一级直齿带传动机械设计大学论文.doc

目录
设计原始数据 1
第一章 传动装置总体设计方案 1
1.1 传动方案 1
1.2 该方案的优缺点 1
第二章 电动机的选择 3
2.1 计算过程 3
2.1.1 选择电动机类型 3
2.1.2 选择电动机的容量 3
2.1.3 确定电动机转速 3
2.1.4 计算各轴转速 4
2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率 4
2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩 5
2.2 计算结果 5
第三章 带传动的设计计算 6
3.1 已知条件和设计内容 6
3.2 设计步骤 6
3.3 带传动的计算结果 8
3.4 带轮的结构设计 9
第四章 齿轮传动的设计计算 10
第五章 轴的设计 14
5.1轴的概略设计 14
5.2 轴的结构设计及校核 14
5.2.1高速轴的结构设计 14
5.2.2 高速轴的校核 16
5.2.3低速轴的结构设计 19
5.2.4 低速轴的校核 20
5.3轴上零件的固定方法和紧固件 22
5.4轴上各零件的润滑和密封 23
5.5轴承的选择及校核 23
5.5.1轴承的选择 23
5.5.2输出轴轴承的校核 23
5.6 联轴器的选择及校核 25
5.7键的选择及校核计算 25
第六章 箱体的结构设计 27
6.1 箱体的结构设计 27
6.2 减速器润滑方式 28
设计小结 29
参考文献 30

1

设计原始数据
参数
符号
单位
数值
工作机直径
D
mm
350
工作机转速
V
m/s
1.15
工作机拉力
F
N
3800
工作年限
y
年
10

第一章 传动装置总体设计方案
1.1 传动方案
传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。

图 1.1 带式输送机传动装置简图
一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。
1.2 该方案的优缺点
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

第二章 电动机的选择
2.1 计算过程
2.1.1 选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。
2.1.2 选择电动机的容量
电动机所需的功率为

由电动机到工作机的传动总效率为

式中、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.99（弹性联轴器），0.96（工作机效率，包含滑动轴承效率），则：
==0.867
所以
=5.038
根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。
2.1.3 确定电动机转速
工作机轴转速为
==62.75
取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为62.75 =377 —1255 r/min
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。
表2.1 电动机主要技术参数
电动机型号
额定功率kw
电动机转速 r/min
电动机重量kg
传动装置的传动比
满载转速
满载电流
总传动比
V 带
减速器
Y132M2-6
5.5
960
11.60
68.00
15.30
3.60
4.25
电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数
表2.2 电动机主要尺寸参数
中心高
外形尺寸
底脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
装键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
515×315
216×178
12
38×80
10×33
2.1.4 计算各轴转速
Ⅰ轴 =266.667
Ⅱ轴 =62.753
工作机轴 62.753
2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率
各轴输入功率
Ⅰ轴 ==5.038 ×0.960 =4.837
Ⅱ轴 ==4.837 ×0.99×0.97=4.645
工作机轴 =4.645 ×0.99×0.99=4.552
各轴输出功率
Ⅰ轴 ==4.837 ×0.99=4.788
Ⅱ轴 ==4.645 ×0.99=4.598
工作机轴 ==4.552 ×0.99=4.507
2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩
电动机的输出转矩为
=50.118
Ⅰ轴输入转矩=173.208
Ⅱ轴输入转矩=706.825
工作机轴输入转矩=692.759
各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。
2.2 计算结果
运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。
表 2.3 运动和动力参数计算结果
轴名
功率P（kw）
转矩T（N·m）
转速n
传动比
效率
输入
输出
输入
输出
r/min
i
η
电动机轴

