1前言卷揚機是一種常見的提升設備，其主要是用電動機作為原動機。由于電動機輸出的轉速遠遠大于卷揚機中滾筒的轉速，故必須設計減速的傳動裝置。傳動裝置的設計有多種多樣，如皮帶減速器、鏈條減速器、齒輪減速器、渦輪蝸桿減速器、二級齒輪減速器等等。通過合理的設計傳動裝置，使的卷揚機能夠在特定的工作環(huán)境下滿足正常的工作要求。同時通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。2目 錄設計任務書……………………………………………………3第一部分 傳動裝置總體設計………………………………4第二部分 電動機的選擇及傳動比分配……………………4第三部分 V 帶設計…………………………………………7第四部分 齒輪的設計………………………………………9第五部分 軸的設計…………………………………………16第六部分 校核………………………………………………19第七部分 箱體及其它附件…………………………………21總結……………………………………………………………23參考文獻………………………………………………………233設計任務書1 設計要求：1.1 卷揚機由電動機驅動，用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉，工作平穩(wěn)。1.2 室外工作，生產(chǎn)批量為 5 臺。1.3 動力源為三相交流 380/220V，電動機單向運轉，載荷較平穩(wěn)。1.4 工作期限為 10 年，每年工作 300 天，3 班制工作，每班工作 4小時，檢修期間隔為 3 年。1.5 專業(yè)機械廠制造，可加工 7、8 級精度的齒輪、渦輪。該裝置的參考圖如下：2 原始技術數(shù)據(jù)繩牽引力 W/KN 繩牽引力速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm10 0.5 4703 設計任務3.1 完成卷揚機總體傳動方案設計和論證，繪制總體設計原理方案圖。3.2 完成卷揚機主要傳動裝置結構設計。3.3 完成裝配圖 1 章（A0 或 A1） ，零件圖 2 張。傳 動 裝 置 卷 揚 機原 動 機 w聯(lián) 軸 器 重 物43.4 編寫設計說明書。第一部分 傳動裝置總體設計1.1 傳動方案1.1.1 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。1.1.2 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。1.1.3 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 V 帶設置在高速級。其傳動方案如下： η 2η 3η 5η 4η 1IIIVPdPw2．方案論證本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級直齒輪傳動?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。5第二部分 電動機的選擇及傳動比分配2.1 電動機的選擇 2.1.1 傳動裝置的總效率54231??按表 2-5 查得各部分效率為：V 帶傳動效率為 ，滾動軸承效率96.01??（一對） ，閉式齒輪傳動效率為 ，聯(lián)軸器效率為 ，9.02 7.3 9.04??傳動滾筒效率為 ，代入得6.5??= 825.096.07.624???2.1.2 工作機所需的輸入功率，其中?wdP?10)(FVkW所以 6.06kw??825.0.13d使電動機的額定功率 P ＝（1～1.3）P ，由查表得電動機的額定功率 P ＝ edd7.5KW 。 2.1.3 確定電動機轉速計算滾筒工作轉速 ： nirDnw /3.20475.1605.160???????由推薦的傳動比合理范圍，v 帶輪的傳動比范圍：2~4，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍：8~40，則總傳動比的范圍為， ,故電機16~'i的可選轉速為： mn/3250~.20)16~('' rniwd ??2.1.4 確定電動機型號根據(jù)以上計算在這個范圍內(nèi)電動機的同步轉速有750r/min，1000r/min，1500r/min，3000r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為 1000r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為 Y160M - 6 ，滿載轉速 970r/min 。 6其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉速 970r/min，額定轉矩 2.0。 2.2 計算總傳動比及分配各級的傳動比2.2.1 總傳動比：i =970/20.33=47.71 a2.2.2 分配各級傳動比 根據(jù)指導書，取 V 帶的傳動比 ，則減速器的傳動比 i 為30?ii= 9.1537.401?ia取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比 718.40.4.12?ii則低速級的傳動比為 36.71.95123?i2.3 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算2.3.1 電動機軸 KWPd06.0?min/970rn?NT??7.596.52.3.2 Ⅰ軸（高速軸） KWP81.6.010????mNnTri ????78.132.5905in/71102.3.3 Ⅱ軸（中間軸） mNnPTri KW????9.74.85905in/.671.4325882212?2.3.4 Ⅲ軸（低速軸） i 203i/. 