机械课程设计

机械课程 机械设计基础课程设计 一、机械设计课程设计任务书……………………………………2 二、电动机的选择…………………………………………………3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 四、轴传动零件的设计计算………………………………………5 五、轴的设计计算 1)、蜗杆轴的设计计算:…………………………………………6 2)(蜗轮轴的设计计算……………………………………………7 六、轴的校核计算 1)、蜗杆轴的结构设计……………………………………………8 2)、蜗杆轴的强度校核……………………………………………9 3)、蜗轮轴的结构设计……………………………………………11 4)、蜗轮轴的强度校核……………………………………………12 七、轴承的校核 1)、蜗杆轴承的校核………………………………………………14 2)、蜗轮轴承的校核………………………………………………14 八、铸铁减速器机体结构尺寸……………………………………15 九、键联接的选择…………………………………………………16 十、润滑和密封的选择……………………………………………16 十一、设计小结 …………………………………………………16 十二、参考资料 …………………………………………………17 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 机械设计课程设计任务书 总体布置简图: 设计一带式运输机上用的蜗杆减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载起动。运输带速度允许误差为5%。减速器小批生产，使用期限10年，大修期5年，两班制工作。三相交流电源，电压为380/220伏。 卷筒 联轴器带式运输机 蜗杆减速器电动机联轴器 一(工作情况: 运输机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载起动。 二(原始数据 运输带工作拉力F(N):3000 卷筒直径 D(mm):280 运输带速度V(m/s):0.6 带速允许偏差(,):5 使用年限(年):10 工作(班/日):2 三相交流电源，电压为380/220伏 三(设计内容 1. 电动机的选择 2. 蜗轮蜗杆传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 连轴器的选择与校核; 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 四(设计任务 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 2( 减速器总装配图一张 3( 蜗轮蜗杆、轴零件图各一张 4( 设计说明书一份 五(设计进度 1.第一阶段:总体计算和传动件参数计算 2.第二阶段:轴与轴系零件的设计 3.第三阶段:轴的校核及草图绘制 4.第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 六(传动的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行论证。 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 二(电动机的选择 1(电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是:运输机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载起动。所以选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。 2(电动机容量的选择 电动机工作机所需功率 Pd,Pw /ηa KW Pw,Fv /1000 KW FvP因此 = KW d1000,a 电动机至运输带的传动总效率为 23ηa,η联?η轴承?η蜗杆?η筒 取 η联,0.99 (齿轮联轴器) η轴承,0.98(滚子轴承) η蜗杆,0.81 (双头蜗杆) η筒,0.96 23ηa,0.99*0.98*0.81*0.96,0.72 Fv3000*0.6P所以 = , =2.5KW d1000,1000*0.72a 3(电动机转速的选择 60*100060*1000*0.6v卷筒轴工作转速为 n===40.95 r/min ,*D3.14*280 取蜗杆传动比 i’=10~40 n’d,i’*n,(10~40)*40.95=409.5~1637.8 符合这一范围的同步转速有750、1000、1500 r/min 经综合比较初选为同步转速为1000r/min的电动机 4(电动机型号的确定 由表查出电动机型号为Y132S-6,其额定功率为3kW，满载转速960r/min。