《机械设计》课程解读

《机械设计》课程

设计说明书

姓名： 王玉锋 系别： 机械工程系 班级： 机电091 学号： 200900105012 指导老师： 靳龙

机械设计课程设计设计说明书

一、 传动方案拟定 二、 电动机的选择

三、 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 四、 普通V带的设计 五、 齿轮的设计 六、 传动轴的设计 七、 联轴器的选择 八、 滚动轴承的设计 九、 键连接的选择 十、 箱体设计

十一、 润滑密封设计 十二、 设计总结 十三、 设计参考文献

机械设计课程设计题目

题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器 说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，

工作期限十年，户内使用。

传送简图如下：

技术参数 已 知 条 件 鼓轮直径（mm） 传送带运行速度（m/s） 传送带从动轴所需扭矩（N﹒m） 数 据 组 号 1 300 2 330 3 350 0.85 650 4 350 0.8 950 5 380 0.8 1050 6 300 0.7 900 7 360 8 320 0.63 0.75 700 670 0.84 0.75 660 900

一、 传动方案拟定

第三组:设计两级圆柱斜齿轮减速器

1、 2、

工作条件：工作为两班工作制，使用期限10年，载荷平稳，环境清洁。 原始数据：鼓轮直径=350mm

传送带运行速度=0.85m/s 传送带从动轴所需扭矩=650N.m 方案拟定：

采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲、吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、电动机的选择

传动装置的总效率ηa

ηa=η1η2η2η2η2η2η3η3η4=0.92×0.99×0.99×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97×0.99=0.81

η1为V带的效率，η2为滚动球轴承的效率 η3为斜圆柱齿轮的效率，η4为弹性联轴器的效率 电动机的选择

执行机构的曲柄转速为n=1000×60v÷D÷3.14=46r／min Pw=Tn÷9550=650×46÷9550=3.13KW

电动机所需功率为：Pd=Pw／η=3.13÷0.81=3.86KW

经查表按推荐的传动比范围，V带传动的传动比i1′=2～4，二级圆柱斜齿轮减速器的传动比i2′=8～40.

则总传动比合理范围为ia′=16～160，电动机转速的可选范围为 nd′=ia′×n=（16～60）×46.4=742.56～7425.6 r／min

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。选型号为Y112M–4的三相异步电动机，额定功率为4kW，满载转速为nm=1440 r／min，同步转速为1500 r／min。

方电动机型额案 号 定功电动机转速 电r参考价格 元 传动装置的传动比 总传V动比 带传动 减速器

min动同步满载机

率 转速 转速 重Ped kw 中心高 量 N 1 Y112M-4 4 外型尺寸 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02 底脚安装地脚螺轴伸尺装键部位尺寸A×栓孔直寸D×E B 216 ×178 径K 12 36× 80 尺寸F×GD 10 ×41 L×（AC/2+AD）×HD 515× 345× 315 132 三、确定传动装置的总传动比和分配传动比

设电动机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴 （1）总传动比

由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为 ia=1440÷46=31.30 （2）分配传动装置传动比

Ia=io×i 式中io、i分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=2.5，则减速器传动比为i=31.30÷2.5=12.52

根据各原则，得高速级传动比为i1=4.03，则i2=i÷i1=12.52÷4.03=3.10

1、 计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速

N0=nm=1440r／min

N1= nm／i0=1440÷2.5=576 r／min N2= n1／i1=576÷4.03=143 r／min N3=n3/i2=143/3.10=46 r／min （2）各轴输入功率 P1=Pd×η1=4×0.92=3.68KW

P2=P1×η2×η3=3.68×0.99×0.97=3.53KW P3=P2×η2×η3=3.53×0.99×0.97=3.39KW 则各轴的输出功率： P1′= P1×0.98=3.60KW P2′= P2×0.98=3.45KW P3′= P3×0.98=3.32KW (3)各轴的转矩

