机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器(得优).doc

机 械 设 计
设计说明书

带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（7）

目 录

1 设计任务书 2
2 传动方案的拟定 3
3 原动机的选择 4
4 确定总传动比及分配各级传动比 6
5 传动装置运动和运动参数的计算 7
6 传动件的设计及计算 9
7 轴的设计及计算 13
8 轴承的寿命计算及校核 19
9 键联接强度的计算及校核 21
10 润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 23
11 减速器箱体及附件的设计 25
12 设计小结 29
13 参考文献 30
14 附图

1 设计任务书
1.1 课程设计的设计内容
设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。

图1.1带式运输机的传动装置
1.2 课程设计的原始数据
已知条件：①运输带的工作拉力：F=6800N；
②运输带的工作速度：v=0.65m/s；
③卷筒直径：D=320mm；
④使用寿命：8年， 2班制，每班8小时。
1.3 课程设计的工作条件
设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；
②工作情况：连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；
③制造情况：中批量生产。

2 传动方案的拟定
带式运输机的传动方案如下图所示

图2-1带式输送机传动系统简图
1-电动机；2-联轴器；3-二级圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-滚筒；6-输送带
上图为闭式的两级圆柱齿轮减速器传动，其结构简单，尺寸较小，结构紧凑，传动较平稳。

3原动机的选择
3.1 选择电动机的类型
按照设计要求以及工作条件，选用一般Y系列三相异步电动机，电压为380V。
3.2选择电动机的容量
3.2.1工作机所需的有效功率

式中：—工作机所需的有效功率（KW）
—带的圆周力（N）
3.2.2 电动机的输出功率
根据文献【2】中表3-3（按一般齿轮传动查得）
—传动装置总效率
—联轴器效率，
—一对滚动轴承效率，
—闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级)， —输送机滚筒效率，

则传动系统的总效率为:
工作时电动机所需的功率为：

因工作载荷有轻微冲击，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表12-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率=5.5（kw）
3.3确定电动机的转速
根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为

初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，有文献【2】中表12-1可知，对应于额定功率为5.5kw的电动机型号分别为Y132S-4型和Y132M2-6型。现将Y132S-4型和Y132M2-6型的电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于表3-1中。
表3-1 方案的比较
方案号
电动机型号
额定功率/kw
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总传动比i
外伸轴径D/mm
轴外伸长度E/mm
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
37.12
38
80
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
24.75
38
80
通过对上述两种方案比较可以看出：方案2总传动比为24.75满足圆柱齿轮传动闭式的推荐值，所以选方案2较为合理。
Y132M2-6型三相异步电动机的额定功率=5.5kw，满载转速=960r/min。由文献【2】中表12-2查的电动机中心高H=132mm，伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。

4 确定总传动比及分配各级传动比
4.1传动装置的总传动比

式中：—总传动比
—电动机的满载转速（r/min）
4.2 分配传动比
根据文献【2】中表3-4查得，闭式圆柱齿轮的传动比的适用范围。所以传动系统各级的传动比的分别如下：
两级圆柱齿轮减速器的总传动比

5 传动装置运动和动力参数的计算
减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。
5.1 各轴的转速

5.2各轴输入功率

5.3 各轴输入转矩

将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格。如下表5-1所示：

表5-1 传动系统的运动和动力参数
轴号
电动机
二级圆柱齿轮减速器
工作机
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min)
960
960
192.96
38.79
38.79
功率P/kw
5.20
5.148
4.9359
4.7399
4.6456
转矩T/(N.m)
51.73
51.21
244.29
1166.96
1143.73
传动比i
1
4.975
4.975
1

6传动件的设计及计算
6.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
6.1.1 材料的选择
根据文献【1】中表7-1查得，
小直齿圆柱齿轮1选用45Gr钢，7级精度，热处理为调质处理，HBS1=260；
大直齿圆柱齿轮2选用45钢，7级精度，热处理为调质处理，HBS2=230。
因为此两圆柱齿轮的转速不高，，且二者材料硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求，也可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。
小齿轮齿数：初选
大齿轮齿数：初选
6.1.2确定材料许用接触应力
根据文献【1】中图7-18（a）查MQ线
， 。
小齿轮循环次数
小齿轮循环次数

