展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器課程設(shè)計

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1、 資 料 袋 機械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 2011 ~ 2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機械設(shè)計 指導(dǎo)教師 職稱 教授 學(xué)生姓名 專業(yè)班級 學(xué)號 題 目 熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器 成 績 起止日期 2011 年 11 月 21 日～ 2012 年 1月 3日 目 錄 清 單 序號

2、材 料 名 稱 資料數(shù)量 備 注 1 課程設(shè)計任務(wù)書 1 2 課程設(shè)計說明書 1 3 課程設(shè)計圖紙 3 3 張 4 5 6 課程設(shè)計任務(wù)書 2011—2012學(xué)年第一學(xué)期 機械工程 學(xué)院（系、部） 機械工程及自動化 專業(yè) 091 班級 課程名稱： 機械設(shè)計 設(shè)計題目： 展開式雙級斜齒圓柱齒輪減速器

3、 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2012 年 1 月4 日共 2 周 內(nèi) 容 及 任 務(wù) 一、 設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)： 卷筒直徑D/mm：380 運輸帶速度v/（m/s）：0.80 運輸帶所需扭矩T（N.m）：460 工作條件：雙班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差5%。 二、設(shè)計任務(wù)：傳動系統(tǒng)的總體設(shè)計； 傳動零件的設(shè)計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計； 設(shè)計計算說明書的編寫。 三、每個學(xué)生應(yīng)在教師

4、指導(dǎo)下，獨立完成以下任務(wù)： （1） 減速機裝配圖1張； （2） 零件工作圖2~3張； （3） 設(shè)計說明書1份（6000~8000字）。 進(jìn) 度 安 排 起止日期 工作內(nèi)容 2011.12.21-2011.12.22 傳動系統(tǒng)總體設(shè)計 2011.12.23-2011.12.25 傳動零件的設(shè)計計算 2011.12.25-2011.12.31 減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計、整理說明書 2012.01.04 交圖紙并答辯 機 械 設(shè) 計 設(shè)計說明書 熱處理車間傳送設(shè)備的展開式雙極斜齒圓柱齒輪減速器傳動系統(tǒng)設(shè)計

5、 起止日期：2011 年 12 月 21 日 至2012 年 1 月4 日 學(xué)生姓名 班級 機工091 學(xué)號 09405700804 成績 指導(dǎo)教師(簽字) 47 目錄 第一章 傳動方案的選擇及擬定................................2 第二章 電動機的選擇及計算. ................................4 第三章.運動和動力參數(shù)計算..................................6 第四章 V帶傳動的設(shè)計計算............

6、...................... 8 第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算............... .............11 第六章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計...................................21 第七章 鍵連接的選擇及校核...................................38 第八章 滾動軸承的選型及壽命計算............... ...........39 第九章 聯(lián)軸器的選擇及校核...................................41 第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算......

7、...... ..........42 第十一章 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇...........44 第十二章 設(shè)計總結(jié)................................... ..........46 參考文獻(xiàn) 第一章 傳動方案的選擇及擬定 1.1 課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容 （1）合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。 （2）帶傳動具有傳動平穩(wěn)，吸震等特點，切能起過載保護(hù)作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時

8、，傳動結(jié)構(gòu)尺寸較大。為了減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級。 （3）齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。由于斜齒圓柱齒輪傳動的承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好，故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采用斜齒輪圓柱齒輪傳動。 （4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。 設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。 1.2 課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù) 已知條件：①運輸帶的扭矩：T=360Nm； ②運輸帶的工作速度：v=0.84m/s； ③卷筒直徑：D=360mm； ④使用壽命：10年，每年工作日300天

9、，雙班制，每班8小時。 1.3 課程設(shè)計的工作條件 設(shè)計要求：①誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%； ②工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動； ③制造情況：小批量生產(chǎn)。 1.4 確定傳動方案 根據(jù)題目要求選擇傳動裝置由電動機、減速器、工作機組成，電動機和減速器之間用帶傳動連接。減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 第二章 電動機的選擇及計算. 2.1傳動裝置的總效率： 其中，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-4中查得 —傳動裝置總效率 —V帶效率， η2

