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机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置的设计目录设计任务书.2一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22九、连轴器的选择十、润滑方式及密封设计参考资料机械课程设计课程设计任务书题目：带式运输机传动装置设计条件： 1. 运输带工作拉力：F= 1500 KN(根据课本参数表和小组分配之后选取得到)2. 运输带工作速度：V= 1.1m/s。(数据来源同上)3. 滚筒直径： D= 220 mm4. 滚筒效率：=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。5. 工作情况：两班制， 连续单向运转， 载荷较平稳.6. 使用寿命：8 年7. 工作环境：室内工作，有灰尘，环境最高温度35度8. 动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V；9. 检修间隔期： 四年一次大修、二年一次中修，半年一次小修。10. 运输带速度允许误差: 5;11. 制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产.设计要求：1. 减速器装配图1张（A0或A1）2. 轴零件图1张3. 齿轮零件图1张4. 编写设计说明书1份一 传动方案的拟定根据小组分配，在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器，其主要特点是：传动比一般为840，用斜齿、直齿或人字齿，其中高速级一般用斜齿，低速级可做成直齿，结构简单，应用广泛；它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种，齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度，高速级常用圆柱斜齿轮，低速级可用直齿轮。高速级齿轮布置应远离输入端，这样，轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。用于比较平稳的场合。如下图为其传动方案简图：二 电动机的选择1选择电动机类型: 根据面前任务书给定的工作条件,选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电机。2.确定电动机的输出功率(即工作机所需功率):(1)总效率:由设计手册表选取轴承0.98、联轴器10.99、联轴器20.99、卷筒0.96、齿轮传动0.97；又由设计可知，需要3对轴承、2个联轴器、2对齿轮传动，故总效率：得0.983*0.99*0.99*0.96*0.972 =0.83.(2)工作机所需功率:工作机所需功率PdPw/工作机输入功率Pw FV/1000 根据设计条件,F= 1500 N,V= 1.1 m/s 结论:电动机输出功率(即工作机所需功率) Pd1.988 kw3确定电动机的转速：由运输带的工作速度V=Dn/(60X1000)得: 卷筒的转速n= 60 X 1000v/D=95.54 r/min因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为840，故电动机转速的可选范围为：nmn*(840)（764.323821.6）r/min.4.综上所述,得出结论:符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种，通过对比选择同步转速为1000r/min的较合适，故拟选用电动机类型为：Y 112M-6额定功率为2.2KW，满载转速为nm=940r/min，额定转矩为2.0N.m，极数为6,质量45kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1.计算总传动比：inm/nw940/95.549.84 而二级传动中有：ii1*i22.分配各级传动比考虑到各级传动机构的传动比ii8，原则上要使各级传动承载能力大致相等；使减速器的尺寸与质量较小；使各级齿轮圆周速度较小；采用油浴润滑时，使各级齿轮副的大齿轮浸油深度相差较小,因此大齿轮的直径要相近. i1(1.31.5)i2所以：i13.58， i22.75 i1、i2依次为、轴，、轴间的传动比 四、运动参数及动力参数计算本传动装置从电动机到工作机有三轴，依次为， 轴，则：（1） 各轴转速： 第I 轴:n=940r/min；第轴n=n/i1= nm/ i1=940/3.58=262.57r/min；第轴n=n/i2=940/9.84=95.54r/min；其中,轴是高速轴，轴为低速轴；i1、i2依次为、轴，、轴间的传动比（2） 各轴功率：PI=Pd01 =1.9880.990.98=1.9288kw；PII=PI12=1.92880.980.97=1.8335kw；PIII=PII23=1.83350.980.970.96=1.6732kw；式中，Pd为电动机轴输出的功率，kw；PI、PII、PIII为、轴的输入功率；01、12、23依次为电动机轴与I轴，、轴，、轴间的传动效率。（3） 各轴转矩Td9550Pd/nm9550*1.988/94020.197Nm；TI=Td01=20.197*0.99*0.98=19.595Nm；TII=TIi112=19.5953.580.980.97=66.686Nm； T=TIIi223 =66.6862.750.980.970.96=167.354Nm；式中，Td为电动机轴的输出转矩，；T、TII、T为、轴的输入转矩. 