機械設計一級減速器課程設計.doc

《機械設計一級減速器課程設計.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計一級減速器課程設計.doc（27頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

計算過程及計算說明 一、傳動方案的擬定 （1）工作條件： a)使用壽命：使用折舊期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年； b)工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35℃； c)動力來源：三相交流電，電壓380/220V; d)使用工況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； e)制造條件：一般機械廠制造，?。ù螅┡可a。 （2）原始數據：運輸帶工作拉力,運輸帶工作速度V=1.2m/s（允許帶速誤差5%）,滾筒直徑。滾筒效率（包括滾筒與軸承的效率損失）。 方案擬定： 采用V帶傳動與斜齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸震性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 二、電動機的選擇 2.1電動機類型的選擇 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V,Y型。 2.2選擇電動機的容量 由式Pd=和得 由電動機至運輸帶的總效率為 式中：、、、、分別為帶傳動、軸承傳動、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率 取=0.96，=0.98(滾子軸承），=0.97（齒輪精度8級，不包括軸承效率），=0.99（齒輪聯軸器），則 所以 2.3確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為 由指導書表1推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動的傳動比為=2∽4，一級斜齒輪減速器傳動比=3∽6，則總傳動比合理范圍為∽24，故電動機轉速的可選范圍為 ∽2457.32=343.92∽1375.68r/min 符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min 綜合考慮容量和轉速，有設計手冊查出有2種適用的電動機，因此有2種傳動方案，如下圖所示： 方案 電動機型號 額定功率 kW 電動機轉速r/min 電動機質 量 Kg 同步轉速 滿載轉速 1 Y160M-4 11 1500 1460 123 2 Y160L-6 11 1000 970 147 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見方案2比較適合，則選n=1000r/min。 2.4確定電動機的型號 根據以上選用電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y160L-6。 其主要性能：額定功率：11kW,滿載轉速970r/min。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 （1）總傳動比： （2）分配傳動比： 式中，、分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=3.2（V帶傳動取2∽4比較合理） 則減速器的傳動比為： 四、計算傳動裝置的運動參數和動力參數 4.1各軸轉速 Ⅰ軸 r/min Ⅱ軸 卷筒軸 4.2各軸輸入功率 Ⅰ軸 PⅠ= Ⅱ軸 PⅡ=PⅠPⅠ 卷筒軸 P卷=PⅡ PⅡ Ⅰ、Ⅱ軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98，即 Ⅰ軸的輸出功率為 PⅠ′= PⅠ0.98=8.830.98=8.65kW Ⅱ軸的輸出功率為 PⅡ′= PⅡ0.98=8.390.98=8.22Kw 4.3各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩： 各軸輸入轉矩 Ⅰ軸 TⅠ= Ⅱ軸 卷筒軸 Ⅰ、Ⅱ 軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98，即 Ⅰ軸的輸出轉矩 Ⅱ軸的輸出轉矩 運動和動力參數計算結果如下表所示 軸 名 功率P （Kw） 轉矩T （N﹒m） 轉速n r/min 傳動比i 效 率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 9.2 90.58 970 3.2 0.96 Ⅰ軸 8.83 8.65 278.26 272.69 303.13 5.29 0.95 Ⅱ軸 8.39 8.22 1399.28 1371.29 57.36 1.00 0.97 卷筒軸 8.14 7.98 1357.58 1330.43 57.30 五、傳動零件的設計計算 5.1帶的傳動設計： （1）計算功率Pc 由《機械設計》課本中表5.5查得工作情況系數KA=1.2，故 (2)選取普通V帶型號 根據，由《機械設計》圖5.14確定選用B型。 （3）確定帶輪基準直徑D1和D2 由《機械設計》表5.6取D1=140mm，ε=1%，得 由表5.6取。 大帶輪轉速 其誤差為1.4%<,故允許。 （4）驗算帶速v 在5～25m/s范圍內，帶速合適。 （5）確定帶長和中心距a 初步選取中心距mm，取故 由《機械設計》表5.2選用基準長度L=2800mm。 實際中心距 （6）驗算小帶輪包角α1 >120。 合適 （7）確定V帶根數Z 傳動比 由《機械設計》表5.3查得 ,由表5.4查得 由表5.7查得,由表5.2查得 V帶根數 取Z=5根。 （8）求作用在帶輪軸上的壓力FQ 由《機械設計》表5.1查得q=0.17kg/m 單根V帶的張緊力 作用在帶輪軸上的壓力為 5.2齒輪傳動的設計計算 選定齒輪材料及精度等級及齒數 （a）機器為一般機械廠制造，速度不高，故選用7級精度。 （b）由于結構要求緊湊，故大小齒輪最好選用硬齒面組合， 小齒輪45SiMn表面淬火，HRC45～55 大齒輪45鋼表面淬火，HRC40～50 (c)確定許用應力（Mpa）--由《機械設計》圖6.14、圖6.15得 (d)由《機械設計》表6.5取 使用壽命 由《機械設計》圖6.16曲線 ,由圖6.17得, （e）按齒面接觸疲勞強度設計（長期單向運轉的閉式齒輪傳動） 工作轉矩 確定載荷系數： 由《機械設計》表6.2 ;由7級齒輪精度取；由硬齒面取 ，則 取則 查《機械設計》圖6.12，得;查表6.3得,，由表6.8 得 （f）確定中心距a 因盡量圓整成尾數為0或5，以利于制造和測量，所以初定a=190mm （g）選定模數、齒數和螺旋角 一般，，初選，則 則 由《機械設計》表6.7，取標準模數 則 取 由于，所以 取，則 齒數比 與i=5.29比，誤差為0.8%，可用 則 （h）計算齒輪分度圓直徑 小齒輪 ： 大齒輪： （i）齒輪寬度 按強度計算要求，取，則齒輪工作寬度 圓整為大齒輪的寬度 則小齒輪寬度 （j）接觸疲勞強度的校核 故滿足強度要求 (k)齒輪的圓周速度 由手冊查得，選8級制造精度最合宜。 （f）歸納如下 螺旋角 中心距 a=190mm 模 數 齒數及傳動比 分度圓直徑 齒 寬 5.3軸的設計計算 兩軸上的功率P、轉數n和轉矩 由前面的計算已知： PⅠ=8.83kW nⅠ=303.13r/min TⅠ=278.26Nm PⅡ=8.39kW nⅡ=57.30r/min TⅡ=1399.28Nm (a) 求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑 作用在小齒輪周向力： 小齒輪的徑向力： 小齒輪的軸向力： 帶輪給軸I的載荷FQ: 帶輪給軸I的轉矩TI TI=278.26N.m 已知大齒輪的分度圓直徑 大齒輪的周向力： 大齒輪徑向力： 大齒輪的軸向力： 作用在聯軸器端的轉矩T： (b) 初步確定軸的最小直徑 5.3.1 Ⅰ軸的設計及校核 （i）選取的軸的材料為45鋼，調質處理 由《機械設計》表11.3選C=112 （ii）確定軸各段直徑和長度 ①從大帶輪開始左起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取，又帶輪的寬B=(1.5～2)d1,即B=2d1=74mm,則第一段長度 ②左起第二段直徑取 根據軸承端蓋的裝拆以及軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面的距離為30mm,則取第二段的長度為L2=50mm. ③左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用角接觸球軸承，選用7009C型軸承，其尺寸為，那么該段的直徑d3=45mm,長度為L3=40mm. ④左起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取d4=51mm,長度取L4=10mm ⑤左起第五段，因為齒輪分度圓直徑為60.8mm<1.8倍軸的直徑，故做成齒輪軸段，齒輪寬度為80mm，則此段的直徑為d5=65.8mm,長度為L5=80mm ⑥左起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取 d4=51mm,長度取L6=10mm ⑦左起第七段，為滾動軸承安裝出處，取軸徑d7=45mm,長度為L7=40mm 綜上: 軸的總長為L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm (iii)軸上零件的周向定位 