700T單級蝸輪蝸桿減速器設計【環(huán)面蝸輪蝸桿減速器】【運輸帶牽引力F=70N 輸送速度V=0.4m-s 滾筒直徑D=350mm】【說明書+CAD】,環(huán)面蝸輪蝸桿減速器,運輸帶牽引力F=70N 輸送速度V=0.4m-s 滾筒直徑D=350mm,說明書+CAD,700T單級蝸輪蝸桿減速器設計【環(huán)面蝸輪蝸桿減速器】【運輸帶牽引力F=70N,輸送速度V=0.4m-s,蝸輪 畢業(yè)論文（設計） 題 目 單級蝸輪蝸桿減速器設計 系 部 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 年級 學生姓名 學 號 指導教師 單級蝸輪蝸桿減速器設計 專業(yè)：機械設計制造及其自動化 摘 要 在論文中，首先，對蝸輪蝸桿作了簡單的介紹，接著，闡述了蝸輪蝸桿的設計原理和理論計算。然后按照設計準則和設計理論設計了環(huán)面蝸輪蝸桿減速器。接著對減速器的部件組成進行了尺寸計算和校核。該設計代表了蝸輪蝸桿設計的一般過程。對其他的蝸輪蝸桿的設計工作也有一定的價值。 目前，在環(huán)面蝸輪蝸桿減速器的設計、制造以及應用上，國內(nèi)與國外先進水平相比仍有較大差距。國內(nèi)在設計制造環(huán)面蝸輪蝸桿減速器過程中存在著很大程度上的缺點，正如論文中揭示的那樣，重要的問題如：輪齒的根切；蝸桿毛坯的正確設計；蝸輪蝸桿的校核。 關鍵詞：蝸輪蝸桿減速器, 蝸桿, 滾動軸承 Design of single stage worm reducer Major: Mechanical Engineering and automation Abstract In this paper, firstly, the worm are introduced, then, expounds the design principle and the theoretical calculation of the worm and worm gear. Then in accordance with the design criteria and design theory to the design of toroidal worm reducer. Then the components of the reducer to the size of the calculation and verification. The design represents the general process of worm gear design. On the other worm design work also has a certain value. At present, the torus worm reducer design, manufacture and application of domestic, compared with foreign advanced level there are still large gaps. There are a lot of defects in the design and manufacture of toroidal worm reducer process, as revealed by the paper, important issues such as: cutting the root of the tooth; Worm rough the correct design; the worm check. Key words: worm gear reducer, worm, rolling bearing 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 1 1.1研究的目的和意義 1 1.2 粉碎機的分類及工作原理詳解 1 第2章 塊狀物質(zhì)振動式粉碎機的工作原理和構造 4 2.1概述 4 2.2 塊狀物質(zhì)振動式粉碎機的工作原理與結構 4 2.2.1 粉碎機 4 2.2.2 其他塊狀物質(zhì)振動式粉碎機 5 2.3 齒塊狀物質(zhì)振動式粉碎機的構造 8 2.3.1破碎裝置 8 2.3.2調(diào)整裝置 8 2.3.3彈簧保險裝置 8 2.3.4傳動裝置 9 2.3.5機架 10 第3章 粉碎機主要零部件的設計 10 3.1塊狀物質(zhì)振動式粉碎機主要執(zhí)行機構參數(shù)的計算 10 3.1.1嚙角的確定 10 3.1.2給礦粒度和轉(zhuǎn)子直徑 11 3.1.3 輥子轉(zhuǎn)數(shù) 12 3.2 輥皮的設計 13 3.2.1塊狀物質(zhì)振動式粉碎機輥皮的失效形式分析 13 3.2.2輥皮的設計原則 14 3.2.3 輥皮結構設計 15 第4章 粉碎機的傳動方案設計選擇 16 4.1 生產(chǎn)能力 16 4.2 電動機功率 17 4.3 傳動比的確定 17 4.4 V帶的設計 18 4.5 傳動軸的設計與計算 21 4.5.1 輥的受力分析 22 4.5.2 軸的設計 23 4.5.3軸的結構設計 24 4.5.4軸上零件的周向定位 26 4.5.5 軸的校核 26 4.5.6軸的結構圖 29 結束語 30 參考文獻 31 致謝 32 第1章 選定設計方案 根據(jù)設計要求并結合以上分析，我們在設計中采用環(huán)面蝸桿減速器。 具體設計方案是：選用的電動機由凸緣聯(lián)軸器將電動機軸和準平行嚙合線環(huán)面蝸桿減速器的輸入軸相聯(lián)接，經(jīng)過減速器的減速，再有凸緣聯(lián)軸器將減速器的輸出軸與滾筒軸聯(lián)接，將減速器輸出軸的轉(zhuǎn)速傳給滾筒。 