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机械设计课程设计资料

35
2020年4月19日
文档仅供参考，不当之处，请联系改正。
《机械设计》课程
设计说明书

姓名：
系别：
班级：
学号：
指导老师：

机械设计课程设计题目
题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器
说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。
传送简图如下：

技术参数

已 知 条 件

数 据 组 号
1
2
3
4
5
6
7
8
鼓轮直径（mm）
300
330
350
350
380
300
360
320
传送带运行速度（m/s）
0.63
0.75
0.85
0.8
0.8
0.7
0.84
0.75
传送带从动轴所需扭矩（N﹒m）
700
670
650
950
1050
900
660
900

机械设计课程设计任务书

一、本任务书发给 机自Y094 班学生 楚兆平
二、请按计划书指定题号 中的第 4 组数据进行设计(见附页)。
三、本任务规定的设计计算包括下列各项：
1、 传动装置总体设计计算；
2、 各传动零件的设计计算；
3、 一根主要轴设计计算；
4、 一对主要轴承的设计计算；
5、 各标准零件的选择；
四、本任务书要求在答辩前完成
1、 主要部件的总装配图一张（A1）；
2、 典型零件工作图2张（≥A3）；
3、 20页左右的设计设计说明一份；

一 设计要求
1题目名称：
两级圆柱斜齿轮减速器
2设计参数：
（1）传送带运行速度V=0.8m/s
（2）鼓轮直径 D=300m
（3）传送带从动轴所需扭矩 T=950N·m
3 设计说明：
此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。

二 设计步骤
1 传动装置总体设计方案
（1）在高速级布置带传动
将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。同时，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。
（2）选用闭式圆柱斜齿轮
采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。
综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。

2 电动机的选择
（1）传送带所需功率
鼓轮圆周力：
传送带所需功率： 为传送带效率，取0.94
（2）传动系统总效率
=0.88
其中查设计手册得：
带传动V带的效率——=0.94-0.97 取= 0.96
一对滚动轴承的效率——=0.98-0.995 取= 0.99
一对齿轮传动的效率——=0.96-0.98 取= 0.97
联轴器的效率——=0.99-0.995 取= 0.99
（3）电机所需功率

由设计手册可选取额定功率为5.5KW，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min的Y132S-4型号三相异步电动机。
3 总传动比的确定和各级传动比的分配
（1）传动装置总传动比

（2）各级传动比的分配
i=i0i1i2
i0其中为带传动传动比，i1为高速级传动比，i2为低速级传动比
初选i0 =2，则减速器传动比i减= i1 i2 =i/ i0 =16.49
由利于润滑原则：i1 =（1.25-1.35）i2
由于i减>12，=> i1 =1.35i2
因此可得i1 =4.72 i2 =3.49

4 各轴运动参数及动力参数
转速： 功率： 扭矩：
电机轴：n1=1440r/min, P1=5.5KW, T1=36.48Nm
高速轴：n2=720r/min, P2=5.28KW, T2=70.03Nm
中间轴：n3=152.54r/min, P3=5.07KW, T3=317.42Nm
低速轴：n4=43.65r/min, P4=4.84KW, T4=1058.92Nm
5 传动设计
（1）V带传动设计
原始数据：
传递功率：P=P1=5.5KW， 主动轮转速：n1=1440r/min, 传动比i0=2
1）确定计算功率Pc
Pc =KA·Ped
根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机。
由设计手册查得工作系数KA=1.2
Pc =KA×Ped =6.6 kw
2）选取普通V带带型
根据Pc，n0确定选用
普通V带A型。
3）确定带轮基准直径
a.初选
小带轮基准直径=100mm，查设计手册选取105.5mm
b.验算带速 5m/s< V <20m/s
m/s
5m/s<V<25m/s带的速度合适。
c. 计算dd2
dd2 mm
查手册取 dd2 =205.5 mm
4）确定普V带的基准长度和传动中心距
根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）
2197.7mm< a 0<622mm
初步确定中心距 a 0 =400mm ，
=1295mm
查设计手册 取Ld = 1250 mm
计算实际中心距a

5）验算主轮上的包角
>120o
∴ 主动轮上的包角合适
6）计算V带的根数Z

P0 —— 基本额定功率查设计手册 得P0=1.36kw
P0——额定功率的增量查设计手册 P0=0.17kw
——包角修正系数查设计手册 得=0.95
——长度系数查设计手册 得=0.93
∴ =4.8
取Z=5根
7）计算预紧力 F0

q——V带单位长度质量查设计手册 q=0.1kg/m
=139.5N
应使带的实际出拉力
8）计算作用在轴上的压轴力FP

9）带传动主要参数汇总表
带型
Ld
mm
Z
dd1
mm
dd2
mm
a
mm
F0
N
Fp
N
A
1250
5
105.5
205.5
311.5
139.5
1381.59

