机械课程设计-一级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计说明书
课题名称 一级圆柱齿轮减速器

专 业 机械设计制造及其自动化

目录
一 、课题题目及主要技术参数说明。
1.1 课题题目 。
1.2 主要技术参数说明 。
1.3 传动系统工作条件。
1.4 传动系统方案的选择。
二 、减速器结构选择及相关性能参数计算。
2.1 减速器结构。
2.2 电动机选择
2.3 传动比分配。
2.4 动力运动参数计算。
三 、V带传动设计。
3.1确定计算功率。
3.2确定V带型号。
3.3确定带轮直径。
3.4确定带长及中心距。
3.5验算包角。
3.6确定V带根数Z。
3.7 确定粗拉力F0。
3.8计算带轮轴所受压力Q。
四、 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)。
4.1 齿轮材料和热处理的选择。
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算。
4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸。
4.2.2 齿轮弯曲强度校核。
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定。
4.3 齿轮的结构设计。
五、 轴的设计计算(从动轴)。
5.1 轴的材料和热处理的选择。
5.2 轴几何尺寸的设计计算。
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径。
5.22 轴的结构设计。
5.2.3 轴的强度校核。
六、 轴承、键和联轴器的选择。
6.1 轴承的选择及校核。
6.2 键的选择计算及校核。
6.3 联轴器的选择。
七 、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算。
7.1 润滑的选择确定。
7.2 密封的选择确定 。
7.3减速器附件的选择确定。
7.4箱体主要结构尺寸计算。
参考文献
第一章 课题题目及主要技术参数说明
1.1课题题目
带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。
1.2 主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=2300N，输送带的工作速度V=1。5m/s，输送机滚筒直径D=130mm。
1.3 传动系统工作条件
单班制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为10年(每年按360天计算)，三相交流电源的电压为380/220V。
1.4 传动系统方案的选择

图1 带式输送机传动系统简,

第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算

2.1 减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
2.2 电动机选择
（一）工作机的功率Pw.
=FV/1000=2300×1.5/1000=3.45kw
（二）总效率
=
=0.94×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×0.96=0.858
（三）所需电动机功率

额定功率p=（1-1.3）po=4.02-5.23Kw
查《机械零件设计手册》得 Ped = 5.5 kw
电动机选用Y132m-26 n满 = 1000r/min
2.3 传动比分配
工作机的转速n=60×1000v/（D）
=71.65r/min

取 则

将上述数据列表如下：
轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i

0
4.20
960
39907
3
0.94
1
3.78
320
112573
2

3.67
71.59
488547
4.47
0.97
3
3.6
71.59
479229
1
0.98

第三章V带传动设计
3.1确定计算功率
查表得KA=1.1，则根据n=960r/min
PCa=KAP=1.1×4.02=4.422KW
3.2确定V带型号
按照任务书得要求，查表811可知选择普通V带。
根据PCa =4.422KW及n1=960r/min，查图确定选用A型普通V带。
3.3确定带轮直径
（1）确定小带轮基准直径
根据图推荐，由表8--8和8-10可知，取小齿轮的基准直径选择dd1=150mm。
（2）验算带速
v ===6.28m/s
5m/s＜v＜30m/s,带速合适。
（3）计算大带轮直径
dd2= i dd1（1-ε）=3×125=375mm
根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=375mm
3.4确定带长及中心距
（1）初取中心距a0

得315≤a0≤1200， 根据总体布局，取ao=500 mm
2) 确定带长Ld：
根据几何关系计算带长得

==1816mm
根据标准手册，取Ld =1800mm。
(3)计算实际中心距

==492mm
中心距变化范围为443-515mm
3.5.验算包角

==151°＞90°，包角合适。
3.6.确定V带根数Z

Z≥
根据dd1=125mm及n1=960r/min，查表得P0=1.382KW,ΔP0=0.11KW
Kα=0.922
KL=1.01

查表8-4b pr=（po+ΔP0)×Kα×KL=1.492x0.922x1.01=1.39kw
Z=PCa／ pr =5.28／1.62=35 , 取Z=4

3.7.计算单根V带的初拉力的最小值F0min
F0=500
查表得q = 0.10㎏/m,则
(F0)min=500=154N，
取(F0)min =160N
应使带的实际初拉力FO>1.5(F0)min=240N

