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1、 機械設計 課程設計說明書 設計題目 兩級圓柱齒輪減速器 機械工程學院 機械設計制造及其自動化專業(yè) 班級 機日112 學號 11431127 設計人 田時剛 指導老師 何榮國 完成日期2013.12.16 1. 設計任務 2 2. 設計傳動方案說明 2 3. 電動機的選擇 2 電動機類型和結構形式選擇 2 選擇電動機容量 2 選擇電動機的轉速 3 確定電動機型號 3 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3 計算總傳動比 3 分配各級傳動比 3 各軸轉速n(r/min) 4 各軸輸入功率P

2、（kW） 4 各軸輸入轉矩T（Nm） 4 5. 傳動件的設計和計算 5 齒輪的計算與校核 5 高速級大小齒輪的設計（齒輪2齒輪3） 5 低速級大小齒輪的設計（齒輪4齒輪5） 7 6. 減速器集體結構尺寸（表3） 10 7. 軸的設計和計算 12 高速軸的設計。 12 中速軸的設計 15 低速軸的設計 18 8. 滾動軸承的選擇及計算 20 高速軸上軸承的壽命校核 21 中速軸上軸承的壽命校核 22 低速軸上軸承的壽命校核 23 9. 鍵聯(lián)接的選擇 24 10. 減速器附件的選擇 24 11. 潤滑與密封 24 潤滑： 24 密封： 25 12. 小結 2

3、5 13. 參考資料目錄 25 1. 設計任務 設計一個鑄工車間用碾砂機上的減速器。單班工作，每班8小時，工作壽命為10年（每年工作300天）。立軸的速度允許誤差5﹪，開式錐齒輪的傳動比i錐=4，小批生產(chǎn)。設計方案4，立軸所需扭矩T為1000（N﹒m），立軸轉速n為36（r/min）。 2. 設計傳動方案說明 傳動方案選擇展開式兩級圓柱斜齒輪減速器，此結構傳動比較大，結構簡單，工作可靠，維護方便，環(huán)境適應性好，應用較廣。此減速器工作環(huán)境粉塵多，選擇閉式齒輪傳動。 3. 電動機的選擇 電動機類型和結構形式選擇 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電

4、動機，封閉型結果，電壓380V，Y型。 選擇電動機容量 1） 工作機所需功率 Pw=Tnw/9550 KW=1000*36/9550=3.77kW 2） 電動機輸出功率 Pd=pw/η=3.77/0.84=4.48kW η1——滾動軸承傳動效率0.99 η2——聯(lián)軸器傳動效率0.97 η3——圓柱齒輪傳動效率0.99 η4——錐齒輪傳動效率0.95 η=η2η1η3η1η3η3η2η3η4=0.84 選擇電動機的轉速 N電=i01i12i23i34n=1*3*4*4*36=1728r/min 初選選電動機轉速為1500r/min 確定電動機型號 2 Y132S-

5、4 額定功率（kW）5.5 3 滿載轉速（r/min）1440 4 堵轉轉矩/額定轉矩2.2 最大轉矩/額定轉矩2.3 質量（kg）68 5 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 計算總傳動比 i=nm/nw=1440/36=40 分配各級傳動比 i=3*3.3*4=39..6 （39.6-40）/40=1﹪（合理） 各軸轉速n(r/min) nⅠ=nm=1440 nⅡ= nⅠ/i12=1440/3.3=436 nⅢ= nⅡ/i23=425.53/3=145 nⅣ= nⅢ/i34=141.18/4=36 各軸輸入功率P（kW） PⅠ=Pedη01=5

