《展開式二級直齒圓柱齒輪減速器 第二份》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《展開式二級直齒圓柱齒輪減速器 第二份（23頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目 _二級變速箱設計_院(系) _ 班_XX系XX班 設計者 _XXX_ _指導老師 _XXX_ _ _年_月_日_目 錄第一部分 設計任務書-3第二部分 傳動方案的分析與擬定-4第三部分 電動機的選擇計算-4第四部分 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比-5第五部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-6第六部分 齒輪傳動設計-7第七部分 傳動軸承和傳動軸的設計-15第八部分 鍵的設計和計算-18第九部分 箱體結構的設計-18第十部分 潤滑密封設計-21總結-22參考書目-23計算過程及其說明結果一設計任務書1 總體布置簡圖 如下圖所示2工作條件： （每 年 工

2、作300天），兩班制，連續(xù)單向運動，帶式運輸機工作平穩(wěn)，空載啟動，使用期五年，小批量生產，運輸帶允許誤差+-5%。 3原始數(shù)據(jù) 運輸帶工作轉矩為：490Nm則：運輸帶曳引力F（N）=N運輸帶速度V（m/s）：1.9滾筒直徑D (mm)：420 4設計內容（1）電動機的選擇與運動參數(shù)計算（2）傳動裝置的設計計算（3）軸的設計（4）滾動軸承的選擇與校核（5）鍵的選擇和校核（6）聯(lián)軸器的選擇（7）裝配圖、零件圖的繪制（8）編寫設計計算說明書 5設計任務（1）減速器總裝配圖一張（2）低速軸、悶蓋零件圖各一張（3）設計說明書一份 6設計進度（1）第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算（2）第二階段：軸與軸系

3、零件的設計（3）第三階段：軸、軸承、鍵及聯(lián)軸器的校核及草圖繪制（4）第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫=24000hF=2333NV=1.9m/sD=420mm二傳動方案的擬定 由設計任務書知傳動類型為：展開式二級圓柱直齒輪減速器。本傳動機構的特點是：（1）齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。（2）考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。展開式二級圓柱齒輪傳動三電動機的選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、選擇電動機容量： （1）工作機所需功率 =FV/1000=23331.9/1000 =4.4 kw =601000V/D

4、 =86.4 r/min (2) 電動機輸出功率 考慮傳動裝置的功率損耗，電動機的輸出功率為 =/ 試中為從電動機到工作機主動軸之間的總效率，即 0.960.970.980.775；為V帶的效率,為第一對軸承的效率，為第二對軸承的效率，為第三對軸承的效率，為每對齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為7級精度,閉式傳動，圓柱齒輪)。 電動機的輸出功率為 =/ =4.4/0.775 =5.68 kw（3）確定電動機的額定功率 選定電動機的額定功率=7.5 kwY系列=4.4kw=86.4r/min=0.775=5.68kw=7.5 kw3、 選擇電動機的轉速 =86.4 r/min經查表按推薦的傳動比合理范圍

5、，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱直齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為nin（16160）86.41382.413824r/min。可見同步轉速為1500r/min ,3000r/min的電動機都符合，這里初選同步轉速為3000r/min ,1500r/min的三種電動機進行比較，如下表： 表1 電動機方案比較表（指導書 表20-1）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）傳種裝置總傳動比同步滿載1Y132S-27.5300028504132.982Y132M-17.5150014404316.73Y132M-27

6、.5150014504516.8 由表中數(shù)據(jù)可知，方案1的總傳動比最小，傳種裝置結構尺寸最小，因此可采用方案1，選定電動機型號為Y132M-1電動機型號Y132M-1 4、電動機的技術參數(shù)和外型、安裝尺寸 表2 電動機參數(shù)（指導書 表20-2）型號HABCDEFGDGY132M-113221617889388010833KABADACHDAABBHAL122802101353156023818515四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 （1）傳動裝置總傳動比 =1440/86.4 =16.7 （2）分配各級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2.3，