电动机轴的输出转矩T0?9550T1=9550×P1/N1=61.01N.m T2=9550×P2/N2=246.43 N.m T3=9550×P3/N3=734.93 N.m 转速r／min 功率KW 转矩N.m 轴0 1400 4 26.53 轴1 576 3.68 61.01 轴2 143 3.53 246.43 轴3 46 3.39 734.93 p04?9550??26.53N?m n01440

四、设计V带和带轮

（1）确定计算功率 查课本表5.6得：Ka=1.2

Pca=Ka×P=1.2×4=4.8KW,式中Ka为工作情况系数，P为传递功率，即电动机的额定功率。 （2）选择带型号

根据Pca=4.8KW和小带轮转速n1=576r／min按图5.8选用带型为A型带。 （3）选取带轮基准直径D1、D2

根据V带带型，参考课本表5.2选取D1=90mm （4）验算带速V

V=πD1n1／60／1000=3.14×90×576÷60÷1000=3m／s 小于30 m／s 则大带轮基准直径D2=io×D1=2.5×90=225mm 查课本表5.4选取基准直径D2=224mm

(5)确定中心距a和带的基准长度Ld

由于0.7（D1+D2）﹤ao﹤2（D1+D2）,所以初步选取中心距a：即 219.8mm﹤ao﹤628mm，故取ao=300

估算带长Ld′≈2ao+π／2×（D1+D2）+(D2-D1)2／4ao=1108mm 查课本表5.3选取基准长度Ld=1120mm 实际中心距a=ao+（Ld- Ld′）÷2=306mm 确定中心距调整范围 最大a=a+0.03 Ld=339.6mm 最小a=a-0.015 Ld=289.2mm （6）验算小带轮包角a1

A1=180°-（D2-D1）÷a×60°=153.7°﹥120°,包角合适。 （7）确定V带根数Z

查课本表5.7（a）得单根V带的基本额定功率Po=1.05KW

查课本表5.7（b）得单根V带额定功率增量△Po=0.17KW 查课本表5.8得Ka=0.93，查课本表5.9得Kl=0.91 所以 Z=Pca÷（Po+△Po）÷Ka÷Kl=4.65 取Z=5

小带轮基准直径d1=90mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=224mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图

五、齿轮的设计

（一）高速机齿轮传动的设计计算

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）大、小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。

（2）高速机小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为280HBS；高速机大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为240HBS。 （3）初选8级精度

计算应力值环数

N1=60n1jLh =60×480×1×（2×8×300×10）

=1.38×109h

N2= = N1／i1=3.45×108h (3.5为齿数比,即3.5=

Z2) Z12.设计计算。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=22 则Z2=Z1i2=22×3.20=70

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳度设计

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.68/576=610139N·mm

由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为

БHlin1=1130 MPa б

HLin2

=1130MPa

选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为 БFE1=690 MPa б

FE2

=690MPa

由表11-5查得接触疲劳安全系数：SHmin=1.0 SFmin=1.25 由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力

?????S? ????

H1H2Hlin1Hmin?1130MP

aHlim2HminS?1130MP

a

?????SF1FE1?550MPaFmin ?F2????SFE2Fmin?550MPa

初选螺旋角 ??150

取Z1=22 则Z2=Z1i2=22×4.03=88.66 取 Z2 =90 实际传动比i2=90/22=4.09 齿形系数

由图11-8查得，YFa1=2.72，YFa2=2.20,Ysa1=1.57,Ysa2=1.78 因

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 代入以上数据得法向模数 mn≥ 由表4-1取 mn=3mm

计算几何尺寸

中心距 取a=170mm

确定螺旋角

齿轮分度圆直径 取 d1 =67mm 齿宽 b=Φdd1=1×67=67mm 取b2=65mm b1=70mm 3.校核齿面接触强度

由表11-3和11-6查得K=1.3 Φd=1 再由表11-6查得Ze=189.8 又因为ZH=6.0 代入数据得

则齿轮圆周速度为 V1=(πd1n1/60×1000)=2.02m/s 对照表11-2，选8级制造精度是合适的。综合上述可得：

1 名称 端面模数 符号 计算公式及取值 mt mt?mn= 3.0357 cos?8.8 2 3 4 5 螺旋角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 ? d d1=78.74mm, d2=275.95mm ha=mn,=3mm ha hf hf=1.25mn=3.75mm 6 7 8 9 10 全齿高 顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 h c ha+hf=6.75mm hf-ha=0.75mm dada=d+2=d-2ha, mm, a1=dfa dfhfmtz1?z2()=189.895mm

（二） 低速级齿轮传动的设计计算

1. 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数

Z1=26

速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z2=3.10×30=80.6圆整取z2=80.