10、—閉式齒輪（8級精度）傳動效率，取0.97（兩組） η3—滾動軸承的效率，取0.98（5組） —聯(lián)軸器效率， η4 = 0.99 η5—運輸機平型帶傳動效率，取0.9 2.2 電動機各參數(shù)的計算 知運輸帶速度，卷筒直徑。可求得工作機轉(zhuǎn)速為： 由已知條件運輸帶所需扭矩，工作機的輸入功率為Pw: =460 40.22/9500=1.94kw 電動機所需功率為： 2.3電動機類型和型號結(jié)構(gòu)形式的選擇 三相交流電動機：適合較大、中小功率場合 Y系列三相交流異步電動機由于具有結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、維護(hù)方便等優(yōu)點，故其應(yīng)用最廣,適合于一般通用機械，如運輸機

11、、車床等。 2、確定電動機的轉(zhuǎn)速 同步轉(zhuǎn)速越高，結(jié)構(gòu)越簡單，價格越低，反之相反。 本設(shè)計中選用同步轉(zhuǎn)速為1000或1500r/min的電動機。 3、確定電動機的功率和型號 電動機功率的選擇要考慮工作要求和經(jīng)濟(jì)性。 選擇電動機功率時，要求 傳動系統(tǒng)的總傳動比： 方案號 電動機型號 額定功率（kW） 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 總傳動比 外伸軸徑D（mm） 軸外伸長度E（mm） 中心高 Ⅰ Y100L2-4 3 1500 1420 35.31 28 60 100 Ⅱ Y132S-6 3 1000 960

12、23.87 38 80 132 表一 由上表可知，方案1的轉(zhuǎn)速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級齒輪傳動實現(xiàn)，所以選用方案1. 三章.運動和動力參數(shù)計算 3.1傳動比的分配 由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉(zhuǎn)速可確定總傳動比： 帶傳動的傳動比：，則減速器總傳動比為： 雙極斜齒圓柱齒輪減速器的高級速的傳動比： 低速級傳動比： 3.2各軸轉(zhuǎn)速計算 將各軸由高速向低速分別定為軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸 電動機軸: 軸：

13、 Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒軸： 3.3各軸輸出功率 電動機： 軸： Ⅱ軸： Ⅲ軸： 滾筒軸： 3.4各軸輸入扭矩計算 軸： Ⅱ軸：TⅡ Ⅲ軸：TⅢ 滾筒軸：TⅣ 將上述結(jié)果列入表中如下 表2運動和動力參數(shù) 軸號 功率P/KW 轉(zhuǎn)矩T/（Nm） 轉(zhuǎn)速n/（r/min） 2.56 51.65 473.33 2.43 191.69 121.06 2.31 548.50 40.22 2.24 531.87 40.22

14、 四章 V帶傳動的設(shè)計計算 4.1確定計算功率 由文獻(xiàn)【1】表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.3,故 ： 4.2選擇V帶的帶型 根據(jù)、由文獻(xiàn)【1】圖8-11查圖選擇A型。 4.3確定帶輪的基準(zhǔn)直，。 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90。側(cè)大帶輪的基準(zhǔn)直徑為： =i1=270mm 查表圓整為=280mm。 4.4驗算帶速是否在5~25m/s范圍內(nèi)。 驗算帶速 因為，故帶速合適 4..5確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度 1）初定中心距。 2）計算帶所需的基準(zhǔn)長度 1599mm 查表選帶的基準(zhǔn)長度。 3）計算實際中心距。 中心距的變化范圍

15、為476~548mm。 4.6驗算小帶輪上的包角 由于小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)小于大帶輪上的摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使： 4.7計算帶的根數(shù) 1）計算單根V帶的額定功率。 由和，查表得 根據(jù)，和A型帶，查表得， 查表的，，于是 2）計算V帶的根數(shù)。 取4根。 4.8計算單根V帶的出拉力的最小值 由查表得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 應(yīng)使帶的實際初拉力 4.9計算壓軸力 為了設(shè)計帶輪軸的軸承需要計算帶傳動作用的軸上壓軸力： 為了保證帶傳動過程中的安全性和平穩(wěn)性

16、，應(yīng)使軸上的最小壓軸力滿足： N 五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 5.1高速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 5.1.1 選等級精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2）7級精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。 5.1.2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進(jìn)行計算： 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）選取齒寬系數(shù) （

