外裝式行星減速滾筒設計說明書

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1、外裝式電動滾筒 —兩級定軸、加一級行星齒輪傳動 帶寬800mm，直徑800mm，線速度2m/s，功率11kw 說 明 書 指導老師： 學院： 班級： 姓名： 學號： 完成時間： 目錄 1. 介紹········································2頁 2. 電動機選型··································3頁 3. 傳動比及傳動比分配計算······················3頁 4. 定軸齒輪計算及校

2、····························4頁 5. 行星輪系的設計計算··························13頁 6. 電動滾筒各傳動軸的計算······················23頁 7. 傳動部件的校核······························33頁 8. 參考文獻····································40頁 介紹 電動滾筒是一種將電動機和減速器放在一起進行傳動，他主要應用于固定式或移動式帶式輸送機，替代傳統的電動機，減速器在驅動滾筒以外的分離

3、是驅動裝置。 電動滾筒具有結構緊湊，傳動效率高，噪聲低，使用壽命長，運轉平穩，工作可靠密封性好，占據空間小，安裝維修方便等優點并且適合在各種惡劣的環境下工作。 在設計此電動滾筒中，先進行電動機的選擇，計算出總傳動比，然后確定各級傳動比。根據扭矩算術傳動軸的最小直徑，分析計算出各傳動軸的直徑及長度和各個軸承，平鍵型號尺寸。然后再進行校核，確保電動滾筒能正常工作。 電動機選型 Y系列封閉式三相異步電動機，具有效率高，耗電少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。為B級絕緣，結構為全封閉式，自扇冷式，能防止灰塵鐵屑雜物侵入電動

4、機內部。故選取YB315S-6型電動機。其 基本參數為： 額定功率：11KW，滿載轉速980r/min， 堵轉電流/額定電流=5.6; 堵轉轉距/額定轉距=1.6; 最大轉距/額定轉距=2.0 二．傳動比及傳動比分配計算 1．計算傳動比i 都采用定軸所需的空間較大，可以采用定軸加行星輪系來解決，因為行星輪數目，傳動范圍有，故選兩級定軸一級行星齒輪傳動機構。 2．傳動比分配 分配原則是各級傳動等強度和獲得最小外形尺寸，取行星輪數目，第一級圓柱齒輪傳動比定為2，第二集齒輪傳動中心距要與第一級相同。算出傳動比以后，就可以算出行星輪系的傳動比。

5、 因為動載系數，接觸強度計算的齒向載荷分布系數及接觸強度計算的壽命系數的三項比值的乘積（）等于1.8~2.0,故?。ǎ?1.9。所以 A==2.28 1高速軸的設計計算： P=11kw,n1=980.i12=2 1)選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪40Cr調質 大齒輪45正火 許用接觸應力[] 由式[]= 接觸疲勞極限 查圖6-4 接觸強度壽命系數應力循環次數N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查圖6-5得、 接觸強度最小安全系數 則 []=700

6、 []=550 許用彎曲應力[] 由式6-12,[]= 彎曲疲勞極限 查圖6-7,雙向傳動乘0.7 彎曲強度壽命系數 查表6-8 彎曲強度尺寸系數查表6-9(設模數m小于5mm) 彎曲強度最小安全系數 則 []=3781 []=2941 2)齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級,按=(0.013—0.022)估取圓周速度=6 選取 小輪分度圓直徑，由式6-5得 齒寬系數 查表按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數 在推薦值20—40中選 大輪齒數 ==227=54圓整取 齒數比u u== 傳動比誤差: =(2-2)/2=0<

7、0.05 小輪轉矩: =9.55=9.5511/980 載荷系數K K= -使用系數 -動載系數 由推薦值1.05—1.4 -齒間載荷分配系數 由推薦值1.0—1.2 -齒向載荷分布系數 由推薦值1.0—1.2 載荷系數K K==11.21.11.1 材料彈性系數 查表6.4 節點區域系數 查表6-3(=,==0) 重合度系數 由推薦值0.85—0.92 故 齒輪模數m m==66.8204/27=2.47mm 按表6.6取整 小輪分度圓直徑 =m=327 圓周速度v v=/60000=81980/60000 標準中心距a a=m(+)/2=3

