减速器课程设计

减速器课程设计 目 录 设计任务书……………………………………………………1 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 的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料 目录 工贸企业有限空间作业目录特种设备作业人员作业种类与目录特种设备作业人员目录1类医疗器械目录高值医用耗材参考目录 …………………………………………………18 1 机械设计课程设计任务书 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一( 总体布置简图 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—滚筒;6—联轴器 二( 工作情况: 载荷平稳、单向传送，空载启动 2 三( 原始数据 滚筒的扭矩T(N?m):900 滚筒的直径D(mm):320 运输带速度V(m/s):0.75 带速允许偏差(,):5 使用年限(年):5 工作制度(班/日):2 四( 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算; 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核; 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 的编写 五( 设计任务 1( 减速器总装配图一张 2( 齿轮、轴零件图各一张 3( 设计说明书一份 六( 设计进度 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 七( 设计时间安排 12月17日 电动机选择，主要参数计算 12月18日 V带传动的设计计算 12月19日 斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 12月20日--12月23日 减速器装配图草图的设计 轴的结构设计及校核 12月30日--12月31日 减速器装配图设计 轴承、键、联轴器的选择及校核 1月2日 写设计计算说明书 1月3，4日 答辩 3 。 电动机的选择 1. 对滚筒的计算 r=0.16m v=0.75m/s T=900N?m w=v/r=0.75/0.16=4.7rad/s p=Wt/1000=4.7χ900/1000=4.23kw n=60v/πd=44.785r/min 2. 电动机容量的选择 1) 工作机所需功率Pw Pw,4.23kW 2) 电动机的所需功率 Pd,Pw/η 滚筒 η=0.96 圆柱齿轮 η=0.97 V带 η=0.92 滚动轴承 η=0.98 联轴器 η=0.99 ’32ηηηηηη,,0.774 齿联联轴承轴承 Pd,5.465kW 3. 电动机转速的选择 nd,(i1’?i2’…in’)nw 初选为同步转速为1440r/min的电动机 4(电动机型号的确定 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系 列的电动机。 由表9-39查出电动机型号为Y132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基 本符合题目所需的要求。 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1(计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: 4 i,nm/nw=1440/44.785=32.153 i,32.153 2(合理分配各级传动比 2.4 V带的传动比 取 齿轮的传动比为32/2.4=13.3 取i=13.3 i2=i/i1=3.198 i1,1.3i,4.158 取i1=4 i2=3.15 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 滚筒 转速(r/min) 1440 600 150 47.619 44.785 功率(kW) 5.5 5.061 4.859 4.666 4.573 转矩(N?m) 36.476 80.554 309.356 948.091 933.258 传动比 1 2.4 4 3.15 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 V带传动设计 已知n发=1440r/min n1=600r/min p发=5.5kw p1=5.061kw (1)求计算功率 pc 查表13-8得 KA=1.1 pc=Kap1=1.1Χ5.5=6.05kw (2)选用V带型号 暂选普通V带 根据pc=6.05kw n发=1440r/min 由图13-5差出此坐标位于A型之内 选用A型 (3)求大小带轮的基准直径d2 d1 由表13-9取d1应不小于75 取d1=100mm d2=n发d1(1-ε)/n1=1440Χ100Χ(1-0.02)/600=211.68mm 取d2=212mm (4)验算带速v v=πd1n发/60000=3.14Χ100Χ1440/60000=7.536m/s 带速在5-25m/s之间 合适 (5)求V带基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距ao=1.5(d1+d2)=1.5Χ(100+212)=468mm 取0.7(d1+d2)<468<2(d1+d2) 5 取ao=470mm在范围内 带长 L=2ao+π(d1+d2)/2+(d2-d1) (d2-d1)/4ao=1436.51mm 查表13-2 对A型带选用Ld=1400mm 算中心距 a=ao+(Ld-Lo)/2=452mm (6)验算小带轮包角α1 α1=180-57.3(d2-d1)/a=180-(212-100) Χ57.3/452=166.8>120 所以 合适 (7)求V带的根数 z=pc/(po+?po)KαKL n发=1440r/min d1=100mm 查表13-3由线性关系得 po=1.32kw i=d2/d1(1-ε)=212/100Χ(1-0.02)=2.163 查表13-5得 ?po=0.17kw 由α=163.8 查表13-7得 Kα=0.97 查表13-2得 KL=0.96 Χ0.97=4.36 z=6.05/(1.32+0.17) Χ0.96 取z=5 (8)求作用在带轮轴上的压力Fe 查表13-1得 q=0.1kw/m 单根V带的初拉力 Fe=500pc(2.5/Kα-1)/zv+qv2=132.28N 所以作用在轴上的初拉力 FQ=2EFosinα/2=2Χ5Χ132.28Χsin(167/2)=1311.67N V带的尺寸设计 小带轮用实心轮 大带轮用腹板式 因为发动机 D=38mm F=8mm G=24mm 小带轮 do=28mm d1=2do=56mm dd=80mm L=80mm B=80mm hf=9mm dx=d-2hf=80-18=62>d1 合适 δ=(dx-do)/2=(61-28)/2=16.5mm ha=3mm da=d+2ha=86mm e=15mm f=9mm bd=11mm 大带轮 do=30mm dd=236mm L=65mm B=80mm s=0.2B=16mm 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难 6 传动件设计计算 1( 选精度等级、材料及齿数 1) 材料及热处理; 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。 