（2）高速级齿轮传动设计
选齿轮类、精度等级、材料及齿数
a.为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；
b.因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；
c.为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
d.小齿轮材料：45号钢调质
e.接触疲劳强度极限MPa
f.弯曲疲劳强度极限 Mpa
g.大齿轮材料：45号钢正火
h.接触疲劳强度极限 MPa
i.弯曲疲劳强度极限 Mpa
j.初选小齿轮齿数
大齿轮齿数Z2 = Z1= 103.84，取104
初选螺旋角=15o
按齿面接触强度设计
计算公式：
mm
确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数
材料的弹性影响系数 Mpa1/2
区域系数 =2.425
端面重合度：

其中
接触疲劳许用应力
取安全系数SH=1.2， SF=1.4

小齿轮上的转矩
计算齿轮分度圆直径：
=40.6mm
圆周速度：
=1.531m/s
齿宽： b= =40.6mm
宽高比： b/h=10.123
载荷系数K：
根据计算所得重新查得各系数，KV=1.12，Ka=1.4, KA=1, KHB=1.45
K=KVKaKAKHB=2.3
修正d1: =46,817mm
计算模数：, 取标准模数为2
计算齿数： ，取为23.
Z2 = z1xi1=106.72, 取为107
计算几何尺寸：
中心距：
修正螺旋角：
分度圆直径：
同理得d2=222.23mm
齿宽：b==47.769mm, 取B1=48mm, B2=53mm
按齿轮弯曲强度验算：
载荷系数K
K=KVKaKAKFB=2.12
齿形系数:
求得当量齿数zv1=25.757, zv2=119.826

圆周力Ft:
Ft=2T/d=2932.027N

螺旋角影响系数：
YB=0.739

安全
齿轮结构设计：
齿顶圆直径：da1=d1+2·ha=49.769mm
da2=d2+2·ha=224.23mm
齿根圆直径：df1=d1-2·hf=45.769mm
df2=d2-2·hf=220.23mm

（3） 低速级齿轮传动设计
选齿轮类、精度等级、材料及齿数
a.为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；
b.因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度；
c.为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
d.小齿轮材料：45号钢调质
e.接触疲劳强度极限MPa
f.弯曲疲劳强度极限 Mpa
g.大齿轮材料：45号钢正火
h.接触疲劳强度极限 MPa
i.弯曲疲劳强度极限 Mpa
j.初选小齿轮齿数
大齿轮齿数Z2 = Z1= 139.6，取140
初选螺旋角=15o
按齿面接触强度设计
计算公式：
mm
1)确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数
材料的弹性影响系数 Mpa1/2
区域系数 =2.425
端面重合度：

其中
接触疲劳许用应力
取安全系数SH=1.2， SF=1.4

小齿轮上的转矩
计算齿轮分度圆直径：
=66.953mm
圆周速度：
=0.531m/s
齿宽： b= =66.953mm
宽高比： b/h=13.804
载荷系数K：
根据计算所得重新查得各系数，KV=1.06，Ka=1.4, KA=1, KHB=1.45
K=KVKaKAKHB=2.15
修正d1: =75.489mm
计算模数：, 取标准模数为2.5
计算齿数： ，取为29.
Z2 = z1xi1=101.21, 取为101
计算几何尺寸：
中心距：
修正螺旋角：
分度圆直径：
同理得d2=261.045mm
齿宽：b==74.953mm, 取B1=75mm, B2=80mm
按齿轮弯曲强度验算：
载荷系数K
K=KVKaKAKFB=2.03
圆周力Ft:
Ft=2T/d=8469.3N
齿形系数:
求得当量齿数zv1=30.779, zv2=107.115

螺旋角影响系数：
YB=0.7199

安全
齿轮结构设计：
齿顶圆直径：da1=d1+2·ha=76.953mm
da2=d2+2·ha=263.045mm
齿根圆直径：df1=d1-2·hf=72.953mm
df2=d2-2·hf=259.045mm
齿轮设计主要参数列表