8、(27+54)/2 齒寬b b==0.881=64.8mm 大輪齒寬 =b 小輪齒寬 =+7=71.8 3)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 =[] 齒形系數 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數 查表6.5 小輪大輪 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[27(tan(arccos-tan20)+54(tan(arccos-tan20)] 重合度系數=0.25+0.75/ 故:=2×1.45×107194×2.57×1.60/(71.8×81×3) =2×1.45×107194×2.21×1

9、.776/(64.8×81×3) 4）齒輪其他主要尺寸計算 大圓分度圓直徑： =3×54 根圓直徑： ==81－2×1.25×3 =162－2×1.25×3 頂圓直徑： =81+2×3 =162+2×3 2中間軸的設計計算： 取傳遞效率=0.98 i12=2,n2=490 1)選擇齒輪材料，確定許用應力 由表6.2選 小齒輪40Cr調質 大齒輪45正火 許用接觸應力[] 由式[]= 接觸疲勞極限 查圖6-4 接觸強度壽命

10、系數應力循環次數N由式6-7 =60nj= 609801(103003) = 查圖6-5得、 接觸強度最小安全系數 則 []=700 []=550 許用彎曲應力[] 由式6-12,[]= 彎曲疲勞極限 查圖6-7,雙向傳動乘0.7 彎曲強度壽命系數 查表6-8 彎曲強度尺寸系數查表6-9(設模數m小 于5mm) 彎曲強度最小安全系數 則 []=3781 []=2941 2)齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級,按=(0.013—0.022)估取圓周速度=6 選取 小輪分度圓直徑，由式6-5得 齒寬系數 查表

11、按齒輪相對軸承為非對稱布置 小輪齒數 在推薦值20—40中選 由于要和高速級的齒輪傳動保持相同的中心距，故先確定中心距a2=121.5 由a2=m（+）=121.5 得：=56 齒數比u u==56/25 小輪轉矩: =9.55=9.55110.98/490 載荷系數K K= -使用系數 -動載系數 由推薦值1.05—1.4 -齒間載荷分配系數 由推薦值1.0—1.2 -齒向載荷分布系數 由推薦值1.0—1.2 載荷系數K K==11.21.11.1 材料彈性系數 查表6.4 節點區域系數 查表6-3(=,==0) 重合度系數 由推薦值0.85

12、—0.92 小輪分度圓直徑 =m=325 圓周速度v v=/60000=75490/60000 標準中心距a a=m(+)/2=3(25+56)/2 齒寬b b==0.875=60mm 大輪齒寬 =b 小輪齒寬 =+5=65 3)齒根彎曲疲勞強度校核計算 由式 =[] 齒形系數 查表6.5 小輪 大輪 應力修正系數 查表6.5 小輪大輪 重合度 =[(-tan)+(-tan)] =[25(tan(arccos-tan20)+56(tan(arccos-tan20)] 重合度系數=0.25+0.75/

13、 故:=2×1.45×210100×2.57×1.60/(65×75×3) =2×1.45×210100×2.21×1.776/(60×75×3) 4）齒輪其他主要尺寸計算 大圓分度圓直徑： =3×56 根圓直徑： ==75－2×1.25×3 =168－2×1.25×3 頂圓直徑： =75+2×3 =168+2×3 行星輪系的設計計算 （ 1） 齒計算 由高速級計算得i=4.58,且低速級改為行星架固定，由內齒輪輸出，仍按行星輪計算。 , 則公式（6-24）進行配齒計

14、算 ，則=26 ， 符合取質數，/整數，/整數。及無公約數的配齒要求，速比誤差。 （2）按接觸強度初算A-C傳動的中心距a和模數m 低速級輸入扭矩取載荷不均勻系數，在一對A-C輪傳動中，小輪（太陽輪）傳遞的轉矩 取綜合系數K=2.4,齒數比= 太陽輪和行星輪材料和高速級一樣，改用40調質表面淬火，齒面硬度HRC=50~55（太陽輪）和HRC=45~50（行星輪），取，也可用40MnB鋼質表面淬火代替，其性能變能變。齒寬系數在低速級取。 按式（6-25）初算低速級中心距 模數 按第一序列選取 m=3 （3）計算A-C傳動的實