五、传动零件的设计计算1. 初选联轴器类型和型号:(1)联轴器计算转矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 NmT 因为整个运输装置冲击载荷不大,工作环境多尘,考虑维护方便,初选滚子链联轴器.型号GL1 GB/T6069 20022. 各齿轮的设计及选择：(1)轴小齿与轴大齿的配合的设计计算根据前面所述,已知： 输入功率PI=1.9288kw，I轴上小齿轮转速n=940r/min，高速级齿轮传动比i13.58， 低速级齿轮传动比i22.75 1.选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数1） 按图（c）所示的传动方案，选用直齿轮传动。2） 运输机为一般 工作机，速度不高，故选用7级精度。3） 材料选择:根据其工作条件,在满足使用性能的前提下,使加工制造简便和经济.选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为260HBS，大齿轮材料 为45钢（调质）硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=i12Z1=3.5822=79 Z3=22， Z4=i34Z3=2.7522=61。2按齿面接触强度计算按式： d1t确定公式内的各计算数值试选载荷系数kt=1.4小齿轮传递的转矩。 由前一节运动参数计算,己知TI=19.595Nm=1.960 NmmTII=66.686Nm=6.669Nmm由课本表10-7选取齿宽糸数d =1.05由课本表10-6查得材料的弹性影响糸数ZE =189.8.由指导书光盘的软件,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=700MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa 计算应力循环次数 (I轴上小齿轮)N1=60n1jLh=609401(283008)=2.166 109(II轴上大齿轮)N2=602631(283008)=6.060108N2(II轴上小齿轮)N3= N2 =6.060108(III轴上大齿轮)N4=60961(283008)=2.212108由课本图10-19取接触疲劳寿命糸数KHN1=0.95 K HN2=0.99K HN3 =0.99 K HN4 =1.06(8)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全糸数S=1H1 = KHN1*Hlim1 /S=0.95*700MPa=665MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.99*550MPa=545MPaH3 = KHN3*Hlim1 /S=0.99*700MPa=693MpaH4 = KHN4*Hlim2 /S=1.06*550MPa=583Mpa 1） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径,代入的都为各对啮合中H较小的值第一个小齿轮:d1t第二个小齿轮:d3t(2)计算圆周速度V=3.1436.143940/(601000)=1.778m/sV34=3.1453.091262.57/(601000)=0.7295m/s（3）计算齿宽b b1=d d1t=136.143mm=36.143mmb3=d d3t=153.091mm=53.091mm(4)计算模数m,齿高h,及齿宽与齿高之比. mt1=1.643mm mt3=2.413mm h1=2.25mt1=2.251.643=3.697mmh2 =2.25mt3=2.252.413=5.429mm=9.78=9.78（5）计算载荷系数K1.查课本10-2表,使用系数KA=1。2.根据V，7级精度，查得动载系数KV1=1.07 KV3=1.02；3.按表10-4查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KHB，即得：KHB1=1.308 KHB3=1.312,4.再根据齿宽与齿高之比,查得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数KFB1=1.29 KFB3=1.305.查得齿间载荷分布系数KHa1=KFa1=1,KHa3=KFa3=1(直齿轮)。故: 载荷系数 K1=KA1KV1KHa1KH1=11.0711.308=1.399K3=KA3KV3KHa3KH3=11.0211.312=1.338（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d1= d1t =36.143d3=53.091*(1.338/1.4) 1/3=52.295mm（7）计算模数mnmn1=36.143/22=1.643mn3=52.295/22=2.3773、按齿根弯曲强度计算按式： m1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K11=KA11KV11KFa11KF11=11.0711.29=1.38 K31=KA31KV31KFa31KF31=11.0211.30=1.32（2） 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=FE3=268MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=FE4=210 MPa（3） 查表得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90 ，KFN2=0.93, KFN3=0.93, KFN4=0.98（4） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳系数S=1.3，得： 191.72 MPa 158.31 MPa （5） 按机械设计教材105表查取齿形系数 =2.72， =2.22 YFa3=2.72. YFa4=2.28（6） 查取应力校正系数= 1.57，=1.77 Ysa3=1.57, Ysa4=1.73（7） 计算大小齿轮的并加以比较：2.72*1.57/185.54=0.023022.22*1.77/150.23=0.02616 大齿轮的数值大，所以取0.026162.72*1.57/191.72=0.022272.28*1.73/158.31=0.02492 大齿轮地数值大，所以取0.024922)设计计算： =1.41 =2.05对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取=2.0 mm =2.5 mm，已可满足齿根弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。于是由=36.143/2=18.07取Z1=19，则Z2=i12Z1=193.5869=52.295/2.5=20.92取Z3=21，则Z4=Z3i34=212.7558。4几何尺寸计算：1） 计算分度圆直径d1=z1m1=19*2=38mm d2=z2m1=69*2=138mmd3=z3m3=21*2.5=52.5mm d4=z4m3=58*2.5=145mm2） 计算中心距：=（38+138）/2=88mm3） 计算齿宽=1.0538mm=39.9 mm。圆整后取B2=40mm，B1=45mm=1.0552.5mm=55mm圆整后取B4=55mm，B3=60mm。六 轴的设计计算A. I轴的设计及计算I轴的初步结构图1. 求作用在齿轮上的力圆周力:Ft1= N=1031.58N；径向力:Fr1= Ft1=1031.580.3640=375.46N(圆柱直齿无轴向力)2. 初步确定轴的最小直径,同时选用联轴器I轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2。为了使所选的轴直径d1-2与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.考虑装拆维护方便,而工作环境又为多尘.选用滚子链联轴器. 联轴器计算转矩 TCa=kAT1 (取kA=1.3) =1.3*20.197Nm =26.256 NmT联轴器型号：GL1联轴器 GB4323-2002 公称转距：40N.m。许用转速为3600r/min ,直径取20mm，L1=38mm,即I轴的最小直径为d1-2=20mm3.轴的结构设计结构形式如下:(1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=24mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，轴端挡圈同时取28mm.1-2段的长度应比L1短一些，现取L1-2=36mm. 2)初步选择滚动轴承。因轴承并不受轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=24mm，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承N205E，其尺寸为d*D*B=25mm*52mm*15mm,故d3-4=d7-8=25mm, 齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩来进行轴向定位，参考B=15所以L3-4=15+s=23mm。(取s=8mm)由手册查得N205E轴承的da =30mm,所以取d4-5=30mm,。3) 由于齿轮直径小，因此做成齿轮轴。所以轴段5-6的分度圆直径d5-6=38mm。已知齿轮B1=45mm,故取L5-6=45mm，N205E轴承B=15mm，故取L7-8=15mm。4) 轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装坼及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=20mm，故取L2-3=40mm。5) 齿轮与箱体需要一段距离,取该距离15mm,考虑箱体铸造误差,滚动轴承距箱体又有一段距离,取s=8mm.故23mm.6) II轴上小齿轮齿宽B3=60.(L4-5大约要大于100)(2) 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的联接，根据d1-2 =20mm 选用平键为b*h=6 X 6mm，键长22mmm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.(3) 确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450.各轴肩处的圆角半径1mm.B 、II轴的结构设计II轴的初步结构图1、作用在齿轮2上的力 Ft2=2*66.96X1000/138N=970.43N；Fr2= Ft2 tana=353.21N作用在齿轮3上的力 Ft3=2*66.96X1000/52.5N=2540.57N；Fr3= Ft3 tana924.69N,其中标准齿轮压力角a= 2、初步计算轴的最小直径先按扭转强度d计算。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据手册，取A0=112，于是得 dmin112=21.4mm。 