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1、機械設計課程設計機械設計課程設計 2010-2011第2學期姓 名： 學 號： 班 級： 指導教師： 成 績： 日期：2011 年 06 月 目錄1、 設計目的2二、設計方案2三、電機的選擇3四、傳動比的計算及分配4五、傳動裝置的動力參數5六、傳動件的設計和校核7七、軸的設計和校核15八、鍵的選擇和校核23九、箱體設計23十、滾動軸承的選擇25十一、聯(lián)軸器的選擇26十二、潤滑與密封27十三、設計小結27一、設計目的設計內容計算及說明結 果1、綜合運用機械設計及其他先修課的知識，進行機械設計訓練，使已學知識得以鞏固、加深和擴展；2、學習和掌握通用機械零件、部件、機械傳動及一般機械的基本設計方法和

2、步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力、分析問題及解決問題的能力；3、提高學生在計算、制圖、運用設計資料（手冊、 圖冊）進行經驗估算及考慮技術決策等機械設計方面的基本技能和機械CAD技術。二、設計方案設計內容計算及說明結 果設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。輸送機工作軸功率P=4 KW,輸送機工作軸轉速n=55r/min。使用期限5年，兩班制工作，工作中有輕微震動，單向運轉。螺旋輸送機同轉速容許誤差為5%，減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產。裝置如下圖所示：3、 電機的選擇設計內容計算及說明結 果1電動機類型的選擇選擇Y系列三相籠形異步電動機。它屬于全封閉自扇冷式電動機，結構簡單，價格低廉，維護方便

3、，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上。2電動機容量的選擇電動機所需工作功率： （kw）由電動機到輸送機的傳動總效率為：根據1機械設計課程設計表15.1中：、分別為聯(lián)軸器1滾動軸承（一對）圓柱直齒輪傳動聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。據表9.2取=0.99、=0.99、=0.97、=0.99、=0.93。則：=0.990.990.970.990.93=0.85所以，電動機所需的工作功率為：=4/0.85=4.7（kw） =0.85P=4.7 Kw3確定電動機轉速輸送機工作軸轉速為： n=(1-5%)(1+5%)55 r/min=52.357.8 r/min根據1中表9.2推

4、薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動單級減速器傳動比范圍I=36；開式圓錐齒輪傳動的傳動比I=24?？倐鲃颖确秶鸀镮=I I=624。電動機轉速的可選范圍：N= In=(624) 55=3301320 r/min符合這一范圍的同步轉速有：750、1000 r/min。根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：方案電動機型號額定功率/kw滿載轉速/（rmin）1Y160M2-85.57202.02.02Y132M2-65.59602.02.0綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知:方案1比較合適。選擇750r/min的電動機四、傳動比的計算及分

5、配設計內容計算及說明結 果1 確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為： I=n/n=720/55=13.09 I=13.092 確定各級傳動裝置傳動比分配傳動裝置傳動比：= I I (式中I、I分別為減速器和開式圓錐齒輪傳動的傳動比)根據1中，取I=3，故I= I/ I=4.36I=3I=4.36五、傳動裝置的動力參數設計內容計算及說明結 果將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸 . n,n,.為各軸轉速 （r/min）i,i，.為相鄰兩軸間的傳動比，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉矩 （N

6、m）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數1 運動參數及動力參數計算（1）計算各軸的轉速： 軸：n=720 r/min 軸: n= n/ I=165.14 r/min III軸：n= n 輸送機：n= n/ I=55.05 r/min（2）計算各軸的輸入功率： 軸： P= = =4.70.99=4.65 (kw) 軸： P= P= P =4.6530.990.97=4.47 (kw) III軸： P= P= P =4.4680.990.99=4.38 (kw) 螺旋輸送機軸：P= P=4.03 (kw)（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： T=9550/ n=6

7、2.34 Nm軸： T= T= T =61.72 Nm軸： T= TI= TI =258.42 NmIII軸：T= T=253.27 Nm螺旋輸送機軸：T=TI=699.56 Nm（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：= P=4.61=P=4.42= P=4.34（5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出轉矩分別為輸入轉矩乘以軸承效率，則： = T=61.10N.m = T=255.84 N.m = T=250.74 N.m綜合以上數據，得表如下：軸名功率P （KW）轉矩T （Nm）轉速nr/min傳動比 i效率電機軸4.762.3472010.99軸4.6561.

