一级减速器.

《一级减速器.》由会员分享，可在线阅读，更多相关《一级减速器.（26页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、目录 一、课程设计任务书 2 二、传动装置总体设计方案 3 三、电动机的选择 4 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 五、带轮设计 7 六、传动零件齿轮的设计计算 9 七、传动轴的设计 12 八、键的设计和计算 14 九、轴承的选择及寿命计算 15 十、箱体设计： 16 十一、润滑设计 19 十二、附件设计 19 十三、设计小结 20 十四、参考文献 21 一、课程设计任务书 1、运动简图： 2、原始数据： 参数 题号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 直径（mm） 320 300 300 28

2、0 300 260 250 250 200 200 350 拉力（KF） 3.5 3.2 3.2 3 2.8 3 2.8 2.8 2.8 2.5 2.8 速度（m/s） 1.6 1.6 1.5 1.4 1.3 1.35 1.35 1.3 1.25 1.2 1.3 使用年限 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 10 3、已知条件： 1、 工作情况：单项运转，载荷平稳，空载启动，工作轴转速误差为+5%； 2、 使用10 年（每年 300 个工作日）; 3、 小批量生产，两班制工作；

3、 4、 设计工作量： 1、 减速器装配图1张（A1）； 2、 零件工作图 2 张； 3、 设计说明书1份。 二、传动装置总体设计方案: 1、组成： 传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2、 确定传动方案： 3、 其传动方案如下 三、电动机的选择： 1、选择电动机的类型： 按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。 选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率na 耳 二耳耳 2耳耳耳=0.96 x 0.98 x 0.97 x 0.99 x 0.96 = 0.867 ； a 1 2 3 4 5 根据《机械设

4、计课程设计手册》表 1-7查得： 为 V 带的效率=0.96, 闭式齿轮传动效率=0.97 ^3 联轴器的效率=0.99 “ 4 滚动球轴承的效率二0.992=0.98, 运输机的效率=0.9。 2、电动机的选择 负载功率: F • v 3000 x1.4 p = = = 4.2kw w 1000 1000 折算到电动机的功率为: p 4.2 p = ―w = = 4.84kw c 耳 0.867 a 3、确定电动机转速： 卷筒轴工作转速为： 60 x1000 v 60 x1000 x1.4 = =95.54 r /mm 兀 D 3.14 x 28

5、0 根据《机械设计课程设计指导书》表1,可选择V带传动的传动比i'二2~4，一级圆柱直齿轮 减速器传动比i'' = 3 ~ 6，则总传动比合理范围为ia = 6 ~ 24，电动机转速的可选范围为na = ia Xn =(6 〜24)X95.54 = 573.24〜2292.96r/min。 根据《机械设计课程设计手册》表 12-1，可供选择电机有： 序号 电动机型号 同步转速 /(r/min) 额定功率 /kW 满载转 /(r/min) 堵转转 矩 最大转 矩 额定转 矩 额定转 矩 1 YB2S1-2 3000 5.5 2900 2.2 2.

6、2 2 Y132S-4 1500 5.5 1440 2.2 2.2 3 Y132M2-6 1000 5.5 960 2.0 2.0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，可以选择的电机型号为 Y132M2-6 其主要性能如上表。 四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1）减速器总传动比 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 m 960 95.54 =10.05 2）分配传动装置传动比 式中i , i分别为带传动和减速器的传动比。 01 为使

7、V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i =3,则减速器传动比为i = i /i =10.05/3 = 3.35 0 1 a 0 2、计算传动装置的运动和动力参数： （1）各轴转速 0 号轴转速 n = n = 960 r/min 0m 1号轴转速n =作= =320r /min 1 i 3 0 2 号轴转速n 二 n = 320 = 95.52r/min 2 i 3.35 3 号轴转速n = n = 95.52r/min 32 2) 各轴输入功率 0 号轴 p' - p - 4.48kw 0c 1 号轴 p'- p f - 4.48 x 0.96 - 4.65kw