起动转矩/额定转矩2.0，最大转矩/额定转矩2.0 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 三(计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1) 总传动比 ia,n/n,960/40.95=23.44 m 2) 各轴转速 I轴 n,n,960 r/min Im II轴 n,n/ ia ,960/23.44,40.95 r/min IIm 卷筒轴 n,n,40.95r/min IIIII 3) 各轴输入功率 I轴 PI,Pd?η联?η轴承,2.5?0.99?0.98,2.43kw II轴 PII,PI?η蜗杆?η轴承,2.43*0.81*0.98,1.93 kw 卷筒轴 PIII,PII?η联?η轴承,1.93?0.99?0.98,1.87 kw 各轴输出功率 1I轴 PI,PI?0.98,2.43?0.98,2.38kw 1II轴 PII,PII?0.98,1.93?0.98,1.89 kw 1卷筒轴 PIII,PIII?0.98,1.87?0.98,1.83kw 4) 各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 I—III:T d,9550* Pd / n,9550*2.5/960,24.87N*m m I—III轴输入转矩 I轴 T I,T d?η联?η轴承,24.87*0.99*0.98,24.13 N*m II轴 TII , T I ? ia?η轴承?η蜗杆,24.13*23.44*0.98*0.81,448.97 N*m 卷筒轴 TIII,TII?η联?η轴承,448.97*0.99*0.98,435.59 N*m 各轴输出转矩 1 TI,T I?0.98,24.13*0.98,23.65 N*m 1 TII,TII?0.98,448.97*0.98,439.99 N*m 1TIII,TIII?0.98,435.59*0.98,426.88N*m 轴名 功率 KW 转矩 N*m 转速 传动比 效率 r/min i η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 2.5 24.87 960 1.00 0.99 I 轴 2.43 2.38 24.13 23.65 960 23.44 0.79 II 轴 1.93 1.89 448.97 439.99 40.95 1.00 0.97 卷筒轴 1.87 1.83 435.59 426.88 40.95 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 四(轴传动零件的设计计算 1(选择材料 估计蜗杆传动的滑动速度 -4-433Vs,5.2*10 n,5.2*10*960*,3.82 m/s 448.971II T 蜗杆选用40Cr , 45~50HRC ,蜗轮选用10—3铝青铜 精度等级选用6级精度 取 Vs,3.82 m/s 据表12—5 ，[ζ],163MP H 2. 蜗杆头数 由传动比i=23.44, 查表得Z=2 ，Z=i*2=46.8847 ,12‘所以实际传动比i=47/2=23.5 3.确定蜗轮轴的实际转速和转矩 ‘N=N/ i=960/23.5=40.86 r/min III 取k=1.2,传动效率η=0.80 蜗 KT=T*I’ ηη=24.13*23.5*0.98*0.80=444.57*1.2=533.48NM 轴承蜗杆III 4. 确定模和蜗杆分度圆直径 齿面接触强度计算 222 3md1?(500/Z[ζ])KT=(500/47*163)*546.31=2327mm 2HII32Z= 2 md=2500mm ，q=10.000 d1=63mm m=6.3mm 11 5. 中心距a a=m/2*(Z2+q)=6.3/2*(47+10)=179.6mm 圆整中心距取aw=180mm，变位系数 x=(180,179.6)/6.3=0.06 符合x的取值范围。 6.蜗杆尺寸 分度圆直径 d=q*m=10*6.3=63mm 1 节圆直径 d=m*(q+2x)=6.3*(10+2*0.06)=63.76 w1 齿顶圆直径 d=d+2h=d+2m=63+2*6.3=75.6mm a11a11 齿根直径 d=d-2h=d-2*1.2*m=63-2*1.2*6.3=47.9mm f11f11 7.