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承。因轴承并不受轴向力的作用，径向载荷较大.故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子球轴N206E，其尺寸为d*D*B=30mm*62mm*16mm,故d1-2=d7-8 =30mm.左端轴承采用轴肩进行轴向定位,根据选用的轴承da=36mm因此取d2-3=36mm.为了使套筒与轴承压紧，取L1-2 =16mm.（2）由于左齿轮直径小，因此做成齿轮轴，所以轴段3-4的分度圆的直径d3-4=52.5mm.此处为齿轮轴,不必对齿轮进行轴向定位,又已知齿轮B3=60mm,故取L3-4=60mm。左齿轮与箱体距离适宜地初取为16mm,同时考虑箱体铸造误差,滚动轴承的位置距箱体有一段距离,取距离s=8mm,故=16+8=24mm（3）取安装右齿轮处的轴段6-7的直径d6-7=34mm，齿轮的左端与采用轴肩进行轴向定位。轴肩高度h0.07d,故取h=3,则轴环的直径为=40;轴环的宽度b=1.4h,因此取=5mm.已知齿轮B2=40mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于B2，故取L6-7=37mm。（4）考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知齿轮距离箱体a2=16mm,滚动轴承宽度B=16mm 则： L7-8= s+ a2+B+(40-37)= 8+16+16+3=43mm 取两齿轮之间的距离c=20mm,则L4-5 =c-b=20-5=15mm, 5-4段保持与2-3段水平,故d2-3 =d4-5=36mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。2）轴上零件定额周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。查手册,根据轮毂处直径d6-7 =34mm,选用平键为b*h=10mm*8mm，键长28mmm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3）确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450，各轴肩处的圆角半径为1mm。3. 求轴上的载荷总受力图: 水平受力图水平力矩图垂直受力图垂直力矩图合成力矩图转矩图作为简支梁的轴的L164,L1=61.5mm,L2=70mm,L3=32.5mm。如轴的初步结构简图显示。根据以上计算简图可知截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MHMV及M的的值列于下表：载 荷 水平面H 垂直面V支反力FNH1=1780.17N,FNH2=1730.83N FNV1=507.94N, FNV2=63.54N弯 矩MMH1=109480N*mmMH2 =56252N*mMV1=31238N*mm,MV2=2065N*mm 总弯矩M1=113849N*mm M2=56290N*mm 扭矩TT2=66686N*mm4、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。取=0.6,W为轴的抗弯截面系数.截面C的W为0.1*d3则轴的计算应力：=14.61MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表得=60MPa。因此0.07d，立即可算出h=3.5,则轴环处的直径d4-5=58mm为宜。轴环宽度b=1.4h,因此取L4-5=12mm。（4）轴承端盖的总宽度为25mm。根据轴承端盖的装坼及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=30mm，又滚动轴承宽度B=17mm.故取L2-3=72mm。 (5)右端滚动轴承与齿轮用轴套进行轴向固定,查手册,此处轴肩2mm,因此=39mm.（5）考虑II轴与III轴的配合关系，则取L6-7=26mm，L3-4=85 mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。二轴上零件定额周向定位齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。右端齿轮4按d5-6 =50mm,由手册查得平键尺寸b*h=14mm*9mm，键槽用键槽铣刀加工，键长为40，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为b*h=10mm*8mm，键长63mm，配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差m6。三确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册，取轴端倒角为2.0*450，各轴肩处的圆角半径为1.0mm七.轴承的选择计算一、I轴：根据轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N205E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.1. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr27.5KN 、C0r26.8KN.I轴上得小齿轮受到的力：Fte1=1031.58N；Fre1= 375.46N分度圆直径：d138mm。