17、2）材料的彈性影響系數(shù) （3）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。 （4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （6）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， （7）試選 （8）選取區(qū)域系數(shù)。 （9）查表得，。，。 （10）許用接觸應(yīng)力 ， 2）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h （5)計算縱向重合度 （6)計算載荷系數(shù) 根

18、據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù) 查得使用系數(shù) 查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=11.45，查得, 查得 故載荷系數(shù) （7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.1. 3、按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 （1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得

19、 6)查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算： = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取

20、由彎曲強度算得的模數(shù)=4，并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，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有： 取 設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5.1.4幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為 132mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、、等不必修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取 ， （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故選用腹板

21、式結(jié)構(gòu)的齒輪。對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 5.2 低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 5.2.1 選等級精度、材料及齒數(shù) 1）材料及熱處理。查表選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 2）7級精度， 3）選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。 4）選擇螺旋角。初選螺旋角。 5.2 .2 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計公式進(jìn)行計算： 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 （1）選取齒寬系數(shù) （2）材料的彈性影響系數(shù) （3）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度

22、極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。 （4）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) （5）取接觸疲勞壽命系數(shù)，。 （6）計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1， （7）試選 （8）選取區(qū)域系數(shù)。 （9）查表得，。，。 （10）許用接觸應(yīng)力 ， 2）計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑為： (2)計算圓周速度v (3)計算尺寬b，齒高h(yuǎn)和及模數(shù) 模數(shù)為： 齒高為： （4)計算尺寬與齒高比b/h （5)計算縱向重合度 （6)計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，查得動載系數(shù) 查得使用系數(shù) 查得7級精度，小齒輪相對

23、支承非對稱布置式 由b/h=11.45，查得, 查得 故載荷系數(shù) （7)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑為： （8)計算模數(shù)m 5.2.3按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的設(shè)計公式為 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1)計算載荷系數(shù) 2)根據(jù)縱向重合度 ，查得螺旋角影響系數(shù) 3)計算當(dāng)量齒數(shù) 4)查取齒形系數(shù) 查得 5)查取應(yīng)力較正系數(shù) 查得 6)查彎曲疲勞輕度 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎

24、曲疲勞強度極限 7)查圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 9)計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大。 (2)設(shè)計計算： = 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)=5，并但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度

25、算得分度圓直徑，來計算應(yīng)有的齒數(shù) ，于是有： 取 設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 5.2.4幾何尺寸計算 （1）計算中心距 將中心距圓整為 361mm。 （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 因 值改變不多，故、、等不必修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取 ， （5）結(jié)構(gòu)設(shè)計 對于大齒輪，由于齒輪齒頂圓的直徑大于400mm而小1000m，故大齒輪選擇輪輻結(jié)構(gòu)的齒輪；對于小齒輪，由于齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500

26、mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。 六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.1低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.1.1 計算作用在齒輪上的力 由前面可知，，。。因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 6.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器

27、公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為45故取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為。 6.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，選文獻(xiàn)【2】圖15-8裝配方案 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度一般取，故取II-III段的直徑為52mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸

28、器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=82mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30311,其尺寸為，故，而。 左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊上查得30311型軸承的定位軸肩高度h=6mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段VI-VII的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為185mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取

29、h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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)軸器左端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=31.5mm,高速級大齒輪的寬度為55mm，低速級大齒輪的寬度為185mm.則 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ VII-VIII 直徑 45

30、 52 55 60 72 67 55 長度 82 50 31.5 87 12 181 59.5 （3） 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為140mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 （4） 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見圖。 6.1.4 求軸上的載荷

31、 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊上查取a值，對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 mm。。 由此可知從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn) 將計算出的截面c處的的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。

32、 6.1.5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[]=60MPa。因此,故安全。 6.1.6 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,2,3，B均無

33、需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 （2） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

34、軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)

35、 于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 >>S=1.5 故可知其安全。 （3） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是

36、，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強度也是足夠的。 6.1.7 軸的工作圖如下圖所示 6.2高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 6.2.1 求輸出軸的功率P1轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩T1 由前面可知P1=2.56kw，，。 6.2.2求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 而 6.2.3初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1