8、727204.360.96軸4.47258.42165.140.98軸4.38253.27165.1430.92輸送機軸4.03699.5655.05n=720 r/minn= n= 165.14 r/minn=55.05 r/min P=4.65 (kw)P=4.47 (kw)P=4.38 (kw)P=4.03 (kw)T=62.34 NmT=61.72 NmT=258.42 NmT=253.27 NmT=699.56 Nm T=61.10N.mT=255.84 N.mT=250.74 N.m六、傳動件的設計計算（一）減速器內傳動零件設計設計內容計算及說明結 果1選定齒輪傳動類型、材料、熱處

9、理方式、精度等級選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。齒輪精度初選8級2初選主要參數Z=21 ，u=4.36，Z= Zu=214.36=91.56 ，取Z=92Z=21 Z=923按齒面接觸疲勞強度計算1、計算小齒輪分度圓直徑 d確定公式內的各計算數值：1)試選載荷系數=1.32)計算小齒輪傳遞的轉矩T=9.55106P/n1=9.551064.65/720=6.17104 Nmm3）由2機械設計中表10-7選取齒寬系數=14）由2中表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.85）區(qū)域系數 Z=2.5

10、6）由2中圖10-21d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。7）由2中式1013計算應力循環(huán)次數N60njL607201（283005）1.037109NN/4.362.381088）由2中圖10-19取接觸疲勞壽命系數K0.93；K0.979）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由2中式（1012）得0.93600MPa558 MPa0.97550MPa533.5MPaT=6.17104 NmmN1.037109N2.38108=558 MPa=533.5MPa4 計算1、計算各主要數據：1）試算小齒輪分度圓直徑d，代入中較小值d=53.83 mm

11、2）計算圓周速度v=2.03m/s3）計算齒寬b及模數mb=*d=153.83mm=53.83 mmm=2.56 mmh=2.25 m=2.252.56mm=5.76 mmb/h=53.83/5.76=9.354) 計算載荷系數k已知工作有輕振，所以取K=1.25，根據v=2.03m/s,8級精度由2中圖108查得動載系數K=1.1；由2中表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， K=1.346由2中圖1013查得K =1.27直齒輪K =K =1。故載荷系數K= K*K* K* K=1.251.111.346 =1.855）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由2中式（10

12、10a）得 =mm=60.55mm6）計算模數m m =mm=2.88 d53.83 mmv=2.03m/sb=53.83 mmm=2.56 mmh=5.76 mmb/h=9.35K=1.85 =60.55mm m =2.885 按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為 m1、確定計算參數1）由2中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=620Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=520Mpa；2）由2中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.856，K=0.892 3）計算彎曲疲勞許應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由2中式（10-12）= =379.09Mpa =331.31

13、MPa4）計算載荷系數 K= K*K*K*K =1.251.111.27=1.755）查取齒型系數由2中表105查得Y=2.76；Y=2.1966）查取應力校正系數由2中表105查得Y=1.56；Y=1.7827）計算大、小齒輪的并加以比較=0.0114=0.0118 大齒輪的數值大。2、設計計算 m=1.79mm對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數1.79并就近圓整為標準值m=2 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=53.83mm，算出小齒輪齒數 Z= d/m=53.83/2=26.91取Z=27大齒輪齒數 Z=4.36x27=117.72 取Z=118=379.09Mpa=331.31Mp

14、aK=1.75=0.0114=0.0118m1.79mmm=2mmZ=27Z=1186 幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d=mZ=227=54 mm d2=mZ=2118=236mm2）計算中心距a=m （Z+ Z）/2=2（27+118）/2= 145mm3）計算齒輪寬度b= d=54 mm 取B=55mm B=60mmd=54 mmd2=236mma=145mmB=55mmB=60mm（二） 減速器外傳動件設計設計內容計算及說明結 果1選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正