8、1 0 1 2 号轴 p'- p f f - 4.65 x 0.97 x 0.99 - 4.47kw 2 1 2 4 3 号车由 p' - p f - 4.47 x 0.99 - 4.42kw 3 2 3 各轴输出功率 0号轴 p - p - 4.84 0c 1号轴 p1- 4.65x0.99x0.97 - 4.47kw 2号轴 p - 4.47x 0.99 - 4.42kw 2 3号轴 p -4.42x0.96-4.24kw 3 3) 各轴转矩 p 4.84 0 轴：T - 9550•匕-9550x - 48.15N-m 0 n 960 m p 4.47

9、 1 轴：T - 9550-p - 9550x -133.40N-m 1 n 320 1 p 4.42 2 轴：T - 9550•也-9550x - 441.91N -m 2 n 95.52 2 p 4.24 3 轴：T -9550•约-9550x - 423.91N-m 3 n 95.52 3 3、运动和动力参数计算结果整理表： 轴名 功率P/KW 转距T/N*M 转速n r/min 转动比 i 效率 输入 输出 0轴 4.84 4.84 48.15 960 1 1 1轴 4.65 4.47 133.40 320 3 0.9

10、6 2轴 4.47 4.42 441.91 95.52 3.35 0.99 3 轴 4.42 4.24 423.91 95.521 1 0.96 五、带轮设计 1、确定计算功率 P ： c 根据《机械设计基础》表12-6查得工作情况系数K =1.1,故 A P = K P = 1.x 5.5 = 6.05kw cA 2、 选取V带型号： 根据功率P = 6.05kw, n二960r/min,由《机械设计》图7-11选取V带型号为A型。 c1 3、 确定带轮基准直径D1和D2： 根据《机械设计》表7-6选取D]=132mm D 二 土 - D 二

11、 132 x 960 二 396 mm 2 n 1 320 2 根据《机械设计》表 7-7 选取 D =400mm。 2 4、 验算带速 v： v = kDn(60x 1000)= 3.14x 132 x960/(60x 1000)= 6.63m/s 11 在 5-25m/s 的范围内，带速合适。 5、确定带长和中心距： 由 0.7( D + D ) < a W2( D + D )初步确定a =600mm 1 2 0 1 2 0 根据《机械设计基础》第 246 页得到 L = 2a +-(D + D ) + (D2 _Di)2 0 2 1 2 2 4a

12、 0 =2 x 600 + 土(132 + 400) + (400 -132)2 2 4 x 600 = 2065.16mm 由《机械设计》表7-2选用基准长度L二2000mm d 计算实际中心距： L + L 2000 - 2065.16 a = a + t d0 = 600 + = 567.42mm 0 2 6、验算小带轮包角a : 1 a = 180。- D2 - D1 x 57.3。 1a =180。- 400 一132 567.42 =152.94。> 120。 X 57.3。 7、确定V带根数Z： 根据《机械设计》表7-3，表 7-4，表 7-2

13、，表7-8 查得 单根普通V带的基本额定功率 P = 1.40kw，额定功率的增量AP = 0.11kw包角修正系数K = 0.93，带长修正系数K = 1.03 0 a L 根数 P z = c- (P +AP) k k 0 0 a l 6.05 一(1.40 + 0.11)x 0.93 x 1.03 =3.85 根 取根数为 4根。

14、 8、求作用在带轮轴上的压力： 由《机械设计》表7-1查得 q=0.10kg/m 单根V带张紧力 500P（2.5- K ） F = c — + qv 2 K zv 5°0 0 6.°5 xQ"93） o.ix 6.632 6.63 x 4 x 0.93 =192.56 + 4.40 =196.96N 小带轮轴上压力为 a 152 94° F = 2ZF sin i = 2 x 4 x 196.96 x sin = 1531.95N Q o 2 2 9、带轮主要参数： 小轮直径D 1 (mm) 大轮直径D 2 (mm) 中心距a(mm) 基准长

