搓丝机传动装置设计宝爷.doc

搓丝机传动装置设计
前言

本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置设计的说明，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终拟定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思绪和方法有了初步的了解和掌握

目录
前言 1
目录 2
轴辊搓丝机传动装置的设计 4
一 课程设计题目 4
1轴辊搓丝机传动装置设计 4
2数据表 5
二 拟定传动方案 5
三 传动装置设计 7
1 机构初步设计 7
2 设计参数 7
四 带传动重要参数及几何尺寸计算 10
五 齿轮传动设计计算 11
1低速级 11
2高速级 15
六 轴的设计与校核 16
1初估轴径 16
2轴强度校核 17
1 高速轴 17
2 中间轴 19
3 低速轴 21
七 轴承的选择与校核 24
1 高速轴轴承30209 24
2 中间轴轴承30212 25
3 低速轴轴承30217 26
八 键的选择与校核 27
九 减速器箱体各部分结构尺寸 29
1 箱体 29
2 润滑及密封形式选择 30
3 箱体附件设计 30
十 参考文献 31

设计任务书
1、 设计题目：
搓丝机设计
2、 设计背景：
a、 题目简述：该机器用于加工轴棍螺纹。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑快上。加工时，下搓丝板随滑快做往复运动。在起始位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。
b、 使用状况：室内工作，需要5台；动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为2023，每年工作300天，天天工作16小时；检修期为三年大修。
c、 生产状况：专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。
3、 设计参数：
滑块行程3400mm；最大加工直径12mm；最大加工长度180mm;公称搓动力 9kN;生产率 32件/分
4、 设计任务：
a、 设计总体传动方案，画总体机构简图，完毕总体方案论证报告。
b、 设计重要传动装置，完毕重要传动装置的装配图（A0）。
c、 设计重要零件，完毕两张零件工作图（A3）。
d、 编写设计说明书。

二、 传动方案的拟定
根据设计任务书，该传动方案的设计提成原动机，传动装置和工作机两部分：
1、 原动机的选择
设计规定：动力源为三相交流电380/220v.
故，原动机选用电动机。
2、 传动装置的选择
<1> 电动机输出部分的传动装置
电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，也许烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。
可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。
链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造精度高，成本大。
而带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度规定不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，虽然传动效率较低，传动比不恒定，寿命段，但还是比较符合本设计的规定，所以采用带传动。
<2> 减速器
传动不是很高，也无传动方向的变化，但是轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用二级斜齿轮减速器，以实现在满足传动比规定的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有助于在粉尘较大的环境下工作。

<3>．工作机
工作机应当采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构，楔快压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。
在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的规定，工作机应当带动上搓丝板，且结构应当尽量简朴，所以选择对心曲柄滑快机构。

三、 电动机的选择
1、 类型和结构形式的选择：
按工作条件和规定，选用一般用途的Y系列三相异步卧式电动机，封闭结构。
2、 电动机功率计算
传动效率：
V带：
二级圆柱齿轮：
一对轴承：
摩擦传动：
总传动效率：
公称搓动力：F=9000N
滑快最大速度：
电动机功率：
3．电动机转速计算
拟定传动比范围：二级齿轮传动比范围；V 带传动比范围
电动机转速范围
在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的Y160M-6型电机。
结论：电动机型号定为Y160M-6，其技术数据如下表：
同步转速
r/min
满载转速
r/min
额定功率
kW

1000
970
7.5
2.0
2.0

四、 传动系统的运动和动力参数
1、 计算总传动比：
2、 分派减速器的各级传动比：
若V带的传动比取，则减速器的传动比为

取两级的圆柱齿轮减速器高速级的传动比为

则低速级的传动比为

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3、 计算传动装置的运动和动力参数
a、 计算各轴转速
电机轴：
1轴：
2轴：
3轴：
b、 计算各轴输入功率
电机轴：
1轴：
2轴：
3轴：
c、 计算各轴输入转矩
电动机输出转矩：
1轴：
2轴：

3轴：

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：

轴名
功率P / kW
转矩T /N·m
转速n
r/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴

5.792

57.024
970
2
0.96
1轴
5.560

109.486

485
4.606
0.9506
2轴

5.286

479.38

105.3
3.291
0.9506
3轴
5.024

1499.718

32

五、 传动零件的设计计算
1、 带轮设计

计算项目
计算内容
计算结果
工作情况系数
天天工作16小时，载荷较平稳
由表13-1-16

设计功率

6.9504kw
带型
图13-1-1
n=970r/min与
取A型
小带轮基准直径
表13-1-1

大带轮直径
取ε=1%
=

取标准值
带速v

5.89m/s
大带轮转速

480.15r/min
初定中心距
0.7<()<<2()

得
基准长度
()+
1994.6mm
实际长度
由表13-1-4
=2023mm
实际中心距a

702.7mm
小带轮包角α

单根v带额定功率
由表13-1-18得

单根v带额定功率增量Δ
由表13-1-20得

包角修正系数
由表13-1-21得

带长修正系数

由表13-1-22得

v带根数z

4.65
取整得z=5
v带单位长度质量m
由表14-1-23得
V=0.1kg/m
单根v带初张紧力

186.49N
作用在轴上的力

1857.53N
带轮参数
由表10-9得

=8.7

带轮宽度B

2、 齿轮设计
a) 高速级齿轮设计
斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分蜗杆轴向力，减少轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度为229HB～286HB，平均取240HB。计算环节如下：
计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步计算
转矩

齿宽系数
由表9.3-11查取

接触疲劳极限
由图9.3-22b

初步计算需用接触应力

值
由表B1，估计取，

动载荷系数

初步计算小齿轮直径

取
初步齿宽

（2）校核计算
圆周速度

精度等级
由表9.3-1选择
8级精度
齿数、模数和螺旋角
取

初取，

传动比误差为0.63%

由表9.3-4取

一般与应取为互质数
取

使用系数
由表9.3-6原动机均匀平稳，工作机有中档冲击

动载系数
由图9.3-6

齿间载荷分派系数
先求

由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级
8级

齿向载荷分布系数

区域系数
由图.3-17查出

弹性系数
由表9.3-11查出

重合度系数
由表9.3-5

由于无变位，端面啮合角

螺旋角系数

齿形系数

由图9.3-19,查得

应力修正系数
由图9.3-20查得

重合度系数

螺旋角系数
由图9.3-21查取

齿向载荷分布系数

由图9.3-9查取

许用弯曲应力
实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限

由表9.3-14查最小安全系数
由图9.3-26拟定尺寸系数
由图9.3-25拟定弯曲寿命系数
此外取

验算

合格
（4）许用接触应力验算

许用接触应力
由表9.3-14取最小安全系数
总工作时间

应力循环次数
（单向运转取）

接触寿命系数由图9.3-23查出

齿面工作硬化系数

接触强度尺寸系数由表9.3-15按调质钢查

润滑油膜影响系数取为

验算

合格
（3）拟定重要传动尺寸
中心距

取整
螺旋角

切向模数

分度圆直径

齿宽

（5）小结：齿轮重要传动尺寸列表
模数

2.5
压力角

螺旋角

分度圆直径

齿顶高

2.5
齿根高

3.125
齿顶间隙

0.625
齿根圆直径

中 心 距

184
齿 宽

齿顶圆直径

b) 低速级齿轮设计
斜齿轮啮合好，且可以抵消一部分蜗杆轴向力，减少轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度为229HB～286HB，平均取240HB。
高速级齿轮传动的误差仅为0.63%，所以在设计低速级的时候可以不加以考虑。
计算环节如下：
计算项目
计算内容
计算结果
（1）初步计算
转矩