3.8.计算带轮轴所受压力Fp
Fp=2ZF0sin=2×4×154×sin=1193N
第四章 齿轮的设计计算
(1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
 按图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，采用软齿面。
‚运输机为一般机器，速度不高，选用8级精度（GB10095-88）。
ƒ 由表10-1选择小齿轮材料40Cr(调质)，硬度为280HBS；大齿轮
材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数为 Z1= 24， 大齿轮齿数为 Z2= 24×4= 107。

（2） 按齿面接触强度设计齿轮。
①由设计计算公式d≥2.32×｛Kt·T1·Ze²·(u+1)/ɸd·[σH]²·u} ,确定有
关参数。
载荷系数Kt=1.3 ； 小齿轮的转矩T1=112809N·mm ；
齿宽系数ɸd=1 ； Ze=189.8MPa；u=4
②由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa ,
大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa 。
③由式10-13计算应力循环次数：
N1=60· n1· j·Lh=60×320×1×(1×8×300×8)=3.6864×
N2=N1 / I齿=3.6864×÷4.47=8.247×

④计算接触疲劳许用应力：
由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95;
取失效概率1%，安全系数S=1 ，由式（10-12）得
[σH]1=KHN1 · σHlim1 / S=540MPa
[σH]2=KHN2 · σHlim2 / S=522.5MPa

（3） 计算：
计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
d1t≥2.32×｛1.3×112809×5.47×189.8²÷1÷4.47÷522.5²}= 66.622mm
‚许用接触应力σH=（552+528）/2=540MPa
ƒ计算圆周速度V。
V= π·d1t·n1/600×1000 = 1.12m/s
④计算齿宽b及齿宽与齿高之比b/h 。
b = ɸd · d1t = 1×66.622mm =66.622mm
模数m1=d1t /Z1=71.90÷24=2.99mm
齿高h =2.25m1=2.25×2.78=6. 25
b／h = 66.622 ÷ 6.25 = 10.66
⑤计算载荷系数。
根据V= 1.12m/s，8级精度。由图10-8查得动载系数KV1.12，
查表10-3可知斜齿轮KHα =KFα=1 ；由表10-2查得使用系数KA=1； 用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，由表10-4 KHβ =1.459 ，由图10-13查的 KFβ=1.35
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.459×1×1.12=1.634
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)
d1=d1t(K/Kt）=66.622×(1.634÷1.3)=71.90mm
⑦计算模数。
m=d1/Z1=71.90÷24=2.99mm
（四）按弯曲强度校核轮齿。
齿根弯曲强度的设计公式m≥｛2KT1/ɸdZ1²（YFaYsa/[σf]）}
①确定公式内的各计算数值：
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa 。 ,
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。
计算弯曲疲劳许用应力：
[σF]1取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500÷1.4=303.57MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380÷1.4=238.86MPa
计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.35=1.512
由表10-5查得齿形系数YFa1=2.652,YFa2=2.226。
由表10-5查得应力校正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.764。
计算大小齿轮的YFaYsa/ [σF]并加以比较：
YFa1Ysa1 / [σF]1 =2.65×1.58÷303.57 =0.01379
YFa2Ysa2 / [σF]2 =2.19×1.785÷238.86 =0.01644
②设计计算m≥｛2×1.512×99480×0.016371÷24²} =2.05mm
可取由弯曲强度算得的模数2.2
并就近圆整为标准值 m=2.5mm
按接触强度算得的分度圆直径d1=73.606mm,计算应有的齿数。
算出小齿轮齿数Z1=d1/m=71.9÷2.99≈25 取 Z1=25
大齿轮齿数Z2=3.2x25=80 取 Z2=80
③几何尺寸计算：
1.计算分度圆直径 d1=Z1m=25×2.5=62.5mm
d2=Z2m=80×2.5=200mm
2.计算中心距 a=（d1+d2）/2=262.5÷2=131.25mm 。
3. 按圆取整后的中心距修正螺旋角
β=arccos（Z1+Z2)m/2a=arccos0.969=14°18'
由于角度相差不大，故参数不必修正
计算齿轮宽度 b=ɸd·d1=1×62.5=62.5mm
圆整后取B2=62.5mm，B1=68mm
㈤齿轮几何尺寸的确定 ;
齿顶圆直径 由《机械零件设计手册》得 ha 1 c= 0.25

齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)
齿根高
齿顶高
齿根圆直径

㈥齿轮的结构设计 ：
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：

轴孔直径 ＝d1 =67
轮毂直径 D=1.6=1.6×67=107.2
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m =6.15～8.2(mm) 取 =10
轮缘内径 =-2h-2=168.1-2×6.25-2×10＝135.6mm
取=136mm
腹板厚度 c=0.3=0.3×62.5=18.75 取c=19(mm)
腹板中心孔直径 =0.5(+)=0.5(107.2+135.6)=121.4(mm)
腹板孔直径 =0.25（-）=0.25（135.6-107.2）=38.5(mm) 取40mm
齿轮倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25 取2
齿轮工作如图2所示：

第五章 轴的设计计算
5.1 轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得
低速轴的材料选40号钢，调质处理，HB217～255
=650MPa =360MPa =280MPa
5.2 轴几何尺寸的设计计算
初始数据
转速：N0=960r/min N1=320r/min
N2=71.59r/min N3=71.59r/min
功率：P0=4.02kw P1=3.78kw
P2=3.67kw P3=3.6kw
转速:T0=39907N.mm T1=112573N.mm
T2=488547N.mm T3=479228N.mm
5.3 按照扭转强度初步设计轴的最小直径
主动轴=c=110=25.05 mm
从动轴=c=112=42.02 mm
考虑键槽=25.05×1.05=26.3025 mm
考虑键槽=42.02×1.05=44.121 mm
选取标准直径=28
选取标准直径=45
㈠高速轴Ⅰ的工作简图如下：

首先确定各段直径：
A段：d1＝28mm，由最小直径算出 。
B段：d2＝35mm，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm 。
C段：d3＝40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 。
D段：d4＝44mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h＝2mm，高速轴内径为44mm。
E段：d5＝56mm,设计定位轴肩高度为h＝6mm 。
F段：d6＝40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径 。

确定各段轴的长度：
A段：L1＝1.8×28＝50.4mm，圆整取50mm 。
B段：L2＝58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度后圆整取58mm ，
C段：L3＝65.5mm，与轴承（深沟球轴承6008）（俩个）配合，加上甩油环长度以及内箱壁至轴承端面距离 。
D段：L4＝73mm，由高速轴齿轮齿宽B1＝75mm及其间隙距离4mm确定 。
E段：L5＝9.5mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定 。
F段：L6＝45mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承的长度确定 。
轴的总长度L＝298mm 。
㈡低速轴的工作简图如下：

联轴器的计算转矩Tca＝1.3×517621n·mm＝672907N·mm，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用HL4型弹性柱销联轴器，其工程师转矩为1.25×10N·mm，选择联轴器的轴孔直径d＝48mm，轴孔长度Y型112mm。
确定各段轴的直径 ：
A段：d1＝48mm，与弹性柱销联轴器配合 。
B段：d2＝55mm，设定定位轴肩高度h＝3.5mm，根据油封标准，选择轴径为55mm 。
C段：d3＝60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 。
D段：d4＝66mm，设定定位轴肩高度3mm，低速轴内径为66mm。
E段：d5＝78mm，设定定位轴肩高度6mm 。
F段：d6＝60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径 。

确定各段轴的长度：
A段：L1＝112mm，根据弹性柱销联轴器HL4的轴孔长度Y型112mm.
B段：L2＝58mm，考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉 。
C段：L3＝46mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，考虑甩油环长度，
以及内箱壁至轴承座端面距离。