V帶與軸的周向定位采用平鍵聯接，由軸右起第一段直徑d1=37mm，查手冊得平鍵截面，鍵槽采用鍵槽銑刀加工，長度系列為L=80mm，同時為了保證帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇帶輪轂與軸的配合，滾動軸承與軸的周向定位是有過渡配合來保證，此處選擇的軸的直徑尺寸公差為m6. (iv)確定軸上圓角和倒角尺寸 由《機械設計》表11.2查得，取軸右端倒角為，軸右起1、2段圓角半徑為1.2mm,2、3段圓角半徑為1.2mm，3、4段圓角半徑為2.0mm,4、5段圓角半徑為2.0mm， 5、6段圓角半徑為2.0mm，6、7段圓角半徑為2.0mm，軸左端倒角為 (v)軸上支反力 ①繪制軸受力簡圖（如圖所示） 因兩軸承對稱布置，由手冊查得30209型圓錐滾子軸承 所以 L=255mm （D為齒輪處軸直徑） ②繪制水平面、垂直面彎矩圖（如圖所示） 軸承支反力： 水平面支反力: 垂直面內支反力： …… …… ① 以軸承1作用點求矩： …………② 將數據代入①②得 根據簡圖，水平面內和垂直面內各力產生彎矩為 按計算結果分別作出水平上的彎矩圖MH和垂直面上的彎矩圖MV,然后計算總彎矩并作出M圖 根據已做出的彎矩圖和扭矩圖，求彎矩Mca 所以 (其中α=0.6) 已知軸的計算彎矩后，即可對某些危險截面的（及計算彎矩大而直徑可能不足的截面，）做強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即左邊軸承的截面） 則 （其中由《機械設計》表11.4查得） 故，安全 5.3.2 II軸的設計計算及校核 （i）選取軸的材料為45鋼，調質處理 由《機械設計》表11.3查得C=112 （ii）確定軸各段直徑和長度 ①聯軸器的選擇 為了使所選輸出軸的最小直徑與聯軸器的孔相適應，故需選聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩,查《機械設計》表10.2，考慮到轉矩變化很小，故取,則 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2500N.m，半聯軸器I的孔徑，故取軸的右端第一段的直徑為；半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=142mm ②右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段直徑，根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端與半對聯軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=50mm ③右起第三段，該段有滾動軸承，選用角接觸球軸承，選用7014C型軸承，其尺寸為,那么該段直徑為d3=70mm,長度為L3=30mm ④右起第四段為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于滾動軸承內圈外徑，取 d4=77mm，L4=10mm ⑤右起第五段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，大齒輪的 分度圓為319.1mm，為了便于齒輪的裝拆與齒輪的配合，則d5=86mm，齒輪寬為 75mm，為了保證定位的可靠性，取軸的長度為73mm。 ⑥右起第六段，該段為齒輪的軸向定位，定位軸肩，取軸肩直徑為d6=94mm，長度 取L6=10mm ⑦右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑d7=70mm,長度L7=30mm 綜上 軸的總長度為L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=345mm (iii)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接，按齒輪處軸徑d5=86mm，查手冊得平鍵截面，鍵的長度系列為L=70mm。同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，半聯軸器與齒輪的聯接，選用平鍵，長度系列L=100mm。半聯軸器與軸的配合為，滾動軸承和軸的配合是借過渡配合來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6. （iv）軸上圓角和倒角尺寸 由《機械設計》表11.2，取軸的右端倒角為，右端起1、2軸段圓角半徑為2.0mm,2、3段圓角半徑為2.0mm,3、4段圓角半徑為2.5mm，4、5段圓角半徑為2.5mm,5、6段圓角半徑為2.5mm,6、7段圓角半徑為2.5mm,左端倒角為 （v）軸上支反力及軸上強度校核 ①繪制軸受力簡圖（如圖所示） 因兩軸承對稱布置，由手冊查得7014C型角接觸球軸承，其尺寸為 所以 L=123mm （D為齒輪處軸直徑） ②繪制水平面、垂直面彎矩圖（如圖所示） 軸承支反力： 水平面支反力: 垂直面內支反力： …… …… ① 以軸承1作用點求矩： …………② 將數據代入①②得 根據簡圖，水平面內和垂直面內各力產生彎矩為 