3.33372.3.5 Ⅳ軸（滾筒軸） mNnPTrKW????9.24608.5950mi/.253.4434?各軸運動和動力參數(shù)如下表功率 p/kw 轉矩 T/N.M,軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速n/(r/min)傳動比i效率?電動機軸1 軸2 軸3 軸滾筒軸5.815.585.365.256.065.755.525.305.20171.787792549.22496.923.4171.6561777.152523.7082471.93197032368.420.0820.0834.7183.37610.960.960.960.98三、V 帶設計3.1 確定皮帶輪3.1.1 確定計算功率 。由表 8-7 查得工作情況系數(shù) ;故caP2.1?AKKWPKAca 27.06.1???3.1.2 選取 v 帶帶型。根據(jù) 、 由圖 8-11 選用 A 型。確定帶輪的基本直ca1n徑 并驗算帶速 v。1d3.1.3 初選小帶輪的基準直徑 。由表 8-6 和表 8-8，取小帶輪的基準直1d徑 ；驗算帶速 v；按式 8-13 驗算帶的速度md801?；因為 5m/sv30m/s,故帶速合適；計smnv /4.9106784.36????算帶輪的基準直徑；根據(jù)式 8-15a，計算大帶輪的基準直徑；根據(jù)表 8-8 取 540mm.id512?3.2 確定 v 帶的中心距和基準長度 dL根據(jù)式 8-20 ????aaa 210217.0???8取 ，初定中心距14050?am70?。由式 8-22 計算帶所需的基準長度ma70???????maddL 78.254670418518024.374)(2021210 ????????????由表 8-2 選帶的基準長度 2500mm。按式 8-23 計算實際中心距 。；由式 8-24 mLad 72052467020 ??????? mad 795)3.(3.mx ????得中心距的6835115in變化范圍為 683-795mm。3.3 驗算小帶輪上的包角。????0001201 98.135.78483.578 ??????ad?3.4 計算帶的根數(shù) z計算單個 v 帶的額定功率 。由 ，查表 8-4a 得rPmin/970n1801rd?和。KWP30.2?根據(jù) KWPAirn 2.b43mn,/97 01 ???得型 帶 ， 查 表和查表 8-5 得 ，表 8-2 得 ，于是8.? 9.1?LK??KPLr 35.82.0)(0 ??????計算 v 帶的根數(shù) z，圓整為 4。9.35.27?rca3.5 計算單根 v 帶初拉力的最小值 ??min0F由表 8-3 得 A 型帶的單位長度質量 q=0.1Kg/m,所以???? NqvzKPFca 3.25914.014.9.2785275.2702min0 ??????????9應使帶的初拉力 min0)(F?3.6 計算壓軸力 p壓軸力的最小值為 NFzp 19428.3sin.2594sin)(2)(1m0min ??????第四部分 齒輪的設計4.1 高速級齒輪傳動的設計計算4.1.1 選擇齒輪材料及精度等級 由于速度不高，故選取 7 級精度的齒輪，小齒輪的材料為 40Cr（調(diào)質） ，硬度為 250HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質） ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。選取高速級中的小齒輪齒數(shù)為 23，則大齒輪的齒數(shù)為，圓整為 108。3.1087.423??4.1.2 按齒面接觸強度設計由（10-9a）： ??32112. ??????????HEdt ZuKTd??4.1.2.1 試選載荷系數(shù) .?t4.1.2.2 計算小齒輪轉矩 mNnPT ????? 55151 1078.3210.90.94.1.2.3 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) ?d?4.1.2.4 由表 10-6 查的材料的彈性影響系數(shù) 218.9MPaZE4.1.2.5 由圖 10-21d 按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限MPaHLim601?? aHLim502??4.1.2.6 由 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)；81 16.9)10382(13???hjnN10882 1047.236.109??N4.1.2.7 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) ； 。90.1?HNK95.2?HN4.1.2.8 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，由式 10-12 得??MPaSKHN5.2095.46.2lim21li1 ????4.1.3 計算試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中的較小的值1td??H? mZuTKdEdtt 64.75.28197.41078.32.32. 