蜗轮尺寸 分度圆直径 d=d=m*z=6.3*47=296.1mm 2w22 齿顶圆直径 d=d+2*h=d+2*m(1+x)=296.1+2*6.3(1+0.06)=309.46mm a22a22 齿根圆直径 d=d-2h=d-2*m(1.2-x)=296.1-2*6.3*(1.2-0.06)=281.74mm f22f22 外圆直径 Dw=d+1.5*m=321.85mm a2 蜗轮齿宽 B=0.75*d=0.75+75.6=56.7mm a1 8.计算滑动速度Vs V=πd*n/60*1000=3.14*63*960/60*1000?3.17m/s 111or=arctgz1/q=arctg2/10=11.31 oVs=V/cosr=3.17/cos11.31 =3.23 1 与原估计的Vs相接近 所以上述所选值符合要求。 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 3KT2 9(齿面接触强度验算:ζ=500=111.7<160MPa 所以选择合理。 H22mdz12 五(轴的设计计算 1(蜗杆轴的设计计算 1(轴的材料选折 选择轴的材料为45钢，调质处理，抗拉强度极限,=650Mpa，屈服强度极限B,=360Mpa，剪切疲劳极限,=155Mpa，弯曲疲劳极限,=300Mpa，许用弯曲应力S,1,1[,]=60Mpa。 ,1 2.初步确定轴上的受力 (1)初步确定轴上的受力 轴的输出功率P =2.43kw，转速N=960r/min，转矩T=24.13N?m， III 蜗杆分度圆直径d1,296.1 mm 作用在蜗轮上的力: F=F,2T/d= 2*24130/63=766.1N t1 a2 11 F= F,2T /d=2*448970/296.1=3003.2N a1t222 0F= F =Ftgα,3003.2*tg20,1081.2 N r1r2t2* (2) 确定联轴器型号及标准直径 联轴器转矩T=KT=1.5*24130=36195 N?mm caA1 选用TL4型弹性套柱销联轴器 标准=摘自GB/T 4323-1984 参照JISB1452-1980 单位=(mm) ----------------------------------------------------------- 型号=TL4 额定转矩Tn(N.m)=63 许用转速[n](r/min)\钢=5700 轴孔直径d1、d2、dz=20 轴孔长度L\Y型=20 D=52 D0=106 D1=76 b=42 b1=23 S=15 A=4 转动惯量(kg.m^2)=35 重量(kg)=0.004 (3) 确定轴的最小直径 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 2.43P33,(110)d,C=15.0 mm n960 实际取d=d(1+0.15)=15*1.15=17.25mm min 圆整后得根据联轴器的型号 确定d=20mm (4)滚动轴承的选择 基本额定动载荷的计算 L,5*365*16=29200 h h0e=1.5tga=1.5*tg15=0.4 Fa/Fr=3003.2/1081.2=2.78>e 选用圆锥滚子轴承 P=xFr+YF,0.4*1081.2+0.4ctgα*3003.2,3732.97N a 1.5*3732.9760nfpP60*9603/101/ C,()ε ,(),51986.1N L*29200h66ft11010查表选用圆锥滚子轴承(30000) 轴承代号: 30208 轴承参数: 轴承内径:40 mm 轴承外径:80 mm 轴承宽度:20 mm 额定动载荷:59800 N 额定静载荷:42800 N 润滑方式:油润滑 极限转速:5000 r/min 2(蜗轮轴的结构设计 蜗杆轴为右旋 所以轮II轴也为右旋 1(轴的材料选折 ,选择轴的材料为45钢，调质处理，抗拉强度极限=650Mpa，屈服强度极限B,,,=360Mpa，剪切疲劳极限=155Mpa，弯曲疲劳极限=300Mpa，许用弯曲应力S,1,1,[]=60Mpa。 ,1 2(轴的初步计算 (1)初步确定轴上的受力 轴的输入功率P =1.93kw，转速N=40.95r/min，转矩T=448.97N?m， III 蜗杆分度圆直径d1,296.1 mm F =1081.2N F=766.1N r2a2(2) 确定联轴器型号及标准直径 联轴器转矩T=KT=1.5*448970=673.455 KN?mm caA1 选用TL型弹性套柱销联轴器 型号=TL8 标准=摘自GB/T 4323-1984 参照JISB1452-1980 单位=(mm) 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 ----------------------------------------------------------- 额定转矩Tn(N.m)=710 