2) 精度等级选用7级精度; 3) 试选小齿轮齿数z1,20，大齿轮齿数z2,100的; 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β,14? 2(按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10—21)试算，即 32,,2KTZZu，1tHE,,dt? ?,,,,φεuζdαH,, 1) 确定公式内的各计算数值 (1) 试选Kt,1.6 (2) 由图10,30选取区域系数ZH,2.433 (3) 由表10,7选取尺宽系数φd,1 (4) 由图10,26查得εα1,0.75，εα2,0.87，则εα,εα1，εα2,1.62 (5) 由表10,6查得材料的弹性影响系数ZE,189.8Mpa (6) 由图10,21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ζHlim1,600MPa;大齿轮 的解除疲劳强度极限ζHlim2,550MPa; (7) 由式10,13计算应力循环次数 N1,60n1jLh,60×192×1×(2×8×300×5),3.32×10e8 N2,N1/5,6.64×107 (8) 由图10,19查得接触疲劳寿命系数KHN1,0.95;KHN2,0.98 (9) 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1,，安全系数S,1，由式(10,12)得 [ζH]1,,0.95×600MPa,570MPa [ζH]2,,0.98×550MPa,539MPa [ζH],[ζH]1，[ζH]2/2,554.5MPa 2) 计算 (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 32,,2KTZZu，1tHE1,,d1t? ?,,,,φεuζdαH,, 3232，1.6，191，1062.433，189.8,,?==67.85 ,,1，1.625554.5,, (2) 计算圆周速度 7 dnππ，67.851921t2v===0.68m/s 60，100060，1000 (3) 计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 。dcosβ67.85cos14t1==3.39 mnt=z201 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 (4) 计算纵向重合度εβ 。 εβ==0.318×1×tan14=1.59 0.318εztanββ1 (5) 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的 KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 22,3故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1+0.23×1067.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10—10a)得 33 dK/K d1==mm=73.6mm 67.85，2.05/1.6tt1 (7) 计算模数mn 。dcosβ73.6cos14，1, mn =mm=3.74 z201 3(按齿根弯曲强度设计 由式(10—17) 232cosKTYβYYβFaSa? mn? 2,,ζφzεFd1α 1) 确定计算参数 (1) 计算载荷系数 K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10,28查得螺旋角影响系数 Yβ,0。88 8 (3) 计算当量齿数 33。z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89 33。 z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47 (4) 查取齿型系数 由表10,5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 (5) 查取应力校正系数 由表10,5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 (6) 计算[ζF] ζF1=500Mpa ζF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [ζF1]=339.29Mpa [ζF2]=266MPa YYFaSa(7) 计算大、小齿轮的并加以比较 ,,ζF YY2.74，1.569Fa1Sa1==0.0126 ζ,,339.29F1 YY2.172，1.798Fa2Sa2==0.01468 ζ,,266F2 大齿轮的数值大。 2) 设计计算 232，1.96，cos14，0.88，191mn?=2.4 ?0.0146821，20，1.62 mn=2.5 4(几何尺寸计算 1) 计算中心距 dcosβ1,z1=32.9，取z1=33 mn z2=165 ，，z，zm12na=255.07mm ,2cosβ 9 a圆整后取255mm 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 zzm，，，。