擬采用蝸輪蝸桿減速器，傳動簡圖如圖6.1所示。 圖6.1 傳動裝置簡圖 1—電動機 2、4—聯(lián)軸器 3—級蝸輪蝸桿減速器 5—傳動滾筒 6—輸送帶 第2章 電動機的選擇 2.1 初選電動機類型和結構型式 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因為此，無特殊要求時均應選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。根據(jù) 不同防護要求，電動機有開啟式、防護式、封閉自扇冷式和防爆式等不同的結構型式。 Y系列三相籠型異步電動機是一般用途的全封閉自扇冷式電動機，由于其結構簡單、工作作可靠、價格低廉、維護方便，因此廣泛應用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風機、攪拌機等。對于經(jīng)常起動，制動正反轉(zhuǎn)的機械，如起重、提升設備，要求電動機具有較小的轉(zhuǎn)動慣量和較大過載能力，應選用冶金及起重用三相異步電動機Yz型(籠型)或YzR型(繞線型)。 （1）選擇電動機的類型 按工作條件和要求，選用一般用途的Y系列三相異步電動機,封閉式結構,電壓380V。 （2）選擇電動機的功率 電動機所需的功率 = / 式中 —工作機要求的電動機輸出功率，單位為KW； η—電動機至工作機之間傳動裝置的總效率； —工作機所需輸入功率，單位為KW； 輸送機所需的功率輸送機所需的功率P=Fv／1000·w 2.2 電動機的功率 一、 電動機的選擇： 由于該生產(chǎn)單位采用三相交流電源，可考慮采用Y系列三相異步電動機。三相異步電動機的結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，啟動性能好等優(yōu)點。一般電動機的額定電壓為380V 根據(jù)生產(chǎn)設計要求，該減速器卷筒直徑D=350mm。運輸帶的有效拉力F=7000N，帶速V=0.4m/s，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)工作，工作環(huán)境多塵，電源為三相交流電，電壓為380V。 1、 按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉扇冷式結構，電壓為380V，Y系列 2、 傳動滾筒所需功率 電動機輸出功率： kw 工作機所需的功率： =2.8 kw 所以 kw=4.11kw 因載荷輕微振動，電動機即可，故 3、 4、 傳動裝置效率：（根據(jù)參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業(yè)出版社 第133-134頁表12-8得各級效率如下）其中： 蝸桿傳動效率η1=0.70 攪油效率η2=0.95 滾動軸承效率（一對）η3=0.98 聯(lián)軸器效率ηc=0.99 傳動滾筒效率ηcy=0.96 所以： η=η1?η2?η33?ηc2?ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633 電動機所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW 傳動滾筒工作轉(zhuǎn)速： nw＝60×1000×v / ×350 ＝21.8r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，根據(jù)參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社 第339-340頁表附表15-1可查得所需的電動機Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)，查出有四種適用的電動機型號，因此有四種傳動比方案，如表3-1: 表3-1 方案 電動機型號 額定功率 Ped kw 電動機轉(zhuǎn)速 r/min 額定轉(zhuǎn)矩 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0 2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2 3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，可見第3方案比較適合。因此選定電動機機型號為Y132M2-6其主要性能如下表3-2： 表3-2 中心高H 外形尺寸 L×（AC/2＋AD）×HD 底角安裝尺寸 A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸身尺寸 D×E 裝鍵部位尺寸 F×G×D 132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38 四、運動參數(shù)計算： 4.1蝸桿軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 P0 = Pr=4.7kw n0=960r/min T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m 4.2蝸輪軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 P1 = P0·η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw nⅠ= = = 27.4 r/min T1= 9550 = 9550× = 1111.84N·m 4.3傳動滾筒軸的輸入功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩 P2 = P1·ηc·ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw n2= = = 21.8 r/min T2= 9550 = 9550× = 1089.24N·m 運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表4-1： 表4-1 類型 功率P（kw） 轉(zhuǎn)速n（r/min） 轉(zhuǎn)矩T（N·m） 傳動比i 效率η 蝸桿軸 4.7 960 46.75 1 0.679 蝸輪軸 3.19 27.4 1111.84 35 傳動滾筒軸 3.13 27.4 1089.24 五、蝸輪蝸桿的傳動設計： 蝸桿的材料采用45鋼，表面硬度>45HRC，蝸輪材料采用ZCuA110Fe3,砂型鑄造。 以下設計參數(shù)與公式除特殊說明外均以參考由《機械設計 第四版》 邱宣懷主編 高等教育出版社出版 1996年 第13章蝸桿傳動為主要依據(jù)。 具體如表3—1： 表5—1蝸輪蝸桿的傳動設計表 項 目 計算內(nèi)容 計算結果 中心距的計算 蝸桿副的相對滑動速度 參考文獻5第37頁（23式） 4m/s51.7>100mm 又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm 計算轉(zhuǎn)矩 Tc=KT=K×9550×=1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M 所以蝸輪軸與傳動滾筒之間選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器65×142， 因此=65m m 2.由參考文獻《機械零件設計課程設計》 毛振揚 陳秀寧 施高義 編 浙江大學出版社的第305頁表10-1可查得普通平鍵GB1096—90A型鍵20×110，普通平鍵GB1096—90A型鍵20×70，聯(lián)軸器上鍵槽深度，蝸輪軸鍵槽深度，寬度為由參考文獻《機械設計基礎》（下冊） 張瑩 主編 機械工業(yè)出版社 1997年的第316頁—321頁計算得：如下表： 圖中表注 計算內(nèi)容 計算結果 L1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業(yè)出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L1=25 L2 自定 L2=20 L3 根據(jù)蝸輪 L3=128 L4 自定 L4=25 L5 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業(yè)出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） L5=25 L6 自定 L6=40 L7 選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器65×142 L7=80 D1 （由參考文獻《機械設計課程設計》 劉俊龍 何在洲 主編 機械工業(yè)出版社第182頁表15-1查得滾動軸承6216的基本結構） D1=80 D2 便于軸承的拆卸 D2=84 D3 根據(jù)蝸輪 D3=100 D4 便于軸承的拆卸 D4=84 D5 自定 D5=72 D6 D6>51.7>100mm 又因軸上有鍵槽所以D6增大3%，則D6=67mm D6=67 7.2軸的校核 7.2.1軸的受力分析圖 圖7.1 X-Y平面受力分析 圖7.2 X-Z平面受力圖： 圖7.3 水平面彎矩 1102123.7 521607 97 97 119 圖7.4 垂直面彎矩 714000 圖7.5 436150.8 合成彎矩 1184736.3 714000 681175.5 圖7.6 當量彎矩T與aT T=1111840Nmm aT=655985.6Nmm 圖7.7 7.2.2軸的校核計算如表5.1 軸材料為45鋼，，， 表7.1 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 轉(zhuǎn)矩 Nmm 圓周力 =20707.6N =24707.6N 徑向力 =2745.3N 軸向力 =24707.6×tan 20o Fr =8992.8N 計算支承反力 =1136.2N =19345.5N 垂直面反力 =4496.4N 水平面X-Y受力圖 圖7.2 垂直面X-Z受力 圖7.3 畫軸的彎矩圖 水平面X-Y彎矩圖 圖7.4 垂直面X-Z彎矩圖 圖7.5 合成彎矩 圖7.6 軸受轉(zhuǎn)矩T T==1111840Nmm T=1111840Nmm 許用應力值 表16.3，查得 應力校正系數(shù)a a= a=0.59 當量彎矩圖 當量彎矩 蝸輪段軸中間截面 =947628.6Nmm 軸承段軸中間截面處 =969381.2Nmm 947628.6Nmm =969381.2Nmm 當量彎矩圖 圖7.7 軸徑校核 驗算結果在設計范圍之內(nèi)，設計合格 軸的結果設計采用階梯狀，階梯之間有圓弧過度，減少應力集中，具體尺寸和要求見零件圖2（蝸輪中間軸）。 