根据文献【1】中图7-19查的。
根据文献【1】中图7-20查的。
根据文献【1】中图7-8查的

6.1.3确定小斜齿圆柱齿轮的分度圆直径
初定螺旋角，试选载荷系数。
小齿轮传递的转矩
根据文献【1】中表7-6查的齿宽系数。
根据文献【1】中表7-5查的弹性影响系数。
根据文献【1】中图7-14查的节点区域系数
端面重合度 轴面重合度
因，重合度系数
螺旋角系数
小齿轮直径6.1.4确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径
按电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，根据文献【1】中表7-2取
圆周速度
故前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度查文献【1】中图7-7得
齿宽初定
单位宽度载荷值为 根据文献【1】中表7-3取
根据文献【1】中表7-4得

载荷系数
实际载荷系数修正所算的分度圆直径
模数
6.1.5齿根弯曲疲劳强度计算
根据文献【1】中图7-21取，。
根据文献【1】中图7-22查的弯曲疲劳寿命系数。
根据文献【1】中表7-8查的弯曲疲劳安全系数。
根据文献【1】中图7-23查的尺寸系数。
许用弯曲应力

初步确定齿高

根据文献【1】中图7-11查得
载荷
当量齿数

根据文献【1】中图7-16查得，
根据文献【1】中图7-17查得，

大齿轮数值大。
端面压力角
基圆螺旋角的余弦值
当量齿轮端面重合度

根据文献【1】中图7-25查得螺旋角影响系数
则
由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的1.70mm按国标圆整为。并根据接触强度计算出的分度圆直径，协调相关参数与尺寸为

6.1.6齿轮几何尺寸计算
中心距
把中心距圆整成167mm。
修正螺旋角螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。
分度圆直径

齿宽取，。

表6.1斜齿圆柱齿轮的结构设计尺寸
名称
符号
小齿轮
大齿轮
螺旋角

传动比
i
4.975
齿数
z
27
134
基圆螺旋角

法面模数

2mm
端面模数

2.07mm
法面压力角

端面压力角

法面齿距

6.28mm
端面齿距

6.50mm
法面基圆齿距

5.90mm
法面齿顶高系数

1
法面顶隙系数

0.25
分度圆直径
d
56.01mm
277.99mm
基圆直径

52.40mm
260.07mm
齿顶高

2mm
齿根高

2.5mm
齿顶圆直径

58.01mm
279.99mm
齿根圆直径

51.01mm
272.99mm
标准中心距
a
167mm
齿宽
b
50mm
45mm
6.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由于减速器是同轴式双级圆柱齿轮减速器，所以低速级的齿轮参数须跟高速级一致，考虑到低速载荷较大，材料选用20CrMnTi硬齿面齿轮。具体参数见6.1。

7 低速轴的设计及计算
7.1 轴的受力分析
由上述6.1中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：
大斜齿轮的圆周力：
大斜齿轮的径向力：

大斜齿轮的轴向力：
7.2轴的材料的选择
由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
7.3轴的最小直径
根据文献【1】中表12-3按45钢查得

根据文献【1】中表11-1按转矩变化小查得

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中表16-4查得，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000。半联轴器的孔径mm,故取，半联轴器长度mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度mm。
7.4 轴的结构设计
7.4.1 拟定轴上零件的装配方案
低速轴的装配方案如下图7.4所示，
7.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段的左端需要一个定位轴肩，取直径；联轴器左端用轴端挡圈固定，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以应取1-2段的长度比联轴器毂孔长mm稍短一些，取。
②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，根据文献【2】中表15-3中初步选用圆锥滚子轴承30313，其尺寸为，故；而。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【2】中表15-3查的30313型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取。
③取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应稍短于齿轮轮毂宽度，故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=6mm,则轴环处的直径。轴环宽度b>1.4h,取。
④轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。
⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=36mm，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
7.4.3 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。根据文献【2】中表14-10按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽长为32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，联轴器与轴连接的平键截面，半联轴器与轴配合为H7/k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
7.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸
根据文献【1】中表12-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.4。

图7.4轴的结构与装配
7.5 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图7.4）做出轴的设计简图（7.1图）。在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30313型圆锥滚子轴承根据文献【2】中表15-3查的，因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的设计简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.5所示。