37、5-3，取,于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩250000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑為18故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為。 6.2.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，定位軸肩的高度

38、一般取，故取2-3段的直徑為22mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑為25mm。半聯(lián)軸器與軸配合的觳孔長度為，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取=42mm. 2）初步選擇滾動軸承 因為軸承同時有徑向力和軸向力的作用，故選圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30305,其尺寸為，故，而。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由手冊上查得30305型軸承的定位軸肩高度h=4mm，因此，取。 3）取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采

39、用套筒定位。已知齒輪輪觳的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪觳寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取h=6mm，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，故取。 4）軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)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)軸器右端面的距離l=30mm，故取。 5）取齒輪距箱體壁之距離a=16mm，齒輪2的輪轂與齒輪3的輪轂之間的距離為20mm.考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距離箱體內(nèi)壁有一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=18.25mm，圓錐齒輪輪轂長L=60.

40、則低速級小齒輪齒寬為190. 。 據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ VII-VIII 直徑 18 22 25 34 42 30 25 長度 42 50 18.25 222 12 56 46.25 （2）軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性，故選擇齒輪輪觳與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與

41、軸的周向定位是由過渡配合來保證的。此處選擇軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為，各處的軸肩圓角半徑見圖。 6.2.5 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊上查取a值，對于30311型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 mm。。 由此可知 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn) 將

42、計算出的截面c處的的值列于下表。 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。 6.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度，根據(jù)式（15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得[]=60MPa。因此,故安全。 6.2.7 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,2,3，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，

43、所以截面A,2,3，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面4和5出過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面C雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里的軸直徑最大，故截面C也不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合小，因此軸只需校核截面7左右兩端即可。 （4） 截面7左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面7左側(cè)的彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力

44、 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2查取。因，經(jīng)插值可查得 又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由附圖3-2的尺寸系數(shù)，由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)

45、 于是，計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 >>S=1.5 故可知其安全。 （5） 截面7右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法查得，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 于是，

46、計算安全系數(shù)值，按式（15-6）-（15-8）則得 故該軸在截面7的右側(cè)的強度也是足夠的。 6.3 中間軸的設(shè)計 中間軸 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的圓錐滾子軸承30307,其尺寸為，故. 由高速級確定,,. 由低速級確定 由兩齒輪的寬度則, 再取， ,, 側(cè) 第七章 鍵連接的選擇及校核 7.1鍵的類型的選擇 選擇45號鋼,其需用擠壓應(yīng)力為=120MPa 高速軸 軸端長為42mm,軸直徑18mm,

47、 查表6—1所以選鍵為普通平鍵（A型） 鍵b=6,h=6，L=32mm，中間固定齒輪的軸的長度為56，直徑為30，所以選擇普通平鍵b=10，h=8，L=50。 中間軸 軸聯(lián)接齒輪1的長度為186mm,軸直徑40mm ,所以選擇平頭普通平鍵（A型） 鍵b=12mm，h=8mm，L=140mm。軸聯(lián)接齒輪2的長度為51，直徑40，所以選擇普通平鍵b=12，h=8，L=40。 低速軸 左端連接彈性聯(lián)軸器，軸端長度為82，直徑為45，,所以鍵為單圓頭普通 平鍵，b=14,h=9,L=70m，中間聯(lián)接齒輪的軸的長度為181，直徑為67。 b2=20，h=12

48、,L=140。 7.2 鍵的強度校核 高速軸 ==4459.78MPa<=120MPa = MPa<=120MPa 則強度合格。 中間軸 =MPa<=120MPa = <=120MPa 則強度合格 低速軸 =MPa<=120MPa = MPa<=120MPa 則強度合格。 第八章 滾動軸承的選型及壽命計算 考慮到軸受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承軸承 低速軸30311一對，高速軸30305一對，中間軸30307一對（GB/

49、T297-1994） 8.1高速軸壽命計算 1.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=294.01N，F(xiàn)NH2=1632.51N 在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=110.74N, FNV2=614.85N 所以軸承的受的的總載荷 ==1744.45N，=314.17N。 派生力，查設(shè)計手冊得Y=2 ， 1)軸向力 由于， 所以軸向力為， 2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計手冊e=0.30 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為 3)軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得Cr=46800N 所以軸承30305安全