15、火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級。2 初選參數Z=24， u=3 ， Z= Zu=243=72取=0, =0.3Z=24Z=72=0.33 確定許用應力及計算齒輪的1、確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查2中圖10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查2中圖10-20得=450Mpa, =380Mpa2、計算應力循環(huán)次數計算應力循環(huán)次數N，確定接觸疲勞壽命系數N1=60njL=60165.141（283005）=2.378010N2=N1/u=2.378010/3=0.79310查2中圖1019得：kHN1=0.98,kHN2=0.9

16、63、計算接觸許用應力取 由許用應力接觸疲勞應力公式 568.4 MPa528 MPa查2中圖10-18得kFE1=0.91 kFE2=0.89=292.5 MPa=241.57 MPa4、初步計算齒輪的主要尺寸因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算按2中式（1026）試算，即 確定各參數值 1）試選載荷系數K=1.3 2）計算小齒輪傳遞的轉矩 =9.55106P/n=9.551064.38/165.14=2.5310 Nmm3）材料彈性影響系數由2中表10-6取Z=189.8 MPa4)計算小齒輪分度圓直徑d =2.92* =117.61mm5)計算圓周速度 =1.0

17、2m/s 因為有輕微振動，查2中表10-2得=1.25。根據v=1.02m/s，8級精度，由2中圖10-8查的動載系數=1.13；取=1.2，=1,故載荷系數 =1.6956）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 =117.61*=128.48mm =(1-0.5*0.3)*128.48=109.21mm 計算大端模數m =5.355、按齒根彎曲疲勞強度設計由式（10-23）得 確定計算系數。1） 計算載荷系數由2中表10-9查得=1.25，則=1.875=2.6482） 齒形系數和應力修正系數因為齒形系數和應力修正系數按當量齒數=計算。其中=0.95= 0.32 =

18、=25.26=225查2中表10-5得 齒形系數=2.62 ，=2.06 應力修正系數= 1.59 ，=1.97 3) 計算大、小齒輪的并加以比較 =0.01456=0.01643大齒輪的數值大。4）設計計算 = =4.81 對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數4.81并就近圓整為標準值m=5，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=128.48mm算出小齒輪齒數=25.7，取=26 大齒輪齒數 =3*26=78N1=2.37810N2=0.79310=568.4MPa=528MPa=292.5MPa=241.57MPa=2.510N.mmd117.61mmv=1.02m/sK=1.695m=5.3

19、5K=2.648m=54 幾何尺寸的計算1、 計算分度圓直徑 =5*26=130 mm =5*78=390 2、 計算錐距 R=205.55 3、 計算齒輪寬度 =205.55*0.3=61.7 取 =65 mm =70 mmR=205.55mm七 軸的設計 (一)減速器輸入軸設計內容計算及說明結 果1 初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HBS ，軸的輸入功率=4.65Kw,轉矩=720 r/min根據2中15-2式，并查表15-3，取=115=115*=21.42 mm2 求作用在齒輪上的受力因已知道小齒輪的分度圓直徑為=54 mm ，而=2262.96 N=2262.9

20、6*tan= 823.65 N3 軸的結構設計1、擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2、確定軸的各段直徑和長度1）從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器和軸通過鍵連接，則軸應該增加5%，取=22 mm，根據計算轉矩T=K*T=1.3*61.72=80.24 N.m，查標準GB/T 54831986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為=52mm,軸段長 =50mm2）右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取30 mm，根據軸承端蓋裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30 mm，故取

21、該段長為=74 mm。3）右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸=35*72*17，那么該段的直徑為35mm，長度為=20mm。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的內圈外徑，取直徑為44mm，長度取= 22.5mm。5）右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為56mm，分度圓直徑為54 mm，齒輪的寬度為60mm，則，此段的直徑為56mm，長度取=60 mm。6）右起第六段，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44 mm，長度為=22.5mm。7）右起第七段，該段為滾動軸承的安

