机械设计优秀课程设计.doc

机械设计课程设计任务书设计题目： 带式输送机传动装置 院 部： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 吴鸿昌 学 号: 08081 指导老师: 汪祝芬 1 序言12 设计任务书12.1 机械设计课程设计内容12.2 原始数据及已知条件23 课程设计方案33.1 原始数据33.2 设计要求：33.3 传动方案：44 电动机选择44.1 选择电动机型号44.1.1 选择电动机类型和机构形式44.1.2 确定电动机功率和型号45 运动和动力参数计算55.1 传动比分配55.1.2 各轴转速计算55.1.3 各轴输入功率计算65.1.4 轴扭矩计算66 V带传动设计计算66.1 依据电动机所需功率Pd和满载转速nm选择带型：66.2 确定带轮直径dd1,dd266.3 确定中心距a和基准长度Ld76.4 计算带根数Z76.4.1 计算单根V带额定功率Pr76.4.2 计算V带根数Z086.5 计算单根V带初拉力最小值86.6 计算压轴力Fp87 齿轮传动设计计算97.2 按齿面接触疲惫强度计算97.2.1 确定公式内各计算数值97.2.2 计算107.3 按齿根弯曲强度设计117.4 几何尺寸计算148 轴系零件设计计算168.1 轴设计168.1.1 轴上功率P1，转速n1和转矩T1168.1.2 求作用在齿轮上力168.1.3 初步计算轴最小直径178.1.4 轴结构设计188.1.5 轴上零件周向定位198.1.6 确定轴上圆角和倒角尺寸198.1.7 求轴上载荷198.1.6 按弯扭协力校核轴强度208.2 轴II设计208.2.1 输出轴上功率P2，转速n2和转矩T2.208.2.2 求作用在齿轮上力208.2.3 初估轴最小直径228.2.4 轴结构设计228.2.5 求轴上载荷239 轴承校核249.1 主动轴I轴承：249.1.1 轴承要求使用寿命：259.1.2 计算许用轴承寿命259.1.3 从动轴II轴承校核2610 滚动轴承校核.2611 键连接选择及校核2710.1 键类型选择2710.2 键联接强度校核2712联轴器选择2711.1 高速轴II联轴器2713 轴承润滑和密封2813.1 润滑2813.2 密封2814 箱体设置.2815 总结2816 参考文件291 序言本学期学了机械设计，在理论上有了部分基础，但到底自己掌握了多少，却不清楚。而且“纸上学来终觉浅，要知此事需躬行”。恰好学校又安排了课程设计，所以决定这次一定要在自己能力范围内把它做到最好。2 设计任务书2.1 机械设计课程设计内容机械设计课程设计是本门课程一个关键实践性步骤，是高等学校工科相关专业学生一次全方面设计设计训练。此次设计对象为一般减速器，具体内容是：1、设计方案叙述。2、选择电动机。3、减速器外部传动零件设计（含联轴器选择）。4、减速器设计。设计减速器传动零件，并验算是否满足工作要求；对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算各轴强度；依据工作载荷情况，选择各对轴承，计算输出轴上轴承寿命；选择各键，验算输出轴上键连接强度；选择各配合尺寸处公差和配合；决定润滑方法，选择润滑剂；1、绘制减速器装配图和部分零件工作图。 减速器装配图一张（A0或A1）； 轴及轴上齿轮零件图各一张（A3或A4）；2、编写设计说明书（将1-4项整理成文，数字6000-8000）。2.2 原始数据及已知条件1、 输送带工作拉力 F= 1.6KN；2、 输送带工作速度 =1.7 m/s；3、 滚动直径 D= 250mm；4、 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；5、 每十二个月300天计算，使用期限；2.3 对课程设计结果要求包含图表、实物等硬件要求：1、 说明书要认真，正确，条理清楚；2、 按word排版，公式编辑器编辑公式；3、 参考文件要注明出去；4、 图纸按标准作图，数据处理正确，图面整齐。3课程设计方案3.1原始数据1输送带工作拉力 F= 1.6KN；2输送带工作速度 =1.7 m/s； 3滚动直径 D= 250 mm；3.2 设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳;动力起源：电力，三相交流；使用期限为，两班制工作。