二级减速器展开式课程设计.docx

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1、冬航N营大孝精密机械程设计2011年3月13日目录一、设计任务书3,、传方的比车乂和匕tfttfftft(tfaB(a3三、装置的各级传动比安排4四、各轴的转速、功率、转矩4五、电动机的选择6六、齿轮的选材、设计计算及校核6七、各段轴的设计计算及校核13八、滚动轴承的选择计算及寿命校核22九、联轴器的选择及校核23十、键的选择与校核24十一、箱体的尺寸设计及计算27十二、尺寸公差设计28十三、减速器的技术特性、润滑方式、润滑剂及密封件的选择32十四、参考文献34.一、设计任务书（一）、设计课题：二级圆柱直齿轮减速器的设计（二）、技术指标：（1）减速胧输出功率：1.95.2.66、3.54kWo

2、（2）减速器的输入轴转速：940rmin或960rmin.（3）总传动比:i=10（4）运用寿命10年,每年工作250天,每天工作8小时.（5）双向传动（传动无空回），毂荷基本稳定,常温下工作。二、传动方案的比较和拟定（一）、拟定设计方案：1.绽开式特点：输入输出轴不在同一方向，结构简洁，非对称分布，轴向尺寸小，径向尺寸大。2.同轴式特点：输入输出轴在同一方向,轴向尺寸大,径向尺寸小,中间轴较长，刚度较差。（二）、选择设计方案：依据老师分组要求，选择绽开式方案。简图如下：2NT工伸帆I其特点为：它具有固定的传动比,结构索凌、机体封闭并仃较大的刚度、传动牢弁:绽开式由手齿轮相对于轴承为不对称布置

3、，因而沿齿向教荷分布不匀称，耍求轴有较大的刚度.三、装置的各级传动比的安排高速级的两齿轮分别为齿轮1和齿轮2,低速级的两齿轮分别是齿轮3和齿轮4高速级的传动比为心，低速级的传动比为i34.总传动比i=10,is=（1.3-1.5）i34此处选择计算如下：ii21.5iMn三1.S三3.87iw=2.58四、各轴的转速、功率和转矩（一）、各轴的转速n：因为n=960rminnx=ni3=96r.minn=m*im=256.32rmin（二）、各轴的功率P:设输入轴的功率为P”中间轴的功率为P2,输出轴的功率为P”已知工作机的功率为P=2.66kw;由P1.=P：Pz三P1.11;P3=P2nr.

4、；Pg=P3nr；式中n一一联轴器效率（0.99）力对轴承效率（0.97）If-高速级齿轮传动效率0.97）%低速级齿轮传动效率（0.97）P一一电机输出效率TP一一额定功率（应稍大于所需功率）则可计算出p=3.13kw,/3.IOkw,A=2.91kw,1.=2.74kw（三）、各轴的转矩T:转矩T及其分布为7；=9550000%Nmmi=1,2,3所以转矩7；-30800Nmm7;108000Nmm7；=2730OoNmm五、电动机的选择由参考资料差得，选择电动机型号为Y132MI-6,其额定输出功率4Kw,同步转速为1000rmin,质址73kg.六、齿轮的选材、设计计算及校核（一）、齿

5、轮材料的选择：全部齿轮均取材料40Cr,小齿轮经表面淬火40-56HRC:大齿轮经调制处理后硬度为300HBW。（二）齿轮的设计计算1、确定许用接触应力：由公式IOH1.=XKH1.S”,为平安系数，对于正火、调侦、表面淬火的齿轮取1.1,对于表面滓火、渗碳、M化的齿轮取1.2。材料热处理方法齿面硬度7mm2碳钢和合金钢退火、正火、调质35OHBW2HBW+69整体淬火3850HRCI8HRC+I5表面淬火40-56HRCI7HRC+20合金钢渗碳滓火5464HRC23HRC氮化55O-75OHRC1.5HV小齿轮选用40Cr材料，衣面淬火处理由表.查出tjHIimbi=17HRC+2O=17