51 ??????????????????????4.1.3.1 計算圓周速度 v smndvt /28.10634.71.3061 ?????4.1.3.2 計算齒寬 bdbt 4.7.1??4.1.3.3 計算齒寬與齒高之比 h模數(shù)： ；齒高： ；mzmtt 3.26.1? mmt 493.7.25.???8.0493.76?hb4.1.3.4 計算載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) ；直齒輪，smv/5.1 2.1?vK；由表 10-2 查得使用系數(shù) ；由表 10-4 用插值法查得 7 級??FHK1?A精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由42.?H11;故載荷系數(shù)48.131042.,28.10?????FHKKhb得查 圖 7052.??VA4.1.3.5 按實際的載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得 mKdtt 89.3.164.7331 ???4.1.3.6 計算模數(shù)， mzdm3.264.71?4.1.4 按齒根彎曲強度設計4.1.4.1 由式(10—17)m≥ ??321·FSadYzKTσφ β4.1.4.2 確定計算參數(shù) 由圖 10-20C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度是 大齒輪的彎曲強;501MPaFE??度極限是 ;a3802MPFE??4.1.4.3 計算彎曲疲勞許應力由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8.0,5.2?FNFNAK取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12 得 [ ] =?1aFENMPSK7.304.15801???[ ] =2 aFN86.2.24.1.4.4 計算載荷系數(shù)K＝K K K K =1×1.2×1×1.35＝1.62d） 查取齒型系數(shù)由表 10－5 查得 26.;65.21?FaFaYe）查取應力校正系數(shù)12由表 10－5 查得 Y ；Y 1.79858.1?Ss2Saf）計算大、小齒輪的 并加以比較??Fσ= =0.01379??1FSaYσ 57.30862?= =0.016442FSaσ .41大齒輪的數(shù)值大。4.1.5.設計計算4.1.5.1 計算齒數(shù)由 59.20164.23178.635????mm所以取模數(shù) m=3 所以 ， 123,7.26718.463.2取 取Zd4.1.5.2 幾何尺寸計算分度圓直徑： ；中心距：mzdm3691221???；a5.369701??齒輪寬度： ；取bd781? mB78,8321?4.2 低速級齒輪傳動的設計計算4.2.1 材料低速級小齒輪選用 45 鋼調(diào)質，齒面硬度 280HBS ，取小齒齒數(shù) =401Z低速級大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為 240HBS ， 齒數(shù)45?z =3.376×40=135.04,圓整取 z =136。2 24.2.2 齒輪精度13按 GB/T10095－1998，選擇 7 級，齒根噴丸強化。4.2.3 按齒面接觸強度設計由 ??32112. ??????????HEdt ZuKTd??確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值4.2.3.1 試選 K =1.3t4.2.3.2 計算小齒輪轉矩 mNnPT ??????794.685109105.9214.2.3.3 由表 10-7 選取齒寬系數(shù) 8.0d?4.2.3.4 查課本由 表 10-6 查材料的彈性影響系數(shù) Z =189.8MP198 Ea4.2.3.5 查疲勞強度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MPH601lim??勞強度極限 MPaH501lim??4.2.3.6 計算應力循環(huán)次數(shù)N =60×n ×j×L =60×68.4×1×(2×8×300×8)12n=1.562×10 8N = 0.46×102??376.1051i 8由課本 圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)0PK =0.94 K = 0.97 1HN 2HN查課本由 圖 10-21d207取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,則接觸疲勞許用應力[ ] = =H?1SHN1lim56409.??MPa[ ] = =0.98×550/1=5172K2li4.2.4 計算4.2.4.1 試算小齒輪分度圓直徑 1td代入 中的較小的值??H??? mZuTKdHEdtt 6.1295.8376.4109.732.32. 511 ??????????????????????144.2.4.2 算圓周速度 v smndvt /46.01608.294.3160?????4.2.4.3 計算齒寬 bbt 7.3.8.1??4.2.4.4 計算齒寬與齒高之比 h模數(shù)： ；齒高： ；mzdmtt 24.306.91?? mmht 28.74.352.???.428.703hb4.2.4.5 計算載荷系數(shù)根據(jù) ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) ；直齒輪，sv/6.? 