鑄造車間混砂機(jī)的傳動裝置

1、<p>　　湘潭大學(xué)專業(yè)課程設(shè)計</p><p>　　題 目 鑄造車間混砂機(jī)的傳動裝置 </p><p>　　學(xué) 院 興湘學(xué)院 </p><p>　　專 業(yè) 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 </p><p>　　班 級 11級機(jī)械1班 </p

2、><p>　　學(xué) 號 2011963840 </p><p>　　姓 名 姚 林 興 </p><p>　　指導(dǎo)教師 姜 勝 強(qiáng) </p><p>　　完成日期 2015 年 1 月 20 日</p><p>

3、<b>　　課程設(shè)計任務(wù)書</b></p><p>　　設(shè)計題目：設(shè)計混砂機(jī)傳動裝置 </p><p><b>　　機(jī)構(gòu)簡圖： </b></p><p><b>　　一 原始數(shù)據(jù)： </b></p><p>　　立軸輸出軸功率：3.0 </p>

4、<p><b>　　立軸轉(zhuǎn)速：48</b></p><p><b>　　設(shè)備工作條件：</b></p><p>　　室內(nèi)工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每日一班，工作十年，允許立軸轉(zhuǎn)速誤差小于。車間有三相交流電源。</p><p><b>　　設(shè)計任務(wù)及要求：</b></p>&

5、lt;p>　　1、確定電動機(jī)的功率與轉(zhuǎn)速，分配一級行星齒輪傳動與錐齒輪傳動的傳動比，并進(jìn)行運動及動力參數(shù)計算。 </p><p>　　2、確定行星齒輪傳動的各輪齒數(shù)，并進(jìn)行傳動零部件的強(qiáng)度計算，確定其主要參數(shù)（如模數(shù)等）。 </p><p>　　3、對一級行星齒輪減速器進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計。</p><p>　　4、編寫設(shè)計計算說明書。</p><

6、p>　　5、采用三維軟件（UG，PRO/E等）建立其三維模型，并進(jìn)行運動仿真，錄制運動仿真視頻。</p><p>　　6、由三維模型導(dǎo)出二維CAD裝配圖（dwg格式），輸出裝配圖一張，零件圖兩張（齒輪和軸）。</p><p>　　7、說明書和圖紙需要提交紙質(zhì)版和電子版，三維模型及運動視頻提供電子版，所有電子版文件刻錄在一個光盤內(nèi)。</p><p><b&

7、gt;　　二 電動機(jī)的選擇</b></p><p>　　2.1 電動機(jī)類型選擇和結(jié)構(gòu)形式</p><p>　　根據(jù)電動機(jī)的工作條件以及環(huán)境等因素，選用一般用途的Y系列三相異步交流電動機(jī)，且為臥式封閉結(jié)構(gòu)。</p><p><b>　　電動機(jī)功率的選擇</b></p><p>　　已知的原始數(shù)據(jù)有：立軸輸出功

8、率Pw=3.0kw，立軸轉(zhuǎn)速n=48r/min。</p><p>　?。?）電動機(jī)輸出功率</p><p>　　由電動機(jī)至立軸輸出軸之間的傳動總效率為：</p><p>　　式中：分別是聯(lián)軸器，軸承，圓錐齒輪，單級圓柱齒輪減速器的傳動效率。由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手則，查得：=0.99，=0.98，=0.98（7級精度），。</p><p><

9、;b>　　則：傳動總效率 </b></p><p><b>　　電動機(jī)輸出功率 </b></p><p>　　選取電動機(jī)額定功率，查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊第一篇第十二章表12-1中，Y系列（IP44）三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)得：，從表12-1中，可選額定功率為4.0的電動機(jī)。</p><p>　　（2）確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速</

10、p><p>　　由原始數(shù)據(jù)立軸轉(zhuǎn)速：，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊第一篇一章表1-8</p><p>　　中得，圓柱齒輪傳動的單級減速器，傳動比的合理范圍是，圓錐齒輪傳動比不超</p><p>　　過3.5，則總的傳動比的范圍是：。</p><p>　　故電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為：，符合上述條件且電機(jī)轉(zhuǎn)速不超過</p><p>　　10