7、則減速器傳動比為16.7/2.37.3,根據(jù)各原則，查圖得高速級傳動比為3.24，則2.25，由指導書 表2-1 及表2-2知，傳動比合理.。 =16.7=3.24=2.25五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速減速器高速級軸為，中速軸，低速級軸為，滾筒軸為軸，則：1440/2.3626.1r/min 626.1/3.24193.2r/min /193.2/2.25=85.9 r/min=85.9 r/min=626.1r/min=193.2r/min=85.9r/min=85.9r/min2. 按電動機額定功率計算各軸輸入功率7.50.967.2kW 27.20.980.956.7

8、kW 26.70.980.956.23kW24=6.230.980.975.92kW則各軸的輸出功率：0.96=6.91 kW0.98=6.57 kW0.95=5.92kW0.97=5.74kW=7.2 kw=6.7 kw=6.23 kw=5.92 kw3. 各軸轉矩 =95507.2/626.1 =109.8 =95506.7/193.2 =331.2 =95506.23/85.9 =692.2 =95505.92/85.9 =658.2 運動和動力參數(shù)結果如下表軸名功率P KW轉矩T Nm轉速r/min輸入輸出輸出電動機軸7.549.7414401軸7.26.91109.8626.12軸6

9、.76.57331.2193.23軸6.235.92692.285.94軸5.925.74658.285.9T1=109.8=331.2=692.2=658.2六、齒輪傳動設計 1.高速級齒輪傳動設計 （1）選擇材料、精度及參數(shù)考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪（1） 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=Z=3.2424=77.76 取Z=78. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。7級精度（GB10095-88）

10、小齒輪：45#（調質）280 HBS大齒輪：45鋼（正火240HBS=24=78（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 確定各參數(shù)的值:試選=1.6選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 Z計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60626.1124000=9.0210hN=N/3.25=2.7810h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)查得：K=0.93 K=0.96齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 許用接觸應力 查得： =189.8MP =1T=95.510=95.5107.2/626.1=1.1010N.m=1.6=2.433=5

11、11.5MPa=432MPa=471.75MPa2.計算:小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=76.8mm計算摸數(shù)m計算齒寬與高之比齒高h=6.14 b=0.6576.8=49.92 = =8.13計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查得:動載系數(shù)K=1.06,查得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42查得: K=1.33 K=1.3故載荷系數(shù):KK K K K =11.061.31.42=1.96按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=76.8=82.2計算模數(shù)= 76.8mm

12、v=2.52m/sb=76.8 mm=2.73 mmh =6.14 mmb/h=8.13=1=1.06=1.3=1.3=1.42=1.42=1.96=76.8 mm=3.2mm(3) 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式:確定公式內各計算數(shù)值: 小齒輪傳遞的轉矩109.8Nm 確定齒數(shù)z：因為是硬齒面，故取z24，zz3.242477.76傳動比誤差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允許載荷系數(shù)KKK K K K=11.061.31.351.89查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查得齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 應力校正系數(shù)Y1.596 Y1.774計算大小齒輪的 安全系數(shù)

13、由表查得S1.25工作壽命兩班制，5年，每年工作300天小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160nktL60626.115300289.0210大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2N1/u9.0210/3.242.7810查得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用.K=1.89設計計算 計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=76.8來計算應有的齒數(shù).