图7.5轴的载荷分析图

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值如表7-5。
表7-5 截面C处的及的值
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

7.6 按弯扭合成应力校核轴的疲劳强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。因为单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力为 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【1】中表12-1查得。因此，故安全。
7.7 精确校核轴的疲劳强度
7.7.1 判断危险截面
截面A，2，3，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，2，3，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，截面C上的应力最大。截面5的应力集中的影响和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不必校核。由机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。
7.7.2 分析截面Ⅵ左侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面4左侧的弯矩：
截面Ⅵ上的扭矩：
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】中表12-1查得，，。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及,由机械设计手册查取。因，，经差值后可查得，
；
尺寸系数：
扭转尺寸系数：
轴按车削加工，查得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，综合系数为：

又由机械设计手册查得应力折算系数
于是，计算安全系数值:

故可知安全。
7.7.3分析截面Ⅵ右侧
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面4左侧的弯矩：
截面Ⅵ上的扭矩：
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转切应力：
过盈配合处由手册查得过盈配合处的；轴按车削加工，查得表面质量系数为 ；尺寸系数；。
综合系数为：

所以轴在截面4右侧的安全系数为：

故该轴在截面4右侧的强度也是足够的，因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性， 故可略去静强度校核。

8 轴承的寿命校核
因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。
8.1低速轴齿轮的载荷计算
由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：
分度圆直径：
圆周力：
径向力：
轴向力：
8.2轴承的径向载荷计算
低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为30313型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7-5可得：

8.3轴承的轴向载荷计算
根据文献【2】中表13-1查得30313型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：

因为
故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。
则 轴承的轴向派生力为 ，
8.4轴承的当量动载荷计算
根据文献【1】中表10-8按轻微冲击查得载荷系数，又因为
，
根据文献【1】中表13-5查得两个轴承的径向动载荷系数，和轴向动载荷系数，。
所以根据文献【1】中表13-8a查得两轴承的当量动载荷为

8.5轴承寿命的计算及校核
根据文献【1】中表10-6按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=38.79r/min 。并取。故根据文献【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为
故轴承绝对安全。

9键联接强度校核计算
9.1普通平键的强度条件
根据文献【1】式4-1中可知，

式中：—传递的转矩()
—键与轮毂键槽的接触高度，，此处为键的高度（）
—键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（）
—轴的直径（）
—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表4-2中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。
9.2高速轴上键的校核
对于键，已知：于是得，
故该键安全。
9.3中间轴上键的校核
对于键，已知：于是得，
故该键安全。
9.4低速轴上键的校核
对于键已知：于是得，
，故该键安全。
对于键已知：于是得，
，故该键安全。

10 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择
10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择
10.1.1齿轮润滑方式的选择
高速轴小斜齿轮的圆周速度：

中间轴大斜齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：

低速轴大斜齿轮的圆周速度：

取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。
10.1.2齿轮润滑剂的选择
根据文献【2】中表20-3中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：AN68，运动粘度为：61.274.8（单位为：）。
10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择
10.2.1滚动轴承润滑方式的选择
高速轴轴承:
中间轴轴承：
低速轴轴承：
故三对轴承均应采用脂润滑。
10.2.2滚动轴承润滑剂的选择
根据文献【2】表20-4中查得，滚动轴承润滑可选用滚珠轴承脂。
10.3密封方式的选择
10.3.1滚动轴承的密封选择
滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。
10.3.2箱体的密封选择
箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