根据力学分析可算得：Fr1v159.98N、Fr2v215.48NFr1H340.63N、Fr2H690.95N故：Fr1=376.32N、Fr2=723.77N。2. 求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,无轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr故P1Fr1 =376.32NP2Fr2 =723.77N3. 验算轴承寿命：因为P18年故所选轴承可满足寿命要求。二、II轴：根据轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N206E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr36.0KN 、C0r35.5KN.II轴上的小齿轮受到的力：Fte3=2540.57N；Fre3= 924.69N而大齿轮受到的力: Fte2=970.43N；Fre2=353.21N。根据力学分析可知轴承上各个坐标力与简化之后的简支梁其支反力是一一对应的, 计算得到: Fr1v507.94N、Fr2v63.54NFr1H1780.17N、Fr2H1730.83N故：Fr1=1851.22N、Fr2=1731.99N。2.求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,忽略轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr故P1Fr1 =1851.22NP2Fr2 =1731.99N3验算轴承寿命：因为P1P2,所以按P1进行验算，取10/3Lh=156428.63h=32年8年故所选轴承可满足寿命要求。三、III轴：根据III轴的结构设计，在其过程中己经初选了圆柱滚子轴承N207E GB/T283-1994.现只需对其进行校核.4. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2：查手册得Cr46.5KN 、C0r48KN.III轴上的大齿轮受到的力：Fte4=2308.33；Fre4= 840.16N根据力学分析可算得：Fr1v492.41N、Fr2v347.75NFr1H1352.89N、Fr2H955.44N故：Fr1=1439.71N、Fr2=1016.76N。5. 求轴承的当量动载荷P1和P2：查手册,无轴向力作用的圆柱滚子轴承,其径向当量动载荷公式为:PrFr故P1Fr1 =1439.71NP2Fr2 =1016.76N6. 验算轴承寿命：因为P1P2,所以按P1进行验算，取10/3Lh=187178h=388年故所选轴承可满足寿命要求。八.键联接的校核计算在前面的设计轴结构时初步确定了各键的基本尺寸，现在只需分别对其进行强度校核。 p=100120MPa,取p110MPa。一、I轴：联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。联轴器与轴的联接，选用平键为b*h=6mm*6mm，键长22mmm，配合为H7/k6。由公式： p=29.69MPap说明:平键l=键长L; k=0.5h; T为传递的转距,即T=(N*m)故符合要求。二、II轴：齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。右端齿轮2选用平键为b*h=10mm*8mm，键长28mmm，配合为H7/k6。同理由公式：p35.02MPap故选用是合理的。三、III轴：齿轮联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。齿轮轮毂部位的平键尺寸由前面轴的结构设计初步确定为:b*h=14mm*9mm，键槽用键槽铣刀加工，键长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。而半联轴器与轴的联接，选用的平键尺寸为b*h=10mm*8mm，键长63mm，配合为H7/k6。同理由公式p 计算得：齿轮半联轴器与轴的周向定位用键： p37.19MPa p半联轴器与轴的联接用键： p41.50MPap故选用合理。九.联轴器的选择在轴承结构时己经考虑其工作条件而确定好了十 . 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1、润滑1) 齿轮的润滑由于减速箱中的齿轮是闭式齿轮传动,而且齿轮的最高转速小于12m/s,所以采用浸油润滑,浸过大直齿轮的一个齿高,而且不小于10mm为宜。通过浸油在齿轮传动中,齿轮把润滑油带到啮合面上,同时也飞溅到箱壁上,借以散热.2)轴承的润滑通过齿轮的转动把润滑油甩到四周的箱壁上,然后通过槽引到轴承中,实现轴承的润滑.2) 润滑油的选择由于减速箱的负载不大,闭式齿轮传动等因素,而润滑油的粘度根据工作圆周速度1.1m/s,需要较小粘度值的润滑油,综合以上因素选润滑油为全损耗糸统式用油L-AN22 GB443-1989 2、密封减速箱的密封主要是轴承端的密封,密封方式采用毡圈油封.其基本尺寸按与之配合的轴对应.密封的主要目的主要是防止轴承中的润滑油漏出.使轴承过度发热从而缩短轴承的寿命,降低工作效率. 参考资料1. 濮良贵、纪名刚主编. （第八版）.北京：高等教育出版社，2006.52. 吴宗泽、罗圣国主编.（第3版）.北京：高等教育出版社.2006.53. 数字化手册委员会主编.机械设计手册（软件版）4. 其附带光盘的”机械零件设计辅助糸统”
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