机械
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
课程设计计算说明书
设计题目: 链式传动装置的设计
学 院:工程机械
专 业:工业设计
设 计 者:张涛 王潇苑
刘浩 詹钱勇
指导教师:张伟社
目 录
第一部分 设计链式输送机传动装置
一.设计任务书…………………………………………3
二.传动
方案
气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载
的分析和拟定……………………………3
三.具体设计过程与结果………………………………4
4.1. 电动机的选择……………………………………………4
4.2. 传动装置的运动和动力参数的计算设计过程………5
4.3. 传动零件的设计计算 ……………………………………6
4.4. 减速器结构的确定………………………………………9
4.5.蜗轮轴的设计计算………………………………………9
4.6.蜗杆轴的设计计算 ………………………………………11
4.7.轴的校核计算 ……………………………………………12
4.8热平衡核算 ……………………………………………22
4.10 箱体尺寸的确定 ………………………………………23
四.建模图与工程图……………………………………………24
第二部分 心得体会……………………………27
参考文献……………………………………………27
第一部分 设计链式输送机传动装置
一.设计任务书
已知条件:
1) 输送链牵引力F=4500 N;
2) 输送链速度v =0.16m/s (允许误差±5%);
3) 输送链轮齿数 z=15;
4) 输送链节距 p=80 mm;
5) 工作情况 两班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,无粉尘;
6) 使用期限 20年;
7) 生产批量 20台;
8) 生产条件 中等规模机械厂,可加工6~8级精度齿轮和7~8级精度涡轮;
9) 动力来源 电力,三相交流380/220V;
10) 检修间隔期 四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
根据上述已知条件,设计链式输送机传动装置的蜗轮蜗杆减速器。
二. 传动方案的分析和拟定
图 1 原理方案图
三.设计具体过程与结果
设计过程
设计结果
3.1电动机的选择
3.1.1 选择电动机类型和结构型式
根据电源、工作条件和载荷特点选择Y系列三相异步电动机。
3.1.2 选择电动机的容量
(1)估算传动装置的总功率:
查表机械设计
手册
华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载
1-7,确定装置各部分的效率:
链轮传动 η链=0.96
蜗杆传动 η杆=0.79(双头0.75——0.82)
圆锥传动 η锥=0.97(0.927——0.98)
三对轴承 η轴承=0.99(相等)
联轴器 η联轴器=0.99
η总=η联轴器×η链×(η轴承)3×η杆×η锥
=0.99×0.96×0.993×0.79×0.97
=0.7067
(2) 电动机所需功率Pd:
输送机上的Pw =FV
=4500×0.16
=720W
=0.72kW
电动机所需功率Pd=PW/η总
=0.72/0.7067=1.019kW
初选电机:
电动机型号 额定功率(kW) 满载转速(r/min)
Y100L-6 1.5 kW nm= 940 r/min
η总=0.7067
Pw=0.72kW
Pd =1.019kW
3.1.3 计算总传动比和分配各级传动比
根据初选电机计算总传动比
nw=1000×60×v/zp
=8r/min
i总=nm/ nw=940/8=117.5
由机械设计手册表1-8,单级蜗杆减速器推荐的传动比合理范围为8~40,取i蜗杆=30。锥齿轮的传动比推荐的合理范围为0~5,取i锥=4.