11、00rpm。故所選電動機(jī)如下表1所示： </p><p><b>　　表1</b></p><p>　?。?）傳動裝置的傳動比分配。</p><p>　　根據(jù)上述條件可分配的傳動比為：</p><p>　?。?）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。</p><p><b>　　4.1 各軸

12、轉(zhuǎn)速</b></p><p>　　軸I </p><p><b>　　軸II </b></p><p><b>　　軸III </b></p><p><b>　　4.2 各軸功率</b></p><p&g

13、t;<b>　　軸I </b></p><p><b>　　軸II </b></p><p>　　軸III </p><p><b>　　4.3 各軸轉(zhuǎn)矩</b></p><p><b>　　軸I </b></p

14、><p><b>　　軸II </b></p><p><b>　　軸III </b></p><p>　　將運動和動力參數(shù)計算結(jié)果進(jìn)行整理并列于下表2： </p><p><b>　　表2</b></p><p>　　三 擬定傳動方

15、案及相關(guān)參數(shù)</p><p>　　NGW型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)的傳動原理:當(dāng)輸入軸由電動機(jī)驅(qū)動時，帶動太陽輪回轉(zhuǎn)，再帶動行星輪轉(zhuǎn)動，由于內(nèi)齒圈固定不動，便驅(qū)動行星架作輸出運動，行星輪在行星架上既作自轉(zhuǎn)又作公轉(zhuǎn)，以此同樣的結(jié)構(gòu)組成二級、三級或多級傳動。NGW型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)主要由太陽輪、行星輪、內(nèi)齒圈及行星架所組成，以基本構(gòu)件命名，又稱為ZK-H型行星齒輪傳動機(jī)構(gòu)。</p><p>　　本次設(shè)

16、計的主要內(nèi)容是單級NGW型行星減速機(jī)。</p><p>　　3.1機(jī)構(gòu)簡圖的確定</p><p>　　傳動比：，單級NGW型行星傳動系統(tǒng)。</p><p>　　在傳遞動力時，行星輪數(shù)目越多越容易發(fā)揮行星傳動齒輪的優(yōu)點，但行星輪數(shù)目的增加，不僅使傳動機(jī)構(gòu)復(fù)雜化、制造難度增加、提高成本，而且會使其載荷均衡困難，而且由于鄰接條件限制又會減小傳動比的范圍，取行星輪的數(shù)目：=

17、3。</p><p>　　計算系統(tǒng)自由度W，符合要求。</p><p><b>　　3.2 齒形與精度</b></p><p>　　因?qū)儆诘退賯鲃樱约胺奖慵庸?，初步確定采用齒形角為20º，直齒傳動，精度定位6級。</p><p>　　3.3 齒輪材料及其性能</p><p>　　太陽輪

18、和行星輪采用硬齒面，內(nèi)齒輪采用軟齒面，以提高承載能力，減小尺寸，其材料和熱處理方式見表3.</p><p><b>　　表3</b></p><p><b>　　四 設(shè)計計算</b></p><p><b>　　1.配齒數(shù)</b></p><p><b>　　采用比例

19、法：</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　按齒面硬度HRC=60，，查《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》可知：，。取。</p><p><b>　　由傳動比條件知：</b></p><p>　　計算內(nèi)齒輪和行星齒輪齒數(shù)：</p><p>　

20、　2.初步計算齒輪主要參數(shù)</p><p>　　（1）按齒面接觸強(qiáng)度計算太陽輪分度圓直徑</p><p><b>　　輸入轉(zhuǎn)矩：</b></p><p>　　則太陽輪傳遞的扭矩為：</p><p>　　按式進(jìn)行計算，相關(guān)系數(shù)取值如表4。</p><p><b>　　其中，齒數(shù)比u==&l

21、t;/b></p><p>　　則太陽輪分度圓直徑為：</p><p><b>　　=23.69mm</b></p><p>　　表4 齒面接觸強(qiáng)度有關(guān)系數(shù)</p><p>　　注：以上參數(shù)均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得</p><p><b>　　按彎曲強(qiáng)度初算模數(shù)&l