3.3 传动方案：图14 电动机选择4.1 选择电动机型号4.1.1 选择电动机类型和机构形式由已知条件可知，工作载荷较平稳，动力起源为380/220V三相交流电源，可选择Y系列电动机。4.1.2 确定电动机功率和型号工作机所需功率（kw）为：=FV/1000=2.72kw电动机所需总功率为：P= /= /其中 =0.94（V带效率） =0.96（齿轮效率） =0.98（滚动轴承效率） =0.99（连轴器效率） =0.95（运输机平型带传送效率)其中数据查表可得，计算得P=2.86kw;4.1.3 确定电动机转数滚筒轴工作转速为： =601000V/D=60*1000*1.7/(3.14250)=129.94r/min;式中：V皮带输送机带速，D滚筒直径；V带传动比范围为i2,4,一级圆柱齿轮传动比范围为i3,5，则i=i*i6,20所以电动机转速范围为n=i*780,2599,n为电动机满载转速,为滚筒转速。4.1.4选择电动机型号：通常电动机均采取三相异步电动机，依据电动机所需功率，所以选择Y100L2-4型电动机，额定功率3.0kw，满载转速1430r/min，额定转矩2.2N/m，最大转矩2.2N/m.4.1.5列出电动机关键参数电动机额定功率P（kw） 3.0电动机满载转速n（r/min） 1430电动机轴伸出端直径d（mm） 28电动机轴伸出端安装高度（mm） 100电动机伸出端长度（mm） 605 运动和动力参数计算5.1 传动比分配总传动比为：i=n/ =1430/129094=11(n为电动机满载转速）V带传动传动比取i=3，则减速器传动比为 i=i/3=3.675.1.2 各轴转速计算 n=n/i=1430/ n=n/（i*i）=130r/min5.1.3 各轴输入功率计算 P=P*=2.860.94=2.69 kw P=P *= 2.53kw5.1.4 轴扭矩计算 T=9550P/n=(95502.69)/476.7 Nm=53.9Nm T=9550P/n=(95502.53)/130 Nm=185.6 Nm表（2）各轴运动和动力参数轴类功率P(kw)转矩T（Nm)转速n（r/min）轴2.6953.9476.7轴2.53185.61306 V带传动设计计算6.1 依据电动机所需功率P和满载转速选择带型：查表8-8查得工况系数Ka=1.1，故计算功率 为： =KAP=3.3 kw依据，电机转速n查得，选择A型V带。6.2 确定带轮直径dd1,dd2初选小带轮基准直径，由表8-7,8-9，取dd1=90 mm;验算带速V: V 6.74 m/s因为5 m/sV30 m/s,故带速适宜。所以大带轮直径dd2=idd1=390mm=270 mm依据表8-9圆整得：dd2=280 mm6.3 确定中心距a和基准长度Ld依据式（8-20），由式子0.72.0中心距变动范围为：259 mm-740mm。，确定初选中心距a0=500 mm。计算带所需基准长度 = =1599mm查表8-2选带基准长度Ld=1640 mm计算实际中心距为： （500+（1640-1599）/2) mm =521 mm按式（8-24），中心距范围改变=-0.015，=+0.03验算小带轮上包角 =6.4 计算带根数Z6.4.1 计算单根V带额定功率Pr由dd1=900mm和n=1430 r/min ，查表8-4a得P0=1.064 kw依据n=1440r/min ，i=3和A型带，查表8-5得P0=0.17 kw查表8-6得=0.95，查表8-2得KL=0.99，于是： =（1.06+0.17）0.950.99 kw =1.16kw6.4.2 计算V带根数Z0 =3.3/1.16 =2.84所以取3根。6.5 计算单根V带初拉力最小值由表8-3得A型单位长度质量q=0.105kg/m，所以： = =138N应使带实际初拉力。6.6 计算压轴力Fp压轴力最小值为： = =811N 分别为90mm和280mm，均小于300mm，均采取腹板式；7 齿轮传动设计计算7.1 选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）选择直齿轮圆柱齿轮传动，压力角为20度2）带式运输机为通常工作机器，选择7级精度（GB10095-88）。