12nβ=arcos=1355’50” 2a 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 zm1nd1=85.00mm ,cosβ zm2nd2=425mm ,cosβ 4) 计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5) 结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式 为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 II轴: 1(初步确定轴的最小直径 333.84P126Ad?,=34.2mm 0N192 2(求作用在齿轮上的受力 2TFt1==899N d tanαnFr1=Ft=337N cosβ Fa1=Fttanβ=223N; Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3(轴的结构设计 10 1) 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以 长度为16mm。 3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 6. VI-VIII长度为44mm。 4(求轴上的载荷 66 207.5 63.5 11 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故:Fa1=638N Fa2=189N 5(精确校核轴的疲劳强度 1) 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2) 截面IV右侧的 Mm ,,,17.5MPabW T2,,,7.64MPa截面上的转切应力为 TWT ,15.98T ,,,,7.99MPa,,bm22 由于轴选用40cr，调质处理，所以 ，，。 ,,735MPa,,386MPa,,260MPaB,1,1 ([2]P355表15-1) a) 综合系数的计算 r2D由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应,,0.045,1.6d55d ,,1.81力集中为，， ,,2.23,, ([2]P38附表3-2经直线插入) 轴的材料敏感系数为，， q,0.85q,0.87,, ([2]P37附图3-1) 故有效应力集中系数为 k,1，q(,,1),2.05,,, k,1，q(,,1),1.70,,, 12 查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为， ,,0.72,,0.76,, ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 轴采用磨削加工，表面质量系数为， ,,,,0.92,, ([2]P40附图3-4) ,,1q轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 k1,,，,1,2.93 K,,,,, k1,,，,1,2.11 K,,,,, b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为， ,,0.05,,0.1,, c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 ,,1S,,6.92 ,K,,,，,,am ,,1S,,24.66 ,K,,,，,,am SS,,S,,6.66,1.5,S ca22S，S,, 故轴的选用安全。 I轴: 1(作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2(初步确定轴的最小直径 P13 d,A,17.9mma10n1 3(轴的结构设计 1) 确定轴上零件的装配方案 13 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸 受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段 直径选为30。 f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207 型，即该段直径定为35mm。 g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经 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 化，定为 40mm。 h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为 46mm。 i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 2) 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下: a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为 88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距 离取4mm(采用油润滑)，轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装 尺寸，定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4(按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm [,],275MPa,,0.645钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。 p 22,M，(T)m3 ,,43MPa,[],,ppW 14 III轴 1(作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2(初步确定轴的最小直径 P13 d,A,51.4mma10n1 3(轴的结构设计 1) 轴上零件的装配方案 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 5(求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 弯扭校合 333W,0.1d,0.1，60,21600mm 22,M，(T)m1 ,,,51.2MPa,[,]ppW 滚动轴承的选择及计算 15 I轴: 1(求两轴承受到的径向载荷 5、 轴承30206的校核 1) 径向力 22 F,F，F,168.5rHV11 2) 派生力 FFrArB， F,,52.7NF,,52.7NdAdB2Y2Y 3) 轴向力 由于， F，F,223，52.7,275.7N,Fa1dBdA 所以轴向力为， F,223F,52.7aAaB 4) 当量载荷 FFaBaA,1.32,e,0.31,e由于，， FFrArB 所以，，，。 