6、48+20=836N/mm2大齿轮转速较慢，同样选用40Cr材料，退火、正火、调财处理N/由表查出H1.imb2=2HBW+69mm2=2300+69=669%加因为51.hmb2.所以取KH1.=I对于小齿轮，同样由上图得N“产7X107乂N,=960*60*8*250*10=1.152XIO9取KH1.=1则瓜终可用Ej=sKm-669/1.1X1608836/1.2X1=696.67%而2、确定许用弯曲应力1.1.111.=XKFCXKF1.材料热处理方法硬度F1.imb1.齿面齿心碳钢(40、45)合金钢(40Cr.4OCrNi)正火调制18O-35OHBSI.8HBS合金钢(4OCr

7、.4()CrNi、4()CrVA)整体淬火45-55HRC500合金钢(40Cr,40CrNi、35CrMo)表面淬火48-58HRC27-35HRCx)合金钢40Cr.40CrVA,38CrMoAIA)氮化550-750HV2540HRCI2HRC+300合金钢20Cr、20CrMnTi)渗碳淬火5762HRC30-45HRC750大齿轮采纳正火、调成处理:%mb=1.8X300=54。%M取平安系数，=2,轮齿双面受我时的影响系数，轮齿单面受载时（正、反向传动的齿轮）K12=d*(Pd=40mm,b=E+(35)=45nn中心距：a=1.2(d+d:)=1(W.5=150mm。模数：m=(

8、0.015-0.03)*a1-1.575-3.15.取m1.=2.5齿数：Z)=dm=18.z2=dMm=664、验算弯曲应力：齿形系数曲线2T,Kt1.Kv由式Of=Yfrndd由X=O可从上图中查得Z=18,11=4.1.3,Z2=66,Yt75,且Kv=1.I8（此处选择齿轮为8级精度，且算得其圆周速度v=rdm/60/1000-2.21ms,再Ih查表得出）因50.8=,1/Yf1.f2/r,=5O.4故应验算大齿轮的弯曲应力因为是软齿面，所以KP=1.O7代入公式易得：5=75.33Nmm2V89Nmm2所以弯曲强度足够。5、殴算接触应力:由式。H=ZHZEZfKpv+13d取ZH=

9、1.76,Ze=I（直齿轮,Ze=27I（钢制齿轮）由下图得kv=1.18（8级精度齿轮），又K（M.07u=i=3.74d=44mmCPd=O.8求得H=573.6Vmm2V608f7mm2,所以接触强度足够.512级精度齿轮动载荷系数（二）低速级齿轮传动设计：低速级齿轮传动的设计思路与级高速级的设计思路相同。1、确定许用接触应力：小齿轮采纳表面泮火处理，大齿轮采纳正火调质处理。112=256.32rminnmbi=836mm26“”二669%川因为M即取K1.儿=1则最终可得E1.1.=至-XKm=669/1.1X1=6082、确定许用弯曲应力1.1.111.=XKFCXKF1.Himbi

10、=600N/mm2fFi1.=6002*0.7*1.=210N/mm2F111b2=1.8*300-510V,/nmK2k51.O2*O,7*I=189V，/mm所以，最终取”1=189%111123、求齿轮的基本参数分度圜直径：由式4=JZKE、.总里WnE；/得d=64nmd2=d*i23=1.7011m齿宽：E=d*tPd=65mm,b=b2+(35)=70mm。中心距：a=1.2(d+d2)=1.1.7mm。模数：m=(0.015-0.03)*a-2.5齿数：Z=d3m=26z4=1=50.8故应验算大齿轮的弯曲应力因为是软齿面，所以KP=I.09代入公式易得：2=158N/mm21.

11、89%m2所以弯曲强度足够。5、验算接触应力:由式，=ZHZEZ7黑手=575.67/,608/mm/mm所以接触强度足够，（三）齿轮其他参数的确定:I、齿顶高：hu=h=m=2.5mm,h.Fh,1.=m=2.5n2、齿根高:h1.=hrj=1.25m=3.125mm,hs=h11=3.125ran3、全齿高：1.=2.25m=5.625mn.h22.25m=5.625M4、顶隙：C1=0.25m=0.62511w,c,=0.25m=0.625mm5、齿顶圆直径:da=d+2h=49mmd112=dj+2h112=17Omm2hfi=158.75mmdf=d4-2hf1=163.75mm1.