6、.5*0.99*099=5.39 PⅡ= PⅠη12=5.39*0.99*0.97=5.18 PⅢ= PⅡη23=5.18*097*0.99=4.97 PⅣ= PⅢη34=4.97*0.99*0.99*0.99*0.95=4.63 各軸輸入轉矩T（Nm） TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=5.5/1440=36.5 TⅡ=9550 PⅡ/nⅡ=5.39/423.53=118 TⅢ=9550 PⅢ/nⅢ=5.181/141.18=341 TⅣ=9550 PⅣ/nⅣ=4497/36=1318 相關數(shù)據(jù)整理如表1 項目 電動機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 轉速（r/min） 1440

7、 1440 436 145 36 功率（kW） 5.5 5..39 5.18 4..97 4.63 轉矩（Nm） 36.5 36.5 118 341 1318 傳動比 1 3.4 3 4 效率 0.99 0.96 0.96 0.93 表1 5. 傳動件的設計和計算 齒輪的計算與校核 高速級大小齒輪的設計（齒輪2齒輪3） 1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1） 選用斜齒圓柱齒輪。 2） 設計通用減速器，速度不高，故選7級精度。 3） 材料選用。小齒輪選用40Cr（調(diào)質），硬度280HBS。大齒輪都選用45鋼（調(diào)質）

8、，硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)Z2=22 大齒輪齒數(shù)Z3=3.3*22=72.8取75 5） 選取螺旋角，初選螺旋角β=16. 2 按齒面接觸強度設計 d2≧ 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 試選kt=1.6 ② ZH=2.43 ③ εα2=0.760 εα3=0.87 εα=0.760+0.87=1.63 ④ 許用接觸應力 S=1 KN2=0.91 σlim2=600MPa [σH2]= KN2σlim2/S=546MPa KN3=1.02 σlim3=550MPa [σH3]= KN3σlim3

9、/S=561MPa [σH]=（[σH2] +[σH3]）/2=（540+561）/2=531.25MPa N2=60*1440*1*300*8*10=2.07*109 N3=60*423.5*1*300*8*10=6.28*108 2）計算 ① 分度圓 d2≧44.70mm ② 計算圓周速度 v=πd2n1/(60*1000)= 3.37m/s ③ 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=φdd2t=0.8*44.70=35.76m mnt=d2tcosβ/Z2=1.96mm h=2.25 mnt=4.41 b/h=8.10 ④ 計算縱向重

10、合度 εβ=0.318φdZ2tanβ=1.50 ⑤ 計算載荷系數(shù)k kA=1.25 kV=1.15 kHβ=1.289 kFβ=1.245 kHα=kFα=1.1 K= kA kV kHβ kHα=2.04 ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 dI=dIt=48.47mm ⑦ 計算模數(shù) mn=d2cosβ/Z2=1.97mm 3 按齒根彎曲強度設計 mn= 1） 確定計算參數(shù) ① 計算載荷系數(shù) K= kA kV kFβ kFα=1.97 ② 根據(jù)縱向重合度 εβ=1.5

11、 螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.875 ③ 計算當量齒數(shù) Zv2=Z2/COS3β=24.41 Zv3=Z3/COS3β=83.22 ④ 查取齒形系數(shù) YFa2=2.65 YFa3=2.21 ⑤ 查取應力校正系數(shù) YSa2=1.58 YSa3=1.77 ⑥ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF]2=KFN2σFE2/s=303.57MPa KFN2=0.85 [σF]3=KFN3σFE3/s=244.28MPa KFN3=0.9 ⑦ 計算大、小齒輪的YFaY

12、Sa /[σF]并加以比較 YFa2YSa2 /[σF]2=0.01379 YFa3YSa3 /[σF]3=0.01645 2） 設計計算 mn≧137mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的發(fā)面模數(shù)。取mn =1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑。d2=48.47mm。于是由 Z2=d2COSβ/ mn=30.97 取Z2=31 則Z3=3.3*31=102.3 取Z3=103 4 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 a=(Z2+Z3) mn/2cosβ=103.3