15、度® (mm) 带速(m/s)带的根数z 132 400 567.42 2000 6.63 4 六、传动零件齿轮的设计计算 1、材料选择： 假设工作寿命为10年，每年工作300天，每天工作16小时，带式输送机载荷平稳，空载启动， 连续单项运转。根据《机械设计》表9-1初选小齿轮材料为40Cr经调质处理其硬度为240-285 HBS, 取260 HBS,大齿轮材料为ZG340-640经正火处理其硬度为180-286 HBS取210 HBS；齿轮等级精 度为9级。 由《机械设计基础》图10-7 g = 700MPa, Hlim1 g = 400MPa Hlim2

16、 由表10 — 4,安全系数S =1.1 H t hi L C Hiim^S = 70/11= 636MPa 故 H1 Z H * L h2 L Hiim^S = 40/1 1= 363MPa 由图 10—10, t 二 240MPa , t 二 140MPa Hlim1 Hlim 2 由表 10 — 4 S =1.3 F 故 ^ ]= ◎ Hiimi^S = 24/1 3 = 184.6MPa F • t f2 ]=C Hiim^S =14%.3 = 107.7 MPa F ・ 2、按齿面接触疲劳强度设计： 根据《机械设计》表10-3取载荷系数K=1.5，第199

17、页取齿宽系数Va=0.4 小齿轮的转矩为 T =9.55X 106XP /n =9.55X 106 X 4 . 47/3 2 0 1 1 1 = 133401.56 N mm /z=3.35) 12 按《机械设计基础》式(10-6)计算中心距(已知减速器传动比?1=u=z / 1、『335 ) a n (u +1)31 / “、'I 335 a n (u +1)31 N [t ]丿 H丿 - 、『335 ) 吐363丿 =177.70mm = (3.35 +1)3- 2 KT • 1 屮u d 2 1.2 x 133401.56 x 0.4

18、 x3.35 通常取z=20 — 40，取z =31取z=31,则z=31 x 3.35=103.85,取z2=104故实际传动比为 1 1 2 2 i=104/31=3.35=i1， 模数为： m=2a/(z1+z2)=2*177.70/(32+108)=2.63mm 根据《机械设计基础》表4-1取m=3mm。中心距为 a=0.5 m(z1+z2)=202.5mm 齿宽为 b= a=0.4*202.5=81mm a 取b2=81mm, b1=86mm。为补偿安装误差，保证接触齿宽，通常小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽 大 5-10mm. 齿轮分度圆直径 d1=mz1=3*

19、31=93mm d2=mz2=3*104=312mm 3、 验算轮齿弯曲强度(齿宽应取接触齿宽 b=81mm )： 由《机械设计基础》图10-9，齿形系数Y =2.57,Y =2.16，得 F1 F2 o =2KT Y /(bm2z)=2X 1.2X 133401.56X2.57/(81X9X31)=36.40MPaV[o ] F1 1 F1 1 F1 o =o Y /Y =36.40 X 2.16/2.57=30.59MPa< [ o ] F2 F1 F2 F1 F2 故弯曲强度足够。 4、 齿轮的圆周速度为： v二 n n / (60X 1000) 11 =nmz n

20、 /(60 X 1000) 11 =3.14X3X31X320/(60X1000) =1.56m/s 对照《机械设计基础》表10-2可知选用9级精度等级。 5、 齿轮的基本参数: 名称 符号 公式 齿1 1 H 0 齿2 齿数 z z 31 104 分度圆直径 d d = mz 93 312 分度圆齿距 P P= nm 9.42 9.42 齿顶高 h a h = h * m a a 3 3 齿根高 h f h = (h* + c*)m f a 3.75 3.75 齿顶圆直径 d a d = d + 2h

21、 a a 99 318 齿根圆直径 d f d = d — 2h f f 85.5 304.5 中心距 a a=m (z + z )/2 1 2 202.5 齿宽 b b =屮d d 1 86 81 七、传动轴的设计 1、选择轴的材料： 选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，其机械性能由《机械设计》表 14-1 查得 b 二 650MPa , b 二 300MPa b 一 1 2、 输出轴（II轴）上的功率P2,转速n2,转矩T2： 已知 P2=4.42KW , n2=95.52r/min 于是 T2=441.91Nm 3、 初步确定