5.038

50.118
960.000
3.600
0.960
Ⅰ轴
4.837
4.788
173.208
171.476
266.667
4.249
0.960
Ⅱ轴
3.188
4.598
706.825
699.756
62.753
1.000
0.980
工作机轴
4.552
4.507
692.759
685.831
62.753
第三章 带传动的设计计算
3.1 已知条件和设计内容
设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选带传动传动比=3.6。
3.2 设计步骤
（1）确定计算功率
查得工作情况系数KA=1.1。故有：
=1.1×5.038 =5.542
（2）选择V带带型
据和选用A带。
（3）确定带轮的基准直径并验算带速
1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125。
2）验算带速v，有：
=
=6.28 m/s
因为6.28 m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。
3）计算大带轮基准直径
125×3.6=450 取=450
（4）确定V带的中心距a和基准长度
1)初定中心距=690
2)计算带所需的基准长度

= +(125+450) + =2321
选取带的基准长度=2240
3）计算实际中心距
=690+=649.5
中心距变动范围：649.5-0.015×2240 = 615.90
649.5+0.03×2240 = 716.70
（5）验算小带轮上的包角

=180°-（450-125）×=151.33 >90
（6）计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率
由125和960r/min查得
P=1.37
据=960r/min，=3.600 和A型带，查得
P=0.11
查得=0.92，=1.06，于是：
=(+)
=(1.37+0.11)×1.06×0.92 =1.44
2）计算V带根数z
=3.84 故取4 根。
（7）计算单根V带的初拉力最小值
查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以

=500×+0.1× =193.29 N
应使实际拉力大于
（8）计算压轴力
压轴力的最小值为：
=
=2×4 ×193.29 × =1498.19 N
3.3 带传动的计算结果
把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。
表 3.1 带传动的设计参数
带型
A

中心距
649.5
小带轮直径
125
包角
151.33
大带轮直径
450
带长
2240
带的根数
4
初拉力
193.29 N
带速
6.28 m/s
压轴力
1498.19 N

3.4 带轮的结构设计
小带轮的结构设计
d=38
因为小带轮直径=125<300
因此小带轮结构选择为实心式。
因此V带尺寸如下：
d1=1.8d=1.8×38=68.4
L=1.6d=1.6×38=60.8
B=(z-1)e+2f=(4-1)×15+2×9=63
da=+2ha=125+2×2.75=130.5

大带轮的结构设计
d=35
因为大带轮直径=450
因此大带轮结构选择为轮辐式。
因此V带尺寸如下：
d1=1.8d=1.8×35=63
L=1.6d=1.6×35=56
B=(z-1)e+2f=(4-1)×15+2×9=63
da=+2ha=450+2×2.75=455.5

第四章 齿轮传动的设计计算
选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数85。
按齿面接触强度：
齿轮1分度圆直径

其中：
——载荷系数，选1.3
——齿宽系数，取1
——齿轮副传动比，4.249
——材料的弹性影响系数，查得189.8
——许用接触应力
查得齿轮1接触疲劳强度极限600。
查得齿轮2接触疲劳强度极限550。
计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）
266.667 2×8×300×107.68
=1.81
查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97
取失效概率为，安全系数1，得：
570
=533.5
带入较小的有

=2.32× =76.04
圆周速度 =1.06
齿宽 1×76.04 =76.04
模数 =3.80
齿高 22.5×3.80 =8.55
=8.89
计算载荷系数：
已知使用系数1；
根据1.06 ，8级精度，查得动载系数1.05；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；
查得齿间载荷分配系数1；
故载荷系数
1×1.05×1×1.42 =1.50
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
76.04 ×=79.68
计算模数：
=3.98
按齿根弯曲强度：

计算载荷系数
1×1.05×1×1.35=1.42
查取齿形系数：查得2.80 ，2.21
查取应力校正系数： 1.55，1.775
查得齿轮1弯曲疲劳极限500
查得齿轮2弯曲疲劳极限380
取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97
计算弯曲疲劳使用应力：
取弯曲疲劳安全系数1，得
=475
=368.6
计算齿轮1的并加以比较
=0.0091
=0.0107
齿轮2的数值大
则有：

==2.36
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数2.50 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径79.68 来计算应有的齿数。
则有： =31.87 32
取32，则 =32×4.249 =135.98 136
计算齿轮分度圆直径：
32×2.50 =80
136×2.50 =340
几何尺寸计算
计算中心距：
==210
计算齿轮宽度：
1×80≈80
取85，80。
表4.1 各齿轮主要参数
名称
代号
单位
高速级
低速级
中心距