11 减速器箱体及附件的设计
11.1减速器箱体的设计
减速箱应采用铸铁铸造而成，其结构尺寸如下表所示。
11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸
名　　称
符号
箱体的尺寸关系
箱体的尺寸取值
箱座壁厚
δ
考
0.01（d1+d2）+1≥8
8
虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8
箱盖壁厚
δ1
0.0085（d1+d2）+1≥8
8
箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度
b、 b1、 b2
b ＝1.5δ；b1＝1.5δ1；b2＝2.5δ
1、12、20
地脚螺栓直径
df
0.015（d1+d2）+1≥12
12
地脚螺栓数目
n
n＝6
6
轴承旁联接螺栓直径
d1
0.75 df
10
箱盖与箱座联接螺栓直径
d2
（0.5～0.6）df
8
联接螺栓d2的间距
l
80～150
86
轴承盖螺钉直径
d3
（0.4～0.5）df
6
视孔盖螺钉直径
d4
（0.3～0.4）df
6
定位销直径
d
（0.7～0.8）d2
5
df 、d1、 d2至外箱壁距离
c1
见文献【2】中表6-1
18
df 、d2至凸缘边缘距离
c2
见文献【2】中表6-1
16
轴承旁凸台半径
R1
c2
16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
68
外箱壁至轴承座端面距离
l1
c1 +c2+（5～10）
40
大齿轮顶圆与箱体内壁距离
⊿1
≥1.2δ
12
齿轮端面与箱体内壁距离
⊿2
≥δ
8
箱座肋厚
m
m≈0.85δ
7
轴承端盖外径
D2
凸缘式：D2＝D+(5～5.5) d3； D为轴承座孔直径
82、110
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取S≈D2
82、110
11.2减速器附件的设计
11.2.1窥视孔及视孔盖
视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-1所示。

图11-1视孔盖
11.2.2通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M12×1.5的通气塞，综上述及根据文献【2】表19-4、表19-9中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。

图11-2 通气塞
11.2.3放油孔及螺塞
为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据文献【2】表19-14中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。

图11-3 放油螺塞
11.2.5起吊装置
为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据文献【2】表19-12和表19-13，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其，其结构如下图11-5和图11-6所示。

图11-5 吊钩
图11-4 吊环螺钉

11.2.6启盖螺钉
为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-6所示。

图11-7定位销
图11-6 启盖螺栓

11.2.7定位销
定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据文献【2】表14-11选取圆锥销,其型号为A12×35 GB117-2000，其结构如上图11-7所示。
11.2.8轴承盖
轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用嵌入式的轴承盖。

12 设计小结
这次关于两级斜齿轮减速器的课程设计可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。通过一个星期的设计实践，既让我们加深了对机械设计概念的理解，又让我们把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。
机械设计并不是一朝一夕就能完成好的，需要我们查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，我们必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是两级斜齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的《机械原理》、《机械设计》、《机械设计课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《工程制图》、《工程材料》、《互换性与测量技术》等一系列课程。
设计任务要求我们要有近万字的说明书、装配图和零件图，对于我们刚刚涉入设计实践的同学来说无疑是一项浩大的工程，为了如质如量的完成好这次设计，特别是在最后的几天了，过的是真正的美国时间。几乎每天晚上搞到了凌晨四点左右。在画装配图的时候，刚开始不知道怎么动手，经过一段时间的统筹与规划，终于有了点头绪，便踏上了画图的旅程。画图用的是学机械必备的AutoCAD软件，因此画图的能力也就不容忽视，但是尽管有画图能力是不行的，还得有机械制图的基础知识。画装配图时，我们不可能一蹴而就，必须得有耐心去查阅大量的机械设计方面的资料，要不厌其烦的反反复复修改。我在设计过程中，其实修改就占了整个设计过程中的五分之三的时间，最终才得到了最后的成果。总之，经过本次设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课的理论、提高我们画图的能力、巩固加深我们对机械设计方面的知识方面有着重要的作用。另一方面，设计中还存在不少的错误和缺点，需要我们继续努力学习，掌握更多有关机械设计方面的知识。
在设计过程中，得到了指导老师的细心帮助和支持,使我们在设计过程中少走了许多的弯路，为我们节省了大量的宝贵的时间，衷心的感谢指导老师抽出时间细心指导和不厌其烦的讲解。

13 参考文献
【1】 《机械设计》 银金光、刘扬主编，清华大学出版社，2012。
【2】 《机械设计课程设计》（修订版），银金光、刘扬主编，北京交通大学出版社，2011。
【3】 《机械原理》（第二版），朱理主编，高等教育出版社，2009。
【4】 《互换性与测量技术》，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。
【5】 《机械设计手册》，成大先主编，化学工业出版社，2008。
【6】 《工程制图》，赵大兴主编，高等教育出版，2004。
【7】 《理论力学》第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版社，2002。
【8】 《材料力学》第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。