12、=d.+21.u=69mm6、齿根圆直径:dft=d-2hf=37.75mmdf=d-2h=57.75mm7、齿距：p1.=11m=2.511,p,=11m=2.511七、各段轴的设计计算及校核（一）高速轴（输入轴）设计依据P=3.IOkwn1=960rminT1=3O8N*11d=c77查表的得C=I1.O计算得轴的酸小直径d=16.26三1、轴的长度设计AB段1为轴径最小段，且要与联轴器相联，包表选用H1.J弹性柱销联轴器（轴的转速大,可隔离振动和冲击得4=20三,1.1=52un.选择A型平键bh1.=6640un.BC段；需有一个定位联轴器的轴崩，且定位轴肩=(0.070.1)4并且此

13、处套有轴承端盖，需有密封司圈，查表选择密封毡固/=24,D=39,8=6得dt=25mm,1.2=58nn。CD段：安装轴承，此处轴段的直径在BC段上加上个非定位轴肩的高度=(1-2)d1,且与轴承相协作，选择轴承6206,其d=3011,D=62mm,B=16m11u得dj=30mm,1.j=16mmDE段：为一段光轴，且需定位轴承，故在上段轴径的基础上加上一个定位轴肩的高度，得=35mm,1.4=8ImmeEF段：此段为一段齿轮轴，其直径按齿轮的齿根圆直径克，得d,=37.75ran,1.5=15mm.FG段：安装轴承，同CD段轴径相同，且需有一套筒，得4,=3On1.m,1.6=26mm

14、。依据轴上标准零件的相关参数得详细轴的径向和横向尺寸如图：2、轴的复合强度计算1齿轮由公式F2T1/d,FT=F,.tan20M.1=F.,1.1.Mn=F,11.1=30800N11,=44nm,1.=1.1.1.5nm(F“为齿轮上的所受的周向力，F“为齿轮上的所受的径向力，M.,为轮1上水平面所受的弯矩，M1.为齿轮1上垂直面所受的弯矩)得F11=HOONF,产509.56NM.=156100NmmM.=56815.94Nmm(1)计算轴承A、B上的支反力由图得径向力:F-fa1.-Fi11.,=O得Frt1.=(Fi11.,)1.=373.79NFe=F11-Fe=135.77N圆周力

15、:F1JF1.b=FuFs1.-Ft1.1.1.=O得FU1.=(F,1.1.,1.)1.=1026.97NE,=F.-F.s=373.03N(2)画弯矩图图3计算MI=(M1.2+M.2=166118.214N*11ma=.p/.p=45/170=0.265(.1.f,查精密机械设计基础Pam表10-3得)M.=M2+(aT)=166318.61N*mm&=亚江西=33.31叫37.75mm此处平安，所以该输入轴的设计合格。(二)中间轴设计依据PZ=2.9kwni=256.32rminT2=108(XK)N*11md=cyjPn查表的得c=1.15计算得轴的最小直径ds=25.8mm1、轴的

16、长度设计AB段：选用轴承6206,其参数值为d=30mm,D=62mm,B=16三.得4=30三,1.1=30nm（此处至有轴套）Bca：安装高速级大齿轮，口有个非定位轴肩，得di=3411m,1.z=3811n,CD段：有段定位轴环得dI4Onuib1.1-411pDE段：安装低速级小齿轮，使其轴径与BC段相同，得d1.-z341111,q=GBmnioEF段：选择轴承6206相联接.得4二3OnHiI,1.、zz28n11o依据轴上标准零件的相关参数得详细轴的径向和横向尺寸如图:2、轴的复合强度计算由作用力反作用力得：Frt=FrtFr1.=FrtF11=F12%=R.得:F,2=509.

