华南农业大学
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:带式输送机
班级:07机械5班
学号:200730510512
设计者:李健立
指导老师: 卿艳梅
目录
1. 题目及总体
分析
定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析
…………………………………………………3
2. 各主要部件选择…………………………………………………4
3. 电动机选择………………………………………………………4
4. 分配传动比………………………………………………………5
5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………6
6. 设计高速级齿轮…………………………………………………7
7. 设计低速级齿轮…………………………………………………12
8. 链传动的设计……………………………………………………16
9. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………18
1轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计………………………18
2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计………………………24
3轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计………………………29
10. 润滑与密封………………………………………………………34
11. 箱体结构尺寸……………………………………………………35
12. 设计总结…………………………………………………………36
13. 参考文献…………………………………………………………36
一.题目及总体分析
题目:设计一个带式输送机的减速器
给定条件:由电动机驱动,输送带的牵引力
,运输带速度
,运输机滚筒直径为
。单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘。工作寿命为10年,每年300个工作日,每天工作12小时,具有加工精度8级(齿轮)。
减速器类型选择:选用展开式两级圆柱齿轮减速器。
特点及应用:结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端,这样,轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿,低速级可做成直齿。
整体布置如下:
图示:5为电动机,4为联轴器,3为减速器,2为链传动,1为输送机滚筒,6为低速级齿轮传动,7为高速级齿轮传动,。
辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。
二.各主要部件选择
部件
因素
选择
动力源
电动机
齿轮
斜齿传动平稳
高速级做成斜齿,低速级做成直齿
轴承
此减速器轴承所受轴向力不大
球轴承
联轴器
结构简单,耐久性好
弹性联轴器
链传动
工作可靠,传动效率高
单排滚子链
三.电动机的选择
目的
过程分析
结论
类型
根据一般带式输送机选用的电动机选择
选用Y系列封闭式三相异步电动机
功率
工作机所需有效功率为Pw=F×V=4000N×0.8m/s
圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为η1=0.97 2
滚动轴承传动效率(四对)为η2=0.98 4
弹性联轴器传动效率η3=0.99
输送机滚筒效率为η4=0.97
链传动的效率η5=0.96
电动机输出有效功率为
电动机输出功率为
型号
查得型号Y112M-4三相异步电动机参数如下
额定功率p=4.0 kW
满载转速1440 r/min
同步转速1500 r/min
选用
型号Y112M-4三相异步电动机
四.分配传动比
目的
过程分析
结论
分配传动比
传动系统的总传动比
其中i是传动系统的总传动比,多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积;nm是电动机的满载转速,r/min;nw 为工作机输入轴的转速,r/min。
计算如下
,
取
取
则
i:总传动比
:链传动比
:低速级齿轮传动比
:高速级齿轮传动比
五.传动系统的运动和动力参数计算
目的
过程分析
结论
传动系统的运动和动力参数计算
设:从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴;对应于各轴的转速分别为、 、 、 ;对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ;对应各轴的输入转矩分别为、 、 、 ;相邻两轴间的传动比分别为、 、 ;相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。
轴号
电动机
两级圆柱减速器
工作机
1轴
2轴
3轴
4轴
转速n(r/min)
n0=1440
n1=1440
n2=400
n3=145.45
n4=48.48
功率P(kw)
P=4.0
P1=3.96
P2=3.764
P3=3.758
P4=3.366
转矩T(N·m)
T1=26.263
T2=89.866
T3=246.743
T4=663.063
两轴联接
联轴器
齿轮
齿轮
链轮
传动比 i
i01=1
i12=3.6
i23=2.75
i34=3
传动效率η
η01=0.99
η12=0.97
η23=0.97
η34=0.96
六.设计高速级齿轮
1.选精度等级、
材料
关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料
及齿数,齿型
1)确定齿轮类型.两齿轮均为
标准
excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载
圆柱斜齿轮
2)材料选择.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。
3)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度
4)选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1·Z1=3.6×24=86.4,取Z2=87。
5)选取螺旋角。初选螺旋角
2.按齿面接触强度设计
按式(10-21)试算,即
1)确定公式内的各计算数值
(1)试选
(2)由图10-30,选取区域系数
(3)由图10-26查得
(4)计算小齿轮传递的转矩
(5)由
表
关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf
10-7选取齿宽系数
(6)由表10-6查得材料的弹性影响系数
(7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
,大齿轮的接触疲劳强度极限
(8)由式10-13计算应力循环次数