05.1?vK；由表 10-2 查得使用系數(shù) ；由表 10-4 用插值法查得 7 級1?FHK1A精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， ；由42.??H;故載荷系數(shù)813042.,2.0???FHKhb得查 圖 9.42.5??VAK4.2.4.6 按實際的載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑由式 10-10a 得 mdtt 75.130.6.1331 ??4.2.4.7 計算模數(shù) mzdm26.4075.1?4.2.4 按齒根彎曲強度設計由式(10—17)m≥ ??321·FSadYzKTσφ β4.2.4.1 確定計算參數(shù) 由圖 10-20C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度是大齒輪的彎曲強度極限是 ;;501MPaFE?? a3802MPFE??4.2.4.2 計算彎曲疲勞許應力由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) .,5.02FNFNAK15取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12 得 [ ] =F?1aFENMPSK57.304.18501???[ ] =2 aFN86.2.24.2.4.3 計算載荷系數(shù)K＝K K K K =1×1.12×1×1.35＝1.512d） 查取齒型系數(shù)由表 10－5 查得 26.;65.21?FaFaYf）查取應力校正系數(shù)由表 10－5 查得 Y ；Y 1.7988.1Ss2Saf）計算大、小齒輪的 并加以比較??Fσ= =0.01379??1FSaYσ 57.30862?= =0.016442FSaσ .41大齒輪的數(shù)值大。4.2.3 設計計算164.2.3.1 確定模數(shù) 89.20164.40179.52.35????mm所以取模數(shù) m=34.2.3.2 確定齒數(shù)所以 ， 146,9.5376.242.1取取???Zd4.2.3.2 幾何尺寸計算分度圓直徑： ；中心距：mmzd38221；a543821???齒輪寬度： ；取bd6.10.1?? mB105,821?第五部分 軸的設計5.1 以輸出軸為例說明軸的設計過程。5.1.1 求輸出軸上的功率 P ，轉速 ，轉矩33n3TP =5.36KW =20.08/min3 3n=2549.2N．mT5.1.2 求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=438 2d而 F =t?23TN164048.593??F = Frt 237tanan???5.1.3 初步確定軸的最小直徑按式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45 剛,調(diào)質處理，取，于是得 。 10?A mnPAd8.70.23651030min ???根據(jù)聯(lián)軸器的計算公式 ，查表 14-1，取 ;則有3TKca 3.1AK17，查 GB/T5843-1986，選用 YL14 凸緣聯(lián)軸mNTKAca ????312549.13器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，半聯(lián)軸器長度0md801?L=172mm。5.1.4 軸的結構設計5.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案5.1.4.2 初步選擇滾動軸承根據(jù)工作條件選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選用 0基本游隙組、標準精度等級的 6016。其尺寸為。mBDd21580???5.1.4.3 使用毛氈密封圈其參數(shù)為： m7815.1.5 軸的各段直徑，軸的各段長度18mLLmdmd3012753041726804198076423567????5.1.6 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據(jù) 由表 6-1[1]md804?查得平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 40mm，mhb142??同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為67nH半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與mlhb1020? 67kH軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸配合的直徑尺寸為 。6m5.1.7 確定軸上圓角與倒角尺寸取軸端倒角為 ，各軸端倒角見詳圖。0452?5.2 同樣求得 19(中間軸)5.2.1 主動軸(高速軸)的相關參數(shù)選取軸的材料為 45 剛,調(diào)質處理，取 ，于是得120?A。 ，其尺寸：mnPAd5.3281.0330min??din20mLLmddm6042581730456045367321237????5.2.2 中間軸的相關參數(shù)選取軸的材料為 45 剛,調(diào)質處理，取 ，于是得120?A。