齿宽系数
由表9.3-11查取

接触疲劳极限
由图9.3-22b

初步计算需用接触应力

值
由表B1，估计取，

动载荷系数

初步计算小齿轮直径

取
初步齿宽

（2）校核计算
圆周速度

精度等级
由表9.3-1选择
8级精度
齿数、模数和螺旋角
取

初取，

传动比误差为0.44%

由表9.3-4取

一般与应取为互质数
取

使用系数
由表9.3-6原动机均匀平稳，工作机有中档冲击

动载系数
由图9.3-6

齿间载荷分派系数
先求

由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精度等级
8级

齿向载荷分布系数

区域系数
由图.3-17查出

弹性系数
由表9.3-11查出

重合度系数
由表9.3-5

由于无变位，端面啮合角

螺旋角系数

齿形系数

由图9.3-19,查得

应力修正系数
由图9.3-20查得

重合度系数

螺旋角系数
由图9.3-21查取

齿向载荷分布系数

由图9.3-9查取

许用弯曲应力
实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限

由表9.3-14查最小安全系数
由图9.3-26拟定尺寸系数
由图9.3-25拟定弯曲寿命系数
此外取

验算

合格
（4）许用接触应力验算

许用接触应力
由表9.3-14取最小安全系数
总工作时间

应力循环次数
（单向运转取）

接触寿命系数由图9.3-23查出

齿面工作硬化系数

接触强度尺寸系数由表9.3-15安调质钢查

润滑油膜影响系数取为

验算

合格
（3）拟定重要传动尺寸
中心距

取整
螺旋角

切向模数

分度圆直径

齿宽

（5）小结：齿轮重要传动尺寸列表
模数

3
压力角

螺旋角

分度圆直径

齿顶高

3
齿根高

3.75
齿顶间隙

0.75
齿根圆直径

中 心 距

238
齿 宽

齿顶圆直径

3、 轴的设计
a) 高速轴的设计
计算项目
计算内容
计算结果
1）受力分析
材料的选择
为齿轮轴，材料选择与齿轮相同，为40Cr，调质解决，

材料系数

C=112
估算轴径

所受转矩

齿轮圆周力

齿轮径向力

齿轮轴向力

轴受力图
见图轴受力图

水平面反力

垂直面反力

垂直面受力图
见图垂直面受力图

水平面受力图
见图水平面受力图

垂直面弯矩图
见图垂直面弯矩图

水平面弯矩图
见图水平面弯矩图

合成弯矩图
见图合成弯矩图

转矩图
见图转矩图

应力校正系数
用插入法由表20-14求得 ，

当量弯矩图
见图当量弯矩图

2） 较核危险截面
判断危险截面
根据轴的尺寸及弯矩图。截面B处弯矩最大，但同时轴径也很大：截面C处的弯矩较大，具有轴承配合引起的应力集中，同时轴径小，故C为危险截面。
校核截面C
疲劳极限强度
由表20-1

等效系数
由表20-1得

截面应力
弯矩

抗弯截面系数由表20-25得

抗扭截面系数由表20-25得

弯曲应力幅

弯曲正应力的平均应力

扭转切应力幅和平均切应力

有效应力集中系数
由表20-16得

表面质量系数
由表20-19得

尺寸系数
由表20-122得

安全系数
弯曲安全系数

扭转安全系数

静强度安全系数[]由表20-15得
[]=1.5
复合安全系数
S=33.6>[]
校核结果

合格

图5.4

b) 中间轴的设计
计算项目
计算内容
计算结果
1）受力分析
材料的选择
为45号钢，调质解决，

材料系数

C=114
估算轴径

所受转矩

小齿轮圆周力

大齿轮圆周力

小齿轮径向力

大齿轮径向力

小齿轮轴向力

大齿轮轴向力

轴受力图
见图轴受力图

水平面反力

垂直面反力

垂直面受力图
见图垂直面受力图

水平面受力图
见图水平面受力图

垂直面弯矩图
见图垂直面弯矩图

水平面弯矩图
见图水平面弯矩图

合成弯矩图
见图合成弯矩图

转矩图
见图转矩图

应力校正系数
用插入法由表20-14求得 ，

当量弯矩图
见图当量弯矩图

2） 校核轴径
齿根圆直径

轴径

3） 较核危险截面
判断危险截面
根据轴的尺寸及弯矩图。截面C处弯矩最大，具有齿轮配合引起的应力集中；截面B处的弯矩较大，具有齿轮配合引起的应力集中，B、C截面轴径相同，故C为危险截面
校核截面C
疲劳极限强度
由表20-1