7.3裝蝸輪處軸的鍵槽設計及鍵的選擇 當軸上裝有平鍵時，鍵的長度應略小于零件軸的接觸長度，一般平鍵長度比輪轂長度短5—10mm，由參考文獻1表2.4—30圓整，可知該處選擇鍵2.5×110，高h=14mm，軸上鍵槽深度為，輪轂上鍵槽深度為，軸上鍵槽寬度為輪轂上鍵槽深度為 八、減速器箱體的結構設計 參照參考文獻〈〈機械設計課程設計》（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1： 表8.1箱體的結構尺寸 減速器箱體采用HT200鑄造，必須進行去應力處理。 設計內(nèi)容 計 算 公 式 計算結果 箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm a為蝸輪蝸桿中心距 取δ=12mm 箱蓋壁厚度δ1 =0.85×12=10mm 取δ1=10mm 機座凸緣厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm 機蓋凸緣厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm 機蓋凸緣厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm 地腳螺釘直徑d? d?==20mm d?=20mm 地腳螺釘直徑d`? d`?==20mm d`?==20mm 地腳沉頭座直徑D0 D0==48mm D0==48mm 地腳螺釘數(shù)目n 取n=4個 取n=4 底腳凸緣尺寸（扳手空間） L1=32mm L1=32mm L2=30mm L2=30mm 軸承旁連接螺栓直徑d1 d1= 16mm d1=16mm 軸承旁連接螺栓通孔直徑d`1 d`1=17.5 d`1=17.5 軸承旁連接螺栓沉頭座直徑D0 D0=32mm D0=32mm 剖分面凸緣尺寸（扳手空間） C1=24mm C1=24mm C2=20mm C2=20mm 上下箱連接螺栓直徑d2 d2 =12mm d2=12mm 上下箱連接螺栓通孔直徑d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm 上下箱連接螺栓沉頭座直徑 D0=26mm D0=26mm 箱緣尺寸（扳手空間） C1=20mm C1=20mm C2=16mm C2=16mm 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目n,d3 n=4, d3=10mm n=4 d3=10mm 檢查孔蓋螺釘直徑d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm 圓錐定位銷直徑d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm 減速器中心高H H=340mm H=340mm 軸承旁凸臺半徑R R=C2=16mm R1=16mm 軸承旁凸臺高度h 由低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。 取50mm 軸承端蓋外徑D2 D2=軸承孔直徑+(5~5.5) d3 取D2=180mm 箱體外壁至軸承座端面距離K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm 軸承旁連接螺栓的距離S 以Md1螺栓和Md3螺釘互不干涉為準盡量靠近一般取S=D2 S=180 蝸輪軸承座長度（箱體內(nèi)壁至軸承座外端面的距離） L1=K+δ=56mm L1=56mm 蝸輪外圓與箱體內(nèi)壁之間的距離 =15mm 取=15mm 蝸輪端面與箱體內(nèi)壁之間的距離 =12mm 取=12mm 機蓋、機座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm 以下尺寸以參考文獻《機械設計、機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社 1995年表6-1為依據(jù) 蝸桿頂圓與箱座內(nèi)壁的距離 =40mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 =4mm 箱底的厚度 20mm 軸承蓋凸緣厚度 e=1.2 d3=12mm 箱蓋高度 220mm 箱蓋長度 （不包括凸臺） 440mm 蝸桿中心線與箱底的距離 115mm 箱座的長度 （不包括凸臺） 444mm 裝蝸桿軸部分的長度 460mm 箱體寬度 （不包括凸臺） 180mm 箱底座寬度 304mm 蝸桿軸承座孔外伸長度 8mm 蝸桿軸承座長度 81mm 蝸桿軸承座內(nèi)端面與箱體內(nèi)壁距離 61mm 4.4 軸的校核 4.4.1 蝸桿軸的強度校核 1．繪軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30207型單列圓錐滾子軸承，a=16mm，所以，作為簡支梁的軸的支撐跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =736.67N， =6179.88N， 3．計算支點反力 水平反力： 垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數(shù) 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ，強度足夠。 見圖5-3。 圖5-3 軸的強度 4.4.2 蝸輪軸的強度校核 1．