17、56NFtz=1400NF,j=1168.97NF.-3211.76N求轴承C、D的支反力XFrd=Frt1.1-F,s(1.1+1.j)/=273000N*11md=c77查表的得C=Uo计算得轴的母小直径d=33,62三1、轴的长度设计AB为轴径最小段，且要与联轴器相联，查表选用Y1.9Y刚性凸集联轴器(传递的转矩大)。得&=35DUn,1.1=82mm,选择A型平键bXhX1.=10X8X7011mBC段：需有一个定位联轴器的轴肩，且定位轴肩=(0070.D&并且此处套有轴承端盖，需有密封毡圈，查表选择密封毡网d-39,D-53,8=7得d,=4011,/,60mm。CD段：安装轴承，此

18、处轴段的直径在BC段上加上个非定位轴肩的高度h=(1-2)dz,且与轴承相协作,选择轴承6209,其d=4511w相=85mm,B=19mm.得d,=45mm,4=19mm。DE段：为一段光轴，且需定位轴承，故在上段轴径的基础上加上一个定位轴肩的高度,得W=52mm,1.4=55mmEF段：此为一段定位轴环，得ds-60mm.1.t-6mm。FG段：安装齿轮，其长度由齿轮的宽度确定，得de,二49mm,1.1.=63mmGH段：安装轴承，同CD段轴径相同，且需有一套筒，得d-45mm,1.1=3Iran。依据轴上标准零件的相关参数得详细轴的径向和横向尺寸如图：2、轴的复合强度计算由公式Fj2T

19、d,Frt=Fu.tan20Mt=F11-1.1M14=Fh1.(FM为齿轮1上所受的周向力，F“为齿轮1上所受的径向力,也为齿轮1上水平面所受的弯矩，V1.为齿轮1上垂直面所受的弯矩)fF,1.h-20000h,所以所选择的轴承合格。V1.1*982.3672 .中间轴上的轴承的选择和校核：中间轴的轴承选择深沟球轴承6206,其基本尺寸和安装尺寸为d=3011m,D=62E,B=16三,基本额定载荷为C,=1.9.5kN,C=H.5kN轴承的基本载荷寿命1.h=o*25O*8=2OOOOh（一天24小时，每天工作八小时，一年工作250天，工作十年）依据公式1.h）thn一一转速C一一Cr为基

20、本额定载荷Ft-温度系数，直表取IFp一一载荷系数，杳表取IJP一一额定动载荷寿命指数,球轴承取31.H42253.67hbh-20000h,所以所选择的轴承合格。3 .输出轴上的轴承的选择和校核：输出轴上的轴承均选择深沟球轴承6209,其基本尺寸和安装尺寸为d=45mm,D=85mm,B-19tm,rsmm=1.1.mm,dainm=52ran,DanwX=78mm,rasmax=Imm1基本额定栽荷为Cr=31.5kN,C0r=20.5kN.轴承的基本敕荷寿命1.*=10*250*8=2000Oh依据公式1.h嘤聋，h1.ts=-J-（黑篙）-01653024.2h1.h-20000h,所

21、以所选择的轴承合格。XJVoZNU1.1.1九、联轴器的选择及校核载荷系数K原动机工作机特性转矩改变小转矩改变中等冲击载荷中等转矩改变小冲击数荷小电动机、汽轮机1.31.51.77.92.33.1多缸内燃机1.51.7I.9-2.12.53.3单、双杠内燃机1.82.42.22.82.84.01 .输入轴上的联轴器的选择和校核：由于输入轴的转速快，速度改变快，同轴度不易保证，所以选择挠性联轴器型。查上表可得k=1.8;i-k*=1.8*30800-55440Nmm160000Nran因此选择挠性联轴器中的刚性凸缘联轴器H1.1.Y型，其公称扭矩Tn=I60Nm.其轴孔直径为2011m,轴孔长度

22、为52mm。2 .输出轴上的联轴器的选择和校核：由输出轴上的转矩改变转矩改变小、冲击鼓荷小，选择刚性联轴罂。查上表可得k=1.4:i=k*2=1.4*273000=382200N三100000Nnun因此选择刚性联轴器中的凸绿联轴器Y1.9Y型,其公称扭矩Tn=400Nm.其轴孔直径为35mm.轴孔长度为82mm.十、键的选择及校核键段接的许用应力种类联接方式轮教材料载荷性质载荷稍微冲击平稔冲击P)静联接钢125-150I(X)-I2050-90铸铁740-8050-603O4O(P1.动联接钢504030K1.静联接钢12()9060由于该二级减速系统传动平稳，轮致与轴没有相对的向移动，即为