13、 圓整后為104mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arcos[(Z2+Z3) mn/2a]=1643′63″ 因β值改變不多，故參數(shù)不必修正 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d2=Z2mn/cosβ=48.48mm d3=Z3mn/cosβ=159.52mm 4） 計算齒輪寬度 d=φdd2=38.78mm 圓整后取B3=40mm B2=45mm 低速級大小齒輪的設計（齒輪4齒輪5） 1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1） 選用斜齒圓柱齒輪。 2） 設計通用減速器，速度不高，故選7級精度。 3） 材料選用。小齒輪選用40Cr（調(diào)質），

14、硬度280HBS。大齒輪都選用45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù)Z4=25 大齒輪齒數(shù)Z5=3*25= 75 5） 選取螺旋角，初選螺旋角β=16. 2 按齒面接觸強度設計 d2≧ 1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ① 試選kt=2 ② ZH=2.425 ③ εα2=0.760 εα3=0.863 εα=0.760+0.863=1.623 ④ 許用接觸應力 S=1 KN4=1.02 σlim4=600MPa [σH4]= KN4σlim4/S=612MPa KN5=1.09 σlim5=550MPa

15、 [σH5]= KN5σlim5/S=599.5MPa [σH]=（[σH4] +[σH5]）/2=605.75MPa N4=60*423.5*1*300*8*10=6.28*108 N5=60*141.18*1*300*8*10=2.09*108 2）計算 ① 分度圓 d4≧65.36mm ② 計算圓周速度 v=πd4n3/(60*1000)= 1.45m/s ③ 計算齒寬b及模數(shù)mnt b=φdd4t=0.8*65.36=52.29mm mnt=d4tcosβ/Z4=2.53mm h=2.25 mnt=5.69mm b/h=

16、9.19 ④ 計算縱向重合度 εβ=0.318φdZ4tanβ=1.70 ⑤ 計算載荷系數(shù)k kA=1.25 kV=1.05 kHβ=1.289 kFβ=1.245 kHα=kFα=1.1 K= kA kV kHβ kHα=1.86 ⑥ 按實際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d4=d4t=63.80mm ⑦ 計算模數(shù) mn=d4cosβ/Z4=2.46mm 3 按齒根彎曲強度設計 mn= 1） 確定計算參數(shù) ① 計算載荷系數(shù) K= kA kV kFβ kFα=1.80 ② 根據(jù)縱向重合

17、度 εβ=1.70 螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.875 ③ 計算當量齒數(shù) Zv4=Z4/COS3β=27.74 Zv5=Z5/COS3β=83.22 ④ 查取齒形系數(shù) YFa4=2.55 YFa3=2.21 ⑤ 查取應力校正系數(shù) YSa4=1.61 YSa3=1.77 ⑥ 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 [σF]4=KFN4σFE4/s=321.43MPa KFN4=0.9 [σF]5=KFN5σFE5/s=257.86MPa KFN5=0.95

18、⑦ 計算大、小齒輪的YFaYSa /[σF]并加以比較 YFa4YSa4 /[σF]4=0.01277 YFa5YSa5 /[σF]5=0.01517 2） 設計計算 mn≧1.96mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的發(fā)面模數(shù)。取mn =2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑。D4=63.80mm。于是由 Z4=d4COSβ/ mn=30.81 取Z4=31 則Z5=3*31=93 4 幾何尺寸計算 1） 計算中心距 a=(Z4+Z5) mn/2cosβ=128.37

19、 圓整后為128.5mm 2） 按圓整后的中心距修正螺旋角 β=arcos[(Z4+Z5) mn/2a]=16 因β值改變不多，故參數(shù)不必修正 3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 d4=Z4mn/cosβ=64.19mm d5=Z5mn/cosβ=192.56mm 4） 計算齒輪寬度 b=φdd4=51.35mm 圓整后取B5=55mm B4=60mm 整理計算各齒輪的各參數(shù)如表2所示 符號 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 βb 16.4363 16.4363 16 16 mn 1.5 1.5 2 2 mt 1.553 1