22、t;/b></p><p>　　用式進(jìn)行計算。式中相關(guān)系數(shù)同表4，</p><p>　　其余系數(shù)取值如表5。</p><p>　　因為，所以應(yīng)按行星輪計算模數(shù)：</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=1.29</b></p>

23、<p>　　表5 彎曲強(qiáng)度有關(guān)系數(shù)</p><p>　　注：以上參數(shù)均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得</p><p><b>　　，則太陽輪直徑：。</b></p><p>　　接觸強(qiáng)度初算結(jié)果相近，故初定按</p><p>　　進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強(qiáng)度校核計算。</p><p>

24、;　　3.13幾何尺寸計算</p><p>　　將分度圓直徑、節(jié)圓直徑、齒頂圓直徑的計算值列于表6。</p><p><b>　　表6 齒輪幾何尺寸</b></p><p><b>　　3.2 重合度計算</b></p><p><b>　　外嚙合：</b></p>

25、<p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　內(nèi)嚙合：</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　=</b></p>

26、<p>　　3.2 齒輪嚙合效率計算</p><p><b>　　按公式進(jìn)行計算。</b></p><p>　　式中為轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)的效率，可用Kyдpявпев計算法確定。查《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》中圖3-3a、b（取µ=0.06，因齒輪精度高）得各嚙合副的效率為，，轉(zhuǎn)化機(jī)構(gòu)效率為：</p><p><b>　　轉(zhuǎn)化

27、機(jī)構(gòu)傳動比：</b></p><p>　　則： .</p><p>　　3.4 疲勞強(qiáng)度校核</p><p><b>　　外嚙合</b></p><p>　?。?）齒面接觸疲勞強(qiáng)度</p><p>　　用式，計算接觸應(yīng)力，用式計算其許用應(yīng)力。三式中的參數(shù)和系數(shù)取值如表7

28、。</p><p>　　表7 外嚙合接觸強(qiáng)度有關(guān)參數(shù)和系數(shù)</p><p>　　注：以上參數(shù)均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得</p><p><b>　　：</b></p><p><b>　　接觸應(yīng)力：</b></p><p><b>　　許用接觸應(yīng)力：&

29、lt;/b></p><p>　　因，故接觸強(qiáng)度通過。</p><p>　　（2）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　齒根彎曲疲勞應(yīng)力及其許用應(yīng)力，用式</p><p>　　和計算。并分別對太陽輪和行星輪進(jìn)行校核。對于表7中未出現(xiàn)的參數(shù)和系數(shù)取值如表8。</p><p><b>　　太陽輪：</

30、b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力基本值：</b></p><p><b>　　彎曲應(yīng)力：</b></p><p><b>　　許用彎曲應(yīng)力：</b></p><p>　　因，故太陽輪彎曲強(qiáng)度通過。</p><p><b>　　行

31、星輪：</b></p><p>　　因，故行星輪彎曲強(qiáng)度通過。</p><p>　　表8 外嚙合齒根彎曲強(qiáng)度的有關(guān)參數(shù)和系數(shù)</p><p>　　注：以上參數(shù)均為在書《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》上查得</p><p><b>　　內(nèi)嚙合</b></p><p>　?。?）齒面接觸疲勞強(qiáng)度

32、</p><p>　　同外嚙合齒面接觸疲勞強(qiáng)度所用公式相同，其中與外嚙合取值不同的參數(shù)為 則：</p><p>　　則： </p><p>　　因，故接觸強(qiáng)度通過。</p><p>　?。?）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度</p><p>　　只需計算內(nèi)齒輪。計算公式與外嚙合齒根彎曲疲勞強(qiáng)度相同，

33、其中取值與外嚙合不同的系數(shù)為則：</p><p>　　因,故彎曲強(qiáng)度通過。</p><p>　　以上計算說明齒輪的承載能力足夠。</p><p><b>　　四 輸入軸的設(shè)計</b></p><p><b>　　尺寸設(shè)計</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑<

34、;/p><p>　　先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)至處理。根據(jù)相關(guān)圖表，由于軸無軸向載荷，故A取較大值，即A=118，于是得：</p><p>　　輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。</p><p>　　聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查相關(guān)圖標(biāo)，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則：</p&