(9)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数
EMBED Equation.3
(10)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式10-12得
2)计算
(1)试算小齿轮分度圆直径
,由计算公式得
(2)计算圆周速度
(3)计算齿宽b及模数
(4)计算纵向重合度
(5)计算载荷系数K
已知使用系数
根据
,7级精度,由图10-8查得动载荷系数
由表10-4查得
由图10-13查得
假定
,由表10-3查得
故载荷系数
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得
(7)计算模数
3.按齿根弯曲强度设计
由式10-17
1) 确定计算参数
(1)计算载荷系数
(2)根据纵向重合度
,从图10-28查得螺旋角影响系数
(3)计算当量齿数
(4)查取齿形系数
由表10-5查得
(5)查取应力校正系数
由表10-5查得
(6)由图10-20c查得,小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
(7)由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数
(8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式10-12得
(9)计算大小齿轮的
大齿轮的数据大
2) 设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取
=1.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径
来计算应有的齿数。于是有
取
,则
取
4.几何尺寸计算
1) 计算中心距
将中心距圆整为79mm
2)按圆整后的中心距修正螺旋角
因
值改变不多,故参数
EMBED Equation.3 、
、
等不必修正。
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
4) 计算大、小齿轮的齿根圆直径
EMBED Equation.3
5) 计算齿轮宽度
圆整后取
;
5.验算
合适
七.设计低速级齿轮
1.选精度等级、材料及齿数,齿型
1)确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱直齿轮
2)材料选择.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。
3)运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度
4)选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=i1·Z1=2.75×24=66。
2.按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式10-9a进行试算,即
1) 确定公式各计算数值
(1) 试选载荷系数
(2) 计算小齿轮传递的转矩
(3) 由表10-7选取齿宽系数
(4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数
(5) 由图10-21d按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
(6)由式10-13计算应力循环次数
(7)由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数
EMBED Equation.3
(8)计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为1%,安全系数为S=1,由式10-12得
2) 计算
(1) 试算小齿轮分度圆直径
,代入
中的较小值
(2) 计算圆周速度v
(3) 计算齿宽b
(4) 计算齿宽与齿高之比b/h
模数
齿高
(5) 计算载荷系数K
根据
,7级精度,由图10-8查得动载荷系数
假设
,由表10-3查得
由表10-2查得使用系数
由表10-4查得
由图10-23查得
故载荷系数
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式10-10a得
(7)计算模数m
3.按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度的设计公式为
1) 确定公式内的计算数值
(1) 由图10-20c查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
(2) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
(3) 计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数为S=1.4,由式10-12得
(4) 计算载荷系数
(5)查取齿形系数
由表10-5查得
(6)查取应力校正系数
由表10-5查得
(7)计算大小齿轮的
,并比较
大齿轮的数据大
2) 设计计算
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,可取有弯曲强度算得的模数1.95,并就近圆整为标准值m=2.0mm。但为了同时满足接触疲劳强度,须按接触疲劳强度算得的分度圆直径
来计算应有的齿数。于是有
取
大齿轮齿数
4.几何尺寸计算
1) 计算分度圆直径
2) 计算齿根圆直径
3) 计算中心距
4) 计算齿宽
取
5.验算
合适
八.链传动的设计
1. 选择链轮齿数和材料
取小齿轮齿数
,大齿轮的齿数为
材料选择40钢,热处理:淬火、回火
2. 确定计算功率
由表9-6查得
,由图9-13查得
,单排链,则计算功率为:
3. 选择链条型号和节距
根据
及
查图9-11,可选20A-1。查表9-1,链条节距为
。
4. 计算链节数和中心距
初选中心距
。
取
。
相应得链长节数为
,取链长节数
节。查表9-7得到中心距计算系数
,则链传动的最大中心中心距为:
5. 计算链速v,确定润滑方式
由
和链号20A-1,查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
6. 计算压轴力
有效圆周力为:
链轮水平布置时的压轴力系数
,则压轴力为
7. 链轮的基本参数和主要尺寸
名称
符号
计算公式
结果
分度圆直径
齿顶圆直径
齿根圆直径
齿高
确定的最大轴凸缘直径
九.减速器轴及轴承装置、键的设计
1.1轴(输入轴)及其轴承装置、键的设计
1.输入轴上的功率
转矩
2.求作用在齿轮上的力
3.初定轴的最小直径
选轴的材料为45钢,调质处理。根据表15-3,取
(以下轴均取此值),于是由式15-2初步估算轴的最小直径
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径
.为了使所选的轴直径
与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.