20、.553 2.071 2.071 Zv 34.4 116.51 34.40 103.19 at 20.647 20.647 20.647 20.647 pn 4.710 4.710 6.280 6.280 pt 4.876 4.876 6.503 6.503 pbn 4.426 4.426 5.901 5.901 sn 2.355 2.355 3.14 3.14 st 2.438 2.438 3.251 3.251 d 48.48 159.52 64.190 192.603 db 45.051 152.5

21、91 60.077 180.232 Zmin 31 105 31 33 ha 1.5 1.5 2 2 hf 1.875 1.875 2.5 2.5 da 51.143 166.065 68.201 196.603 df 44.393 148.841 59.201 187.603 表2 （備注：αn=20 h*an=1 c*n=0.25 xt=0 β=15） 6. 減速器集體結構尺寸（表3） 名稱 符號 結果 箱座壁厚 δ 10mm 箱蓋壁厚 δ1 8mm 箱蓋凸緣厚度 b1 12mm 箱座凸緣厚

22、度 b 15mm 箱底座凸緣厚度 b2 25mm 地腳螺釘直徑 df M20 地腳螺釘數(shù)目 6 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 M16 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 d2 M12 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8mm 軸承蓋螺釘數(shù)目 n3 4 視孔蓋螺釘直徑 d4 8mm 定位銷直徑 d 8mm ，，至外箱壁的距離 C1min 26mm 22mm 18mm ，至凸緣邊緣距離 C2min 24mm 20mm 外箱壁至軸承端面距離 l1 60mm 軸承旁凸臺高度 h 45mm 軸承旁凸臺半徑 R1 25mm 大齒輪頂圓

23、與內(nèi)箱壁距離 Δ1 15mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 Δ2 12mm 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 Δ3 3mm 旋轉零件間的軸向距離 Δ4 12mm 齒輪頂圓至軸表面的距離 Δ5 12mm 大齒輪頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 Δ6 41.7mm 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 Δ7 ≈20mm 減速器中心高 H 160mm 軸承端蓋凸緣厚度 e 9.6mm 箱蓋，箱座肋厚 m1、m m1=6 m=9 軸承端蓋外徑 102（I 軸） 102（II 軸） 130（III軸） 表3 7. 軸的設計和計算 齒輪機構的參數(shù)列于下表： 級

24、別 高速級 低速級 31 103 31 93 1.5 2 16 16 1 齒寬/mm ； ； 表4 高速軸的設計。 已知參數(shù)： ，， 1 求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻[2]式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。根據(jù)參考文獻[2]表15-3，取，于是得 為了使所選的

25、軸與聯(lián)軸器的孔徑相適應，需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器選取剛性聯(lián)軸器（GB/T 5843-2003）GYH2型 聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=45mm。 3 軸的結構設計 從輸入端到輸出端（孔徑X長度） 30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52 根據(jù)個表格配合，設計方案如表8所示。 4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖1）做出軸的計算簡圖（圖2），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于72006c型角接觸球軸承軸承，查得a=16mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出

26、軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖2 高速軸彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的，的值列于下表（參看圖2）。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M 總彎距 扭距T 5按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，得。因此，故安

27、全。 中速軸的設計 已知參數(shù)： ，， 1 求作用在齒輪上的力 因已知中速軸小齒輪的分度圓直徑為 而 由受力分析和力的對稱性，則中速軸大齒輪的力為 ，， 2 初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。取，于是得 7.2.3 軸的結構設計 從輸出端到輸入端（孔徑X長度） 30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18 根據(jù)個表格配合，設計方案如表8所示。 4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值

28、。對于30207型圓錐滾子軸承，由參考文獻[1]中查得a=16mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）。 圖4 中速軸彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖4）。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N ， 彎距M 總彎距 扭距T 5按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強