齿轮精度：按GB/T10095－1998，选择8级，齿根喷丸强化。

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计.

T1=9.55×106×P3/n3=9.55×106×3.39/46=7303793 N·mm

由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 БHlin1=1130 MPa б

HLin2

=1130MPa

选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为 БFE1=690 MPa б

FE2

=690MPa

由表11-5查得接触疲劳安全系数：SHmin=1.0 SFmin=1.25 由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力

?????S?????H1H2Hlin1Hmin?1130MP

aHlim2HminS?1130MPFE1a

?????SF1?550MPa

Fmin ?F2????SFE2Fmin?550MPa

初选螺旋角 ??150

取Z3=26 则Z4=Z2i2=26×3.10=80.6 取整Z4=80 实际传动比i2=80/26=3.08 齿形系数

由图11-8查得，YFa1=2.60，YFa2=2.22,Ysa1=1.58,Ysa2=1.595 因

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 代入以上数据得法向模数 mn≥ 由表4-1取 mn=3mm 计算几何尺寸

中心距 取a=162mm 确定螺旋角

齿轮分度圆直径

齿宽 b=Φdd1=1×79.47=79.470mm 取b4= 75mm b3=80mm 4.校核齿面接触强度

由表11-3和11-6查得K=1.3 Φd=1 再由表11-6查得Ze=189.8 又因为ZH=2.439 代入数据得

则齿轮圆周速度为 V1=(πd1n1/60×1000)=0.2m/s 对照表11-2，选8级制造精度是合适的。

总结：高速级 z1=22 z2=90 m=3 低速级 z3=26 z5=80 m=3 综合上述可得表：

序号 1 名称 端面模数 符号 计算公式及取值 mt mt?mn= 3.05657 cos?11.04 2 3 4 螺旋角 分度圆直径 齿顶高 ? d d3=80.97mm, d4=249.14mm ha ha=mn,=3mm 5 6 7 8 9 10 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距 hf h c hf=1.25mn=4.175mm ha+hf=7.175mm hf-ha=1.175mm da=d+2ha, da df a df=d-2hf, a2=mt(z3?z5)=165mm

六、各轴的设计和计算 1、选择材料和热处理.

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理。 2.初估轴径

通常取C=106~~~117，高速轴的转矩较小，c取大值，低速轴转矩大，c取小值，中间轴取中间值。

3高速轴的初估轴径 D1min=c3p?32.04mm np?21.53mm np?44.44mm n中间轴的初估轴径 D2min=c3低速轴的初估轴径 D3min=c3.结构设计

（1），对轴段1设计计算

如图首先确定个段直径

A段：d1=22mm 有最小直径算出）

B段：d2=30mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为29mm的

C段：d3=40mm，与轴承（角接触球轴承7208C）配合，取轴承内径 D段：d4=43mm， 设计轴环定位，取轴肩高度h=3mm E段：d5=40mm，设计非定位轴肩，取轴肩高度h=3mm G段， d7=40mm, 与轴承（轴承7208C）配合，取轴承内径 F段：d6=45mm,第二将高速级小齿轮设计为齿轮轴 确定各段轴的长度

A段：L1=80mm，v带轮孔的长度

B段：L2=55mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取55mm C段：L3=30mm, 与轴承（轴承7208C）配合,加上挡油盘长度 L3=B+△3+2=18+10+2=29mm