3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为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Z1=24，由=3.67*24=88。7.2 按齿面接触疲惫强度计算按式（10-21）计算，即: 7.2.1 确定公式内各计算数值1 初选=1.32 计算小齿轮传输转矩：T=9.55*P/=6.0 ;3 由表10-7选择齿宽系数;4 由表10-6查得材料弹性影响系数;5 查图10-20查得区域系数=2.4；6由式子10-9计算接触疲惫强度用重合度系数= =0.872；7由表10-25d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限 为，大齿轮接触强度极限为。 8计算接触疲惫许用应力: 由图10-13计算应力循环次数 = =由图10-19取接触疲惫寿命系数0.95 ,1.02计算许用接触应力:取失效率为1%，安全系数S=1，由式10-12得： =0.95600=570Mpa =1.02550=561Mpa所以，许用接触应力H=579.25 ，取较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力。7.2.2 计算1 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得：2 计算圆周速度 3计算载荷系数:由表10-2查得使用系数=1依据，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数；齿轮圆周力：，查表10-3齿间载荷分配系数=1.2由表10-4用插值法查得=1.31；故载荷系数按实际载荷系数校正所计算得分度圆直径,由式10-10a得计算模数:；7.3 按齿根弯曲强度设计由式（10-7） 确定计算参数1 试选；2 由式子（10-5）计算弯曲疲惫强度用重合度系数3 计算大小齿轮并加以比较由表10-5查得 ； 由图10-24c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲强度极限由图10-22查得弯曲疲惫寿命系数，计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数，由式10-14得，因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0164；试算模数 1.450mm；4. 计算圆周速度：=1.4524=34.8mm5.计算齿宽： 6.计算齿宽和齿高之比： 7计算实际载荷系数 依据v=0.868m/s，7级精度，参考教材图10-8动载系数 =1.03；由查表10-3得齿间载荷分配系数查表10-4查得， ，结合b/h=10.67查图10-13，得 ，则载荷系数由式10-13，可得按实际载荷系数算得齿轮模数：对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数m大小关键取决于弯曲疲惫强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅于齿轮直径相关，可取由弯曲疲惫强度算得模数1.58mm并就近圆整为2mm，按接触疲惫强度计算算得分度圆直径为50.13mm，算出小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数齿数互质，这么设计出来齿轮传动，既满足齿面接触疲惫强度，又满足齿根弯曲疲惫强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。（2）几何尺寸计算：1计算分度圆直径：d1=z1m=252=50mm，d2=z2m=,922=184 mm；2. 计算中心距:a=(d1d2)/2=(50184)/2=117mm;3. 计算齿轮宽度:b=dd1=150=50mm;考虑不可避免安装误差，为了确保设计齿宽b和节省材料，通常将小齿轮略加宽（5-10）mm，取，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，即； （3）圆整中心距后强度校核： 1.计算啮合角、齿数、变位系数、中心距变动系数和齿顶高降低系数： 图10-21a可知，目前变位系数和提升了齿轮强度，但重合度有所下降。（2） 分配变位系数x1，x2。