D段：L4＝68mm，根据齿轮轴上齿轮的宽度B2＝75mm以及间隙距离4mm 。
E段：L5＝12mm，由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定 。
F段：L6＝30mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的高度 。
5.4 轴的校核计算 ：
①高速轴的受力如下图
齿轮上的分力
Ft1＝2T1／d1＝2×39907÷62.5＝1277.024N
Fτ1＝Ft1·tan20°＝1277.024×0.364＝464.8N
V带上的压轴力Fp＝1193N
经分析该结构为超静定问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求 。
L1=105.5mm ， L2＝67.5mm， L3＝67.5mm
由材料力学知识得
在水平面上 由ΣFH＝0得 ，FNH1＋FNH2＝FP＋Fτ1
对C点求矩 FP（L1＋L2）－FNH1L2＋FNH2L3＝0
弯矩 MH1＝FPL1 ，MH2＝FNH2L3
在垂直方向上（V面)
由ΣFv＝0得 ，FNv1＋FNv2＝Fτ1
对C点求矩 －FNV1L2＋FNV2L3＝0
弯矩 Mv1＝Mv2＝FNV1L3
在垂直方向上（V面)
由ΣFv＝0得 ，FNv1＋FNv2＝Fτ1
对C点求矩 －FNV1L2＋FNV2L3＝0
弯矩 Mv1＝Mv2＝FNV1L3
解得： 水平支反力
FNH1＝2846.7N ， FNH2＝－269.9N
MH1＝128288N·mm , MH2＝18218N·mm
垂直支反力 ：
FNV1 ＝ FNv ＝ 1869.38N
Mv1 ＝ Mv2 ＝ 126183N·mm
合成弯矩：
MB＝179944N·mm， MC＝127491N·mm
所以B截面为危险截面
按弯矩合成应力校核轴的强度，取α＝0.6
σca＝﹛MB＋﹙αT1)﹜÷W
＝﹛179944＋(0.6×134595)﹜／0.1×40＝30.82MPa
高速轴的材料为40Cr，由表15-1差得[σ-1]＝70MPa
由σca＜[σ-1] 可知，该轴符合强度条件 。

②低速轴的受力如下图
齿轮上的分力
Ft2＝2T2／d2＝2×517621÷369N＝3054N
Fτ2＝Ft2·tan20°＝3054×0.364N＝1112N
L1＝69mm ， L2＝69mm，
由材料力学知识得
在水平面上 由ΣFH＝0得 ，FNH3＋FNH4＝Fτ2
对C点求矩 －FNH3L1＋FNH4L2＝0
弯矩 MH3＝MH4＝FNH3L1
在垂直方向上（V面)
由ΣFv＝0得 ，FNv3＋FNv4＝Ft2
对C点求矩 －FNV1L1＋FNV2L2＝0
弯矩 Mv1＝Mv2＝FNV3L1
解得： 水平支反力
FNH13＝556N ， FNH4＝556N
MH3＝38364N·mm , MH4＝38364N·mm
垂直支反力 ：
FNV3 ＝ FNv4 ＝ 1527N
Mv3 ＝ Mv4＝ 105363N·mm
合成弯矩：
MC＝164388N·mm
所以C截面为危险截面