实际总传动比i总= i杆×i锥
=30×4=120
速度验算:
n实= nm/i总=940/120=7.833 r/min
(nw-n实)/nw=0.167/8=2.083%<5%
经验算计算符合要求条件。
3.2传动装置的运动和动力参数的计算
设计过程
3.2.1 各轴的转速
蜗杆轴:n杆= 940r/min
蜗轮轴:n轮= n杆/ i杆=940/30=31.33r/min
链轮轴:n链= n轮/ i锥=31.33/4=7.833r/min
3.2.2 各轴功率
蜗杆轴:P杆= Pd×η联轴器×η轴承
=1.019×0.99×0.99=0.9987kW
蜗轮轴:P轮= P杆×η杆×η轴承
=0.9987×0.79×0.99=0.7811kW
总传动比:
=34.286
传动比分配:
链轮轴:P链=P轮×η锥×η轴承×η链
=0.7811×0.99×0.97×0.96=0.72 kW
3.2.3各轴转矩
电动机:Td=9550 Pd/ nm
=9550×1.019/940=15.24N·m
蜗杆轴:T杆= Td×η联轴器×η轴承
=15.24×0.99×0.99=14.94 N·m
蜗轮轴:T轮= T杆×η蜗杆×η轴承×i轮
=14.94×0.99×0.99×30=305.4 N·m
链轮轴:T链=T轮×i圆锥×η圆锥×η轴承×η链
=350.4×3×0.99×0.99×0.97=1292N·m
3.3 传动零件的设计计算
3.3.1 选择蜗杆传动类型
由GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。
4.3.2 选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45~55HBC。蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。
3.3.3 按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计式(11-12),传动中心距
a≥
(1)确定作用在蜗轮上的转矩T2
由3.2.3求得T轮=350400 N·mm
(2)确定载荷系数K
因工作载荷较稳定,故取载荷分布不均匀系数Kβ=1.6;由表机械设计11-5选取使用系数KA=1.15;由于转速不高,冲击不大,可取动载系数KV=1.2;则
K=KA×Kβ×KV
=1.2×1.6×1.15=2.208
(3)确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故ZE=160MPa1/2
(4) 确定接触系数Zρ
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1/a=0.35,从图11-18中可查得Zρ=2.9
(5)确定许用接触应力[σH]
根据蜗轮材料为铸锡青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力
[σH]′=268MPa。
工作寿命Lh按300个工作日,两班制计算。每天工作十六小时,Lh=300×20×8×16=96000h
应力循环次数N=60jn2Lh
=60×1×31.33×96000=18.05×107
寿命系数 KHN=
=0.6965
许用应力 [σH]= KHN×[σH]′
=0.6965×268=186.7MPa
(6)计算中心距
a≥
=168.4mm
取中心距a=180mm,因i蜗杆=30,故从机械设计表11-2中取模数m=5mm,蜗杆分度圆直径d1=50mm。这时d1/a=0.4,从图11-18中可查得接触系数Zρ′=2.74,因为Zρ′﹤Zρ,因此以上计算结果可用。
4.3.4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
(1)蜗杆
由机械设计表11-2查得蜗杆头数Z1=1,直径系数q=10,分度圆导程角γ=5°42′38″。
轴向齿距 : Pa=πm=3.14×5=15.7mm
齿顶圆直径: da1= d1+2ha*m=60+2×6.3×1=60mm
齿根圆直径: df1= d1-2m( ha*+ c*)
=50-2×5×(1+0.2)=38mm
蜗杆轴向齿厚:Sa=0.5πm=7.85mm
(2) 蜗轮
由表11-2查得蜗轮齿数Z2=31,变位系数x2=-0.5000
验算传动比 i= Z2 /Z1=31/1=31
此时传动比误差为(31-30)/30=3.3%是允许的。
蜗轮分度圆直径: d2=m Z2=5×31=155mm
蜗轮喉圆直径: da2= d2+2m(ha*+x2)
=155+2×5×(1-0.5)
=160mm
蜗轮齿根圆直径 :df2= d2-2m(ha*-x2+ c*)
=155-2×5×(1+0.5+0.2)
=138mm
咽喉母圆半径: rg2 =a-0.5da2
=180-0.5×160
=100mm
(3) 校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数 zv2= z2/cos3γ
=31/cos35.7°=31.46
根据x2=-0.5和zv2=31.46,由机械设计图11-19查得YFa=3.33.螺旋角影响系数 Yβ=1-γ/140°=0.9593
由机械设计表11-8查得蜗轮的基本许用弯曲应力[σF]′=56MPa.