联轴器的计算转矩Tca=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则,
EMBED Equation.3
查《机械设计手册》,选用HL1型弹性柱销联轴器,
其公称转矩为160000N·mm。半联轴器的孔径
,
故取
半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度
。
4.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案(见下图)
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)为满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制处一轴肩,轴肩高度
,故取2段的直径
。半联轴器与轴配合的毂孔长度
=30mm.,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故
的长度应该比
略短一点,现取
(2)初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据
,初选型号6205轴承,其尺寸为
,基本额定动载荷
基本额定静载荷
,
,故
,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取
(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距,取
。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,由于6205的深沟球轴承的定位轴肩直径
,大于齿根直径
。因此根据齿根直径,定
(4)轴段5为齿轮,齿根直径
,分度圆直径
,齿顶圆直径
,齿宽
为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段7的直径同轴段4
,
(5)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
,
,
(6)参考表15-2,取轴端为
,各轴肩处的圆角半径见CAD图。
输入轴的结构布置
5.受力分析、弯距的计算
(1)计算支承反力
在水平面上
(2)在垂直面上
故
总支承反力
2)计算弯矩并作弯矩图
(1)水平面弯矩图
(2)垂直面弯矩图
(3)合成弯矩图
3)计算转矩并作转矩图
EMBED Equation.DSMT4
6.作受力、弯距和扭距图
7.选用键校核
键连接:联轴器:选单圆头平键(A型)
联轴器:由式6-1,
查表6-2,得
,键校核安全
8.按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,C处左侧承受最大弯矩和扭矩,并且有较多的应力集中,故c截面为危险截面。根据式15-5,并取
,轴的计算应力
由表15-1查得
,
,故安全
9.校核轴承和计算寿命
(1) 校核轴承A和计算寿命
径向载荷
轴向载荷
由
,在表13-5取X=0.56。相对轴向载荷为
,在表中介于0.040-0.070之间,对应的e值为0.24-0.27之间,对应Y值为1.8-1.6,于是,用插值法求得
,故
。
由表13-6取
则,A轴承的当量动载荷
,校核安全
该轴承寿命该轴承寿命
(2) 校核轴承B和计算寿命
径向载荷
当量动载荷
,校核安全
该轴承寿命该轴承寿命
2.2轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计
1. 中间轴上的功率
转矩
2.求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:
低速小齿轮:
3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢,调质处理。
根据表15-3,取
,于是由式15-2初步估算轴的最小直径
这是安装轴承处轴的最小直径
4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
( 1 )初选型号6205的深沟球轴承 参数如下
基本额定动载荷
基本额定静载荷
故
。轴段1和7的长度与轴承宽度相同,故取
,
,
( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装,
应略大与
,可取
。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度
应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽
,取
。小齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度
,取
,
,故取
( 3)轴段5上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,
应略大与
,可取
。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度
应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽
,取
。大齿轮左端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度
,取
,
,故取
。
取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
,
,
(4)参考表15-2,取轴端为
,各轴肩处的圆角半径见CAD图。
中间轴的结构布置
5.轴的受力分析、弯距的计算
1)计算支承反力:
在水平面上
在垂直面上:
故
总支承反力:
2)计算弯矩
在水平面上:
在垂直面上:
故
3)计算转矩并作转矩图
6.作受力、弯距和扭距图
7.选用校核键
1)低速级小齿轮的键
由表6-1选用圆头平键(A型)
由式6-1,
查表6-2,得
,键校核安全
2)高速级大齿轮的键
由表6-1选用圆头平键(A型)
由式6-1,
查表6-2,得
,键校核安全
8.按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,2处当量弯矩最大,并且有较多的应力集中,为危险截面
根据式15-5,并取
由表15-1查得
,
,校核安全。
9.校核轴承和计算寿命
1)校核轴承A和计算寿命
径向载荷
轴向载荷
,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,
,取
,故
因为
,校核安全。
该轴承寿命该轴承寿命
2)校核轴承B和计算寿命
径向载荷
当量动载荷
,校核安全
该轴承寿命该轴承寿命
查表13-3得预期计算寿命
,故安全。
3.3轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计
1. 输入功率
转速
转矩
2. 第三轴上齿轮受力
3.初定轴的直径
轴的材料同上。由式15-2,初步估算轴的最小直径
这是安装链轮处轴的最小直径
,取
,查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度:
,为保证链轮与箱体的距离,取
4.轴的结构设计
1)拟定轴的结构和尺寸(见下图)
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)轴段2和轴段7用来安装轴承,根据
,初选型号6308的深沟球轴承,
参数基本:
基本额定动载荷
基本额定静载荷
。由此可以确定:
(2)为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段3和6的直径应根据6308的深沟球轴承的定位轴肩直径
确定,即
,取