29、度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，。因此，故安全。 低速軸的設計 已知參數(shù)： ，， 1求作用在齒輪上的力 受力分析和力的對稱性可知 ， 2初步確定軸的最小直徑 聯(lián)軸器選蛇形彈簧聯(lián)軸器（JB/T8869-2000）JS5型 聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L=63mm 3 軸的結構設計 從輸入端到輸出端（孔徑X長度） 45*63 51*57 55*17 63*57 75*12 71*53 59*36 55*20 根據(jù)

30、個表格配合，設計方案如表8所示。 4 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于720011c角接觸球軸承，查得B=18mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。 圖6 低速軸的彎距圖 從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖6）。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F N，N ， 彎距M 總彎距 扭距T 5按彎扭合成應力校

31、核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)參考文獻[2]式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由參考文獻[2]表15-1得。因此，故安全。 軸Ⅰ 30*17 32*69 40*10 34*90 30*15 28*56 20*52 軸Ⅱ 30*17 32*19 36*38 40*10 34*58 32*31 30*18 軸Ⅲ 45*63 51*57 55*17 63*57 75*12

32、 71*53 59*36 55*20 表8 8. 滾動軸承的選擇及計算 Ⅲ軸 720011（角接觸球軸承） Ⅱ軸 72006 （角接觸球軸承） Ⅰ軸 72006 （角接觸球軸承） 高速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)， 。 可知圓錐滾子軸承72006C的基本額定動載荷C=32200N。 1 求兩軸承受到的徑向載荷和 2求兩軸承的計算軸向力 對于角接觸球軸承，軸承派生軸向力，其中的Y值。查參考文獻[1]可知Y=1.6，因此可算得 3求軸承當量載荷 e=0.37，比較得

33、軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻[2]表13-6，取，則 4校核軸承壽命 球軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 中速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)， =72000h。 可知角接觸球軸承72006的基本額定動載荷C=32200N。 1求兩軸承受到的徑向載荷和 2 求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，按參考文獻[2]中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻[2]表13-5中的Y值。查參考文獻[1]可知Y=1.6，因此可算得 3 求軸承

34、當量載荷 e=0.37，比較得軸承徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為。當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，取，則 4.校核軸承壽命 知球軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 低速軸上軸承的壽命校核 已知參數(shù)，。 查參考文獻[1]可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=52800N。 1求兩軸承受到的徑向載荷和 由圖4及表5可知， 2 求軸承當量載荷 由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻[2]式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻[2]表13-6，取，則 4校核軸承壽

35、命 由參考文獻[2]式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核 故所選軸承滿足壽命要求。 9. 鍵聯(lián)接的選擇 根據(jù)國標GB/T 1096-1979 取普通平鍵 查詢得各鍵型號（按從輸入到輸出） 8X45 10X40 8X30 10X50 16X45 8X55 10. 減速器附件的選擇 使減速器正常工作，選取通氣孔、起蓋螺釘、油標尺、油塞、并且按油吊耳和油槽。 11. 潤滑與密封 潤滑： 齒輪采用浸油潤滑；當齒輪圓周速度時，圓柱齒輪浸油深度以一個齒高、但不小于10mm為宜，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x≥30~50mm。

36、軸承潤滑采用油潤滑，利用油槽潤滑 密封： 防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。高低速軸密封圈為氈圈密封。箱體與箱座接合面的密封采用密封膠進行密封。 12. 小結 通過此次的課程設計，具體了解了減速器的工作原理及設計過程，并且通過設計過程，對于《機械設計》這門課里面的大部分內(nèi)容更加理解，并且知道在實際的設計過程中，如何將這些應用其中。 13. 參考資料目錄 [1]濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）.北京：高等教育出版社，2006.5 [2]成大先 機械設計手冊（第五版）.北京：化學工業(yè)出版社，2008.3 [3]大連理工大學工程圖學教研室 機械制圖（第六版） 北京：高等教育出版社 [4]吳宗澤,羅圣國.機械設計課程設計手冊(第三版).北京:高等教育出版社,2006.5 32