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1、精选优质文档-倾情为你奉上卷扬机行星齿轮减速器设计规格 型号 外层钢丝绳静张力 (KN)容绳量 (m)钢丝绳 传 动 比 电动机 参考重量(kN)外形尺寸 (mm)外层速度 (m/s)绳径(mm)型号 功率 (kW)转速(r/min) JD-25254001.462042.24YBJ-4040148028.15179426201615绞车，用卷筒缠绕钢丝绳或链条提升或牵引重物的轻小型起重设备，又称卷扬机，可单独使用，也可作起重、筑路和矿井提升等机械中的组成部件，因操作简单、绕绳量大、移置方便而广泛应用。 本次设计旨在以单卷筒行星齿轮传动调度绞车为依托，采用新的设计方法三维实体设计来完成产品的设
2、计。三维实体设计（实体造型）是近年来发展起来的一种先进的设计方法，与传统设计方法相比较有许多优越性。长期以来，传统的设计方法由于受到技术手段的限制，不得不放弃用直观感强的立体图来表达产品，而是遵循着一种工作量大、设计周期长的方式进行设计：三维构思-平面图形-三维产品，不仅使原本直观的立体抽象化了，而且耗费了大量的精力和时间。因为在这样一个抽象思维和想象的环境中，既不符合由形象思维到抽象思维的认知规律，又不利于培养空间想象能力和创新设计能力。而三维实体设计（实体造型）弥补了传统设计法的这种缺陷，在二维和三维空间中架起一座桥梁，让我们在三维空间中直接认知和感知三维实体，更加充分地发展和提高了设计师
3、的空间想象能力及创新能力，为先进产品的开发提供了广阔而优越的设计平台。本设计是应用以参数化为基础的CAD/CAE/CAM集成软件Pro/ENGINEER进行三维实体造型，来完成产品的零件、部件设计和整机的装配。其最大的优点在于大大减少了设计师的工作量，从而加速了机械设计的过程。另外，还可以对产品进行优化，使其结构更加合理，性能更加良好。第一章 方案评述绞车有手动、内燃机和电动机驱动几类。手动绞车的手柄回转的传动机构上装有停止器（棘轮和棘爪），可使重物保持在需要的位置。装配或提升重物的手动绞车还应设置安全手柄和制动器。手动绞车一般用在起重量小、设施条件较差或无电源的地方。内燃机驱动的绞车，在卷筒
4、与内燃机之间装有离合器。当离合器和卷筒轴上的制动器松开后，卷筒上的绳索处于无载状态 ，此时绳索一端可从卷筒上自由地拽出，以缩短再次提拉物件时的挂绳时间。内燃机须在无载情况下启动，离合器能将卷筒与内燃机脱开，待启动正常后再使离合器接合而驱动卷筒。内燃机驱动的绞车常用于户外需要经常移动的作业，或缺乏电源的场所。电动调度绞车广泛用于工作繁重和需牵引力较大的场所。根据工作环境的不同，可选用防爆型或非防爆型电动机为动力源。单卷筒电动绞车的电动机经减速器带动卷筒，电动机与减速器输入之间装有制动器。为适应提升、牵引 、回转等作业的需要，还有双卷筒和多卷筒装置的绞车。根据传动形式的不同，绞车可分为苏式多级内齿
5、行星齿轮传动调度绞车、摆线针轮传动调度绞车、蜗轮-蜗杆传动回柱绞车和少差齿回柱和调度绞车等。对于单滚筒行星齿轮传动调度绞车，其具有成本低，效率较高，重量轻，结构简单，易于维修和保养等优点。本次设计的绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采区运输巷及掘进头等场合调度矿车，或用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作。根据实际工作要求，采用行星齿轮传动，传动简图如下：第二章 计算参数的确定第一节 电动机的选择一、类型的选择该绞车用于矿井中井底车场、中间巷道、采取运输巷及掘进头等场合调度矿车，矿井中含有沼气与煤尘等爆炸性气体，相对湿度在97%以内，周围介质温度不超过35，须选用YB系列防爆电机
6、。当用于矿山地面、冶金矿物或建筑工地的地面调度和搬运工作，要求环境湿度在80%以下，周围介质温度不超过40，且空气中不得含有沼气等爆炸性及具有腐蚀作用的气体，可选用非防爆电机。二、容量选择 电机计算功率： ，其中起重量F=10KN,绳速v=26m/min=0.43m/s(按满载时算)。由电动机到滚筒的传动总效率为： 其中 、 、 分别为轴承、齿轮传动和滚筒的传动效率，由P3选 =0.91（脂润滑，均按球轴承计算）, =0.93（8级精度的一般齿轮传动，脂润滑）, =0.96，则 ,选额定功率 =15kW( 连续工作制)。三、确定电动机转速由3表推荐的传动比合理范围，且由简图知其经过两对圆柱齿轮
7、减速传动，再经行星轮传动（在满载时，制动器A放松，B制动）,故总传动比的合理范围是：=（26）(26) (39)=27324滚筒轴的工作转速为（粗取滚筒直径为250mm）：n= r/min则电动机转速的可选范围是： =(27324) 32.8=88510627r/min由容量和电机转速，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和价格等，根据7选定电动机为YB系列,方案比较见表-1：表-1型号 额定功率(kW) 额定转速(r/min) 效率(%) 重量(kg)YB160M2-2 15 2930 88.2 149YB160L-4 15 1460 88.5 166YB180L-6 15 970 89.