许用转速[n](r/min)\钢=3000 轴孔直径d1、d2、dz=50 轴孔长度L\Y型=50 D=112 D0=224 D1=170 b=95 b1=48 S=19 A=6 转动惯量(kg.m^2)=65 重量(kg)=0.13 (3) 确定轴的最小直径 1.93P33,(110)d,C=39.85 mm n40.59 实际取d=d(1+0.15)=39.85*(1+0.15)=45.83 mm min 圆整后得根据联轴器的型号TL8 确定d=50 mm (4)滚动轴承的选择 基本额定动载荷的计算 L,5*365*16=29200 h h 选用圆锥滚子轴承 P=xFr+YF,0.4*1081.2+0.4ctgα*766.1,1275.2 N a 1.5*1275.260nfpP60*40.593/101/ C,()ε ,(),6874.7 N L*29200h66ft11010 查表选用 圆锥滚子轴承(30000) 轴承代号: 32914 轴承参数: 轴承内径:70 mm 轴承外径:100 mm 轴承宽度:20 mm 额定动载荷:44500 N 额定静载荷:47500 N 润滑方式:油润滑 极限转速:3600 r/min 六(轴的校核计算 1、 蜗杆轴的结构设计 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 2、 各段直径及长度 d=40mm L=20mm d=50mm L=75mm 1-21-22-32-3 d=100mm L=122mm d=50mm L=75mm 3-43-44-54-5 d=40mm L=20mm d=30mm L=60mm 5-65-66-76-7 d=20mm L =50mm L=292mm 两轴承中心7-87-8 2(蜗杆轴的强度校核 轴的受力分析 图 机械设计基础课程设计 , 机械设计基础课程设计 F=F,2T/d= 2*24130/63=766.1N ?求垂直面的 t1 a2 11 F= F,2T /d=2*448970/296.1=3003.2N 支承反力 a1t222 0F= F =Ftgα,3003.2*tg20,1081.2 N r1r2t2* dL 1FF,,,ra 22F=59.07N F= 1V1V L 29263 766.1，,3003.2， 22==59.07N 292 ?求水平面的F=F- F=1081.2-59.07=1022.1N F=1022.11V2V2Vr支承反力 N F766.1tF=F===388.05N ?F力在支点1H2HF=F=38221H2H产生的反力 8.05N F,K F==0 N 1F L F=F+F=0 N 2F1F 0.292L M=149.23M=F=1022.1=149.23Nm ，,,avav2V?绘垂直面的22 0.292L弯矩图 Nm ,'M=F=59.07，=8.62Nm ,,av1V 22'M=8.62N,av0.292L M=F=388.05，=56.66Nm ,,aH1H?绘水平面的m 22 弯矩图 M=56.66NaH 22M，MM=+ M avaHaaFm , ?求合成弯矩22M=159.62a=+0=159.62 Nm ,149.23，56.66图 Nm , '22'(M)，MM=+ M aavaHaF '22M=57.31N=+0=57.31Nm ,8.62，56.66a m , d631，T=F=766.1=24.13Nm ,,?求轴传递的 t22转矩 a- a截面最危险，其当量弯矩为: T=24.13Nm , ?求危险截面 22M，(,T)M= ae的当量弯矩 轴的扭切力是脉动循环变应力，取折合系数,=0.6 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 2222M，(,T)M==159.62，(0.6，24.13) ae =160.28N?计算危险截m ,M=160.28Ne面处轴的直径 ,, []=650MP []=60 MP B,1b m , 3M160.28，10e3,d==29.89 mm 30.1[, ]0.1，60-1b 考虑到键槽对轴的削弱，将值加大4% d=1.04=31.08 mm<40mm ，29.89 符合要求～ 蜗轮轴的强度校核 1(蜗轮轴的结构设计 (2)各段直径及长度 d=50mm L =108mm A-BA-B d=65mm L=42mm B-CB-C d=70mm L=72mm C-DC-D d=75mm L=133mm D-ED-E d=90mm L=15mm E-FE-F ，d=75mm L =60mm L=[( L) + L + L]=257.8 mm F-G -12.6-E-FD-EF-GF-G 2 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 2( 蜗轮轴强度校核 设计内容 计算及说明 结果 轴的受力分析图 ?