1
2
3
4
材料
40钢调质
40钢正火
40钢调质
40钢正火
齿数
23
107
29
101
模数
2
2
2
2
齿宽
53
48
80
75
中心距
135
168
（4） 减速器各轴结构设计：
A.高速轴
1)选材：
由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用45钢 调质
2)确定最小轴径和长度：
已知高速轴上的功率P=5.28KW，转速n=720r/min，T=70.03Nm
45钢的A值：∴取A=110

选取轴承处轴径：d=30mm, 初选7206角接触球轴承

3)确定各轴段直径：
d1=25mm 与带轮配合 d2=27mm 过渡到箱体内
d3=30mm 轴承内径决定 d4=40mm过渡用
d5=da1=50mm 采用齿轮轴 d6=40mm 过渡用
d7=30mm 轴承决定
4)确定各轴段长度：
l1=65mm 与带轮配合 l2=50mm 过渡长度
l3=30mm 轴承宽度加挡油圈 l4=110mm 过渡长度
l5=B1=53mm 齿宽 l6=50mm 过渡
l7=30mm 轴承宽度决定

5)弯扭结合强度校核
数据：带轮压轴力FQ=1381.59N，
齿轮：Ft=2932.027N, Fr=1108.202N, Fa=820.954N
计算支反力：
水平面：

∑MB=0: 270.5FQ-183FAR+23885Fa-71.5Fr=0
得，FAR=1716.63N
∑MA=0： 87.5FQ+111.5Fr+183FBR+Fad1/2=0
得，FBR=1442.962N
垂直面：

∑MB=0：183FAV-71.5Ft=0
得，FAV=1145.573N
∑F=0：Ft-FAV=FBV
得，FBV=1786.454N
因此合支反力
,
做弯矩图：
水平面：

MR1=87.5FQ=1.209X105Nmm
MR2=71.5FBR=8.785X104Nmm
垂直面：

MV=111.5FAV=1.277X105Nmm
合成弯矩：

因此危险截面为齿轮轴径中点，M=M2=
扭矩为7.003X104Nmm
轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6, []=60MPa

安全
B.中间轴
1)选材：
由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用45钢 调质
2)确定最小轴径和长度：
已知高速轴上的功率P=5.07KW，转速n=152.54r/min，T=317.42Nm
45钢的A值：∴取A=110

选取轴承处轴径：d=40mm, 初选7208角接触球轴承

3)确定各轴段直径：
d1=40mm轴承内径决定 d2=45mm 与齿轮配合
d3=52mm 轴环 d4=45mm与齿轮配合
d5=25mm 过渡段 d6=40mm 轴承决定
4)确定各轴段长度：
l1=50mm轴承宽度加挡油圈 l2=78mm 齿轮轮毂
l3=6mm 轴环 l4=46mm 齿轮轮毂
l5=25mm 过渡段 l6=40mm 轴承宽度加挡油圈
5)弯扭结合强度校核
数据：齿轮：Ft2=2932.027N, Fr2=1108.202N, Fa2=820.954N
Ft3=8469.3N, Fr3=3186.9N Fa3=2222.04N
计算支反力：
水平面：

∑MB=0: 37.477Fa3+111.165Fa2+65Fr2-134Fr3=199FAR
得，FAR=-906.919N
∑MA=0：37.477Fa3+65Fr3+199FBR+111.165Fa2-144Fr2=0
得，FBR=-1171.779N

垂直面：

∑MB=0：-199FAV-134Ft3+65Ft2=0
得，FAV=-4745.248N
∑F=0：Ft2-Ft3+FAV=FBV
得，FBV=-792.025N
因此合支反力
,
做弯矩图：
水平面：

MR1= -65FAR –Fa3d3/2=1.422X105Nmm
MR2=Fa2d2/2+65FBR=8.53X104Nmm

垂直面：

MV1=-65FAV=3.084X105Nmm
MV2=65 FBV=5.148X104Nmm

合成弯矩：

因此危险截面为齿轮轴径中点，M=
扭矩为7.003X104Nmm
轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6, []=60MPa

安全
C.低速轴
1)选材：
由于此轴为齿轮轴因此材料与1号齿轮材料相同采用45钢 调质
2)确定最小轴径和长度：
已知高速轴上的功率P=4.84KW，转速n=43.65r/min，T=1058.92Nm
45钢的A值：∴取A=110