50、。 8.2低速軸壽命計算 1.計算軸承反力及當(dāng)量動載荷： 在水平面內(nèi)軸承所受的載荷 FNH1=2351.30N，F(xiàn)NH2=3730.98N 在垂直面內(nèi)軸承所受的載荷 FNV1=882.0N, FNV2=1399.53N 所以軸承的受的的總載荷 ==3984.83N，=2511.28N。 派生力，查設(shè)計手冊得Y=1.7 ， 1)軸向力 由于， 所以軸向力為， 2)當(dāng)量載荷，查設(shè)計手冊e=0.35 由于，， 所以，，，。 由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為 3)軸承壽命的校核，查設(shè)計手冊得Cr=152000N 所以軸承30311安全。

51、 第九章.聯(lián)軸器的選擇及校核 9.1低速軸聯(lián)軸器的設(shè)計計算 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故取，則 按計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或手冊，選用L型彈性柱銷聯(lián)軸器，其主要參數(shù)如下： 材料HT200 公稱轉(zhuǎn)矩 軸孔直徑， 軸孔長， 第十章.箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 箱體設(shè)計 名稱 符號 參數(shù) 設(shè)計原則 箱體壁厚 40 0.025a+3>8 箱蓋壁厚 38

52、 0.025a+3>8 凸緣厚度 箱座 18 1.5 箱蓋 12 1.5 底座 25 2.5 箱座肋厚 m 10 0.85 地腳螺釘 型號 M16 0.036a+12 數(shù)目 4 軸承旁連接螺栓直徑 M12 0.75df 箱座、箱蓋連接螺栓直徑 M12 (0.5-0.6)df 連接螺栓的間隙 1 160 150-200 軸承蓋螺釘直徑 8 (0.4-0.5)df 觀察孔蓋螺釘 6 (0.3-0.4)df 定位銷直徑

53、d 9.6 (0.7-0.8)d2 d1,d2至外箱壁間距 22 C1>=C1min d2至凸緣邊緣距離 16 C2>=C2min df至外箱壁的距離 26 df至凸緣邊緣距離 24 箱體外壁至軸承蓋做端面距離 11 53 C1+C2+(5-10) 軸承端蓋的外徑 D2 101 101 106 軸承旁連接螺栓距離 S 115 140 139 附件： 為了保證減速器的正常工作，出了對齒輪，軸，軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與

54、想座的精確定位、掉裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計。 1.窺視孔視孔蓋 規(guī)格為130100，為了檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔，平時檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱體上。材料為Q235 2.通氣孔 通氣螺塞為M101,減速器工作時，箱體內(nèi)的溫度升高，氣體膨脹，壓力增加，為了箱體內(nèi)的膨脹空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)的壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S申密封件等其他地方滲漏，通常在箱體的頂部裝設(shè)通氣孔。材料為Q235. 3.軸承蓋 凸緣式軸承蓋，六角螺栓M8,固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用

55、軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。我們采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上。外伸軸出的軸蓋是通孔， 其中裝有密封裝置。材料為HT200 4，定位銷 M938,為了保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應(yīng)在精加工時軸承前，在箱蓋與想座的鏈接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓柱銷，安置箱體縱向兩側(cè)鏈接凸緣上，對稱箱體應(yīng)呈對稱布置，以免裝錯。材料為45號鋼。 5.油面指示器 游標(biāo)尺，檢查減速器內(nèi)的油池油面高度，經(jīng)常保持齒內(nèi)有適量的油，一般在箱體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位，裝設(shè)油面指示器，采用2型。 6.油塞 M

56、201.5,換油時，排放污油和清洗劑，應(yīng)在箱座底部，油池的最低位置處開設(shè)放油孔，平時用活塞吧放油孔堵住，油塞和箱體接合面應(yīng)加防漏用的墊圈。材料為Q235 7.起蓋螺釘 M1242,為加強密封效果，通常在裝配是與箱體剖分面上涂上水玻璃或密封膠。因而在拆裝式往往因膠結(jié)精密而無法開蓋。為此常在箱蓋連接凸緣的適當(dāng)位置，加工出一個螺孔，旋入起箱用的圓柱端或平端得啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。 8.起吊裝置 吊耳，為了便于搬運，在箱體上設(shè)置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑為18mm。 十一章．潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇 11.1齒輪的滑方式及潤滑劑