15、際中心距和嚙合角 取模數，則實際中心距 因為直齒輪高變位，則實際中心距變動系數 則 （4）計算C-B傳動的中心距和嚙合角 實際中心距 因為中心距變動系數 所以嚙合角 （5）幾何尺寸計算 按高變位齒輪傳動計算A、C、B三輪的幾何尺寸。 1） 分度圓直徑 2） 齒頂高

16、 因 3） 齒根高 4） 齒高 5） 齒頂圓直徑 +2=78+2×3.9=85.8 (mm) +2=138+2×2.1=142.2(mm) +2=354-2×3.5757=346.8486 (mm) 6)齒根圓直徑 （6）驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度 按定軸線齒輪傳動的強度計算公式計算 1）確定計算公式中的系數 使用系數按式（6-26）計算行星架圓速度： 由表6-11查得速度系數，動載系數，齒間載荷分布系數、，由式（6-27）及式（6-2

17、8）： ， 式中及由表6-29查取，=0.67, =0.9 因 由圖6-10查得，所以 計算齒間載荷分布系數及，先求齒頂圓壓力角及端面重合度： =1.64 因為直齒輪，總重合度，所以 節點區域系數 =2.53 計算彈性系數，由高速級計算可知=189.9。 接觸強度計算和重合度系數 接觸強度計算和螺旋角系數

18、 確定接觸強度計算和壽命系數，因為當量循環次數，所以。 最小安全系數，取=1。 確定潤滑劑系數，考慮用N46（30號）機械油作為潤滑冷卻劑，按表6-10取0。92。 粗糙度系數，按表6-12，取=1.2 齒面工作硬化系數，為簡化計算取=1。 接觸強度計算的尺寸系數，取=1。 2）A-C傳動接觸強度驗算 由式（6-6）計算接觸應力 按式（6-7）許用接觸應力及強度條件，則 計算結果，A-C傳動接觸強度通過。用40鋼（40鋼）調質

19、后表面淬火，安全可靠。 3）傳動A-C彎曲強度驗算 按式（6-15），齒根應力 式中 -齒形系數，由圖6-5查取，， -應力修正系數，由圖6-6查取， -彎曲強度計算的重合度系數 ； -彎曲強度計算的螺旋角系數，因為直齒 所以 考慮到行星輪輪齒受力可能出現不均勻性，齒根最大應力 由強度條件 即 則 40Cr鋼調質，表面淬火， 故A-C傳動彎曲強度驗算也通過。 ⑺驗算低速級C-B傳動的接觸強度和彎曲強度 ① 根據A-C傳動的來確定C-B傳動的接觸應力，因為C-

20、B傳動為內嚙合， 所以 ②核算內齒輪材料的接觸疲勞極限 由，按式（6-7）有 = 因為45鋼調質, 所以內齒輪用45號鋼調質處理，調質硬度HB229~286，接觸強度符合要求。 3）彎曲強度的驗算 只對內齒輪進行驗算，按式（6-15）計算齒根應力，其大小和A-C傳動的外嚙合一樣，即 由強度條件 得 因為45號鋼調質彎曲疲勞極限=220，所以低速級C-B傳動中，內齒輪強度也符合要求。內齒輪壁厚，模數小取大值。 電動滾筒各傳動軸的計算 Ⅰ軸的計算 1

21、）①=107194 N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=81 mm 圓周力=== 2646.8N 徑向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調質作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115 則≥1.03×115= 26.52 mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據 ，并且與電動機輸出軸的直徑相配合來選擇聯軸器并確定軸1段的軸頸。根據GB/T5843-1986選擇聯軸器型號為:YL8型，長度L=60mm。軸①段長度比聯軸器