按弯矩合成应力校核轴的强度，取α＝0.6
σca＝﹛Mc＋﹙αT2)﹜÷W
＝﹛164388＋(0.6×517621)﹜／0.1×66＝12.22MPa

低速轴的材料为45钢，由表15-1差得[σ-1]＝60MPa
由σca＜[σ-1] 可知，该轴符合强度条件 。

低速轴的受力如下图

六、 轴承、键和联轴器的选择。
6.1 轴承的选择及校核。
1. 高速轴承两对，选择型号为6008深沟球轴承。经分析，易得靠近V带轮的两个轴承最先失效，为了便于计算，把FNV1，FNH1均等作用在靠近V带的两个轴承上。
①计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷：
Fr＝﹛﹙FNH1／2﹚²＋﹙FNV1／2﹚²﹜½＝1694.45N
②计算轴承当量载荷，取载荷系数fF＝1.2，轴向载荷理论上为0，故Fa／Fr＜e，查表13-5得x＝1,y＝0
则 p＝fF﹙xFr＋yFa﹚＝2033.34N
查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载CT＝17KN﹙动载荷﹚，
Cσr＝11.8KN﹙静载荷﹚
所以C＝CT＝1.7×10N
③校核轴承寿命 ：
Lk＝10﹙C÷P﹚÷60 ÷N1 h ＝10×﹙17000÷2033.34﹚÷60 ÷320 h
＝30438 h≈10.6年
按一年360个工作日，每天单班制﹙8小时／天﹚，寿命10年，故所选轴承适用 。
2.低速轴轴承，选择型号为6012深沟球轴承 。
①计算轴承的径向载荷：
Fr3＝﹛﹙FNH3／2﹚²＋﹙FNV3／2﹚²﹜½＝812.54N
Fr4＝﹛﹙FNH4／2﹚²＋﹙FNV4／2﹚²﹜½＝812.54N
②计算轴承3、4的当量载荷，取载荷系数fF＝1.2，轴向载荷理论上为0，故Fa／Fr＜e，查表13-5得x3＝1,y3＝0 ；x4＝1,y4＝0
则 p3＝fF﹙X3Fr3＋Y3Fa3﹚＝975.05N
P4＝fF﹙X4Fr4＋Y4Fa4﹚＝975.05N
所以取P＝p3＝P4＝975.05N
③校核轴承寿命 ：
Lk＝10﹙C÷P﹚÷60 ÷N2 h ＝10×﹙31500÷975.05﹚÷60 ÷320 h
＝175610h≈30年
按一年360个工作日，每天单班制﹙8小时／天﹚，寿命10年，故所选轴承适用 。
6.2 键链接的选择及校核计算。
1. 高速轴上与带轮相连处键的校核 ：
键b×h×l＝8×7×40[圆头普通平键]﹙A型﹚ 单键，键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力[σp]＝100－120MPa，取平均值
[σp]＝110MPa。键的工作长度l＝L－b＝40－8＝32mm，键与轮键槽的接触高度K＝0.5h＝3.5mm，由式6-1可得
σp＝2T1／lkd＝2×134595÷3.5÷32÷28＝85.84MPa＜110MPa
满足设计要求
2. 高速轴上与小齿轮相连处键的校核 ：
键b×h×l＝14×9×65[圆头普通平键]﹙A型﹚ 单键，键联接的组成零件均为钢，[σp]＝110MPa 。
σp＝2T1／lkd＝2×134595÷4.5÷51÷44＝26.66MPa＜110MPa
满足设计要求
3. 低速轴上与联轴器相连处键的校核 ：
键b×h×l＝14×9×100[圆头普通平键]﹙A型﹚ 单键，键联接的组成零件均为钢，[σp]＝110MPa 。
σp＝2T2／lkd＝2×517621÷4.5÷86÷48＝55.73MPa＜110MPa
满足设计要求
4.低速轴上与大齿轮相连处键的校核 ：
键b×h×l＝20×12×56[圆头普通平键]﹙A型﹚ 单键，键联接的组成零件均为钢，[σp]＝110MPa 。
σp＝2T2／lkd＝2×517621÷6÷56÷66＝46.68MPa＜110MPa
满足设计要求
6.3 联轴器的选择。
选择HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.25×10N·mm ，具体计算在低速轴的设计中已经说明， 显然满足要求。
七 、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算。

7.1 铸件减速器机体结构尺寸计算表
名 称
符 号
减速器及其形式关系
机座壁厚
δ
0.025a＋1mm≥8mm取10mm
机盖壁厚
δ 1
取8mm
机座凸缘厚度
b
1.5δ＝15mm
机盖凸缘厚度
b1
1.5δ＝15mm
机座底凸缘厚度
p
2.5δ＝25mm取30mm
地脚螺钉直径
df
0.036a＋12＝19.398mm取20mm
地脚螺钉数目
n
a＜250mm，n＝4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df＝15mm取16mm
机盖与机座连接螺栓直径
d2
（0.5-0.6﹚df＝10-12mm取12mm
连接螺栓d2的间距
l
150-200mm取180mm
轴承端盖螺钉直径
d3
（0.4-0.5﹚df＝8-10mm取8mm
窥视孔盖螺钉直径
d4
（0.3-0.4﹚df＝6-8mm取6mm
定位销直径
d
（0.7-0.8﹚d2＝8.4-9.6mm取9mm
df、d1、d2至外机壁距离
C1
26mm,22mm,18mm
df、d2至凸缘边缘距离
C2
24mm,16,,
轴承旁凸台半径
R1
R1＝C2＝20mm
凸台高度
h
40mm
外机壁纸轴承座端面距离
L1
C1＋C2＋﹙5-8﹚＝48mm
内机壁纸轴承座端面距离
L2
δ＋C1＋C2＋﹙5-8﹚＝58mm
大齿轮顶圆与内机壁距离
Δ1
≥δ＝10mm取12mm
大齿轮端面与内机壁距离
Δ2
≥δ＝10mm取14mm
机座肋厚
m
m＝0.85δ＝8.5mm

启盖螺钉
d5
12mm
轴承端盖凸缘厚度
e
1.2d3＝9.6mm

7.2减速器附件的选择，在草图设计中选择 。
包括： 轴承盖， 窥视孔，视孔盖，油标，吊耳，吊钩，放油孔，螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等 。
7.3润滑与密封（润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择）。
减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。
八 参考文献 ：
1、 《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学出版社。
2、 《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出版社。
3、 《机械制图》教材 。
4、 《机械设计》教材 。
5、 《工程力学》教材 。
6、 其它机械类专业课程教材 。