14、于是由:z=19.2 取z=20那么z=3.2420=65 幾何尺寸計算計算中心距 a=150計算大.小齒輪的分度圓直徑d=80d=260計算齒輪寬度B=圓整的 2. 低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) a. 按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b. 選用7級精度（GB10095-85） c. 材料選擇 小齒輪：45鋼（調質），硬度為280HBS 大齒輪：45鋼（調質），硬度為240HBS d. 初選小齒輪齒數(shù)=30 ，=302.25=68 e. 選取齒寬系數(shù)=1（2）按齒面接觸強度設計 按下式試算 1. 確定公式內的各計算數(shù)值試選K=1.6選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45應力循環(huán)次數(shù)：N

15、=60njL=60193.2124000=2.7810 N=1.2410查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.94 K= 0.97 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力=0.98550/1=517540.5查取材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù) T=95.510=95.5106.7/193.2=3.31210N.m = =103.92. 計算圓周速度 1.0513. 計算齒寬b=d=1103.9=103.94. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25m=2.253.46=7.79 =103.9/7.

16、79=13.345. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310103.9=1.4319使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=11.041.21.4319=1.7876. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=103.9計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數(shù)值（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩3.25Nm（2） 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z30，zi z2.253068傳動比誤差 iuz/ z68/302.25i0.0325，允許（3） 初選齒

17、寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1（4）載荷系數(shù)KKK K K K=11.041.21.351.6848（7） 計算大小齒輪的 查得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=0.93 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=4mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=103.9來計算應有的齒數(shù).z=28.29 取z=26z=2.2526=96 取z

18、=60 初算主要尺寸計算中心距 a=172 分度圓直徑 d=104d=240 計算齒輪寬度圓整后取 7級精度（GB10095-85）小齒輪：40鋼（調質）280HBS大齒輪：45鋼（調質）240HBS=30=68=1=13.34K=1.787b=120mm七、傳動軸承和傳動軸的設計1. 傳動軸承的設計.求輸出軸上的功率P，轉速，轉矩P=6.23KW =85.9r/min=692.2Nm.求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =240 而 F= F= F F= Ftan=5768.30=0N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑,選取軸

19、的材料為45鋼,調質處理,取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號選取因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT9型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為1000Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d=50mm，故取，半聯(lián)軸器的軸孔長度L=80mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取 =76mm。.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 初步選擇球軸承.因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承.參照工作要求并根據(jù),由軸承產品目錄中初步選取0

20、基本游隙組 標準精度級的深溝球軸承61812型.DB軸承代號 60781066.272.961812 60851367.977.261912 60951172.382.716012 60 95 18 71.485.76012 60 110 22 76.094.16212 60 130 31 81.7108.46312 =96mm深溝球軸承61812型2、低速軸的設計 對于選取的深溝球軸承其尺寸為的,故;而 .右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得61815型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為104mm,為了使套筒端面可靠地壓

21、緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高h0.07d取h=7,取.軸環(huán)寬度,取b=10mm. 則 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取. 取齒輪距箱體內壁之距離a=16,兩圓柱齒輪間的距離c=20.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8,已知滾動軸承寬度T=10,高速齒輪輪轂長L=69,則至此,已初步確定了低速軸的各端直徑和長度.3. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置

22、時,查機械設計手冊20-149表20.6-7.設齒輪中心距軸承支點中心距離為L和L。對于61815型的深溝球軸承，做為簡支梁的軸的支承跨距：L=81mm L=181mm傳動軸的受力分析圖：4. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)= =4.21MP前已選軸材料為45鋼，調質處理。查得=60MP 此軸合理安全八.鍵的設計和計算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸齒輪半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用A型普通平健。齒輪與軸的連接，按軸徑查設計手冊得平健的截面尺寸為bh=20X12，長度取70mm，選其配合為h7/r6。半聯(lián)軸器與軸的連接選用平健尺寸為，選配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向配合采用較緊的過盈配合來保證，

23、選軸直徑尺寸公差為m6。校和鍵聯(lián)接的強度 查得 =110MP工作長度 70-20=50mm60-14=46mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 K=0.5 h=4.9K=0.5 h=3.8由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵1：2012 A GB/T1096-1979鍵2：149 A GB/T1096-1979鍵1 20X12 A鍵2 114X9 A九.箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度，在機體為加肋，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。因其傳動件速度小于12