22、轴的最小直径： 先按《机械设计基础》式（13-2）初步估算轴的最小直径。（根据表11-2选C=110） , a河… i1 4.42 d 二 A3'—二 112 x 3 二 40.21mm min 3：n \ 95.52 2 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应,故需 同时选取联轴器的型号。 由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题,选用弹性套柱销联 轴器;计算转矩T二KT，查《机械设计基础》表16-2，考虑到转矩变化很小，故取K二1.5，贝V： c A 2 a T 二 KT = 1.5 x 441.91 二 66

23、2.87 N - m c A 2 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计课程设计手册》表 8-5，选取型号 LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径d二45mm，故取d = 45 mm,半 1 联轴器长度L =112mm，半联轴器与轴配合的孔长度L = 84mm。 11 4、轴的结构设计： 1、 与联轴器配合，已知联轴器为LT8,故d =45mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而 1 不压在轴的端面上取L「82mm。 2、 按结构和强度要求做成阶梯轴，为使联轴器能轴向定位，在轴的外端做一轴肩，所以通 过轴轴承透盖、右轴承和套

24、筒的轴段去055。按题意选用两个6211型滚动轴承，故轴承处的轴径 也是055。安装齿轮的轴头直径取060，轴环外径取070，考虑轴环的左侧面与轴承内圈的端面相 接，轴肩高度应低于轴承内圈，故轴环左侧呈锥形，左轴承处轴肩直径为062，轴肩圆半径为1mm， 齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径为 2mm。 3、 齿轮轮毂长度是85mm，故安装齿轮的轴头长度取83mm；由轴承标准查得6211轴承的轴 承宽度是21mm，因此去左端轴径长度为21mm；根据齿轮端面、轴承端面与箱体内壁应保持一定的 21 距离，取轴环和轴套的宽度为20mm；由结构草图可知跨距1 = 2x — + 2x20 + 85

25、 = 146mm。右边的055 2 轴段长度为2+20+21+60=103mm。其中60mm为右轴承右端面至联轴器端面的轴段长度。安装联轴器 的轴头长度根据联轴器尺寸取82mm。 4、联轴器及齿轮均采用普通A型平键连接，由机械设计手册可知键的尺寸为宽度*高度*长 度，联轴器（14mm*9mm：*50mm），齿轮处（18mm* 11mm：*70mm）。 5、危险截面的强度校核: 因已知大齿轮的分度圆直径为d=312mm，轴的转矩T =441091Nm 2 圆周力 Ft=2000T /d=2000X441.91/312=2832.76 N t2 径向力 Fr=Ft tan a =2

26、832.76 X tan20(=1031.04 N 由于为直齿轮，轴向力F =0 a 其受力方向如下图所示 L=146mm RHA=RHB=Ft/2=2832.76/2=1416.38N Mhc= Rha L/2=1416.38 X 146/(2 X 1000)=101.98 Nm RVA=RVB=Fr/2=1031.04/2=515.52 Nm VA VB r MVC= RVAL/2=515.52X146/(2X1000)=37.12 Nm, 扭矩 T=441.91Nm 校核 MC= -M 2 + m 2 = {101.982 + 37.122 =108.53Nm

27、C HC VC :'286.500.1x 65 = 35'32mm Me =、：M 2 + (aT)2 =* 108.532 + (0.6 x 441.91)2 =286.50Nm L ] =10 x -1 b 考虑到键槽 d=35.32x 1.05=37.09mmv55mm。合格。 八、键的设计和计算 1、选择键联接的类型和尺寸： 在 7-4轴的结构设计中，已经选择了所用到的键，现列表如下： 序号 b h L 1 （联轴器） 14 9 50 2 （齿轮） 18 11 70 2、校核键联接的强度： 根据《机械设计基础》表9-11，由轴和齿轮材

28、料，选取许用挤压应力[g ] = 125MPa。 p 键 1 （联轴器）：g = 4000T2 = 4000x 441.91 =87.29MPa p dhl 45 x 9 x 50 ==4000T2 = 4000 x 441.91 = 38.26MPa 106 x L h 60 x n 1 £ 106 x 60x320 （lx 35.0 x103 .3 = 4.09 x105 h 1760.82 丿 键 2 （齿轮）：b p dhl 60 x11x 70 故满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可用。 九、轴承的选择及寿命计算：