( 3)轴段5上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装,
应略大与
,可取
。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段5的长度
应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽
,取
。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度
,取
,
,故取
。
(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距,取
(5)取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得
,
,
(6)参考表15-2,取轴端为
,各轴肩处的圆角半径见CAD图。
输出轴的结构布置
5.轴的受力分析、弯距的计算
(1)计算支承反力
在水平面上
在垂直面上
故
(2)计算弯矩
1)水平面弯矩
在C处,
在B处,
2)垂直面弯矩
在C处
(3)合成弯矩图
在C处
在B处,
(4)计算转矩,并作转矩图
(CD段)
6.作受力、弯距和扭距图
7.选用校核键
1)低速级大齿轮的键
由表6-1选用圆头平键(A型)
由式6-1,
查表6-2,得
,键校核安全
2)高速级链轮的键
由表6-1选用圆头平键(A型)
由式6-1,
查表6-2,得
,键校核安全
8.按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知,B处当量弯矩最大,并且有较多的应力集中,为危险截面
根据式15-5,并取
由表15-1查得
,
,校核安全。
9.校核轴承和计算寿命
1)校核轴承A和计算寿命
径向载荷
当量动载荷
因为
,校核安全。
该轴承寿命该轴承寿命
2)校核轴承B和计算寿命
径向载荷
当量动载荷
,校核安全
该轴承寿命该轴承寿命
十.润滑与密封
1.润滑方式的选择
因为此变速器为闭式齿轮传动,又因为齿轮的圆周速度
,所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油,所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。
2.密封方式的选择
由于I,II,III轴与轴承接触处的线速度
,所以采用毡圈密封。
3.润滑油的选择
因为该减速器属于一般减速器,查机械设计手册可选用工业齿轮油N200(SH0357-92)。
十一.箱体结构尺寸
机座壁厚δ
δ=0.025a+5
8mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.025a+5
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
12mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
20mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12
16.3mm
地脚螺钉数目
a<250,n=6
4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75 df
12.2mm
机盖与机座联接螺栓直径d2
d2=(0.5~0.6) df
10mm
联接螺栓d2间距
L=150~200
160mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4~0.5) df
7mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3~0.4) df
6mm
定位销直径
d=(0.7~0.8) d2
7mm
轴承旁凸台半径
R
10 mm
轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=42.5mm
D12=42.5mm
D13=57.5mm
轴承座凸起部分端面直径
D2= D1+2.5d3
D21=59.5mm
D22=59.5mm
D23=74.5mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
10mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
9 mm
两齿轮端面距离
Δ4=5
5 mm
df,d1,d2至外机壁距离
C1=1.2d+(5~8)
C1f=26mm
C11=21mm
C12=18mm
df,d1,d2至凸台边缘距离
C2
C2f=22mm
C21=17mm
C22=15mm
机壳上部(下部)凸缘宽度
K= C1+ C2
Kf=48mm
K1=38mm
K2=33mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1~1.2)d1
13mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3~5)
52 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
13mm
十二.设计总结
刚开始做课程设计的时候,我很天真的认为,不就一个减速器么,两对齿轮三根轴。可是到动手去做的时候才知道,要真正做出一个减速器,远远不止这些。设计过程中出现了大量的设计计算,设计过程中稍有出错,要重新算过,粗心大意的我在这里吃了不少苦头。而且需要大量翻阅相关资料,查表等等。我感受到去做一个工程师真的很不容易。
在设计过程中,通过大量查阅资料以及跟同学交流,我学到了很多相关知识,这些是在平时课堂上学不到的。我认识到上课的时间有限,老师也不可能更多展开的去讲这些知识,所以我们需要自己话时间去钻研学习。
我的设计中存在很多不完善、缺憾甚至是错误的地方,但由于时间的原因,是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题,我对于自己真正的能够设计出一个机器出来感到开心。人无完人,设计也是,没有完美,只有更完善。从设计过程中,我复习了以前学过的机械制图知识,AUTOCAD的画图水平有所提高,Word输入、排版的技巧也有所掌握,这些应该是我最大的收获。再次,严谨理性的态度在设计中是非常重要的,采用每一个数据都要有根据,设计是一环扣一环的,前面做错了,后面就要全改,工作量差不多等于重做。
通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用,让我们熟悉了手册和国家标准的使用,并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合,提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力,也提高了我们各个方面的素质,有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。
十三.参考文献
1.《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年
2.《机械设计课程设计》 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年
3.《机械设计师袖珍手册》 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年
4.《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年
5.《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007
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