求垂直面的支 承反力 F=F,2T /d=2*448970/296.1=3003.2N t1 a2 22 F= F,2T/d= 2*24130/63=766.1N a1t211 0 F= F =Ftgα,3003.2*tg20,1081.2 N r1r2t2* L=257.8mm dL 2FF,,,ra 22F=100.6N F= 1V1V L 257.8296.11081.2，,766.1，?求水平面的支 22==100.6N 承反力 257.8 F=F- F=1081.2-100.6N=980.6N F=980.6 N 1V2V2Vr?F力在支点产 生的反力 F=F=1501.6. N F3003.21H2Ht F=F===1501.6 N 1H2H22 F=1159.8N 1F2000，149.5F,K?绘垂直面的弯F===1159.8 N 1F矩图 L257.8F=3159.8N 2F F=F+F=1159.8+2000=3159.8 N 2F1F 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 =126.40Nm M0.2578,Lav?绘水平面的弯M=F=980.6=126.40Nm ，,,av2V22矩图 'M=12.97Nm ,av0.2578 L'M=F=100.6=12.97Nm ，,,av1V?F力产生的弯22M=193.56Nm ,aH0.2578矩图 LM=F=1501.6=193.56 Nm ，,,aH1H 22M=299 Nm ,2F M=FK=20000.1495=299 Nm ，,,2F a-a截面F力产生的弯矩为: M=149.50Nm ,aF0.2578 LM=F=1159.8=149.50 N m ，,,aF1F 22 22M，M考虑到最不利的情况，把M与aFavaH?求合成弯矩图 直接相加 22M=380.67Nm ,M，MM=+ M aavaHaaF 22=+149.50=380.67Nm ,126.40，193.56 '22'(M)，MM=+ M aavaHaF 'M=343.50Nm ,a 22=+149.5=343.50 Nm ,12.97，193.56 ?求轴传递的转 d0.2962矩 T=F=3003.2，=444.62Nm ,,t22 a-a截面最危险，其当量弯矩为: T=444.62Nm ,?求危险截面的 22M，(,T)M= ae当量弯矩 轴的扭切力是脉动循环变应力，取折合系数 =0.6 , 22M，(,T)M= ae 轴的扭切力是脉动循环变应力，取折合系数 =0.6 , Me= ?计算危险截面Me=461.43Nm ,2222M，(T),380.67，(0.6，444.62)a= 处轴的直径 , =420.17Nm ,,,1bB []=650MP []=60 MP 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 3Me420.17，1030.1[, ]-1b0.1，60,d=3=41.22 mm 考虑到键槽对轴的削弱，将值加大4% d=1.04=42.87 mm<70m ，41.22 符合要求～ 七(轴承的校核 1、蜗杆轴承的校核 选择轴承的代号为32208 d=40mm D=80mm W=25mm 1.求当量静载荷P 22'22F，FF===392.52N 59.07，388.05r11V1H 22'22F，FF===1093.28 N 1022.1，388.05r22V2H ''F= F/2Y=392.52/2*1.46=134.42N 1r1 ''F= F/2Y=1093.28/2*1.46=374.41N r22 'F’=F+F=3003.2+374.41=3377.61N a1a121 e=1.5tg=0.39 , F3377.61a==8.60>e 392.52Fr0X=0.4 Y=0.4ctg=0.4*ctg15.3=1.46 , P=XF+YF=0.4，392.52+1.46*3377.61=4088.32N ,,ar ?求当量动载荷 1f,p60np,C=() Ln610ft 31.5，4088.3260，96010= ，(，365，16，5)6110 =56934.8KN<59800KN 符合要求～ 2、蜗轮轴承的校核 选择轴承的代号为32914 d=70mm D=100mm W=20mm 1.