寿命系数: KFN=
=0.5614
许用弯曲应力:[σF]= KFN×[σF]′
=0.5614×56=31.43MPa
σF=1.53K T2YFa Yβ/ d1 d2m
=30.55MPa
因此,σF≤[σF],满足弯曲强度条件。
4.3.5验算效率
已知γ=5°42′38″;φv=arctanfv, 与相对滑动速度有关
Vs=πd1 n1/60×1000cosγ
=3.14×50×940/60000/cos(5.7°)
=2.473m/s
从机械设计表11-18中用插值法查得fv=0.0343、φv=1.9°
η=(0.95~0.96)tanγ/tan(γ+φv)
=0.75
因为η>η3=0.75,满足弯曲强度,因此不用重算。
4.4 减速器结构的确定
为了节约有色金属,蜗轮采用装配式;蜗杆螺旋部分的直径不大,所以和轴作成一个整体,做成蜗杆轴。
蜗杆分度圆的圆周速度:
vs =3.14d1n1/(60×100)=2.46 m/s
根据经验,当v<4-5m/s时常将蜗杆放在下面,因此本方案采用蜗杆下置的设计方案。
4.5 蜗轮轴及涡轮轴上零件的初步尺寸确定
4. 5.1 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理。查机械设计表15-3,取A0=108,得:
dmin= A0
= 31.55mm
输出轴的最小直径是安装锥齿轮处轴的直径d1-2(如图2)。由于需要开键槽,为了保证强度,将其直径增大5%,为33.13mm,将其圆整为35mm。
4.5.2 初步确定轴的结构及尺寸
图2 蜗轮轴结构图
如图2,初步确定轴上安装蜗轮轮毂的轴段 dIV--V=48mm,lIV--V =58mm,由此初步确定轴上各段尺寸dⅠ--Ⅱ =35, lⅠ--Ⅱ = 64;dII--III=40, lII--III =50;dIII--IV= 45,lIII--IV = 42;dV--VI=56, lV--VI =6;dVI--VII= 52,lVI--VII =16 ;dVII--VIII= 45,lVII--VIII =16。
4.5.3初步选择蜗轮轴上的轴承
考虑到既承受径向力又承受轴向力,并且载荷不是很大,故选用深沟球轴承,选用61809型号的深沟球轴承,其尺寸为d×D×B=45mm×58mm×7mm,故dII--III=dVII--VIII=45mm。
4.5.4初步确定蜗轮轴上轮毂的尺寸
由机械设计手册表11-9中可得轮毂宽l=(1.2~1.8)d=1.3×48=62.4mm,圆整为62mm;轮毂直径d5=128mm,轮毂与轮缘的安装螺钉直径d4=(1.2~1.5)m=1.2×5=6mm,长度l1=3d4=3×6=18mm。
4.5.5初步确定蜗轮轴上键及键槽的尺寸
蜗轮与轴的周向定位采用平键连接,按 dIV--V由机械设计表6-1查得平键截面b×h=14mm×9mm,键槽用键槽铣刀加工,长为45mm,同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性,故选择蜗轮轮毂与轴配合为H7/k6;涡轮轴与锥齿轮采用平键连接,其截面b×h=10mm×8mm,长为56mm。
4.5.6初步确定蜗轮轴上倒角和圆角的尺寸
参考机械设计表15-2,取轴端倒角为2
,各轴肩处的圆角半径见后面零件图。
4.6 蜗杆轴的设计计算
4.6.1 初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理。查机械设计表15-3,取A0=108,得:
dmin= A0
= 11mm
输出轴的最小直径是安装锥齿轮处轴的直径d1-2(如图3)。为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔径相适应,故须同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查机械设计表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则Tca=19812N·mm,查机械设计手册表8-2,其公称转矩为25 N·m,轴孔直径为14mm,输出轴的最小直径是安装锥齿轮处轴的直径d1-2(如图3)。由于需要开键槽,为了保证强度,将其直径增大5%,d