22、裝出處，取軸徑為35 mm，長度為=20 mm。4 求軸上載荷1根據軸承支反點的作用點及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平的支反點： =1131.48N垂直的支反點：由于選用深溝球軸承則=0,那么=411.83N垂直面的彎矩：= * L/2=415.76*145/2=29.8 Nm= * L/2=415.76*145/2=29.8 Nm水平面的彎矩：= * L/2=1131.48*145/2=82.03 Nm求合成彎矩：=87.28 Nm= Ma=87.28 Nm軸傳遞的轉矩：T=61.10 Nm2、做軸上各段受力情況及彎矩圖3、判斷危險截面并驗算強度 由圖可見，a-a截面最危險，

23、其當量彎矩：=認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變力，取折合系數a=0.6,帶入 = =94.67 Nm軸的材料選用45號鋼，調質處理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d除了右起第一段外，其他設計軸的最小直徑30mm,所以安全?，F在校核第一段：=36.66 Nm軸的材料選用45號鋼，調質處理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d第一段直徑為22mm，所以安全。NNN.m=94.67N.m（二） 減速器輸出軸設計內容計算及說明結 果1 初步確定軸的最小直徑選用45#調質，硬度217-255HBS ，軸的輸入功率 =4.47kw，轉矩=165.14 r/min根據2中15-2

24、式，并查表15-3，取=115=115* =34.52 mm2 求作用在齒輪上的力因已知道大齒輪的分度圓直徑為=236 mm ，而=2168.14 N=2168.14*=789.14 N3 軸的結構設計1、 擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器2、 確定軸的各段直徑和長度 1)從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器和軸通過鍵連接， 則軸應該增加5%，取=32 mm，根據計算轉矩=1.3*258.42=335.95 N.m，查表知，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為=52 mm，軸段長為= 50mm 2）右起第二段，考

25、慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40 mm，根據軸承端蓋裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30 mm，故去該段長為=74 mm。 3）右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6207型軸承，其尺寸=45*85*19，那么該段的直徑為45mm，長度為=45mm。 4）右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵連接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為236mm,則該段的直徑取50mm，齒輪寬為b=55mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=55mm 5）右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，定位軸肩，取軸肩直徑=

26、56mm，長度取=5 mm。 6）右起第六段，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=60 mm，長度為=20mm。7）右起第七段，該段為滾動軸承的安裝出處，取軸徑為=45 mm，長度為=20mm。4 求軸上的載荷1、根據軸承支反點的作用點及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平的支反點：=1084.07 N垂直的支反點;由于選用深溝球軸承則=0,那么=394.57N垂直面的彎矩：= * =394.57*72.5=28.61 Nm= *=394.57*72.5=28.61 Nm水平面彎矩：= *=1084.07*72.5=78.6 Nm求合成彎矩：= =83.49

27、Nm軸傳遞的轉矩： T=255.84 Nm2、作出軸上各段受力情況及彎矩圖2)判斷危險截面并驗算強度； 由圖可見，a-a截面最危險，其當量彎矩：=認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變力，取折合系數a=0.6,帶入：=174.74 Nm 軸的材料選用45號鋼，調質處理，查表得：= 650MPa -1b=60Mpa 有：d=30.77mm 軸的最小直徑為32mm，所以安全。N28.61N83.49N.m八、鍵的選擇與校核設計內容計算及說明結 果1 輸入軸上的鍵連接1、輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d=22mm，L=50mm，T=61.10 Nm查看相關手冊，選擇C型平鍵 由2中表6-1得，B鍵的b=