29、考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在7-4已经选择了深沟球轴承为6211， 基本尺寸为dXDXT=55mmX90mmX20mm。主要是承受径向力，由《机械设计基础》表14-6得到 X=1,Y=0. 对于 I 轴圆周力 Ft=2000 许/d=2000X 133.04/55=4837.82N,径向力 Fr=耳 tan a =4837.82 X tan20O=1760.82N, P=Fr=1760.82N, X=1,Y=0 由《机械设计基础》表14-8得温度系数/ =1.0，球轴承£ =3。由《机械设计课程设计手册》 t 表 6-1 查得 C =35.0KN。 r 从

30、减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年（年工作日为300天）。预期寿命 L，= 10x300x16 =h=4.8 X 10 4h,故所选轴承可满足寿命要求。 h 十、箱体结构的设计： 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用H7配合. is 6 1. 机体有足够的刚度： 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热： 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底 面的距离 H 应不小于 30~50mm, 取 H 为 40mm 为保证机

31、盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3 3. 机体结构有良好的工艺性： 铸件壁厚为8,圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 附件设计： A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行 操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞 堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并

32、加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装 通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定 位销，以提高定位精度. G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器. 5. 减速器机体结构尺寸如下：

33、名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 b = 0.025a + 3 > 8 8 箱盖壁厚 C 1 b = 0.02a + 3 > 8 i 8 箱盖凸缘厚度 b i b = 1.5b i i 12 箱座凸缘厚度 b b = 1.5b 12 箱座底凸缘厚度 b 2 b = 2.5b 2 20 地脚螺钉直径 d f d = 0.036a +10 f M18 地脚螺钉数目 n 查《机械课程设计指导 书》表3 4 轴承旁联接螺栓 直径 d 1 d 二 0.72d 1 f M12 机盖与机座联接 d 2

34、 d = (0.5~0.6) d 2 f M12 螺栓直径 轴承端盖螺钉直 d 3 d = (0.4~0.5) d 3 f 10 径 视孔盖螺钉直径 d 4 d = (0.3~0.4) d 4 f 8 定位销直径 d d = (0・7~0・8) d 2 8 d , d , d至夕卜 f 1 2 C 1 查《机械课程设计指导 26 机壁距离 书》表4 22 18 d ，d至凸缘边 f 2 C 2 查《机械课程设计指导 24 缘距离 书》表4 16 外机壁至轴承座 l

35、1 l = C + C + (8~12) 1 1 2 50 端面距离 大齿轮顶圆与内 A 1 A >1.2 c 1 12 机壁距离 齿轮端面与内机 A 2 A > c 2 12 壁距离 机盖，机座肋厚 m , m 1 m q 0.85c , m = 0.85c 1 1 m q 7 m q 7 1 轴承端盖外径 D 2 D = D + (5~5.5) d 2 3 112 (1 轴)140 (2 轴) 轴承旁联结螺栓 S S q d 2 100 (1 轴)100 (2 轴) 距离

36、 一、润滑密封设计 对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度0.8m/sWvW 12m/s，采用浸油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度. 油的深度为 H + h ： H=40mm , h=10mm 所以 H + h =40+10=50mm 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其 表面粗度应为一，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置， 保证部分面处的密封性。 十二、 附件设计： A 视孔盖和窥视孔 在机

37、盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行 操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞 堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔

38、改上安装 通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定 位销，以提高定位精度. 十三、设计小节 通过次课程设计一级减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我对机 械行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从全局考虑设计很重要。 非常感谢杨老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的 同学们。 十四 参考资料 [1] 机械设计课程

39、设计/孙岩，陈晓红，熊涌主编 编号 ISBN 978-7-5640-0982-3 北京理工大学出版社 2008年12月第4次印刷。 [2] 机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2006年5月第3次印刷。 [3] 机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [4] 机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。 [5] 机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7 西安电子科技大学出版社 2011年9月第2次印刷。