23、静联接，故选取N/N/(%)=140mm2,(三12Omm2.键的抗压强度条件rtF2T_P-kdk1.SPP)键的抗剪强度条件V喘式中F-挤压或剪切力；T-传递的转矩：d-轴径；b-键宽：1.键的工作长度：k-键与轮毅槽的接触高度，近视可取k=h2,h为键的商度:%卜许用压应力;U1.-许用切应力.1.输入轴上的键的选择和校核：联轴寿健的选算与校核:联轴器描选择一般平键，其公称尺寸为b=6mm.h=6mm.键的长度系列为40mm,键槽深为k=3.5min.P28P1.C-bd1.-2.83C.所以联轴器键的选择合格，2.输出轴上的键的选择和校核：(1)联轴器健的选择与校核：联轴潜键选择般平键

24、，其公称尺寸为b=IOmmh=8mm.键的长度系列为70mm,健槽深为k=5mm02TiP=jdd445P1.4等22.284所以联轴器键的选杼合格。(2)齿轮健的选獐与校核，齿轮健选择一般平健，其公称尺寸为b=14mm.h=9mm,键的长度系列为56mm,键槽深为k=5.5mmp=3680NC=S=I4.47U.所以齿轮键的选择合格。3.中间轴上的健的选择和校核：(1)大齿轮2的健的选择与校核，齿轮2的键选择一般平键，其公称尺寸为b=IOmm.h=8mm.键的长度系列为32mm,键槽深为k=5mm.P39.7G%2T,2108485.51C-btd3O8x36-9851.d.=30X8X而=

25、-55C.所以齿轮2的键的选择合格。机箱尺寸设计(mm)机座壁厚=0.025a+3)=8=8机盖壁厚1=0.02a+3)=8)=8机座凸缘厚度b=1.5b=12机盖凸绿厚度b=1.51b1=12机座底凸缘厚度b2=2.5b2=20地脚螺钉直径d=0.036a+12=16.32dt=20地脚螺钉数目a250n=4n=4轴承旁连接螺栓直径d=0.75dfd=16机盖与机座联接螺栓直径dz=0.5-0.6)drdz=12联接螺栓d2的间距1.按结构确定1=80轴承端盖螺钉直径d3=(0.40.5)df=22轴承旁凸台半径R=22凸台高度h=61.外机壁至轴承座端面的距离11=ci+c2+(8-12)

26、=325411=53大齿轮顶冽到内机壁距离1)1.2Ai=IO幅轮端面与内机壁距离2A2=8机盖机座肋厚机或In1.=O.8561：机座m=0.85mi=6.8；m-6.8轴承端盖外径Ih=1.25D(轴承外径)+10=116.25D2=1.15-130/70-80轴承端盖凸缘厚度t=(1.-1.2)d3=7.2T=7.2.9.6底座总宽260底座总长395两内壁之宽136轴承座最外端之间距272.4机体总高223十二、尺寸公差设计（一）轴承的公差与协作1型号、基本尺寸及其公差代号：依据轴须要选取：孔：IT7轴：IT61）选轴承6206外径De62e孔：T=30m轴T=19Pm；6209外径D

27、,=85mm孔：T=35Um轴T=22um；2）依据须要选择协作：对于轴承外径实行基轴制H7对于轴承内径实行基孔制m6（二）齿轮的公差参数一、齿轮公差值：高速级与低速级齿轮均取第8精度等级二、齿轮的表面粗糙度：依据需求选取，对于第8精度等级的的轮齿工作面采纳静滚或精插齿法加工得到表面粗糙度为3.27.6。对于作为基准面的齿顶圆柱面选择粗糙度16,基准面选择6.3。齿轮基准孔选择1.6,基准端面选择1.6,齿轮上的键槽工作面选择3.2,非工作面选择6.3,而其他加工表面选择12.5。（三）轴的公差及协作一、轴的公差值依据需求选择，选择轴为6级精度等级，查表得对于输入抽须要公差协作的轴段的标准偏差