22、長度短1～5mm，取為2mm。則=60-2=58mm，=50mm。根據軸徑選擇鍵尺寸為b=14mm,h=9mm,L=48mm 2)段為使半聯軸器定位，軸肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，且符合標準密封內徑，則=50+2×5=60mm。根據軸徑選擇軸承型號為7012C，該軸承寬度B=18mm，軸承的最小安裝尺寸=67mm。取端蓋寬度20mm ,則=18+20+10=48 mm。軸承潤滑方式選擇： ×=60×970=5.82×mm·<1×mm· 選擇脂潤滑 3） 段 軸承的單邊定位軸肩應小于軸承 內圈厚度，單邊定位軸肩取為3mm 則=66mm，=23

23、0mm 4）段 為保證第二軸的強度，故應該加大軸徑，+10 mm 66+10=76mm =50 mm 5）段 為了保證軸承的良好定位，選擇=-6=70 mm,并根據軸徑依據標準GB/T294-1994選圓柱滾動軸承型號為7014C，軸承寬度為20，軸承的最小安裝尺寸=77mm，軸承的單邊定位軸肩應小于軸承內圈厚度，單邊定位軸肩取為3mm，為了保證軸承的良好定位，選擇=-6=70 mm,。所以選擇軸段長度 =20 mm 6）段 為了定位軸承，所以取該軸段直徑70-10=60 mm，上面裝有逆止器，則取=40mm 為了與第二

24、軸連接，第一根軸在左端為空心，以便第二軸插進去并通過鍵來傳動，故取孔徑為50mm，孔深為90mm。 為了第二軸的周向定位,在軸的第四段上打一螺釘孔,用其來協助限制第二軸的轉動。 Ⅱ軸的計算 1）①=107194 N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=81 mm 圓周力=== 2646.8N 徑向力=tan=2646.8×tan=963.4 N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調質作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表取A=115 則≥1.03×115= 26.52 mm 2

25、）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據 ，并根據與一軸配合軸的內孔決定=50mm，根據軸徑選擇標準鍵，鍵b=20mm,h=12mm,L=80mm.由于一軸的內孔深為90mm，所以L1的長度應小于90mm。故取L1=85mm。 2)段為使軸的右端深入空的長度定位，軸肩高h=c+(2～3)mm，孔倒角C取3mm ，故取=60mm,取= 10mm 3） 段 此段上裝有齒輪，為了便于齒輪的定位，取 <。則=60-4=56mm，取=67mm 鍵的聯結采用普通平鍵,尺寸為b=22,h=14,L=70 軸的左端齒輪采用M10螺栓定位。 Ⅲ軸的計算 1）①=

26、210100N·mm KW 齒輪分度圓直徑d=120 mm 圓周力=== 3501.6N 徑向力=tan=3501.6×tan= 1274.48N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調質作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115 則≥1.03×115= 33.41 mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據 ，以及軸承標準確定=50mm。根據軸徑選擇軸承型號7010C(GB/T283-1994)。軸承寬度B=16mm，外徑D=80mm。齒輪的寬度為65mm。

27、 根據齒輪的寬度以及軸承的寬度和 定位軸套確定L1=16+65+20mm=101mm。齒輪與鍵 的聯結采用普通平鍵。根據軸徑選 擇平鍵尺寸 b=14mm,h=9mm,L=48mm。 軸的右端齒輪采用M10螺栓定位。 2)段上裝有齒輪，為了齒輪定位， 此段直徑應比第一段的大，=55mm。由于齒輪寬度為65mm，為了齒輪的定位，又由于軸的長度應小于齒輪長度2-5mm取為3mm，則=65-3=62mm 齒輪與軸的聯結采用普通平鍵，尺寸為b=14mm,h=9mm,L=80mm。 3）段 為軸肩，為了左邊軸承的定位和右端齒輪的定位?。? =65mm 取L3

28、=15mm 4）段 為了軸承的定位取50 mm 根據軸頸選擇軸承7010C(GB/T283-1994)，其寬度B=16mm 故=15 mm。 Ⅳ軸的計算 1）①= 461.21N·m 考慮各種系數的影響。 ×0.98=10.78 KW 齒輪分度圓直徑d=212 mm 圓周力=== 4351.04N =tan=4351.04×tan= 1583.64N ② 初步估算軸的直徑 取40Cr調質作為軸的材料，由式≥ 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響， 查表 取A=115