求当量静载荷P 22'22F，FF===1505.0N 100.6，1501.6r11V1H 22'22F，FF===1793.43N 980.6，1501.6r22V2H 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 1505.0''F= F/2Y==723.56N 1r12，1.04 1793.43''F= F/2Y==862.23N r222，1.04 ''F’= F+F=723.56+862.23=1585.79N a112 e=1.5tg=0.58 , F1585.79a,=1.05>e 1505.0Fr0X=0.4 Y=0.4ctg=0.4×ctg21=1.04 , P=XF+YF=0.41505.0+1.04 ×1585.79=2251.22N ，,,ar ?求当量动载荷 1f,p60np,C=() Ln610ft 31.5，2251.2260，40.5910==12136 N <44500 N 符合要求～ ，(，365，16，5)6110 八(减速器机体结构及附件的选择 8.1.减速器的机构尺寸: 铸铁减速器机体结构尺寸 名称 符号 减速器型式及尺寸关系 mm 机座壁厚 δ 蜗杆减速器 10.2 机盖壁厚 δ 蜗杆在下 9.35 1 机座凸缘厚度 b 16.5 机盖凸缘厚度 b 14.03 1 机座底凸缘厚度 b 27.5 2 地脚螺钉直径 d 18.91 f 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d 14.18 1 机盖与机座联接螺栓直径 d 10.4 2 联接螺栓d间距 l 180 2 轴承端盖螺钉直径 d 8.5 3 窥视孔盖螺钉直径 d 6.62 4 定位销直径 d 7.8 d\d\d至机壁距离 c 13 f121 d\d至凸缘边缘距离 c 11 f22 轴承旁凸台半径 R 11 1 凸台高度 h 外机壁至轴承端面距离 l 34 1 蜗轮外缘与内机壁距离 ζ 15 1 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 蜗轮轮 端面与内机壁距离 ζ 13 2 机盖、机座肋厚 m、m mm=9.5 11=8.0 轴承端盖外径 D 110 2 轴承端盖凸缘厚度 t 9.5 轴承旁联接螺栓距离 s 110 九、键联接的选择 根据蜗杆轴的公称直径为20mm, 属于d>17~22mm范围之内选择的蜗杆键尺寸为b*h=6*6mm 根据II轴的公称直径为50mm, 属于d>50~58mm范围之内 选择的蜗轮键尺寸为b*h=16*10mm 十、润滑和密封的选择 润滑的主要目的是减小摩擦与减轻磨损. 密封的目的是防止灰尘和水分进入轴承,并阻止润滑剂的流失. 滚动轴承的润滑采用轴承的润滑,因油润滑比脂润滑摩擦阻力小,并能散热.，所以选用润滑油润滑。 轴伸出处的密封: 此处采用毛毡圈式密封。这种方式是利用矩形断面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入轴承室的密封效果。 轴承室内的侧的密封: 此出采用挡油环来密封。挡油环与轴承座孔之间留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑，但却防止过多的油涌入轴承室。 十一、设计小结 历经一个星期的时间，终于完成了本次机械设计基础课程的设计。这是我第一次做设计。在设计过程中，开始有点茫然，不知道该怎么做。通过自己耐心的看书，同学间的讨论以及向老师虚心请教，思路慢慢清晰。但机械设计基础设计中包含了很多知识点，书本上的基础知识点在设计中得到了应用和验证，而且还有些数据更要我们通过软件的查询。虽然我们设计的是教为简单的一级蜗轮蜗杆减速器的设计，但我们都是第一次做，难免会遇到很多困难。 在这次机械设计中遇到过很多挫折，如死机忘保存，计算方案改了又改。在这其中，我也懊恼过，也曾想放弃，终算慢慢坚持下来了。我明白了学习是一定要坚持，不能轻言放弃。 由于时间局促以及所学的知识不够透彻，虽然完成了本次设计，但难免有错误和遗漏，比如说机体结构设计的不是很理想，蜗轮的计算不够精确，有些数据查的不准确，三视图标注不够全面等等缺陷。设计中的错误希望得到老师的指正。同时也要感谢老师在设计期间给予的帮助和指导。 机械设计基础课程设计 ,, 机械设计基础课程设计 十二、参考资料 1. 周明衡主编，《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一 版 2. 杨可桢、程光蕴主编;钱庆蕊等编《机械设计基础课程设计》(第四版)。北京:高 等教育出版社。1999 (2004重印) 3. 刘朝儒，彭福荫，高治一编，《机械制图(第四版)》，高等教育出版社， 2001年8 月第四版 4. 龚桂义主编;潘沛霖等编《机械设计课程设计图册》(3版)。北京:高等教育出版 社。1989.5(2004重印) 5. 数字化手册系列(软件版)编写委员会编制《机械设计手册(软件版)R2.0》。机械 工业出版社。 机械设计基础课程设计 ,,