8、5 215经比较，选电动机型号为YB160L-4，其主要外形和安装尺寸见表-2： 表-2参数 A AB B C E H N P HD AD AC L尺寸 254 330 254 108 110 350 275 325 530 240 325 695第二节 传动比的确定和分配计算和说明 计算结果一、计算总传动比电动机满载转速 =1460r/min,总传动比： 二、分配传动装置的传动比 其中 、 、 分别为两对齿轮、行星轮的传动比。初步取 = =2.24,则行星轮的传动比为： = =1460r/min=8.869第三节 传动装置的运动和动力参数计算一 、轴转速计算轴： = =1460r/min轴：
9、 r/min 轴： r/min滚筒：n= r/min二、功率计算(一)各轴输入功率I轴： = 轴： 轴： 滚筒：P= (二)各轴输出功率轴： = 轴： 轴： 滚筒： = 三、转矩计算（一）各轴输入转矩电机输出转矩： Nm轴： = Nm轴： Nm 轴: Nm滚筒：T= Nm(二)各轴输出转矩轴： = Nm轴： Nm 轴： Nm滚筒： = Nm=1460r/minr/minr/minn=32.80 r/min=13.65kW P=8.274kW= = Nm= Nm Nm NmT=2646.72 Nm= Nm Nm Nm = Nm运动和动力参数计算结果见表-3。表-3轴号 功率(kW) 转矩(Nm)
10、 转速(r/min) 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电动机 15 98.12 1460 1 1=0.91轴 13.65 12.42 89.29 81.25 1460 2.24 1=0.912=0.93轴 11.55 10.51 186.01 169.27 651.79 2.24 1=0.912=0.93 轴 9.78 8.90 352.62 320.88 290.98 8.871 1=0.913=0.96滚筒 8.27 7.94 2646.72 2540.85 32.80 第三章 传动零件的设计第一节 行星齿轮传动的设计一、配齿及其校核(一)配齿 1行星轮传动比为：知该行星轮负载工作
11、时，为NGW型行星齿轮传动，有2P198表10-4，修正配齿为： =18， =60， =138（二）校核1.校核装配条件：有2表10-3，选行星轮数目K=3，则：(为整数)，满足条件。2.校核同心条件： （138-18）=60= ，满足。3.校核邻接条件：（ 取标准值） ，满足条件。4.校核滚筒转速：实际传动比 滚筒实际转速 r/min滚筒转速的相对差值 0.6% ）,安全系数S=1.25(较高可靠度),则： 42.7441.00mm齿轮模数：m mm,取m=4mm中心轮a分度圆直径： 行星轮c分度圆直径： Ta Nmmkc1.6T1= Nmmd0.55ZH2.5u=3.33ZE189.8 1
12、.046 1.046 m=4mm行星轮c齿宽： ，取 中心轮a齿宽： （二）校核计算1.按接触疲劳强度校核，式中 ,由1P215表12.9，使用情况系数 ，由1P216图12.9,动载荷系数 /b=1.251323/40=41.32N/mm100N/mm齿间载荷分配系数 , （1P217表12.10）齿向载荷分布系数 （1P218表12.11，非对称布置，d0.55，b=40mm,8级精度）b/h=40/(42.25)=4.44, (1P219图12.14)1.251.061.01.34=1.78= 1.251.061.01.17=1.55 ,安全.2.按弯曲疲劳强度校核 ,式中k= =1.5