G段：L7=28mm, 与轴承（轴承7208C）配合,加上挡油盘长度

F段：L6=65mm，齿轮的齿宽B2=65mm， E段：L5=61，定位轴高度a=4mm D段：L4=6名模mm,轴环宽度b=1.4a

（2)、轴Ⅱ的设计计算

轴Ⅱ的设计图如下

A段:d1=40mm,与轴承（轴承6208）配合

B段：d2=72mm, 齿轮轴，考虑到健与大齿轮轴上齿轮的分度圆直径

C段：d3=78mm, 轴环定位a=3mm

D段：d4=65mm, 齿轮轴，考虑到健与小齿轮轴上齿轮的分度圆直径

E段：d5=40mm， 与轴承（轴承7208C）配合

然后确定各段距离：

A段： L1=30mm, 考虑轴承（轴承7208C）宽度与挡油盘的长度 B段：L2=65mm, 取高速轴小齿轮宽度

C段：L3=6mm, 取b=1.6a

D段：L4=55mm， 取低速轴大齿轮宽度

E段：L5=30mm, 考虑轴承（轴承7208C）宽度与挡油盘的长度 （3)、轴Ш的设计计算

首先，确定各轴段直径

A段: d1=50mm, 与轴承（轴承7210C）配合 B段: d2=52 mm,非定位轴肩,h取2mm C段: d3=58mm,定位轴肩，取h=3mm D段: d4=54mm, 非定位轴肩，h=2mm E段: d5=50mm, 与轴承（轴承7210C）配合 F段: d6=46mm, 非定位轴肩，h=2mm G段: d7=45mm, 联轴器的孔径

然后、确定各段轴的长度

A段: L1=30mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B段: L2=78mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装

C段: L3=8mm, 轴环宽度，取圆整值

D段: L4=46mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E段: L5=30mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F段: L6=55mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G段: L7=90mm,联轴器孔长度 4. 低速轴的校核

(1). 轴的受力分析画轴的受力简图和弯矩图。

(2). 计算支座反力。

Ft=2T1/d1=5649.78N Fr=Fttg20/cosβ= 2095.12N Fa=Fttgβ=1102.3N L1=52mm l2=236mm 在水平面上

F2H=Ft-F1H=1020.1N

在垂直面上

F2V=Fr-F1V=855.07N

(3). 由画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MaH=F1Hl1=240.743N·m a-a剖面右侧

M'aH=F2Hl2=240.743N·m

在垂直面上,a-a剖面左侧 Mav=F1V?l1=64.483N·m a-a剖面右侧

M'av=F2V?l2=201.8N·m

合成弯矩，a-a剖面左侧

Ma?MAH?MAV?a-a剖面右侧

22340.46N.M

（4）. 危险截面的当量弯矩

查表14-1和14-3得?B?650MPa [??1b]?60MPa 取??0.6

Me?Ma???T??387.542??0.6?1007??751.47N?m

222

（5）. 计算危险截面处轴的直径

故该轴符合强度条件! 5.轴上倒角与圆角

为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。

七、联轴器的选择

1.类型选择.

为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器. 2.载荷计算. 公称转矩：T=9550

p2.64?9550?333.5 n75.6查课本P343表14?1,选取Ka?1.5

所以转矩 Tca?KaT3?1.5?311.35?467.0275N?m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》22?112

选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm

八、滚动轴承的设计

1轴选轴承为7208C 2轴选轴承为7208C 3轴选轴承为7210C

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=40mm D2=40mm D3=50mm

3. 低速轴轴承的校核

F1H?Fll?lt122?9639.82?106.5?6477.23N

106.5?52F2H=Ft-F1H=9639.82-6477.23=3132.58N

F1V?lF?r2?Fa?d4/212l?l?448.91N

F2V=Fr-F1V=3132.58-448.91=2898.57N 轴承的型号为7210C，Cr=27kN 1）

所以轴承2为计算轴承1，2的的轴向力为

由表16-12查得轴承的内部轴向力为

FS1?0.68Fr1?0.68?448.91?341.26N FS2?0.68Fr2?0.68?2898.03?2037.65N

因为 Fs1?Fa?341.26?2733.49?3174.75N?Fs2 压紧端 Fa2?Fs1?Fa?341.26?2733.49?3176.83N 而轴承1为放松端 Fa1?Fs1?441.26N 2）