210
传动比

4.25
模数

2.5
压力角

°
20
啮合角
　’
°
20
齿数
　z

32
136
分度圆直径
　d

80.00
340.00
齿顶圆直径
　da

85.00
345.00
齿根圆直径
　df

73.75
333.75
齿宽
　b

85
80
材料

40Cr（调质）
45钢（调质）
齿面硬度

280HBS
240HBS
第五章 轴的设计
5.1轴的概略设计
（1）材料及热处理
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。
（2）按照扭转强度法进行最小直径估算
。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。
Ⅰ轴110×=28.90
Ⅱ轴110×=46.18
（3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径
考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：
Ⅰ轴30.92
Ⅱ轴50.80
将各轴的最小直径分别圆整为：=35，=55。
5.2 轴的结构设计及校核
5.2.1高速轴的结构设计
高速轴的轴系零件如图所示

图5.1 高速轴的结构
各轴段直径及长度的确定
d11：轴1的最小直径，d11==35。
d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10，取d12=41。
d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209，根据轴承内圈尺寸取d13=45。
d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=52。
d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=85.00 。
d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=52。
d17：滚动轴承轴段，d17=d13=45。
各轴段长度的确定
l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=66。
l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=53.6
l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=32
l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10
l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=85
l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10
l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=34

图5.2高速轴的尺寸图
表5.1高速轴各段尺寸
直径
d11
d12
d13
d14
d15
d16
d17

35
41
45
52
85.00
52
45
长度
l11
l12
l13
l14
l15
l16
l17

66
53.6
32
10
85
10
34
5.2.2 高速轴的校核
圆周力=4286.89
径向力4286.89 ×20°=1560.30
（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；
（2）支撑反力，在水平面上为
其中带轮压轴力==1498.19
如高速轴结构图所示 =94.1 =77 =77

==-1633.49
式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。
-1498.19 –(-1633.49 )+1560.30 =1695.60
在垂直平面上为
- =-2143.45
轴承A的总支承反力为
=2694.93
轴承B的总支承反力为
=2733.03
（3）弯矩计算
1498.19 ×94.1=140979.76
1695.60 ×77=130561.50
在垂直平面上为
-2143.45 ×77=-165045.41
合成弯矩，有
140979.76
=210443.09
（4）画出弯矩图如下图所示
（5）转矩和转矩图
171475.75
齿轮轴和点A处弯矩较大，且A点轴颈较小，故A点剖面为危险剖面。
其抗弯截面系数为
=8941.64
抗扭截面系数为
=17883.28
最大弯曲应力为
=15.77
扭剪应力为
=9.59
按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为
=19.52
查得60 < ，故强度满足要求。

高速轴弯扭受力图
5.2.3低速轴的结构设计
低速轴的轴系零件如图所示

图5.3 低速轴的结构图
各轴段直径及长度的确定
d21：滚动轴承轴段，d21=65，选取轴承型号为深沟球轴承6213。
d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74。
d23：齿轮处轴段，d23=67。
d24：滚动轴承处轴段d24=65。
d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=63。
d26：轴3的最小直径，d26=d2min=55。
各轴段长度的确定
l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=38。
l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5
l23：大齿轮宽度，取l23=78
l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=50.5
l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=49.6
l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82

图5.4低速轴的尺寸图
表5.2低速轴各段尺寸
直径
d21
d22
d23
d24
d25
d26

65
74
67
65
63
55
长度
l21
l22
l23
l24
l25
l26

38
12.5
78
50.5
49.6
82
5.2.4 低速轴的校核
圆周力=4157.79
径向力4157.79 ×20°=1513.31
（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；
（2）支撑反力，在水平面上为
如低速轴结构图所示 =102.1 =78 =78
- =-756.66
在垂直平面上为
=2078.90
轴承A、B的总支承反力为
=2212.31
（3）弯矩计算
-756.66 ×78=-59019.18
在垂直平面上为
2078.90 ×78=162153.87
合成弯矩，有
=172560.55
（4）画出弯矩图如下图所示
（5）转矩和转矩图
706824.58
因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。
已知低速大齿轮键槽=20,=6。其抗弯截面系数为
- =23734.35
抗扭截面系数为
- =50681.93
最大弯曲应力为
=7.27
扭剪应力为
13.95
按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为
=18.25
查得60 < ，故强度满足要求。