繪軸的計算簡圖 在確定軸承支點位置時，應從手冊上查取a值，對于30212列圓錐滾子軸承，a=22mm，作為簡支梁的軸的支撐 跨距 =（20+43.75+34）+（20+43.75+34） =97.75+97.75=195.5mm 2．計算作用在軸上的力 =6179.88N， =736.67N， 3．計算支點反力 水平反力： 垂直反力： 4．計算彎矩，作彎矩圖 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩： 5．扭矩圖 由《機械零件課程設計》表6－18 查得折算系數(shù) 6．校核軸的強度 由《機械設計》表15-1查得： ， ，強度足夠。 見圖5-4。 圖5-4軸的強度 4.5 滾動軸承的選擇及校核 4.5.1 蝸桿軸滾動軸承的選擇及校核 1．軸承的徑向載荷的計算 2．派生軸向力的計算 查手冊得，圓錐滾子軸承30207型的 α=14o02，10，， 查表d=35mm時，e=0.37，y=1.6； 故 所以，軸承2受壓 則： 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1 x=1 ， y=0 對于軸承2 x=0.4 ， y=1.6 4．校核軸承的壽命 查手冊得c=51.5KN ε=10/3 n=940r/min 故 此軸承的壽命滿足要求 4.5.2 蝸輪軸上軸承的校核 1．求徑向載荷 2．計算派生軸向力 查手冊得，圓錐滾子軸承30212型的 ， y=1.5 故 則：軸承2受壓 所以， 3．求當量動載荷 所以，對于軸承1：x=1 ，y=0 對于軸承2：x=1 ，y=0 4．校核軸承的壽命 查手冊 c=97.8KN ，ε=10/3 ，n=18.8r/min 故 此軸承壽命滿足要求。 4.6 鍵聯(lián)接的強度校核 4.6.1 蝸桿軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 8×7mm， 取L＝45mm。 由《機械零件課程設計》表8－7 查得， 鍵的工作長度 l＝L－b＝45－8＝37mm， 鍵的工作高度 k＝＝3mm。 由《機械零件課程設計》表8－8 查得， 鍵聯(lián)接的許用壓力 ， 所以，，所選平鍵合適。 4.6.2 蝸輪軸上裝蝸輪處的鍵聯(lián)接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 18×11mm， 取L＝45mm 由《機械零件課程設計》表8－7 查得 鍵的工作長度 l＝L－b＝45—18=27mm 鍵的工作高度 k＝＝5.5mm 由《機械零件課程設計》表8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以，，所選平鍵合適。 4.6.3 蝸輪軸上裝聯(lián)軸器處的鍵聯(lián)接 由《機械零件課程設計》表8－1 選用普通平鍵 16×10mm， 取L＝100mm。 由《機械零件課程設計》表8－7 鍵的工作長度 l＝L－b＝100—16=84mm 鍵的工作高度 k＝＝5mm 由《機械零件課程設計》表8－8 查得鍵聯(lián)接的許用壓力 所以， 所選平鍵合適。 4.8 減速器的潤滑和密封 減速器的傳動零件的軸承都需要喲良好的潤滑，這不僅可以減少磨損損失，提高傳動效率，還可以防止銹蝕，降低噪聲。 1 潤滑油選擇 對于蝸桿傳動的潤滑油類型的選擇無明顯的區(qū)分界限，德國推薦對重負荷淬硬蝸桿和起動頻繁的蝸桿傳動要選用含有極壓添 加劑的潤滑油。 對于蝸桿傳動潤滑油的粘度選擇有三種方法供使用，一種是按滑動速度選取，一種是按中心距及蝸桿轉(zhuǎn)速選取，還有一種是根據(jù)力——速度因子選取。其中根據(jù)滑動速度選取的依據(jù)如下： 表5-1滑動速度選?。? 滑動速度 1.5 >1.5～3.5 >3.5～10 >10 粘度值 >612 414～506 288～352 198～242 ISO-VG或GB-N級 680 460 320 220 由于蝸桿的滑動速度為2m/s，所以潤滑油的粘度選為4602潤滑方式的選擇 由于所設計減速器采用蝸桿下置式傳動，且轉(zhuǎn)速不高，故選擇浸油潤滑。蝸桿浸油深度h1≥1個螺牙高，但不高于蝸桿軸軸承的最底滾動體的中心。 潤滑時，傳動件的浸入油中的深度要適當，既要避免攪由損 失過大，又保證充分的潤滑，油池應保持一定的深度和貯油量。如下圖所示： 圖5-5 潤滑方式 參考文獻 1.《機械工程手冊》第二版（傳動設計卷） 機械工業(yè)出版社 2000 2.《實用機械設計手冊》 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 中國礦業(yè)大學出版社 2001 3.《機械設計》 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 1996 4.《機械制造工藝學》趙志修 主編 北京： 機械工業(yè)出版社 1984.2 5.《機械制造工藝及專用夾具設計指導》孫麗媛 主編 北京：冶金工業(yè)出版社 2002 6.《機械加工工藝手冊》李洪 主編 北京： 北京出版社 1990，12 7.《金屬工藝學》鄧文英 主編 北京： 高等教育出版社 2000 8.《機械設計課程設計》 華中理工大學 王昆 同濟大學 高等教育出版社1986 9.《齒輪手冊》 機械工業(yè)出版社 2002 10.《機械加工余量與公差手冊》 馬賢智 北京：中國標準出版社，1994 11.《高等學校畢業(yè)設計指導》[M]，周永強，北京：中國建材工業(yè)出版社，2002 12. 《機械制造工藝學習題集》 李益民 主編 黑龍江： 哈兒濱工業(yè)大學出版社 1984, 35