=14×(1+0.05)=14.7mm,圆整取为14mm。
4.6.2 初步确定蜗杆轴上的结构和尺寸
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ
图3
蜗杆螺旋长度为(蜗杆齿形部分结构设计) b1>=(8+0.06 Z2)m=(8+0.06×31)×5=49.3,取b1=50mm. 由此初步确定轴上各段尺寸dⅠ--Ⅱ =14mm, lⅠ--Ⅱ = 32mm;dII--III=16mm, lII--III =24mm;dIII--IV= 30mm,lIII--IV = 35mm;dV--VI=60mm, lV--VI =50mm;dVI--VII= 34mm,lVI--VII =25mm ;dVII--VIII= 30mm,lVII--VIII =33mm。
4.6.3初步选择蜗杆轴上的轴承
因为蜗杆轴会受到轴向力,并且有轴向游隙,故选用角接触轴承,其型号为7206B,其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm,故dIII--IV= dVII--VIII= 30mm。
4.6.4初步确定蜗轮轴上键及键槽的尺寸
开式皮带轮与蜗杆轴的周向定位采用平键连接。由机械设计表6-1查得平键截面b×h=5mm×5mm,键槽用键槽铣刀加工,长为16mm。
4.6.5初步确定蜗杆轴上倒角和圆角的尺寸
参考表15-2,取轴端倒角为2×45°,圆角见图,未注圆角为2mm。
初步确定蜗轮蜗杆及其上安装零件的尺寸后,画出装配草图(如附图 ),观察零件之间相对位置关系,在对其尺寸进行调整。
4.7轴(蜗轮)的校核计算
4.7.1粗校核
在不计摩擦的情况下,各力的大小如下公式:
Ft=2T2 /d2=2×350.4/155×103=4521.3N
Fa=2T1 /d1=2×14.94/50×103=597.6N
Fr=Fttan20°=4521.3 tan20°=1645.6N
图 4
水平面的弯矩图如图b:
求支反力:
l
=60mm、l
=78mm分别为轴承中心到蜗轮轮毂的距离
可得:F
=50600N F
=16682N
MH1=MH2=153330
垂直面内的弯矩:
F
F
=F
其中:
EMBED Equation.3 =107711N
可得: F
=1290N F
=-158N
合成得:
EMBED Equation.3
扭矩图如上所示:
按弯扭组合公式校核:切应力为脉动循环应力,取
=0.6
W为轴的抗弯截面系数
轴材料45#钢的许用应力
,
即轴满足弯扭强度要求,但是剩余部分较大,故将材料改为Q235-A更加合适,许用应力
。
4.7.2蜗轮轴承的校核
图 5
如图,涡轮轴轴承采用深沟球轴承,其型号初选为61809,根据机械设计表13-5,Fa/Fr=597.6/1645.6=0.36315<e,故X=1,Y=0。
其当量动载荷为:P=fP(XFr+YFa)=1.4×1645.6=2303.84N,则根据式:
由工作条件可知,该轴承符合要求。
4.7.3键的校核
键1(轴伸端)型号规格:
b×h×l=10mm×8mm×56m,
轴径:φd=35mm,扭矩:T=350400N.mm
对于平键连接: k=0.5h=4mm,l=L-b=46mm
MPa
满足工作要求。
键2(蜗轮配合处)型号规格:
b×h×l=14mm×9mm×45m
轴径:
扭矩:
圆头平键连接: k=0.5h=4.5,l=L-b=31mm
MPa
满足工作要求。
4.7.4 蜗杆轴的校核
图 6
蜗杆与蜗轮的受力大小相等,方向相反
由于初选轴承为7206B,a=27.4mm,则跨度为68.85mm。
水平面内:如上图
求支反力:
求得结果:F
=298.8N F
=298.8N
弯矩为:
竖直面内:如上图
支反力:
F
=F
代入数值求得: F
=224N F
=908N
求得弯矩为:
扭矩:如上图
总弯矩:
按弯扭组合,第三强度理论进行校核
扭转切应力为脉动循环应力取
=0.6
45#钢的许用应力
,
即轴满足弯扭强度要求,但是剩余部分较大,故将材料改为Q235-A更加合适,许用应力
。
4.7.5蜗杆轴承的校核:
图 7
两个轴承受力均匀,根据轴的粗校核时求得的支反力,得到:F
= F
=298.8N
F
=1465N,F
=180.57N
得径向力:
F
对于角接触轴承,Fd=1.14Fr,则
Fd1=1.14Fr1=1.14×1495.2N Fd1=1.14Fr2=1.14×349.12=397N
其中: Fd2+ Fae=3109+155.16=3264.16N> F
=155.16N
轴承的代号2、1如图,则2被“放松”1被“压紧”所以
被压紧的轴承1所受的总轴向力Fd1必须与Fae +Fd2相平衡
放松的轴承2只受其本身派生的轴向力Fd2
求比值:
由于其工作载荷较平稳查表13-6取fP=0.75
由表13-5查得X1=0.35,Y1=0.57
X2=1,Y2=0
则当量动载荷
P1= fP(X1Fr+ Y1Fa1)=2495.5N
P2= fP(X2Fr+ Y2Fa2)=261.84N
验算轴承寿命
轴承的基本额定动载荷C=20.5KN
因为
,所以按轴承1的受力大小验算
故所选轴承满足寿命要求。
4.7.6蜗轮轴的精校核
刚度校核:
1)危险截面的选择
截面AB只受扭矩,虽然应力集中会削弱轴的疲劳强度,
但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的故无需校核。轴与蜗轮接触的左右截面由于过盈配合应力集中最严重,从受载情况看截面C处应力最大,但应力集中不大。且轴径最大,故C截面无需校核。键槽处的应力集中示数比过盈配合的小,因而轴只需校核蜗轮右侧与轴接触的截面的左右两侧。
2)强度校核
由结构图知截面Ⅳ为危险截面,现对其进行校核:
【截面Ⅳ左侧:】
抗弯截面系数:
抗扭矩截面系数:
截面左侧弯矩:
扭矩为:
截面上弯曲应力
扭转切应力
轴材料为Q235-A钢,调质处理,由表15-1查得:
截面上由于轴肩而形成的应力集中系数
及
按附表3-2查取因:
可查锝:
又由附图3-1可得轴的材料敏性系数:
应力集中系数:
又有表可以查得尺寸系数和扭转尺寸系数:
表面质量系数:
未经表面强化处理:
碳钢的特性系数:
取
取
计算安全系数:
故轴左侧满足疲劳强度要求。
【截面Ⅳ右侧:】
抗弯截面系数:
抗扭矩截面系数:
截面左侧弯矩:
扭矩:
截面上弯曲应力
扭转切应力
过盈配合处的
。查得
表面质量系数:
故得综合系数
碳钢的特性系数:取
计算安全系数:
故轴右侧满足疲劳强度要求。
4.7.7蜗杆轴的精校核
1) 蜗杆轴的弯曲刚度校核
蜗杆轴简化的力学模型中其跨距为L=
=158+17.25×2-2×27.4=68.85mm
取70mm
把阶梯轴看成是当量直径为dv光轴,然后再按材料力学中的公式计算。
当量直径:
蜗杆挠度:
查表15-5,选用一般用途的轴,得到其允许的挠度[y]=(0.0003--0.0005)L=(0.0809—0.1214)mm,显然,y<[y],故满足刚度要求,合适。
2)蜗杆轴的扭转刚度校核
轴的扭转变形用每米长的扭转角∮来表示,阶梯轴扭转角∮[单位为(·)/m],
计算公式
六西格玛计算公式下载结构力学静力计算公式下载重复性计算公式下载六西格玛计算公式下载年假计算公式
为
,
,
,分别表示阶梯轴第i段上所受扭矩、长度和极惯性矩。
其中由于只有左半部分受扭矩,故L= 96mm,G=8.1×104 Mpa, 查表可得一般传动轴允许的挠度[
]=0.5~1(mm)/m
计算所得
=0.055(mm)/m
显然,
<[
],故上述结果可
4.8热平衡核算
润滑油的工作温度t0=60--70℃取70℃
周围空气温度ta=20℃
箱体表面传热系数取αd=(8.15—17.45)w/(m2. ℃),当周