29、 則≥1.03×115= 43.42mm 2）確定各軸段直徑和長度 1)段 根據 ，以及軸承標準確定=60mm。根據軸徑選擇軸承型號7012C(GB/T283-1994)，軸承寬度b=16mm。 根據軸承的寬度L1=16mm 2)段為了左齒輪的定位和右端軸承定位取： =66mm 取L2=15mm 3）段為了安裝齒輪方便，所以取 =55mm。由于軸的長度應小于齒輪寬度2-5mm取為3mm，齒輪寬度B=94mm，L3=94-3=91mm 4）段 此段裝有齒輪套和軸承，為了定位取50mm 根據軸徑選擇軸承7011C（

30、GB/T 283-1994），其寬度為B=18mm 根據軸徑選擇鍵為普通平鍵，尺寸為：b=14mm,h=9mm,L=60mm. 根據以上以及左端行星太陽輪軸的支撐綜合確定L4=68mm。 行星輪系的太陽輪的軸選擇d=35mm，l=295mm。 行星輪系的行星輪的軸選擇d=40mm，l=273mm。 傳動部件的校核 校核Ⅲ軸、Ⅲ軸上的鍵、軸承以及校核聯軸器 （一） 校核Ⅲ軸 1） 計算作用在第一級小圓柱齒輪上的力 圓周力=2/=2×107194/81=2647N 徑向力=×tan=2647×tan=963N 作用在第一級大圓柱齒輪上的力

31、 圓周力=2647N 徑向力=963N 作用在第二級小圓柱齒輪上的力 圓周力=2×210100/75=5603N 徑向力×tan=5603×tan=2039N 2） 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 （1） 求軸承反力 H水平面 由圖（a）求軸承反力 由得：-×73.5-×141+×191.5=0 =674N 由得=+-=5603+674-2647=3630N V垂直面 由圖（b）求軸承反力 由得：×50.5-×67.5+×141=0 =631N 由=0得：= =2039+963-631 =2371N

32、（2） 求齒寬中點處彎矩 H水平面 ×73.5=3630×73.5=266805N·mm ×50.5=2647×50.5=133673.5N·mm V垂直面 ×73.5=-631×73.5=-46378.5N·mm ×50.5=963×50.5=48631.5N·mm 合成彎矩M = =270806N·mm = =142245N·mm 扭矩T=210100 N·mm 軸的彎矩圖和扭矩圖如下面所示： （3）按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩，取折合系數=0.6,則齒寬中點處當量彎矩 ==298709N·mm

33、 ==190065N·mm 軸的材料為45號鋼，調質處理。由設計書中可查得=640N/mm，由設計書中可查得材料許用應力= 60N/mm。 軸的計算應力為 ＜= 60N/mm 所以該軸滿足強度要求。 （二） 校核Ⅲ軸上的鍵 軸徑d=50mm 所選的鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，鍵的總長L=80（從36-160中選擇） 校核此鍵是否滿足強度要求 查機械手冊可知：=120 N/mm =90 N/mm 鍵的擠壓應力p= = =28.30N/mm＜ 鍵的剪切應力

34、 = =18.19 N/mm＜ 所以該軸滿足強度要求 （三） 校核Ⅲ軸上的軸承 1.Ⅲ軸的第1段軸上所選的軸承型號為7010C(角接觸球軸承) 查機械手冊可知：額定載荷=26.5KN 受徑向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成徑向力： ==3684N ==2465N 則 查表：， h =15.23KN < =26.5 KN 所以，該軸承合格 2. Ⅲ軸的第4段軸上所選的軸承型號為7012C(角接觸球軸承) 查機械手冊可知

35、：額定載荷=38.2KN 受徑向力：=3630N =631N =674N =2371N 合成徑向力： ==3684N ==2465N 則 查表：， h =15.23KN < =38.2 KN 所以，該軸承合格 （四）聯軸器的校核 根據和選擇聯軸器，型號為YL8聯軸器公稱轉矩=250 N·m ，許用轉 速=4300 計算聯軸器的實際傳遞的轉矩 工況系數=1.1 由=1.1×107.194=117.91 N·m ＜ =980 ＜ 所以，選用的聯軸器合適