等效系数
由表20-1得

截面应力
弯矩

抗弯截面系数由表20-25得

抗扭截面系数由表20-25得

弯曲应力幅

弯曲正应力的平均应力

扭转切应力幅和平均切应力

有效应力集中系数
由表20-16得 按键 按配合
按键 按配合

表面质量系数
由表20-19得

尺寸系数
由表20-122得

安全系数
弯曲安全系数

扭转安全系数

静强度安全系数[]由表20-15得
[]=1.5
复合安全系数
S=2.69>[]
校核结果

合格

c) 低速轴的设计
计算项目
计算内容
计算结果
1） 受力分析
材料的选择
为45号钢，调质解决，

材料系数

C=116
估算轴径

所受转矩

公称搓动力

齿轮圆周力

齿轮径向力

齿轮轴向力

轴受力图
见图轴受力图

水平面反力

垂直面反力

垂直面受力图
见图垂直面受力图

水平面受力图
见图水平面受力图

垂直面弯矩图
见图垂直面弯矩图

水平面弯矩图
见图水平面弯矩图

合成弯矩图
见图合成弯矩图

转矩图
见图转矩图

应力校正系数
用插入法由表20-14求得 ，

当量弯矩图
见图当量弯矩图

2） 较核危险截面
判断危险截面
根据轴的尺寸及弯矩图。截面C处弯矩最大，具有轴承配合引起的应力集中；截面B处的弯矩较大，具有齿轮配合引起的应力集中，故B为危险截面
校核截面B
疲劳极限强度
由表20-1

等效系数
由表20-1得

截面应力
弯矩

抗弯截面系数由表20-25得

抗扭截面系数由表20-25得

弯曲应力幅

弯曲正应力的平均应力

扭转切应力幅和平均切应力

有效应力集中系数
由表20-16得 按键 按配合
按键 按配合

表面质量系数
由表20-19得

尺寸系数
由表20-122得

安全系数
弯曲安全系数

扭转安全系数

静强度安全系数[]由表20-15得
[]=1.5
复合安全系数
S=1.918>[]
校核结果

合格

4) 轴承的设计
1、高速轴轴承的选择
该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对交接触轴承，按轴径初选6208。下面进行校核：
计算项目
计算内容
计算结果
轴承重要性能参数
查表22-31 得6208轴承重要性能参数如下：

轴承受力情况

；

校核轴承1 即可
X、Y值

由表22-31
，

冲击载荷系数
由表22-16查得

当量动载荷

轴承寿命
（球轴承）

>14400h，寿命合格
、
查表22-31，
，
当量静载荷
两式中取大值

安全系数
正常使用球轴承,查表22-18

计算额定静载荷
；；

静载合格
载荷系数
查图

载荷分布系数
查图18.20

许用转速

大于工作转速485r/min
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的规定，且各项指标潜力都很大。
2、中间轴轴承的选择
该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对交接触轴承，按轴径初选6210。下面进行校核：

计算项目
计算内容
计算结果
轴承重要性能参数
查表22-31 得6210轴承重要性能参数如下：

轴承受力情况

；

校核轴承2 即可
X、Y值

由表22-31
，

冲击载荷系数
由表22-16查得

当量动载荷

轴承寿命
（球轴承）

>14400h，寿命合格
、
查表22-31，
，
当量静载荷
两式中取大值

安全系数
正常使用球轴承,查表22-18

计算额定静载荷
；；

静载合格
载荷系数
查图11.3-11

载荷分布系数
查图11.3-12

许用转速

大于工作转速105.3r/min
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的规定，且各项指标潜力都很大。
3、低速轴轴承的选择
该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对交接触轴承，因弯扭矩较大，按轴径初选6313。下面进行校核：