选取轴承处轴径：d=60mm, 初选7212角接触球轴承

3)确定各轴段直径：
d1=60mm轴承内径决定 d2=70mm 与齿轮配合
d3=80m 轴环 d4=70mm过渡段
d5=60mm 轴承内径决定 d6=65mm 接联轴器
4)确定各轴段长度：
l1=53mm轴承宽度加挡油圈 l2=73mm 齿轮轮毂
l3=8mm 轴环 l4=80mm 过渡段
l5=32mm 轴承宽度加挡油圈 l6=40mm 接联轴器
5)弯扭结合强度校核
数据：齿轮：Ft3=8469.3N, Fr3=3186.9N Fa3=2222.04N
计算支反力：
水平面：

∑MA=0：37.477Fa3-66Fr3+202FBR=0
得，FBR=394.507N
∑F=0: Fr3- FBR =FAR
得，FAR=2792.391N

垂直面：

∑MA =0：0=66Ft3-202FBV
得，FBV=2767.197N
∑F=0： FAV=Ft- FBV
得，FAV=5702.103N

因此合支反力
,
做弯矩图：
水平面：

MR1= 66FAR =1.843X105Nmm
MR2= 136FBR=5.36X104Nmm

垂直面：

MV=-66FAV=3.763X105Nmm
合成弯矩：

因此危险截面为齿轮轴径中点，M=
扭矩为7.003X104Nmm
轴单向运转，扭转剪应力按脉动循环变应力取a=0.6, []=60MPa

安全
（5） 轴承寿命校核
A.高速轴
7206AC角接触球轴承
径向力：FA=2063.548N FB=2296.423N
轴向力：齿轮轴向力Fa=820.954N
对7000AC系列，内部轴向力为Fs=0.68Fr
Fsa=1403.213N Fsb=1561.568N
Fsa+Fa=2224.167N>Fsb
因此A轴承被放松，B轴承被压紧。
FAa=Fsa=1403.213N
FBa=Fsa+Fa=2224.167N
计算Fp当量动载荷：FAa/FA=0.68 FAb/FB=0.97>0.68
查设计手册可得，Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87,
取fp=1.2
Fpa=1.2(XaFA+YaFAa)=2476.258N
Fpb=1.2(XbFB+YbFAb)=3451.870N
按B轴承验算,查的额定动载荷C=16.8KN
>17520h(三年2班制)
B.中间轴
7208AC角接触球轴承
径向力：FA=4831.137N FB=1414.344N
轴向力：齿轮轴向力Fa=1401.086N
对7000AC系列，内部轴向力为Fs=0.68Fr
Fsa=3285.173N Fsb=961.754N
Fsa+Fa=4686.172N>Fsb
因此A轴承被放松，B轴承被压紧。
FAa=Fsa=3285.173N
FBa=Fsa+Fa=4686.172N
计算Fp当量动载荷：FAa/FA=0.68 FAb/FB=3.31>0.68
查设计手册可得，Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87,
取fp=1.2

Fpa=1.2(XaFA+YaFAa)=5797.36N
Fpb=1.2(XbFB+YbFAb)=4656.85N
按B轴承验算,查的额定动载荷C=25.8KN
>17520h(三年2班制)

C.低速轴
7212AC角接触球轴承
径向力：FA=6349.128N FB=2795.177N
轴向力：齿轮轴向力Fa=2222.03N
对7000AC系列，内部轴向力为Fs=0.68Fr
Fsa=4317.407N Fsb=1900.720N
Fsb+Fa=4122.76N<Fsa
因此B轴承被放松，A轴承被压紧。
FAa=Fsa=4317.407N
FBa=Fsa-Fa=2095.367N
计算Fp当量动载荷：FAa/FA=0.68 FAb/FB=0.75>0.68
查设计手册可得，Xa=1.Ya=0,Xb=0.41,Yb=0.87,
取fp=1.2
Fpa=1.2(XaFA+YaFAa)=7618.954N
Fpb=1.2(XbFB+YbFAb)=3567.790N
按B轴承验算,查的额定动载荷C=42.8KN
>17520h(三年2班制)
(6) 键连接设计及校核
A中间轴：
与两个齿轮连接的两个圆头平键
连接轴段的尺寸：d1=d2=45mm ,l1=78mm,l2=46mm
查设计手册取b=14mm h=9mm L1=70mm；b=14mm h=9mm L2=40mm
取挤压应力[]=110MPa,工作长度L=L1-b=56mm; L=L2-b=26mm
接触高度k=0.5h=4.5mm
1=2T/kLd=55.98MPa<[ ]; 2=2T/kLd=100.58MPa<[ ]
B 低速轴：
与一个齿轮连接的一个圆头平键
连接轴段的尺寸：d=70mm ,l=73mm,
查设计手册取b=20mm h=12mm L=63mm；
取挤压应力[]=110MPa,工作长度L=L-b=43mm;
接触高度k=0.5h=4.5mm
=2T/kLd=107.27MPa<[ ];