mnPAd524.68120330min??d5inmLLmd2810573256485643136???第六部分 校核6.1 軸的強度校核216.1.1 求軸上載荷6.1.1.1 在水平面上 mNalFMKlNHtbt ????????27930591.7146430121彎 矩右 側左 側6.1.1.2 在垂直面上有 mNalFKrlNHb ???????13207516043.21彎 矩右 側左 側6.1.1.3 總彎矩 M????89292216.1.1.4 扭矩 NdFTt ???4806046.1.1.5 作出扭矩圖30 201 306.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時候，通常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據(jù)式15-5 及上面的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，取 ，1??軸的計算應力 MPaWTMca 64.19751.0)480(3892)(3222 ????????22由表 15-1 查得 45 剛的 。因為 ，故安全。MPa60][1???][1???ca6.2 鍵的強度校核6.2.1 鍵 連接強度計算mhb42??根據(jù)式 6-1[1]得： PakldTp 1.7986705.421033????查表 6-2[1]得 ，因為 ，故鍵槽的強度足夠。其它鍵的MPap][?][p??驗算方法同上，經(jīng)過計算可知它們均滿足強度要求。6.2.2.1 軸承 60166.2.2.1.1 當量動載荷用插值法由表 13-5[1]查得 X=1,Y=0；故基本動載荷為： KNYFXPar 5.1????6.2.2.1.2 軸承的額定壽命 hCnLh 5366 10.4)5.8(10)(1??顯然，軸承的額定壽命遠遠大于減速器的工作時數(shù) 36000h。其它的軸承驗算同上。第七部分 箱體及其他附件7.1 箱體的尺寸名 稱 符號 二級圓柱齒輪減速器/mm箱座壁厚 ?11箱蓋壁厚 110箱座凸緣厚度 b16.5箱蓋凸緣厚度 115箱座底凸緣厚度 227.523底腳螺栓直徑 fd22底腳螺栓數(shù)目 n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 1d 16.5箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 213聯(lián)接螺栓 的間距2dl160軸承端蓋螺釘直徑 3d10定位銷直徑 10安裝螺栓直徑 xM10至外箱壁距離 min1c16至凸緣邊距離 i214螺栓扳手空間與凸緣寬度沉頭座直徑 mincD24軸承旁凸臺半徑 1R18凸臺高度 h根據(jù)扳手操作方便為準外箱壁至軸承座端面距離 1l42大齒輪頂圓與內(nèi)壁距離 ?13齒輪端面與內(nèi)壁距離 211箱蓋、箱座肋厚 m、19、9軸承端蓋外徑 2D124軸承端蓋凸緣厚度 t12軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S124247.2 減速器的潤滑7.2.1 齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油里約為 0.7 個齒高，但不小于 10mm，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高（不小于 10mm） ，1/6 齒輪。7.2.2 滾動軸承的潤滑采用飛濺潤滑，即利用齒輪的傳動把潤滑齒輪的油甩到四周墻壁面上，然后通過適的油槽把油引入軸承中去。[總結機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。由于時間緊迫，雖然經(jīng)過自己拼命加班加點，但這次的課程設計還是存在許多問題，發(fā)現(xiàn)理論知識學的不牢固，大學學過的許多專業(yè)知識自己沒有系統(tǒng)的整理和消化，很多簡單的知識點要重新看書才能回憶起來，這樣很嚴重拖慢了自己的設計速度和影響自己課程設計的質量，在邊計算邊畫圖邊改正就發(fā)現(xiàn)自己走了很多彎路，比如由于齒輪參數(shù)的選擇不是恰當好處，導致齒輪很大（其中有個約 450 的直徑） ，手繪圖紙的生疏以致視圖的規(guī)劃位置不很恰當。同時我相信，通過這次的實踐發(fā)現(xiàn)的問題，能使我重視并解決這些問題。在設計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力。通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎，在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備同時，在此，真誠地感謝老師和同學在此次課程設計中給我全力的幫助！謝謝！參考資料目錄[1]《機械設計綜合課程設計》 ，機械工業(yè)出版，王大康，王之櫟主編，2003 年第 7 版；[2]《機械設計（第八版） 》 ，高等教育出版社，濮良貴，紀名剛主編，2001 年7 月第七版；[1]《機械設計課程設計》 ，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信遠主編，1995 年 12 月第一版；[3]《減速器選用手冊》 ，化學工業(yè)出版社，周明衡主編，2002 年 6 月第一版；[4]《互換性與技術測量》 ，高等教育出版社，李柱，徐正高，蔣向前編，200425年 12 第一版。