由图10-21b可知，坐标点在L16和L17之间，按这两条线做射线，在从横坐标处做垂线，于射线交点纵坐标分别是0.74, 0.95. 2.齿面接触疲惫强度校核按前述类似做法，.3. 齿根弯曲疲惫强度校核:4.齿轮结构设计，所以=54160mm,可将齿轮做成实心式，=188mm500,可做成腹板式齿轮。大齿轮为45 钢（调质），在450-1000之间，而0.5v1m/s,所以齿轮传动润滑油粘度为177，用浸油润滑。8 轴系零件设计计算8.1 低速轴设计8.1.1 选择轴材料。选择45号钢，调质，硬度为217-255HBS，强度极限 8.1.2 求作用在齿轮上力因已知大齿轮分度圆直径为 d2=184mm所以 (2185.61000/184)103 N=.4N 734.3N 2146.3N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa方向图2所表示： 图28.1.3 初步计算轴最小直径先按表（15-3）初步估算轴最小值径，选择轴材料为45钢，调质处理。取A0=120，于是得： =32.28 mm轴最小直径因为考虑到有键槽，将直径增大5%。所以=34mm计算联轴器计算转矩,查表14-1，取=1.3，则，选择型号为YL8YLD8可查得轴孔长度L=82mm，取第一段长度，额定转矩T=250Nm8.1.4 轴结构设计1）确定轴上零件装配方案2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度:第一段：安装联轴器。，联轴器右端采取轴肩定位，所以1-2轴需制出一轴肩，取C=1.2，轴肩高度h=（2-3）C,则取，联轴器左端采取轴端挡圈定位，因为，取挡圈直径D=45mm。第二段：和透盖相连接外为第二阶梯外伸轴，限制联轴器向右轴向位移。轴承端盖总宽度为20mm。依据轴承端盖装拆和便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面和半联轴器右端面距离l=30mm，所以，第三段：支承段。为了便于左端轴承端盖对轴承进行定位，3-4轴端左端要制出一 轴肩，取C=1.2，h=(2-3)C,所以。依据直径选择轴承型号为6009，尺寸为dDB=457516mm，则，取轴承右端到箱体内壁距离为8mm，取大齿轮左端面到箱体内壁距离为16mm，则此段轴长，轴肩右端采取套筒定位，D=45mm，长度l=8+16=24mm。 第四段：安装大齿轮，为了便于齿轮安装，在4-5需制出一个轴肩，取C=1.6，h=（2-3）C,则，考虑到键，则。依据大齿轮齿宽B=50mm，则 第五段：轴环段大齿轮左端采取套筒定位，右端采取轴环定位。取C=2.0，h=(2-3)C，。 6第六段：R=2.0，h=（2-3）R,则，为了便于箱体结构设计愈加好一点，取高速轴和低速轴在两轴承间距离相等。则 7第七段：，取R=2.0，h=（2-3）R,则8.1.5 轴上零件周向定位齿轮。半联轴器和轴连接周向定位采取平键连接。按表6-1查得尺寸为bh=16mm10mm，长为45mm，选择齿轮轮毂和轴配合为H7/n6。另一个为bh=108mm,长为63mm。半联轴器和轴配合为H7/K6.滚动轴承和轴轴向定位是由过渡配合来确保，此处选轴直径公差为m6.8.1.6 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2450，各轴肩处圆角半径见图3。8.1.7 求轴上载荷首先依据图3作出轴计算简图2，依据轴计算画出弯矩图和扭矩图（图2）。从轴结构图和弯矩能够看出在面C为危险载面。计算载面C处MH，MV，及M值以下表。载荷水平面H垂直面B支反力F=1146.25N =871.15N=417.22N =317.08N弯矩M=65336.25Nm =23781.54Nm总弯矩=69529.76Nm扭矩T2=185600Nm8.1.6 按弯扭协力校核轴强度校核最大弯矩载面（即危险载面C）强度。依据式（15-5）及上表中数据和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6，轴计算应力 =9.78Mpa前已知选定轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60Mpa。所以 故安全。8.2 高速轴设计8.2.1 选择轴材料。