围空气流通好时,取
=11
滑动速度为:
由表机械设计11-19查得:φv=1°15
蜗杆传动的效率:η=0.79
蜗杆传动的功率为: P=0.9987kw
所需的散热面积为:
S=1000P(1-η)/αd(t0-ta)
=1000×0.9987×(1-0.79)/(11×50)=0.3813m2
经计算箱体的大致表面积为0.4855m2,大于所需散热的
面积,所以不需要增加散热片。
4.9箱体尺寸的确定
箱座壁厚取
=10mm
箱盖壁厚取
取8.5mm
箱体内壁到蜗轮轮毂的距离
取为16mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离
取12mm
箱盖凸缘厚度
箱座凸缘厚度
地脚螺钉直径
地脚螺钉数目n=4
轴承旁连接螺栓直径
=13.86取14mm
盖与座连接螺栓直径
取8mm
轴承端盖螺钉直径
取8mm
视孔盖螺钉直径
取6mm
箱盖肋厚
取8mm
箱座肋厚
取8.5mm
nw=8r/min
i总=117.5
i=120
n杆=940r/min
n轮=31.33 r/min
n链=7.833 r/min
P1=0.9987 kW
P2=0.6832kW
P3=0.72kW
Td=15.24 N·m
T杆=14.94N·m
T轮=305.4 N·m
T3=1292N·m
T2=350400N.mm
K=2.208
Lh=96000h
N=18.05×107
KHN=0.6965
[σH]=186.7
MPa
a≥168.4mm
Pa=19.782mm
da1=60mm
df1=38mm
Sa=7.85mm
i=31
d2=155mm
da2=160mm
df2=138mm
rg2 =100mm
zv2=31.46
Yβ=0.593
KFN=0.5614
[σF]=31.43Mpa
σF=30.55MPa
Vs=2.473m/s
η=0.75
Vs=2.46m/s
l1=18mm
d=14mm
Ft=4521.3N
Fa=597.6N
Fr=1645.6N
F
=50600N
F
=16682N
F
=1290N
F
=-158N
EMBED Equation.3 M1=161463N.mm
M2=154235N.mm
P=2303.84N
Lh=11404h
k=8mm
k=0.5h=4.5
EMBED Equation.3
F
P
=2495.5N
P
=261.84N
EMBED Equation.3
EMBED Equation.3
=0.055(mm)/m
四.建模图与工程图
附图1
附图2
附图3
附图4
附图5
附图6
附图7
第三部分 心得体会
这次课程设计历时5周,时间长,任务重,我们经历了前所未有的考验:重新拿起放下了很久的知识,重新开始学习.
刚开始时由于以前学到的只是课本知识,但是到实际应用于设计时,就觉得手足无措,无从下手,刚开始第一天设计的时间在茫然的查找资料中度过了,计划表也没做出来,因为不知道具体都要做些什么.编程由于大半个学期没有学习过,因此一切都得从头学起,所以前几天都在盲目学习中度过了.
由于老师的指导我们渐渐进入了状态,一切就慢慢进入轨道,顺利进行了.不过中间由于分工的问题产生了分歧.由于机械设计计算部分很大程度上是单线运算,我们没有很好的分工,导致计算花费了大量的时间.
这次课程设计给我们的身心以极大的考验,让我们学会承受越来越大的工作压力,以便于我们能更好的适应将来的工作环境,总之,经过这长达5周的课程设计,我们获益匪浅.
参考文献
[1] 濮良贵,纪明刚主编.机械设计[M] . 北京:高等教育出版社,2005
[2] 张伟社主编.机械原理教程[M]. 西安:西北工业大学出版,2006.
[3] 吴宗泽,罗圣国主编 .机械设计课程设计手册[M] . 北京: 高等教育出版社,2006.
[4] 周四新主编. Pro/ENGINEER—实例教程[M].北京:电子工业出版社,2007
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