13、5由1P229-230图12.21、12.22查的：2.9， 2.28， 1.52， 1.742.92.281.521.74 ，由 1.046 ， 1.046 得寿命系数 1， 0.89 （1P38式3.2）由5P339有 2.346HRC+605.6282.346(4854)605.628718.3732.3N/ 同上 711.2723N/ 安全系数S=1.60(较高可靠度，1P225表12.14) ,安全。1.046 ， 1.046 10.89718.3732.3N/ 711.2723N/ 448.9457.5N/m =395.4402.2N/m三、内啮合齿轮传动的设计（一）确定材料及其相
14、关参数选内齿轮齿宽 mm，选用ZG35,调质处理，硬度HB200250。（二）校核计算1.按接触疲劳强度校核接触 ，k= ,由1P215表12.9，使用情况系数 1.25由1P216图12.9,动载荷系数 1.5（圆周速度v=1.93m/s）u= ， /b=1.251323/38=43.5N/mm ）,安全系数S=1.25(较高可靠度),则： ,安全2.按弯曲疲劳强度校核 ,式中k= =2.16由1P229-230图12.21、12.22查的：2.23， 2.14， 1.71， 1.77 ，由5P339有 0.5HBS+1750.5(200250)+175275300N/ 寿命系数 1,安全系
15、数S=1.60(较高可靠度，1P225表12.14) ,安全1.25u= 1.01.01.34=1.152.51= 2.16335.3384N/ 1S=1.25k= =2.162.232.141.711.77 =172187.5N/m四、效率计算行星齿轮传动的啮合效率 式中转动机构的啮合损失系数，设转动机构的啮合效率为 0.95，则： 1 10.950.05，| | 95.6，合乎要求。0.950.0595.6行星齿轮传动参数表名称 单位 中心轮a 行星轮c 大内齿轮b中心距a mm 156模数m mm 4齿数z 18 60 138分度圆直径d mm 72 240 552齿顶圆直径da mm
16、80 248 544齿根圆直径df mm 62 230 562齿宽b mm 42 40 38第二节 连轴齿轮3和小内齿轮4的传动设计一、设计计算（一）相关参数的确定由表-3知：输入功率 =10.51kW，主动轮转速 =651.79r/min，主动轮3传递的转矩 =169.27Nm=1.693 Nmm选齿轮材料及热处理方法齿轮3用20CrMnTi,由1P211，渗碳淬火加低温回火，齿面硬度HRC56-62，齿轮4采用20Cr，HRC56-62。(参照5附表) 选齿宽系数d和齿轮精度查1P222表12.13，选d0.5（硬齿面，非对称布置，直齿轮）查1P207表12.6，选8级精度（估计节点圆周速
17、度 按齿轮3设计查1P206表12.3， 选m=3mm(传递动力的齿轮)则分度圆直径 51mm114mm中心距 82.5mm计算齿宽 25.5，取b=30mm， 圆周速度 二、校核计算（一）校核齿根弯曲疲劳强度使用系数 （1P215表12.9）动载系数 =1.11齿向载荷分布系数 （1P218表12.11）（由5P336）齿间载荷分配系数 ， （1P217表12.10）6639N重合度 =1.78重合度系数 弯曲最小安全系数 （1P225，一般可靠度）应力循环次数 弯曲寿命系数 尺寸系数 齿根弯曲疲劳强度安全（二）校核齿面接触疲劳强度重合度系数 （1P221式12.10）弹性系数 （1P221
18、表12.12）节点区域系数 （1P222图12.16）接触最小安全系数 （1P225，一般可靠度）接触寿命系数 （允许一定点蚀）接触疲劳极限 （5P339）许用接触应力，齿面接触疲劳强度安全。d0.5=17=38u=2.235=1.502.932.371.511.66m=3mm51mm114mm82.5mmb=30mm6639N齿轮3和齿轮4的传动参数表名称 单位 小齿轮3 小内齿轮4中心距a mm 31.5模数m mm 3齿数z 17 38分度圆直径d mm 51 114齿顶圆直径da mm 57 108齿根圆直径df mm 43.5 121.5齿宽b mm 35 30第三节 主要传动轴的设
