2）、中间轴和齿轮3键连接依据中间轴和齿轮2键连接方法。可确定出中间轴和齿轮3键连接中键 键 GB/T 1096-9. 箱体结构设计类型依据箱体设计，选择凸缘式轴承端盖。各轴上端盖：闷盖和透盖：参考4表4.8 闷盖示意图 透盖示意图表4-1三个轴轴承盖DDDDd0螺钉孔数ne1m b 1d17762374774833825927752627482971301108090941027105510.润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采取脂润滑，箱体内选择SH0357-92中50号润滑，装至要求高度.油深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了确保机盖和机座联接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间距离不宜太大，国150mm。并匀均部署，确保部分面处密封性。11.联轴器设计联轴器类型选择为了隔离振动和冲击，选择弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器含有缓冲和吸震性，可频繁起动和正反转，能够赔偿两轴相对位移联轴器型号选择（）计算转矩由2中表14-1查得，故由2中式（14-1）得计算转矩为式中为工作情况系数，由工作情况系数表确定。（3）选择联轴器型号依据GB5014-85中查得LT8型弹性套柱销联轴器许用转矩为 ,许用最大转速为，轴径为之间，故适用。则联轴器标识：联轴器四. 设计小结这次相关带式运输机上两级展开式圆柱斜齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计综合素质大有用处。经过二个星期设计实践，使我对机械设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础.1. 机械设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差和配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想;训练综合利用机械设计和相关先修课程理论,结合生产实际反系和处理工程实际问题能力;巩固、加深和扩展相关机械设计方面知识等方面相关键作用。3. 在这次课程设计过程中,综合利用先修课程中所学相关知识和技能,结合各个教学实践步骤进行机械课程设计,首先,逐步提升了我们理论水平、构思能力、工程洞察力和判定力,尤其是提升了分析问题和处理问题能力,为我们以后对专业产品和设备设计打下了宽广而坚实基础。4. 此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助.5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提升设计实践操作能力。 致 谢首先，我要尤其感谢我指导老师王银彪老师，她对我机械设计课程设计给了很多指导，花费了很多心血，使我最终圆满完成了机械设计课程设计。在王老师悉心教导这段时间里，她严谨治学态度，渊博知识，正直人格，给我留下了极为深刻印象，为我以后工作、生活树立了良好楷模。其次，我要感谢我同组同学，她们给了我很大支持，对我们设计成功完成给了大力支持，使我顺利完成了设计。再次感谢关心我，珍惜我，帮助我老师，好友。五. 参考资料:1.机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2.机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社8月版3.机械设计手册 机械工业出版社9月第三版4.实用轴承手册 辽宁科学技术出版社10月版5. 机械课程设计指导书 第二版