28、为T,=O.OI3umm6中间轴的标准偏差为：轴承处为m6，齿轮处为M7,=().013unu输出轴的标准偏差为：齿轮处由，轴承处m6,联轴耦处r6,7；=0.016Um二、轴的表面粗糙度加工表面：与传动件及联轴器轮较相协作表面取1.6与深沟球轴承协作的表面取0.8与平键键槽的工作面取3.2非加工表面：与传动件及联轴器轮较相协作轴肩端面取3.2与深沟球轴承协作的轴肩取3.2与平链键槽的非工作面取6.3十三、减速器的技术特性、润滑方式、润滑剂及密封件的选择1.箱体结构的设计I减速潘机体是用以支持和固定轴系零件，是保证传动零件的啮合精度、良好润滑及密封的重:要零件，其选量约占减速器总全量的50%。

29、因此，机体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大影响,设计时必需全面考虑。减速器的箱体采纳铸造(HT200)制造，并采纳剂分式结构”(1) .机体有足够的刚度机体为加肋.外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度。(2) .考虑到机体内零件的润滑，密封散热对于箱体内齿轮的润滑采纳浸油润滑，同时为了避开油搅得沉渣溅起，大齿轮齿顶没入油面的深度为45ran.为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创。(3) .机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm,机体外型简洁，拔模便利。(4) .对附件设计.强视孔和寂视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，

30、以便检杳齿面接触周点和齿例间隙，了解啮合状况，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，润滑油也由此注入机体内。窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便丁机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6螺钉紧固。盖板用于防止污物进入机体内和涧滑油飞溅出来。放油螺塞放油孔位于油池最底处，井支配在减速器上部与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油员。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 通气器由战速泯运转时，由下摩擦发热，使机体内温度

31、上升，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。为便于排气，在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气器，以便达到机体内外压力平衡，提高机体有缝隙处的密封性能。 启盖螺钉启羔螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 定位销为保证剂分式机体的轴承座孔的加工及装配串声度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆推定位销，以提高定位精度。 吊钩在机盖上干脆铸出出钩和吊环，用以起吊或撒运较亚的物体。2、润滑方式、润滑剂的选捧：(1).齿轮的泄滑对于闭式齿轮传动的润滑，又两个大齿轮的形态大小相像，故对齿轮的润滑采纳油浴润滑,长滋润滑。其特点是：将轴上回转零件部分浸到油池中，拳回转零件将油池中的油溅散或带到润滑的部位进行涧滑。

32、浸在油池中回转零件的速度应小于12.5ms(轴最大转速为2.21ms)o避开产生大量泡沫，而使油快速辄化变质。(2),滚动轴承的润滑对于圆周速度小于45ms的轻载、中载轴承,宜采纳滴油涧滑.其特点为:利用油的自重通过油杯的针、孔向润滑部位滴油，滴油地随供油孔的大小、油的粘度而不同。此处在下箱体与上箱盖相联接处开有油槽，以便从齿轮运转甩到箱盖的油能流进轴承里。(3) .涧滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到润滑油用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，故选用1.-ANI5润滑油。(4) .密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采纳密封圈实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径确定.滚

33、动轴承的密封采纳羊:毛毡圈密封，这种密封装置结构简洁，但因摩擦和省图磨损较大，故高速时不能应用。主要用于密封润滑脂.轴表面在毡圈接触处的圆周速度一般不超过45ms当轴表面抛光和毡圈质量较好时，可达78ms,工作温度股不得超过90C。十四、参考文献1 .裘祖荣,心精密机械设计基础3,北京：机械工业出版社，2(X)72 .龚淮义，潘沛霖等，机械设计课程设计图册M,北京：高等教化出版社，20023 .龚港义,罗圣国等,机械设计课程设计指导书M,北京：高等教化出版社，20024 .周开勤.机械零件设计手册h北京：高等教化出版社，20025 .大连理工高校工程教研室编，机械制图Mh北京：高等教化出版社，19986 .王宏，刘扬主编，6机械设计课程设计凯北京交通高校出版社，20107 .潘陆模主编，G现代工程图学，合肥，中国科学技术高校，2008