19、计一、行星齿轮传动之中心齿轮轴的设计（一）受力分析轴传递转矩： Nm=3.35 Nmm齿轮分度圆直径：d=72mm齿轮上的圆周力： 齿轮上的径向力： （有三个行星轮，径向力分布如图） 取载荷不均匀系数 ，（二）轴的结构设计1.按扭转强度估算轴的直径轴受转矩作用，应满足 dc 轴的材料同齿轮，为20CrMnTi,b=1100N/m;S=850N/m(14P113表6-2)查1P314表16.2，选许用扭转切应力 =4052 N/m，系数c=10698d（10698） =34.231.6 mm轴上有单个键槽，d 应增加3%，取d=34 mm取轴长l=100 mm。2.轴的弯矩计算把两滚动轴承简化为
20、铰支，各尺寸如图轴只在垂直面受力，在水平面内不受力，作轴在垂直面的受力图及弯矩图。轴承A、B的支反力为 对A点取矩，M =0, （应力校正系数 ,扭转切应力按脉动循环变化，见P1315表16.3）从左端 从右端 B点弯矩 C点弯矩 （三）按弯矩校核轴的强度：1.应根据 来选择危险截面，由计算图可以看出，B截面危险。故对B截面进行校核：B截面的抗弯截面系数W=0.1 满足强度要求。2.疲劳强度安全系数校核应根据 和应力集中情况选择危险截面，可知B截面为危险截面，校核B截面。抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩 扭矩 弯曲应力 ， （ 按对称循环变化）扭转应力 （ 按脉动循环变化）查1P329附录表1
21、，插值得有效应力集中系数 ， 查1P331附录表5，有表面状态系数 查1P331附录表6，得尺寸系数 ， 取寿命系数 查1P41表3.2 等效系数 安全系数查1P316，选S=1.50，SS，安全。 =3.35 Nmmd=72mm=9806N=3569N=0.533=0.233=1071Nb=1100N/mS=850N/m =4052 N/mc=10698d=34 mml=100 mm=2039N=-968N=5.03 Nmm=2.12 NmmNmmNmmNmmNmmW=3.93 S=1.50二、行星齿轮轴的设计采用双臂分开式行星架，行星轮轴固定于臂中，属固定心轴，验算弯曲强度，结构取等直径轴
22、，d=30mm，L=75mm。最大弯矩 ；危险剖面抗弯截面系数 ，材料选45钢， ，按脉动循环处理， ，安全。第四节 主要轴承的选择一、行星齿轮轴之轴承的选择1.作用于轴承上的径向载荷R=2646N作用于轴承上的当量动载荷 ，式中冲击载荷系数 =1.5（中等冲击），X和Y为径向系数与轴向系数，由 0知X=1，Y=02.取轴承预期寿命：按五年计算3.行星轮轴承的相对转速： 4.选深沟球轴承，计算额定动载荷 =11087N选6306轴承，Cr=16630N，满足要求。 =1.5X=1Y=0C=11087NCr=16630N二、中心齿轮轴之轴承的选择1.该轴承受有连轴齿轮3和小内齿轮4传动产生的径向
23、力，以及中心轮与行星轮传动产生的径向力，即2.作用在轴承上的当量动载荷（其中 =1.5，X=1，Y=0，理由同上）3.预期寿命： 4.轴承转速： 5.计算额定动载荷，选深沟球轴承 = N选6312轴承，Cr= N ,满足要求。P=11925NC= NCr= N第五节 主要键联接的选择一、行星齿轮架与滚筒间键联接的选择采用普通圆头平键，取 ，L=60mm为非标准件，采用双键。1.校核强度属于静联接，按挤压强度校核，由1P125（7.1）式可知校核公式为 式中：键联接所传递的转矩 键的工作长度 键的高度 ，配合直径 由1P126表7.1得许用挤压应力 （静联接，铸铁，冲击载荷），强度满足要求。2.