57、的選擇 11.1.1齒輪潤滑方式的選擇 高速軸小圓錐齒輪的圓周速度： 中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度： 低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當(dāng)時，應(yīng)采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。 11.1.2齒輪潤滑劑的選擇 根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表17-1中查得，齒輪潤滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：，運動粘度為：61.274.8（單位為：mm2/s）。 11.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇 11.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇 高

58、速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承： 故三對軸承均應(yīng)采用脂潤滑。 11.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇 根據(jù)文獻(xiàn)【2】表17-2中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。 傳動件的潤滑： 對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設(shè)計部分可知傳動件的圓周速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內(nèi)需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x不小于30～50mm,此減速器為40mm。選用標(biāo)準(zhǔn)號為SH0357-92的普通工業(yè)齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下。 軸承的潤滑： 由前面?zhèn)鲃蛹O(shè)計

59、部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇?。采用牌號?的鈣基潤滑脂（GB491-87）。 11.3密封方式的選擇 11.3.1滾動軸承的密封選擇 滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。 11.3.2箱體的密封選擇 箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。 十二章. 設(shè)計總結(jié) 課程設(shè)計是我們專業(yè)課程知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練，著是我們邁向社會，從事職業(yè)工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次課程設(shè)計，我深深體會到這句千古名言的真正

60、含義．我今天認(rèn)真的進(jìn)行課程設(shè)計，學(xué)會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎(chǔ)． 通過這次機械設(shè)計課程設(shè)計，是自己懂得了設(shè)計產(chǎn)品的基本思路，即通過對功能的分析，設(shè)計零件各部分的機構(gòu)，通過對產(chǎn)品性能的要求選擇電動機型號好機構(gòu)各部分傳動比分配從而計算各部分的尺寸并進(jìn)行安全校核。這次機械設(shè)計課程設(shè)計不但使自己對所學(xué)知識掌握得更加牢固，還是自己活得了很多書本上沒有的知識和認(rèn)識。并且是自己認(rèn)識到不僅要努力學(xué)習(xí)專業(yè)知識還要學(xué)習(xí)各種繪圖軟件，Word軟件的操作等。 在具體做的過程中，從設(shè)計到計算，從分析到繪圖，讓我更進(jìn)一步的明白了作為一個設(shè)計人員要有清晰的頭腦和整體的布

61、局，要有嚴(yán)謹(jǐn)?shù)膽B(tài)度和不厭其煩的細(xì)心，要有精益求精、追求完美的一種精神。當(dāng)然這個過程中也遇到了些許的問題，在面對這些問題的時候自己曾焦慮，但是最后還是解決了。才發(fā)現(xiàn)當(dāng)我們面對很多問題的時候所采取的具體行動也是不同的,這當(dāng)然也會影響我們的結(jié)果.很多時候問題的出現(xiàn)所期待我們的是一種解決問題的心態(tài),而不是看我們過去的能力到底有多強,那是一種態(tài)度的端正和目的的明確,只有這樣把自己身置于具體的問題之中,我們才能更好的解決問題.。 現(xiàn)在把這個課程做完了才發(fā)現(xiàn)自己對以前學(xué)的知識點有了更好的理解，知識只有放在實踐運用上才能體現(xiàn)他的價值才能更好地被大家接受，所以這門實踐課是很有必要開設(shè)的，也是大家很有必

62、要去認(rèn)真做的。 在這個過程中，要謝謝老師對我的教導(dǎo)，在老師的講解下讓我對整個設(shè)計過程以及繪圖過程有了很好的了解，對我后面的整體的設(shè)計和繪圖的進(jìn)行有了很大的幫助 參考文獻(xiàn) 【1】《機械設(shè)計（第八版）》（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社） 【2】《機械設(shè)計課程設(shè)計（第二版）》（楊光，席偉光主編 高等教育出版社） 【3】《工程圖學(xué)》（趙大興主編 高等教育出版社） 【4】《機械原理》（朱理主編 高等教育出版社） 【5】《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社） 【6】《機械設(shè)計手冊（單行本）》（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 【7】《材料力學(xué)》（劉鴻文主編 高等教育出版社）