35、gt;<p>　　按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，且查相關(guān)手冊，選用LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N·m,許用轉(zhuǎn)速為8500r/min。半聯(lián)軸器孔徑d=20 mm，故取，半聯(lián)軸器長度L=42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm。</p><p>　　根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　（1）為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要

36、求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑為。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸向定位可靠和軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比轂孔長度短，故取。</p><p>　?。?）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6004，其尺寸為d×D×B=20mm

37、15;42mm×12mm。</p><p>　　右端深溝球軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，因為滾動軸承的定位軸肩高度必須低于軸承內(nèi)圈端面高度，查相關(guān)手冊知深溝球軸承6004內(nèi)經(jīng)，故取。</p><p>　　（3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關(guān)手冊取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離L=5 mm；考慮到軸承端蓋和前機(jī)蓋的寬度，故取。</p>

38、<p>　?。?）因該行星輪傳動系統(tǒng)為太陽輪浮動，故輸入軸的Ⅳ-Ⅴ段與太陽輪通過花鍵連接，查相關(guān)手冊選取小徑d=12的花鍵，故Ⅳ-Ⅴ段直徑為；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故取；為了保證輸入軸的正常裝配，取。</p><p><b>　　軸上零件軸向定位</b></p><p>　　半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連

39、接。根據(jù)。查相關(guān)手冊，選用平鍵b×h×l=6 mm×6mm×70mm；選用花鍵為N×d×D×B=6mm×18mm×22mm×5mm。</p><p>　　確定軸上圓角和倒角尺寸</p><p>　　查得相關(guān)手冊，輸入軸Ⅰ-Ⅱ段軸端倒角為2×45°，Ⅳ-Ⅴ段軸端倒角為2.5

40、×45°，截面Ⅱ處軸肩圓角為R2，其余軸肩圓角為R2.5。</p><p><b>　　輸入軸的受力分析</b></p><p>　　求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T</p><p><b>　　已知</b></p><p><b>　　則： </b&g

41、t;</p><p>　　求作用在太陽輪上的力</p><p>　　已知太陽輪分度圓直徑為：</p><p>　　太陽輪上所受的徑向力如圖（按受載不均勻條件下的合成計算——不定向）</p><p>　　假設(shè)行星輪C1與太陽輪a嚙合傳遞轉(zhuǎn)矩為：。</p><p>　　則行星輪C2、C3與太陽輪a嚙合傳遞的轉(zhuǎn)矩為：<

42、/p><p>　　太陽輪與行星輪嚙合處圓周力如上圖所示，則有：</p><p><b>　　其徑向力為：</b></p><p>　　則太陽輪所受圓周力合力、徑向力合力如圖所示。</p><p><b>　　徑向力：</b></p><p><b>　　（方向不定）&l

43、t;/b></p><p><b>　　圓周力：</b></p><p><b>　　（與垂直）</b></p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖分析軸的受力簡圖；根據(jù)軸的彎矩圖和扭可知。</p><p&

44、gt;　　（1）作為簡支梁的軸的支撐跨距：</p><p>　?。ǜ鶕?jù)軸與軸上零件的裝配關(guān)系見附錄4）</p><p>　?。?）左端聯(lián)軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯(lián)軸器，有方向不定徑向力，取，則：</p><p>　　軸xoz平面上受力分布:</p><p><b>　　則D點處的彎矩：</b></p>

45、<p>　?。?）軸xoy平面上受力分布：</p><p><b>　　則D點的彎矩：</b></p><p>　　（5）初步合成彎矩：</p><p>　?。?）與聯(lián)軸器徑向力在同一平面內(nèi)的受力分布及彎矩圖（如圖6-4e）：</p><p><b>　　則該平面內(nèi)彎矩為：</b><

46、/p><p><b>　?。?）合成彎矩：</b></p><p><b>　　（8）扭矩：</b></p><p>　　按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度</p><p>　　根據(jù)式進(jìn)行校核。其中，因為軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取α=0.6；為軸的計算應(yīng)力；M為軸所受的彎矩；T為軸所受的扭矩；W為

47、軸的抗彎截面系數(shù)，因為截面C為圓形，所以W=0.1d³。</p><p>　?。?）C、D兩截面軸徑相同，又,故校核D截面即可：</p><p><b>　　則軸的計算應(yīng)力：</b></p><p>　　前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)至處理，查相關(guān)手冊查得。因為，故截面C處安全。</p><p>　?。?）由于截