选择45号钢，调质，硬度为217-255HBS，强度极限 8.2.2 初步计算轴最小直径先按表（15-3）初步估算轴最小值径，选择轴材料为45钢，调质处理。取A0=115，于是得： =20.47 mm轴最小直径因为考虑到有键槽，将直径增大5%。所以=21.50mm8.2.3 轴结构设计1) 、确定轴上零件装配方案选择图5所表示装配方案。2） 、依据轴向定位要求，确定各段直径和长度第一段:， 第二段轴承端盖总宽度为20mm。依据轴承端盖装拆和便于对轴承添加润滑脂要求，去端盖外端面和半联轴器右端面距离l=30mm，取 第三段：取C=1.2，h=（2-3）C,所以，选结构代号为6006深沟球轴承，尺寸为dDB=305513mm。取轴承右端到箱体内壁距离为8mm，取大齿轮左端面到箱体内壁距离为16mm，为了确保齿轮和联轴器等零件配合那部分轴端长度通常应比轮毂长度短2-3mm，所以 第四段：因为，所以，取C=1.2，h=（2-3）C,在考虑到键，取 第五段：取C=1.2，h=(2-3)C取,轴环宽度b1.4h，所以6. 第六段：取C=1.6，h=(2-3)C,所以，。7.第七段：，。3）、轴上零件周向定位 齿轮，半联轴器和轴轴向定位采取平键连接，按查表6-1得平键截面bh=6mm6mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，为确保对中性，选择配合为h6。半联轴器和轴连接，选择bh=16mm10mm,键长45mm选择配合为K6。9 轴承校核9.1.1 判定危险截面从应力集中对轴疲惫强度影响来看，截面IV和V过盈配合引发应力集中最严重，从受载情况来看，截面C上应力最大。截面V应力集中地影响和截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故无须做强度校核，该轴只需要校核截面IV左右两侧即可。9.1.2截面IV左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧弯矩为 截面IV上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 轴材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，,截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数，按附表3-2查取。因， ，经插值后可查得 又由附图3-1可得轴材料敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附3-4）为由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为所以截面IV左侧安全系数为故该轴在截面IV左侧强度是安全。9.1.3截面IV右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面IV左侧弯矩为 截面IV上扭矩为 截面上弯曲应力 截面上扭转切应力 轴材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，过盈配合处值，由附表3-8用于插入法求出，并取，于是得 ， 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 由碳钢特征系数，取，取故得综合系数为所以截面IV左侧安全系数为故可知其安全。10 滚动轴承校核：从动轴轴承初步选定采取深沟球轴承，型号6009，由从动轴设计计算可知，轴承关键承受径向力，几乎不受轴向力作用，所以其当量动载荷 查表13-5，X=1，左端承受径向力为协力反作用力，由从动轴设计计算得,考虑附加载荷，查表13-6，得载荷系数d=1.1，P=dFr=1341.8N.从动轴转速为300r/min，查得型号6009轴承基础额定载荷21.0KN,所以选择深沟球轴承负荷要求。11键连接选择及校核11.1 主动轴:和大齿轮连接键槽：选择圆头一般平键(C型)，取键长，,键工作长度40-6=34mm，键和轮毂键槽接触强度高度K=0.5h=3mm，由一般平键连接强度，满足和小齿轮连接键槽：选择圆头一般平键(C型)，取键长, ,键工作长度45-16=29mm，键和轮毂键槽接触强度高度K=0.5h=5mm，由一般平键连接强度 ，满足。