24、决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P51，按一般联接对待，键与轴28N9/h9，键与毂28Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2键槽的对称度公差：一般联接，按7级精度决定对称度公差。3.键槽的工作图 L=60mm二、中心轮a与内齿轮4的键联接的选择采用普通圆头平键，查4P51表4-1，由d=34mm，可知键的剖面尺寸为 ，参照轴长度l=100mm，取键长L=80mm（符合4 P51表4-1长度系列）键的标记为：键 1.校核强度属于静联接，校核挤压强度 其中：键联接所传递的转矩 键的工作长度 键的高度 ，配合直径 由1P126表7.1得许用挤压应力 （静联
25、接，钢，冲击载荷），强度满足要求。2.决定键与槽的配合，键槽表面粗糙度和键槽的对称度公差查4P51，按一般联接对待，键与轴10N9/h9，键与毂10Js9/h9。键槽表面粗糙度：工作表面，一般联接，取3.2，非工作表面取6.3（均为Ra值）。键槽的对称度公差：一般联接，按7级精度决定对称度公差。3.键槽的工作图 L=80mm第六节 制动带的设计根据结构需要，采用凸缘式带制动。计算圆周力F 计算带的绕入端张力 和绕出端张力 式中：T制动转矩（ ）摩擦系数，由16表29.13-48取 =0.45制动轮包角，取 D制动带直径，D=0.69m带宽b的确定 带宽b按许用单位压力p(其取值参考资料16，本
26、计算取p=0.3N/ )决定，其取值应比轮宽B小510mm ,取b=75mm确定带厚 由1629-383表29.13-33，选 =6mm。=0.45D=0.69mb=75mm=6mm第四章 本产品的技术参数和相关说明第一节 技术参数表起重量kN 10 电动机型号： YB160L-4；绳速：m/min 最小26 ；功率kW 15 最大 62 转速r/min 1460 平均 44 电压V 380/660减速比 44.5 整机质量kg ； 530；容绳量m 400 ；绳径mm 12.5 地脚孔直径mm 25卷筒直径mm 250 外形尺寸（长宽高）mm 1100766727卷筒宽度mm 310 第二节
27、 相关说明一、装配说明、1.对于各轴承和定位零件，要将其装到规定的位置上；各轴承推荐热装（在柴油中加热，温度在120-140之间）。装前在结合面上涂以适量的机油，在各轴承内填入2/3容积的黄油，滚筒体内的小齿轮中，以及行星传动的大内齿轮中填入黄油（机体内的黄油均采用钙基润滑脂）。2.行星传动的大内齿轮与滚筒之间应保证有0.5-1.5毫米的间隙，通过加工表面来保证；电机与滚筒端面之间的间隙为2毫米，可调整安装与其间的垫片来实现。3.电机和轴承支架中心高应保持一致，偏差不可大于0.1毫米。4.滚筒上的各固定螺钉和油堵，不得高出滚筒外表面。螺钉和地脚螺栓等紧固装置必须可靠。5.刹车带要平稳地与刹车毂
28、接触；刹车带的松紧程度可由铰链螺栓来调整，要保证刹车把及杠杆系统动作灵活可靠。二、安全操作说明1.起重负荷不得超过1000公斤，而且不可运送人员。本绞车操作人员必须了解本绞车的性能，熟悉操作方法，才能单独操作。2.防爆电器设备的检查和维修应符合有关安全生产试行规程；非防爆电器设备也应符合有关电器设备的安全操作规程。3.工作前的注意事项：（1）检查钢丝绳接头是否牢固，绳卡和轴承支架及电机地脚的连接螺栓固紧完好，车安装是否牢靠。（2）检查绞车部件制动性能是否良好，使用是否灵活，刹车把之顶丝、销轴的紧固，如果有折曲损伤或松动现象，应及时更换与紧固。（3）电器部分不得有漏电现象，电动机和开关盒应接地良