计算项目
计算内容
计算结果
轴承重要性能参数
查表22-31 得6313轴承重要性能参数如下：

轴承受力情况

；

校核轴承2 即可
X、Y值

由表22-31
，

冲击载荷系数
由表22-16查得

当量动载荷

轴承寿命
（球轴承）

>14400h，寿命合格
、
查表22-31，
，
当量静载荷
两式中取大值

安全系数
正常使用球轴承,查表22-18

计算额定静载荷
；；

静载合格
载荷系数
查图11.3-11

载荷分布系数
查图11.3-12

许用转速

大于工作转速32r/min
结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的规定，且各项指标潜力都很大。

5） 键的选择与校核

键的选择重要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中规定等等。
计算项目
计算内容
计 算 结 果
（1）高速轴大带轮键的选择与校核
键的选择和参数
为静联接，选用普通平键，圆头。
由表6-57查得d=26mm时，应选用
键 GB1096-79

转 矩

键 长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表7-3可得钢的许用挤压应力为
=150MPa

故满足规定
许用剪切应力校核
查表7-3可得钢的许用剪切应力为
=

故满足规定
（2）中间轴键的选择和校核
键的选择和参数
静联接,选用普通平键，圆头，由表6-57得d=55mm时，同时考虑到同一跟轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键， GB1096-79

转 矩

键 长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表7-3可得钢的许用挤压应力为
=150MPa

故满足规定
许用剪切应力校核
查表7-3可得钢的许用剪切应力为
=

故满足规定
（3）低速轴键的选择和校核
键的选择和参数

静联接,选用普通平键，圆头
由表6-57查得d=72/60mm时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键， GB1096-79

转 矩

键 长

接触长度

许用挤压应力校 核
查表7-3可得钢的许用挤压应力为
=150MPa

故满足规定
许用剪切应力校核
查表7-3可得钢的许用剪切应力为
=

误差在5%内，故满足规定

六、减速器机体各部分结构尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸
箱座壁厚

考虑铸造工艺，壁厚取
箱盖壁厚

考虑铸造工艺，壁厚取
箱座凸缘厚度

箱盖凸缘厚度

机座底凸缘厚度

取
地脚螺钉直径

取
地脚螺钉数目

取
窥视孔盖螺钉直径

取
定位销直径

取
大齿轮顶圆与内机壁距离
Δ1
> 取Δ1=
齿轮轮毂端面与内机壁距离
Δ2
> 取Δ2=
轴承端盖螺栓直径

轴承端盖外径

取

轴承端盖凸缘厚度

取

七、润滑和密封形式的选择
1、齿轮润滑
在减速器中，采用浸油润滑，由表6-75，选用全损耗用油，用于齿轮传动的润滑。浸油深度一般规定为中间轴大齿轮一个齿高，但不高于低速轴齿轮分度圆半径的1/3。
2、滚动轴承的润滑
两对轴承处的零件轮缘线速度均小于，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。
三对轴承处值分别为：，，，均小于，所以可以选择油脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。
在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的重要性质和用途。由于本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以和轴承选用通用锂基润滑脂（），它合用于宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为的润滑脂。
3、密封形式的选择
为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设立不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封规定考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V <3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。

十、其他技术说明
①减速器装配前，必须按图纸检查各个部分零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀的涂料两次。
②在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。
③轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的2/3。
④减速器的润滑剂在跑合后要立即更换，另一方面应当定期检查，半年更换一次。润滑轴承的润滑脂应定期添加。
⑤在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其他密封件应选用耐油材料。
⑥对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。
⑦减速器装配完毕后要进行空载实验和整机性能实验。
空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，规定运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。
负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。通常，油池温生不得超过，轴温升不得超过。
⑧搬动减速器应用底座上的钓钩起吊。箱盖上的吊环仅可用与起吊箱盖。
⑨机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运送外包装后，要注明放置规定。
参考文献：
1．传动设计部分： 《机械设计综合课程设计》 机械工业出版社 王保民 编著
《机械原理课程设计手册》 重庆大学出版社 王之栎 主编
2．零件设计部分： 《机械设计手册》 第四版 第三卷 成大先主编
《机械设计基础下册》 北京航空航天大学