低速轴弯扭受力图
5.3轴上零件的固定方法和紧固件
（1）齿轮的安装
高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。
低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。
（2）联轴器与低速轴的装配
联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。
5.4轴上各零件的润滑和密封
当低速大齿轮转速>2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当≤2m/s时，轴承润滑方式为脂润滑。
低速大齿轮线速度为1.13 m/s，轴承润滑方式选择为脂润滑。脂润滑型号选择为：ZG-S石墨钙基润滑脂。
密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈41 JB/TQ4606。
5.5轴承的选择及校核
5.5.1轴承的选择
轴承类型选择为深沟球轴承。
Ⅰ轴选轴承为：6209；
Ⅱ轴选轴承为：6213；
所选轴承的主要参数见表5.3。
表 5.3 所选轴承的主要参数
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定 /kN
d
D
B
da
Da
动载荷Cr
静载荷C0r
6209
45
85
19
52
78
31.5
20.5
6213
65
120
23
74
111
57.2
40
5.5.2轴承的校核
输入轴轴承校核
查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。
1.求两轴承受到的径向载荷和
将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中
A点总支反力=2694.93 N
B点总支反力=2733.03 N。
2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力
3.求轴承的当量动载荷P
根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1
P1=fP（X1）=3233.92 N
P2=fP（X2）=3279.63 N
4.验算轴承寿命
因P1<P2，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×16（小时）=48000h。
=55378 h>48000h 轴承具有足够寿命。

输出轴轴承校核
查滚动轴承样本可知，轴承6213的基本额定动载荷Cr=57.2kN，基本额定静载荷Cr0=40kN。
1.求两轴承受到的径向载荷和
将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中
A点总支反力=2212.31 N
B点总支反力=2212.31 N。
2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力
3.求轴承的当量动载荷P
根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1
P1=fP（X1）=2654.78 N
P2=fP（X2）=2654.78 N
4.验算轴承寿命
因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×16（小时）=48000h。
=2656567 h>48000h 轴承具有足够寿命。
5.6 联轴器的选择及校核
由于设计的减速器伸出轴55 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：
主动端：J型轴孔、A型键槽、55 、 82
从动端：J1型轴孔、A型键槽、55、82
J55×82
选取的联轴器为：TL8 GB/T4323
J155×82

联轴器所传递的转矩T=699.756 ，查得工况系数KA=1.5，联轴器承受的转矩为
1049.63
查得该联轴器的公称转矩为48000，因此符合要求。
5.7键的选择及校核计算
高速轴端键选择的型号为键C10×64 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b/2=64-10/2=59，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度
73.39 MPa150MPa
满足强度要求。

低速轴齿轮处键选择的型号为键A20×74 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=74-20=54，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度
65.12 MPa150MPa
满足强度要求。

低速轴端联轴器键选择的型号为键C16×80 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度
71.40 MPa150MPa
满足强度要求。

第六章 箱体的结构设计
6.1 箱体的结构设计
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：
表6.1 箱体的结构设计
名称
符号
单位
尺寸
机座、机盖壁厚

8
机座、机盖凸缘厚度

12
底座凸缘厚度

20
地脚螺钉直径

20
轴承旁凸台半径

20
轴承座端面到内壁的距离

60
齿轮端面到内壁的距离

15
轴承旁联接螺栓直径

16
机盖机座联接螺栓直径

10
轴承端盖螺钉直径

8

6.2 减速器齿轮润滑方式
减速器齿轮的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v<12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。

设计小结
这次关于一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

参考文献
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[3] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7
[4] 陈立德主编.机械设计课程设计指导书
[5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）
[6] 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册
[7] 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995
[8] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994
[9] 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991

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