X,0.4Y,1.6X,1Y,0AABB 由于为一般载荷，所以载荷系数为f,1.2，故当量载荷为 p P,f(XF，YF),509.04NP,f(XF，YF),202.22 ApArAAaABpBrBBaB 5) 轴承寿命的校核 610Cr7, L,(),3.98，10h,24000hh60nPA1 II轴: 6、 轴承30307的校核 1) 径向力 22 F,F，F,1418.5NrAHV11 22 F,F，F,603.5NrbHV22 2) 派生力 FFrArBF,,443N，F,,189N dAdB2Y2Y 3) 轴向力 由于， F，F,892，189,1081N,Fa1dBdA 16 所以轴向力为， F,638NF,189NaAaB4) 当量载荷 FFaAaB,0.45,e,0.31,e由于，， FFrArB 所以，，，。 X,0.4Y,1.6X,1Y,0AABB ，故当量载荷为 由于为一般载荷，所以载荷系数为f,1.2pP,f(XF，YF),1905.84NApArAAaA P,f(XF，YF),724.2NBpBrBBaB 5) 轴承寿命的校核 610Cr7, L,(),1.50，10h,24000hh60nPA1 III轴: 7、 轴承32214的校核 1) 径向力 22 F,F，F,842.5NrAHV11 22 F,F，F,842.5NrbHV22 2) 派生力 FFrArBF,,294.6N，F,,294.6N dAdB2Y2Y3) 轴向力 由于， F，F,294.6，1115,1409.6N,Fa1dBdA 所以轴向力为， F,1115NF,294.6NaAaB4) 当量载荷 FFaAaB,1.32,e,0.34,e由于，， FFrArB 所以，，，。 X,0.4Y,1.5X,1Y,0AABB f,1.2由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 pP,f(XF，YF),2317.87NP,f(XF，YF),1011N ApArAAaABpBrBBaB 17 5) 轴承寿命的校核 610Cr7, L,(),56.1，10h,24000hh60nPA1 键连接的选择及校核计算 代号 直径 工作长度 工作高度 转矩 极限应力 (mm) (mm) (mm) (N?m) (MPa) 高8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 速12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 轴 中12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 间 轴 低20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 速18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 轴 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为[,],110MPa，所以上述键皆安全。 p 连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、高速轴用联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为， K,1.5A 计算转矩为 T,KT,1.5，39.8,59.7N,mcaA1 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84)，但由于联轴器一端与电动机相连， 其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 T,125N,mn 轴孔直径， d,38mmd,25mm12 轴孔长L,82mm， L,60mm1 A,45mm装配尺寸 b,38mm半联轴器厚 18 ([1]P163表17-3)(GB4323-84) 三、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为， K,1.5A 计算转矩为 T,KT,1.5，925.2,1387.8N,mcaA3 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) 其主要参数如下: 材料HT200 公称转矩 T,2000N,mn 轴孔直径 d,d,63mm12 轴孔长， L,142mmL,107mm1 装配尺寸 A,80mm 半联轴器厚 b,58mm ([1]P163表17-3)(GB4323-84) 减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器(一次过滤)，采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封 一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 19 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM，(F)B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 设计小结 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。 参考资料目录 [1]《机械设计基础》，高等教育出版社，杨可桢，程光蕴，李仲生主编，2006年5月第5版 [2]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，席伟光，杨光，李波主编，2003年2月第1版; [3]《机械设计(第七版)》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版; [4]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版; [5]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版; [6]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 [7]《机械制图(第四版)》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版; [8]《互换性与技术测量(第四版)》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 20