48、面B左側(cè)不受扭矩作用，故只要校核截面B右側(cè)即可。</p><p><b>　　則軸的計算應(yīng)力為：</b></p><p><b>　　故截面B右側(cè)安全</b></p><p>　　5.5精確校核軸的疲勞強(qiáng)度</p><p><b>　?。?）截面Ⅱ處校核</b></p&g

49、t;<p><b>　?、?截面Ⅱ左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　截面Ⅱ左側(cè)的彎矩M為：</p><p>　　截面Ⅱ上的扭矩T為：</p>&l

50、t;p>　　截面Ⅱ上的彎曲應(yīng)力：</p><p>　　截面Ⅱ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：</p><p>　　軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查相關(guān)手冊查得:</p><p><b>　　抗拉強(qiáng)度極限</b></p><p><b>　　彎曲疲勞極限</b></p><p><b

51、>　　剪切疲勞極限</b></p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和可按相關(guān)手冊查取。因r/d=2.0/19=0.105，D/d=20/19=1.05,經(jīng)過插值后可查得：</p><p>　　又由相關(guān)手冊可查得軸的材料的敏感系數(shù)為：</p><p><b>　　故有效應(yīng)力集中為：</b></p>

52、<p>　　根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為：</p><p>　　又由碳鋼的特性系數(shù)：</p><p><b>　　，取</b></p><p><b>　　，取</b></p><p>　　于是，計算安全系

53、數(shù)的值，得：</p><p>　　故可知其安全。（截面Ⅱ右側(cè)同上）</p><p><b>　?。?）截面Ⅲ處校核</b></p><p><b>　　① 截面Ⅲ左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b

54、>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　截面Ⅲ左側(cè)的彎矩M為：</p><p>　　截面Ⅲ上的扭矩T為：</p><p>　　截面Ⅲ上的彎曲應(yīng)力：</p><p>　　截面Ⅲ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：</p><p>　　因r/d=2.5/20=0.125，D/d=22/20=1.1,經(jīng)過插值后可查得

55、：</p><p><b>　　有效應(yīng)力集中為:</b></p><p>　　根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為：</p><p>　　于是，計算安全系數(shù)的值，得：</p><p>　　故可知其安全。（截面Ⅲ右側(cè)同上）</p><p>　　(3) 截面Ⅳ處校核</p>

56、;<p><b>　?、?截面Ⅳ左側(cè)</b></p><p><b>　　抗彎截面系數(shù)：</b></p><p><b>　　抗扭截面系數(shù)：</b></p><p>　　截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為：</p><p>　　截面Ⅳ上的扭矩T為：</p><

57、;p>　　截面Ⅳ上的彎曲應(yīng)力：</p><p>　　截面Ⅳ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：</p><p>　　因r/d=2.5/22=0.114，D/d=22/20=1.1,經(jīng)過插值后可查得：</p><p><b>　　有效應(yīng)力集中為</b></p><p>　　根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為：<

58、/p><p>　　于是，計算安全系數(shù)的值，得：</p><p>　　故可知其安全。(截面Ⅳ右側(cè)同上）</p><p>　　5.6 按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核</p><p>　　(1)截面C處靜強(qiáng)度校核</p><p><b>　　最大彎曲應(yīng)力：:</b></p><p><b

59、>　　最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：</b></p><p>　　因軸的材料為45鋼調(diào)制處理，查相關(guān)手冊查得:</p><p>　　抗拉強(qiáng)度極限，抗彎屈服強(qiáng)度極限</p><p><b>　　抗扭屈服極限，?。?lt;/b></p><p>　　因，有，取，則按屈服強(qiáng)度設(shè)計的安全系數(shù)：</p><p>

60、;<b>　　故安全。</b></p><p>　　至此，軸的設(shè)計完成。</p><p><b>　　參考文獻(xiàn)</b></p><p>　　[1]朱家誠，王純賢主編.機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計.合肥工業(yè)出版社2003。</p><p>　　[2]譚慶昌，趙紅志主編.機(jī)械設(shè)計.北京：高等教育出版社2004。&l