36、 P=11kw v=980r/min P=11kw n1=980 i12=2 =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=0.7 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差組8級 =0.8 =27 =54 u=2 合適 =107194Nmm =1

37、 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 =2.5 =0.87 66.8204mm m=3mm =81mm v=4.11m/s a=121.5mm =64.8mm =71.8mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776 =1.70 =0.69 =73.3N/ =77.49N/ 齒根彎曲強度滿足 =162mm =73.5mm =154.5mm =87mm =168mm =260HBS =260HBS N1=1.4 N2=4

38、.3 =1 =1.05 =1 []=700 []=577 []=577 =378 =294 ==1 =1 =1.4 []=270 []=210 II公差組8級 =0.8 =25 a2=121.5 =56 u=2.24 =210100Nmm =1 =1.2 =1.1 =1.1 K=1.45 =189.8 m=5mm =75mm v=1.923m/s a=121.5mm =60mm =65mm =2.57 =2.21 =1.60 =1.776

39、 =6.39 =0.37 =171.30N/ =177.14N/ 齒根彎曲強度滿足 =168mm =67.5mm =160.5mm =81mm =174mm =26 ZB=118 ZC=46 T3=461.21N.m T3A=176.80N.m a=110.88mm m=3 =108mm =0 =108mm =0 =78mm

40、=138mm =354mm =3.9 =2.1 =3.58 =0.1081mm =2.85mm =4.65mm =2.85 mm =6.75mm =6.75mm =6.4257mm 85.8mm 142.2mm =346.8486mm =72.3mm =128.7mm =359.7mm =0.698m/s =1.02 =0.67 =0.9 =0.293 =1.05 =1.07 =31.32 =1.64

41、=1.213 =2.53 =189.9 =0.887 =1 =1.2 =1 =13.37N/mm 強度通過 ， =0.705 = = 強度合格 u=2.56 =8.07N/mm 強度合格 強度合格 =107194 N·mm

42、 = 2646.8N =963.4 N =50mm =58mm =60mm =48mm =66mm =230mm =76mm =50 mm =70 mm, =20 mm =60 mm =40mm =107194 N·mm = 2646.8N = 963.4 N =50mm =85mm

43、 =60mm = 10mm =56mm =67mm =644701N·mm =3501.6N = 1274.48 N =50mm =101mm =55mm =62mm =66mm L3=15mm =50mm =15 mm = 461.21N·m = 4351.04N =3851N

44、 =60mm =16mm =66mm =15mm =55mm L3=91mm =50mm =68 mm =2647N =963N =2647N =963N =5603N =2039N =674N =3630N =631N =2371N =266805N·mm =133673.5N·mm =-46378.5N·mm =48631.5N·mm =2

45、70806N·mm =142245N·mm T=210100 N·mm =298709N·mm =190065N·mm = 60N/mm =120 N/mm =90 N/mm p=28.30 N/mm＜ 18.19 N/mm＜ =3684N =2465N 2400h =15.23KN

46、 =3684N =2465N 2400h =15.23KN =117.91N·m =980 參考文獻 【1】 程志紅等主編.機械設計.南京:東南大學出版社,2006 【2】 程志紅、唐大放等主編.機械設計課程上機與設計.南京:東南大學出版社,2006 【3】 <<現代機械設計傳動手冊>>編輯委員會編.現代機械設計傳動手冊.北京:機械工業出版社,2003 【4】 國家標準.滾動軸承代號方法.GB/T272-93 【5】 徐灝主編.繼續設計手冊.第3卷.北京:機械工程出版社，1992 【6】 吳宗澤主編.機械設計.北京:人民交通出版社,2003 【7】 莊宗元等主編.AutoCAD2004使用教程.徐州：中國礦業大學出版社，2004 【8】 王洪欣等主編.機械設計工程學Ⅰ.徐州:中國礦業大學出版社，2001 【9】 唐大放等主編.機械設計工程學Ⅱ.徐州:中國礦業大學出版社，2001 【10】 吳相憲主編.實用機械設計手冊.徐州:中國礦業大學出 版社，1993 41