计算当量动载荷

由表16-11查得e=0.68，而

441.263174.75a1a2 F F>e Fr1?648.91?0.68?eFr2?2998.03?1.06由表16-11可得X1=1,Y1=0,X2=041,Y2=0.87。故当量动载荷 P1?X1Fr1?Y1Fa1?1?648.91?0?441.26?648.97N

P2?X2Fr2?Y2Fa2?0.41?2998.03?0.87?3174.75?3895.25N

3) 计算所需的径向基本额定载荷Cr

因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P2>P1，因以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。查表16-9得fP=1.2；工作温度正常，查表16-8得ft=1。所以

Cr2?fpP2ft?60n106Lh?131.2?3895.25?60?43.9?????50000?6110??13?53497N

验算滚动轴承寿命

由于FP1?FP2，按轴承1验算寿命

106C?106408003Lh?()?()?54132?48000h

60nFP160?4412210故所选滚动轴承可以满足寿命要求。

又因Cr2=52499N

九、键连接的选择

1.齿轮与轴，带轮与轴，联轴器与轴采用键联接其类型和尺寸为 输出轴联轴器选A型平键联接 尺寸b1=16 h1=10 L1=45 输出轴大齿轮选一对A型平键联接 尺寸b2=18 h2=11 L2=45 中速轴大齿轮选A型平键联接 尺寸b3=16 h3=10 L3=45 输入轴带轮选A型键联接 尺寸b4= 8 h4=7 L4=70

2.校核键联接的强度

查课本表10-10得 取[?p]=100MPa

工作长度 l1=125 l2=40 l3=45 l4=70 键的高度 h1?11,h2?10,h3?10,h4?8

轴径 d1?55,d2?63,d3?53,d4?28 ?p14T1?1034?1007?1000?57.5MPa ＜[?p] ??11?125?55h1l1d14?1007?10004T2?103?96.9MPa ＜[?p] ??1.5?10?40?631.5h2l2d2?p2?p3 ?p44T3?1034?420?1000?70.4MPa ＜[?p] ??10?45?53h3l3d34T4?1034?131?1000?15.3 MPa＜[?p] ??8?70?70h4l4d4 所以四者都合适

十.箱体结构的设计

箱体尺寸: 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 符号 计算公式 ? ??0.025a?3?8 结果 11 11 14 14 25 M20 4 M16 M12 6 8 12 8 12 26 22 ?1 b1 b ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 b?1.5? b2 b2?2.5? df df?0.036a?12查手册 n d1 d1?0.75df d2 d2=（0.5~0.6）df d3 d4 d d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df d=（0.7~0.8）d2 df，d1，d2至C1 查机械课程设计指导书表4 外机壁距离 18 查机械课程设计指导书表4 24 16 30 11 11 m1?8.5 df，d2至凸缘C2 边缘距离 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 l1 ?1 ?2 l1=C1+C2+（8~12） ?1>1.2? ?2>? 机盖，机座肋厚 m,mm?0.85?,m?0.85?111

m?8.5

十一、润滑密封设计 1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≦1.5～2m/s所以采用脂润滑。 3.密封

由于输于轴的齿轮直径小，设计为齿轮轴，齿顶圆小于轴承的外径，为防止啮合时润滑油冲向轴承内部使润滑油稀释而流走，设置挡油盘。

十二、设计小结

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

十三、参考文献

1.《机械设计》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社 2.《机械原理》

西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社

3.《现代工程图学教程》 湖北科学技术出版社。

2002年8月版

4.《机械零件设计手册》 国防工业出版社

1986年12月版

5.《机械设计手册》 机械工业出版社

2004年9月第三版

6.《实用轴承手册》 辽宁科学技术出版社

2001年10月版

7.《机械课程设计指导书》 第二版

其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。