24、m/s，故采用侵油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(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，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械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M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔

25、處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 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，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 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(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 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的物體.減速器機體結構尺寸如下：名

26、稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離1.210齒輪端面與內機壁距離16機蓋，機座肋厚7 7軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離1

27、20（1軸）125（2軸）150（3軸）十. 潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大。并勻均布置，保證部分面處的密封性。SH0357-92中50號 潤滑脂總結機械設計是機電類專業(yè)的主要課程之一，它要求學生能結合課本的學習

28、，綜合運用所學的基礎和技術知識，聯(lián)系生產實際和機器的具體工作條件，去設計合用的零部件及簡單的機械，起到從基礎課程到專業(yè)課程承先啟后的橋梁作用，有對機械設計工作者進行基礎素質培養(yǎng)的啟蒙作用。 機械設計課程設計的過程是艱辛而又充滿樂趣的，在這短暫的三個星期里，我們不僅對機械的設計的基本過程有了一個初步的認識和了解，即初步接觸到了一個真機器的計算和結構的設計，也通過查閱大量的書籍，對有關于機械設計的各種標準有了一定的認識，也加強了對課本的學習和認識。通過這次的設計，我認識到一些問題是我們以后必須注意的。第一，設計過程決非只是計算過程，當然計算是很重要，但只是為結構設計提供一個基礎，而零件、部件、和機

29、器的最后尺寸和形狀，通常都是由結構設計取定的，計算所得的數(shù)字，最后往往會被結構設計所修改。結構設計在設計工作中一般占較大的比重。第二，我們不能死套教材，教材中給出的一些例題或設計結果，通常只是為表明如何運用基礎知識和經驗資料去解決一個實際問題的范例，而不是唯一正確的答案。所以我們必須要學會查閱各種書籍和手冊，利用現(xiàn)有的資源再加上自己的構想和創(chuàng)新，才能真正完成一個具有既有前景和使用價值又能普遍推廣，價格低廉的新產品。因此，全力追索不斷增殖的設計能力才是學習機械設計的中心思想。第三，創(chuàng)新是一個民族的靈魂，是我們國家興旺發(fā)達的不竭動力。創(chuàng)新在機械設計過程當中體現(xiàn)的更是淋漓盡致，我們所設計出來的東西必

30、須得超過以前的才具有社會實用價值，因此我們首先要有敢于突破束縛、突破慣例和大膽否定現(xiàn)有的一些東西，同時也要有寬廣而堅實的基礎知識和創(chuàng)新思維與細心觀察的能力。雖然在這次的設計過程當中大部分都是參照教材和手冊所設計，只有小部分是通過自己創(chuàng)新所形成，但在選用各種零部件時是個人根據(jù)標準選定的，以使各種零部件組裝成最好的一個減速器。因此也體現(xiàn)了創(chuàng)新的思想。這次設計的展開式二級圓柱直齒輪減速器通過采用配對的直齒輪，既具運轉平穩(wěn)，無軸向力的優(yōu)點，又免去了加工較復雜的缺點，因此是一種比較理想的傳動方案，該方案的傳動特點是沿齒寬載荷分布較均勻。參考書目【1】 濮良貴，紀名剛. 機械設計. 8版. 北京：高等教育出版社. 2006【2】 孫恒， 陳作模. 機械原理. 6版. 北京：高等教育出版社. 2005【3】 徐紹軍. 工程制圖. 長沙：中南大學出版社. 3003【4】 王昆，何小柏，汪信遠. 機械設計課程設計. 北京：高等教育出版社.2002【5】 濮良貴，紀名剛. 機械設計學習指南. 4版. 北京：高等教育出版社. 2002【6】 王伯平. 互換性與測量技術基礎. 北京：機械工業(yè)出版社. 2002【7】 機械設計手冊教研組. 機械設計手冊. 2版 北京：化學工業(yè)出版社. 198223