按計算結果分別作出水平上的彎矩圖MH和垂直面上的彎矩圖MV,然后計算總彎矩并作出M圖 根據已做出的彎矩圖和扭矩圖，求彎矩Mca (其中α=0.6) 已知軸的計算彎矩后，即可對某些危險截面的（及計算彎矩大而直徑可能不足的截面，）做強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即左邊軸承的截面） 則 （其中由《機械設計》表11.4查得） 故，安全 六， 滾動軸承的選擇及校核計算 6.1 I軸上滾動軸承選擇及校核計算 (a)由前面計算知軸I上軸承型號為30209型圓錐滾子軸承，其尺寸為 已知：nⅠ=303.13r/min 軸I的受力如下圖所示： (b)根據已知條件，預計軸承的使用壽命為 （c）由手冊查得， e=0.4 Y=1.5 由《機械設計》表8.6查得 (d)計算派生軸向力S1、S2 由《機械設計》表8.5查得圓錐滾子軸承當A/R>e時，y=0.4cotα 則由表8.7查得圓錐滾子軸承 （） 即 (e)計算軸承所受的軸向負荷 因為 并由軸承受力圖分析知，右邊軸承受緊，左邊軸承被放松。由此可得 (f)計算當量動負荷 左邊軸承 因為 所以 右邊軸承 因為 所以 (g)計算軸承壽命 因為 ，故按左邊軸承計算軸承的壽命 由圓錐滾子軸承得 所選軸承30209型圓錐滾子軸承合 6.2 II軸滾動軸承的選擇及校核計 （a） 有前面的計算知II軸上滾動軸承的型號為7014C型，其尺寸為，只承受徑向力。 已知II軸各參數為： （b）根據已知條件，軸承的使用壽命為 （c）由手冊查得， 由《機械設計》表8.6查得 軸II的受力如圖所示 則 (d)計算派生軸向力S1、S2 由《機械設計》表8.7查得70000C型軸承的派生軸向力為S=0.5R，則可求得軸承派生軸向力為 (e)計算軸承所受的軸向負荷 (f) 計算當量動負荷 軸承1 由《機械設計》表8.5，用線性插值法可求得： 由e1查《機械設計》表8.5，用線性插值法求得： 軸承2 由《機械設計》表8.5，用線性插值法查得， 由e2查表8.5，并用線性插值法求得： （g）軸承壽命計算 因P2>P1，故按右邊軸承的計算壽命（） 故選軸承合格 七， 鍵的選擇及校核 7.1 I軸： 帶輪與軸用平鍵聯接，其型號為 ，長度系列L=80mm 鍵的工作長度： 根據《機械設計》表3.1，由軸和齒輪的材料，選取 故,滿足擠壓強度條件 7.2 II軸： （i）齒輪與軸用平鍵聯接，其型號為 長度系列L=70mm 鍵的工作長度 故,滿足強度擠壓要求 (ii)聯軸器與齒輪的聯接用平鍵聯接，其型號為 ，長度系列L=100mm 鍵的工作長度為： 則 滿足強度擠壓要求。 八， 密封與潤滑的設計 8.1 密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄露間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可存儲潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 8.2 潤滑 齒輪的圓周速度 <12m/s 所以采用油潤滑 九， 聯軸器的設計 （1）由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯軸器 （2）為了使所選輸出軸的最小直徑與聯軸器的孔相適應，故需選聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩,查《機械設計》表10.2，考慮到轉矩變化很小，故取,則 按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2500N.m，半聯軸器I的孔徑，故取軸的右端第一段的直徑為；半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=142mm 十，箱體的設計 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制造，采用剖分式結構為了保證齒輪的配合質量，大端蓋分機體采用配合。 1，機體有足夠的剛度 在機體內加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度 2，考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱 因其傳動件的速度小于12m/s，故采用浸油潤滑，同時為了避免油攪拌時沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應靜創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3 3，機體結構有良好的工藝性 鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為5mm，機體外形簡單，拔模方便 4，附件的設計 （1） 窺視孔和窺視孔蓋 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上窺視孔與凸緣一塊以便于加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固 （2）油螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其它部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺栓堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，有機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封 （3）游標 游標位于便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定處 油齒安置的部位不能太低，以防油進入座孔而溢出 （4）通氣孔 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內壓力平衡 （5）位銷 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯接凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 （6）吊鉤 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重物體。 附表 鑄鐵減速器的有關尺寸 名 稱 符號 減速器形式及尺寸關系 機蓋壁厚 8 機蓋壁厚 δ2 8 機座凸緣厚度 12 機蓋凸緣厚度 12 機座底凸緣厚 20 地腳螺釘直徑 M16 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁螺栓直徑 16 蓋、座聯接螺栓直徑 16 聯接螺栓的間距 l 150 軸承端蓋螺釘直徑 M8 窺視孔蓋螺釘直徑 M8 定位銷直徑 10 、、 至外機壁的距離 24、20、18 、至凸緣 邊緣的距離 22、16 軸承旁凸臺半徑 14 軸承旁凸臺高度 h 外機壁至軸承座 端面的距離 48 齒頂圓至內機壁 的距離 18 齒輪端面至內機壁 的距離 12 機蓋、機座肋厚 m1=8,m=8 軸承端蓋外徑 129,154 軸承端蓋凸緣厚度 t 9 軸承旁螺栓距離 s 課程設計總結 每一屆的課程設計都在大三下學期，在這將近半個月的課程設計中，我們學到了很多。三年的專業(yè)學習，在課程設計中我們把這三年累計下來的知識或多或少的展現在我們的課程設計中。也許在大學三年中，曾經我們迷茫過，不知道自己畢業(yè)以后還是否會從事 本專業(yè)的工作，曾經的學習也不知道我們所上的每一門課程和我們專業(yè)有多大的聯系，不知道其用途所在，往往在學習的時候抱著強迫性心理，既然學校給我們安排了這門課程，我們就學，很被動，當我們在做課程設計的時候，我們發(fā)現我們所學的大多數課程都能在我們的課程設計中或多或少的體現，在課程設計中主要的參考書籍除了專門的有關課程設計的手冊、圖冊、指導書外，我們還用到了我們以前學到的課本知識，《互換性與技術測量》、《機械設計》、《畫法幾何及機械制圖》。 課程設計剛開始的時候我迷茫過，看著減速器的外形和不知道內部結構的減速器，不知道該如何下手，不知道這樣的一次作業(yè)能否如期完成。不斷地查閱資料和看課程設計指導書，才慢慢的開始下手，按著書上所給的步驟一步步操作，在確定傳動比和選電動機、帶型時覺得還可以，沒花多久時間，做完以后也覺得蠻有成就感。當在后面做齒輪部分及后面部分發(fā)現很多問題，考慮的問題也很多，參考的資料也不僅僅局限在指導書上了。首先采用的直齒傳動方案，在做到比較后面的時候發(fā)現斜齒輪傳動更穩(wěn)定，又不得不改方案，采用斜齒輪，齒輪部分做完后就涉及到軸的設計、鍵、滾動軸承的設計，在這一塊中我發(fā)現是比較難的，軸的設計得考慮它與什么零件聯接、該采用什么樣的聯接，各部分的尺寸，在尺寸確定后還要校核是否能承受先前算出來的強度、載荷要求，同時還要考慮軸上鍵的選擇及其強度的校核，和滾動軸承的類型選擇和校核，如果有部分尺寸沒有選好、相關零件的型號沒選好，沒能滿足強度要求，就有可能修改軸、滾動軸承、鍵三者的參數值。在軸這塊做完后就得根據減速器本身的結構和自己設計的齒輪、軸、鍵、滾動軸承確定減速器主要部分的尺寸值。把說明書寫完后接著就是畫裝配圖和零件圖。 在這次課程設計中自己確實收獲不少，了解了減速器的結構以及設計機械的大致步驟，也更加熟悉了畫圖軟件AutoCAD的操作，把以前所學的知識又稍微溫故了下，對機械這個專業(yè)有了一個知識層面的進一步了解，同時對我們在一年后的畢業(yè)設計和我們以后的工作都有一定的幫助。 參考文獻 1 龔溎義等主編.機械設計課程設計指導書（第二版）.高等教育出版社，1990 2 吳宗澤等主編.機械設計課程設計手冊（第3版）.北京.高等教育出版社，2006 3 楊明忠、朱家誠等主編.機械設計.武漢.武漢理工大學，2001 4 廖念釗、莫雨松等主編.互換性與技術測量（第五版）.北京.中國計量出版社.2010 5 吳克堅等主編.機械原理（第七版）.高等教育出版.1996