11.2 从动轴联轴器和从动轴键连接： 选择圆头一般平键(C型)，取键长，,键工作长度63-10=53mm，键和轮毂键槽接触强度高度K=0.5h=4mm，由一般平键连接强度，满足大带轮和从动轴键连接：: 选择圆头一般平键(C型)，取键长，,键工作长度45-16=29mm，键和轮毂键槽接触强度高度K=0.5h=5mm，由一般平键连接强度，满足。12 联轴器选择：在从动轴设计中，所选择联轴器型号YL8YLD8，公称转矩为250Nm，轴孔直径35mm，轴孔长度L=82mm13 轴承润滑和密封13.1轴承润滑：小轴承内径为30mm，轴承转速为N2=130r/min;大轴承内径为45mm，轴承转速为N1=476.7r/min;则dn1=30130=3900r/min,dn2=45476.7=21451.5r/min;查表13-10可得dn1，dn2均小于16，选择脂润滑，查表选择钙基润滑脂L-XAAMHAL,只需填充轴承空间1/3-1/2,并在轴承内侧设挡油环，使池中油不能进行轴承以致稀释润滑脂。因为齿轮润滑采取浸油润滑方法，为预防齿轮传动中飞溅出来润滑油稀释滑剂，在轴承和内壁之间加挡圈。13.2密封选择凸缘式端盖易于调整，采取闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴和轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号依据轴段直径选择。14箱体设置：减速箱箱体采取材料灰铸铁HT150，部分式箱体关键结构尺寸以下所表示名称 代号 尺寸（mm）箱座壁厚 8箱盖壁厚 8箱座高度 200箱凸缘厚度 b=1.5 12箱盖凸缘厚度 b=1.5 12箱座底凸缘厚度 b=2.5 20地脚螺栓直径 20地脚螺栓数目 n 4轴承旁联接螺栓直径 16箱盖和箱底联接螺栓直径 12联接螺栓d2间距 l 150-200轴承端盖螺钉直径 10检验孔盖螺钉直径 8定位销直径 8df至外箱壁距离 26d1至外箱壁距离 22d2至外箱壁距离 18df至凸缘边缘距离 24d1至凸边缘距离 20d2至凸边缘距离 16沉头座直径 D0 40轴承旁凸台半径 20凸台高度 h 300外箱壁至轴承座端面距离 42轴承座孔边缘至轴承螺栓轴代距 20齿轮顶圆和内箱壁键距离 10齿轮端面和内箱壁间距离 20小轴承端盖外径 105大轴承端盖外径 125轴承旁联接螺栓距离 12515 总结1、在设计中我们首优异行是计算部分，因为我们对减速器本身不了解，所以我们很盲目标用借来参考书做了计算，其它部分全部还很顺利，不过到了轴部分就不是很好了。2、对各个零件不了解，比如说用了油沟就不能用挡油环，二者是不能同时存在，齿轮装配过程中需要定位，不过在画草图中我并没有考虑，造成了以后一系列问题。定位轴承零件不能超出轴承本身三分之一，这在画图过程中才会有深刻体会。对端盖认识也不够，很多时候看到书上模板还很纳闷，不知道为何会这么，不知道是什么东西，这些全部是平时上课没有注意听结过。3、很多小细节没有考虑到，调整垫片在透盖中是不能完全顶住，不过在画图过程中没有注意，在画剖螺母时候有个沉头座，不过也没有考虑到。箱座和箱盖全部有一个厚度，即使在计算时候已经计算出来了，不过在画图过程中却没有表现出来。在标注方面，很多小细节也没有考虑到。4、设计不合理，这是最关键，也是花时间最多，其根本原因就是对减速器没有一个本质上认识。即使在以后画图中全部有所改善，不过也避免不了很多不能修改不合理错误。6、心态不正确，在没有正式画图时候没有意识到要考虑那么多，也没有仔细去研究它，以至于在后面画图中困难重重，所以在以后学习中一定要从心态开始抓起。5、即使这次设计感觉不好，很乱，开始时候不知道从哪里下手，稍微了解了以后又发觉自己错误百出，不过从中学会了不少东西，在以后设计中我会从以下多个步骤做起做好对装配图了解，运动特点，有哪些零件，相互之间需要怎样配合计算到位，分析到位画图仔细，考虑周全查缺补漏做好总结工作.16参考文件1杨光、席伟光，机械设计课程设计（第二版）M.高等教育出版社，.102濮良贵，纪名刚.机械设计(第八版)M.北京：高等教育出版社，.53吴宗泽，机械设计使用手册（第二版）.北京：化学工业出版社，.104吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册(第三版).北京:高等教育出版社,.5