28、8mm，h=7mm；L=L-b=50-8=42mm h=7mm =37.79MPa=110MPa。b=8mmh=7mmMPa2 輸出軸上的鍵連接1、 輸出軸與齒輪用平鍵聯(lián)接； 軸徑d=50mm ,L=55mm ,T=258.42 Nm 查機械手冊，該聯(lián)接采用C型平鍵聯(lián)接， B鍵的尺寸為b=16mm ,h=10mm , L=L-b=55-16=39mm ， h=10 mm =53.01MPa=110MPa2、 輸出軸與聯(lián)軸器2采用平鍵聯(lián)接； 軸徑d=32mm ，L=80mm ，T=255.84 Nm 查機械設計手冊，該聯(lián)接選用C型平鍵聯(lián)接， B鍵的尺寸為b=10mm , h=8mm , L=L-

29、b=80-10=70mm , h=8mm ,=57.11MPa 24000 h 軸承預期壽命足夠，合格。C=10837.22Nh 2 輸出軸軸承設計計算1、該軸承在工作條件下只受到徑向力作用, P=fF=789.14 N2、 軸承應有的徑向基本額定載荷值； C=，查2中相關表格易得，f=1,=3，則 C= =10383.15 N3、 選擇軸承； 選擇6209型，C=31.5 KN L= =670124.79 h 24000 h所選軸承壽命足夠，合格。 C=10383.15Nh十一、聯(lián)軸器的選擇設計內容計算及說明結 果1 聯(lián)軸器的選擇1、由于兩軸工作平穩(wěn)，沖擊較小，結構簡單，所以可選用凸緣聯(lián)軸器

30、；2、計算轉矩; 取K=1.3， T=KT=1.3*61.10=79.43 N.m, T=KT=1.3*255.84=332.59 N.m3、 選擇聯(lián)軸器； 根據T和n=720r/min,查找機械設計手冊，輸入軸選用型聯(lián)軸器，其額定轉矩T=100N.m,許用轉速n=5200r/min,可以滿足要求。 根據T和n=165.14r/min,查找機械設計手冊，輸出軸選用型聯(lián)軸器，其額定轉矩T=400N.m,許用轉速n=4100r/min,可以滿足要求。十二、潤滑與密封設計內容計算及說明結 果1 潤滑1、齒輪的潤滑:采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為零，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為39mm

31、。2、 滾動軸承的潤滑: 由于軸承軸向速度為零，所以已開設油溝飛濺潤滑。3、 潤滑油的選擇: 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。2 密封1、選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。13、 設計小結設計內容計算及說明結 果機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎和機械設計課程一個很重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 （1） 這次機械設計課程設計，綜合

32、運用了機械設計和其他機械基礎課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到了進一步鞏固、深化和擴展。 （2）以前我覺得機械基礎學得很好，但當著手做課程設計時才發(fā)現知識存在很多的漏洞。通過做這次課程設計，彌補了我的知識漏洞，從一定程度上鍛煉了自己對知識的運用能力。 （3） 了解到機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 （4）進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。 （5）通過運用Auto CAD畫圖，熟練了軟件操作，對將來工作中

33、的畫圖很有益處，不具備畫圖能力就難以勝任未來的挑戰(zhàn)。 （6）當剛接到老師的題目時，自己非常迷茫，不知道如何下手，后來就專門研究課本知識，對它有了一個整體的認識后，設計進度有了明顯提高。在以后的類似工作中，我會參照這次的經驗，先整體認識，再細節(jié)完善。 參考文獻 1、課本： 機械設計（第八版）/濮良貴，紀名剛主編 編號 ISBN 978-7-04-019256-8 西北工業(yè)大學 出版社 2006年5月第8版 2、指導書： 1）機械設計課程設計/王連明，宋寶玉主編 編號ISBN 978-7-5603-1124-1 哈爾濱工業(yè)大學出版社 2010年7月第7次印刷。 2）互換性與技術測量（第五版）/廖念釗等編著 編號ISBN 978-7-5026-2599-3 中國計量出版社 2010年第5版。 3）機械設計基礎（第五版）/楊可楨，程光蘊，李仲生主編 編號 ISBN 978-7-04-019209-4 高等教育出版社 2006年5月第5版。 3、手冊： 機械設計課程設計手冊/吳宗澤，羅圣國主編 編號ISBN7-04-019303-5 北京高等教育出版社 2006年11月第3次印刷.29