29、好。（4）检查钢丝绳，不允许有结节、扭绕现象，如果在一个节距内断丝超过10%时，应以予更换。（5）清理行车轨道，并检查钢丝绳经过处有无障碍物，以防工作过程中发生事故。（6）开始工作前应盘转滚筒一圈，然后刹紧滚筒，松开大内齿轮刹车带，启动电机试运行。4.操作注意事项：（1）开动滚筒时，须将滚筒上的刹车带完全松开，而将大内齿轮上的刹车带刹紧。（2）在绞车作业过程中，如要使绞车暂时停止运转，应将大内齿轮上的刹车带松开，而将滚筒上的刹车带刹紧；如果要微程调度负载物的位置时，只需交替提上或下压左、右刹车把，使滚筒时转时停即可。（3）如停车时间较长，应将电动机关闭；此时如果钢丝绳处于拉紧状态，为防止其坠滑
30、，必须将滚筒上的刹车带牢牢刹紧，工作人员不得离开绞车。（4）当下放重物滚筒反转时，应松开大内齿轮上的刹车带并放松滚筒上的刹车带，滚筒在重物自重的驱动下正常反转；下放的速度可以借助刹车带对滚筒的半制动加以控制调整。若电机为可逆型，在下放重物时，应先刹住滚筒，松开大内齿轮，使电机进入反转状态，然后松开滚筒上的刹车带紧刹大内齿轮上的刹车带，滚筒将在电机驱动下反转。（5）滚筒在起动或停止时，速度须逐渐增加或减少，不允许作急剧的开车、停车，以防损坏传动部分。（6）在电动机开动时，严禁两个刹车装置同时刹车，以防电机烧毁和主机内部受损，或其他意外事故。（7）操作过程中，如果发现声响不正常，制动不灵，绞车的滚
31、筒、刹车带及轴承等温度剧烈上升等异常情况时，必须停车检查，及时排除。（8）钢丝绳在滚筒上要排列整齐，工作时不可全部放完，在滚筒上至少要保留三圈。 （9）预定任务完成后，应使刹车带置于松刹状态，切断电源，封闭开关；清除绞车上、电机上堆积的尘土；加工表面涂以保护油，以防锈蚀。三、维护与修理说明1.绞车应注意日常维护保养工作，在使用1-2个月后，应把钢丝绳拆除，用油枪通过两油堵孔向滚筒体内挤入半千克左右黄油；拆下挡盘和大内齿轮联接的螺钉，并通过螺孔挤入一定数量的黄油。加油时，必须仔细清除油孔处的灰尘、污垢，勿使其随油进入绞车内部；注油完毕后将油堵拧紧。新绞车或大修理后更换了齿轮的绞车在运转三个月后，
32、必须更换滚筒体内的润滑油，更换时应将零件清洗干净。绞车如果较长时间搁置不用，应通风防潮，其裸露部分应涂保护油，防止锈蚀。2.在检修时，发现绞车零件出现以下情况应予以更换：石棉带磨损厚度大于2毫米时，应更换（相应的铆钉也应更换）；因齿轮严重磨损而影响绞车正常运转时应予更换；发现轴承在弹道和滚珠上有金属剥落斑点时，或因轴承磨损后在运转过程中发生不正常的噪音及使温升不正常时，应更换。主要零部件三维实体图参考文献1 邱宣怀.机械设计,第四版,北京：高等教育出版社,1997年2 孙 恒, 陈作模.机械原理,第六版,北京：高等教育出版社,2001年3 罗圣国.机械设计课程设计指导书,第二版,北京：高等教育
33、出版社,1990年4 吴宗泽, 罗圣国.机械设计课程设计手册,第二版,北京：高等教育出版社,1999年5 杜白石.机械设计习题例题设计作业结构设计,西北农林科技大学出版社,2001年6 朱龙根.机械系统设计,第二版,北京：机械工业出版社,2002年7 机械设计手册（新版）5,北京：机械工业出版社8 杜白石.机械设计课程设计,西北农林科技大学出版社,2003年9 濮良贵.机械设计,第六版,北京：高等教育出版社,1996年10成大先.机械设计手册（单行本）机械传动,北京：化学工业出版社,2004年11 JD-11.4型调度绞车说明书,徐州矿山设备制造厂,1995年12大连理工大学工程画教研室.机械制图,第四版,北京：高等教育出版社,1993年13龚湘义.机械设计课程设计图册,第三版,北京：高等教育出版社,1989年14李德玉.机械工程材料学,第二版,北京：中国农业出版社,1997年15曾志新, 吕 明.机械制造技术基础,武汉：武汉理工大学出版社,2001年16 机械设计手册（4）,北京：机械工业出版社，1991年17刘 品，刘丽华.互换性与测量技术基础,（第二版）,哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社,2001年专心-专注-专业