（7）箱体部件设计
箱体
采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

箱体主要结构尺寸
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚
δ
δ=8mm
箱盖壁厚
δ1
δ1=8mm
箱体凸缘厚度
b，b1，b2
箱座b=1.5δ=12mm
箱盖b1=1.5δ=12mm
箱底座b2=2.5δ=20mm
加强肋厚
m，m1
箱座m=0.85δ=6.8mm
箱盖m=0.85δ=6.8mm
地脚螺钉直径
df
中心距和在0-350
取16mm（M16）
地脚螺钉数目
n
n=6
轴承旁联接螺栓直径
d1
d1=0.75df=12mm 取（M12）
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
(0.5～0.6) df=8mm取（M8）
轴承盖螺钉直径和数目
d3，n
d3=8mm n=4
观察孔盖螺钉直径
d4
d4=(0.3～0.4)df=6.4 取（M6）
df、d1、d2至箱壁外距离
C1
df: C1=26mm
d1: C1=22mm
d2: C1=15mm
df、d2至凸缘边缘的距离
C2
df: C2=21mm
d1：C2=18mm
d2: C2=13mm
轴承旁凸台高度半径
R1
R1= C2=21mm
齿轮顶圆至箱体内壁的距离

≥1.2δ≈10mm
齿轮端面至箱体内壁的距离

>δ≈8mm
箱体外壁至轴承座端面的距离
l1
l1=C1+C2+(5～10)=54mm

（8）联轴器选择
减速器常经过联轴器与电动机轴、工作机轴相联接。联轴器的选择包括联轴器的类型和尺寸（或型号）等的合理选择。
联轴器的类型应根据工作要求决定。联接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器，例如弹性套柱销联轴器、弹性柱销联轴器。减速器低速轴与工作机轴联用的联轴器，由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器轴与工作机轴之间往往有较大的轴线偏移，因此常选用刚性可移式联轴器，例如滚子链联轴器、齿式联轴器。对于中。小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不很大时，也可选用弹性柱销联轴器这类弹性可移式联轴器。
因为鼓轮轴与III轴在最终安装时很有可能出现相对位移，因此选用能补偿两轴位移的联轴器，根据工作情况，定为弹性柱销联轴器。查国标选用LX3型联轴器
公称扭矩
许用转速
轴孔直径
轴孔长度
转动惯量
D
（N·m）
（r/min）
（mm）
（mm）
(kg·m2)
（mm）
1250
4750
48
112
0.026
195
LX3联轴器参数

（9）主要附件
1.窥视孔和视孔盖
窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜
窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封
长度
两螺钉距离
宽度
两螺钉距离
螺钉公称直径
螺钉个数
120
105
90
75
M6
4

2.通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。
通气器选M18×1.5

3.油面指示器
用油标尺，其结构简单、在低速轴中常见。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。
　　　油标尺选用M16

参数如下 mm
d
d1
d2
d3
H
a
b
c
D
D1
M16
4
16
6
35
12
8
5
26
22

4.放油孔和油塞
放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。
　　选M16×1.5mm
d
D0
e
L
l
a
S
d1
H
M16
26
19.6
23
12
3
17
17
2
5.起吊装置
减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。
6.定位销
选用用圆柱销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，一般将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。
　　　　取位销直径d≈5mm
7.起盖螺钉
起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉直径相同。

三、设计小结
经过这次课程设计实践，我对机械设计有了更全面、更深入地了解与认识。以往课堂上我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。
实际设计中各类计算查标准对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，可是经过老师的指导，自己重复查看资料，使我们在设计过程中获益匪浅。
虽然课程设计时间并不算长，但却使得我获得了很多课上学不到的知识，初步掌握了机械设计的思路一般思路，对一些常见零件的设计校核等，这些工作对机械设计知识的总体把握与应用意义匪浅。
四、参考书目
1.《机械设计教程》黄平 朱文坚 主编
2.《机械设计课程设计》杨光 席伟光 等主编
3.《互换性与技术测量》廖念钊 李硕根 等主编
4.《画法几何及机械制图》毛昕 张秀艳 等主编
5.《机械原理》孙桓 陈作模 等主编
6.《工程力学》北京科技大学 东北大学编
7.机械设计手册软件版V3.0