机械毕业设计96河北科技师范学院榛子破壳机的设计
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机械毕业设计96河北科技师范学院榛子破壳机的设计,机械毕业设计论文
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榛子破壳机的设计 吴志旺 河北科技师范学院 机械电子系 机械设计制造及其自动化专业 2003级 02班 指导老师 刘长荣 摘要：本设计的目的是解决食品加工厂人工对榛子破壳时劳动强度大、成本高的困难，用机器代替人工破壳，从而节约剥皮成本、提高工厂的效益。 该机主要由喂料斗，栅条式分级滚筒， 传动链条 ,导向辊 ,传动齿轮 ,挤压辊 ,弧齿板 ,传动链条 及一些传动联接件组成。以电动机为动力，动力由电动机输出轴输出，再通过传送带传递到 挤压辊 的主轴， 挤压辊配合弧齿板将送到的榛子破壳 .然后再传给 传动齿轮 。 目前在国内还没有榛子破壳机的 现有机械，本课题研究的榛子破壳机只是正在理论研究阶段。 关键词：榛子；破壳；划痕 引言 榛子 ,又名 棰子、平榛、山反栗。西亚，欧洲地中海沿岸，北美等国家栽培欧榛已有 700多年历史，有许多优良品种，为国际贸易市场四大坚果之一。我国北方有丰富的野生榛，据不完全统计 20 世纪50年代东北地区约有榛林 166.7万亩，年产榛子 2500 万公斤以上，畅消国内外 . 榛子营养全面、丰富， 榛子果仁据分析含脂肪 51.4 66.4，蛋白质 17.32 25.92，碳水化合物 6.6，水分 2.8 5.8及多种维生素和矿物质。榛 油中溶解有维生素 C， VE， VB 等。榛仁可生食，炒食，不仅风味好，且热量高。在食品工业中榛仁是巧克力，糖果，糕点等加工食品的优质原料。榛仁也是榨取食用油及多种工业用油的原料，含油量 54左右，是大豆的 2 3 倍。榛仁还可入药。 经常食用可有效地延缓衰老、防止皱纹，对心脏病、癌症、血管病有预防和治疗作用，还可明目健脑，又因其是很有效的天然抗氧化食物，所以对女性来说润泽肌肤之佳品。 在我国，榛子以直接食用为主，而在其他国家 80% 榛子应用在巧克力、糖果业， 15%用百面食、糕点、饼干，零食仅占 5%。中国榛子加工食品人 均消费逐年增长，榛子食品开发大有可为，土耳其榛子以外形美观、不饱和脂肪酸含量高，口感香醇、皮薄、出果率高等特点受到食品加工业青睐， 但我国目前的榛子破壳主要以手工为主 ,工人的劳动强度大 ,但生产效率低 .市场对 榛子破壳机的需求很大 . 在进行榛子制品的加工时 , 首先遇到的一个问题就是脱壳。如果脱壳的目的是为了加工榛仁罐头 ,那么对脱壳的要求就很严格 ,不能破坏榛仁的外表面 ,更不能压碎榛仁 ,否则榛仁的淀粉会溶解在罐头汤中 , 出现糊汤现象。如果脱壳的目的是为了加工榛仁露和榛仁粉 , 那么对脱壳的要求 就稍简单一些。因此 , 榛子 的脱壳在 榛子 加工中起着非常重要的作用。 榛子破壳机的设计 1、结构与工作原理 1.1 主要结构及工作原理 榛子破壳机的结构如图 1所示，该机可将榛子破壳，使其壳仁分离，以满足生产的需要。 该机结构简单，工作稳定、可靠，生产效率高。以电动机为其动力源。 nts 图 1 7、喂料斗 9、分级滚筒 4、皮带 6、导向辊 12、弧齿板 5、挤压辊 2、弹性联轴器 3、减速器 1、电动机 10、出料口 8、 清筛装置 11、机架 该机主要由喂料 斗、分级滚筒、皮带、导向辊、弧齿板、挤压辊、弹性联轴器、齿轮式联轴器、减速器、电动机、出料口、 清筛装置 、机架组成。该机由电动机输出轴输入动力，通过联轴器传至减速器，再通过带轮传递到挤压辊，使挤压辊绕轴旋转，挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒，分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。工作时，榛子由喂料斗送入，进入分级滚筒，分级滚筒将榛子分成三级： 0 15mm,15 20mm, 20mm 30mm。同时为防止榛子卡在滚筒的洞里，配有清筛装置，将榛子与滚筒分离。从滚筒出来，榛子到达 导向辊，通过导向辊的导向，榛子 进入工作区。在工作区，榛子受到挤压辊的挤压，壳仁分离，再通过出料口，将分离的榛子输送出。 1.2 传动原理 将电动机输出轴传递的动力通过联轴器经过减速器、带传动传至挤压辊的主轴。挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒。分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。 2.电动机的选择 14 电动机的选择取决于挤压辊的所用功率 Pw，取榛子的最大直径为 25mm, L23=2 DK=235.5mm,(其中 D为榛子的直径， K=1.2) 榛子的行数为： N=235.5/20=12 榛子的列数为： S=100/20=5 试验测得榛子破裂所需挤压力为 f=30N 挤压辊所受的平均压力为： F=60*30=1800N nts挤压辊所受扭矩为： T=1800*50=90N.M 挤压辊的转速为 n=60r/min 挤压辊的所用功率为： Pw=9550Tn=955060*90=0.56kw 从电动机到挤压辊的功率传递效率： 1 =2 23 24 25=0.99*0.99*0.99*0.94*0.942 *0.982 =0.774（其中为2为弹性联轴器的传递效率，3为带传动 的传递效率， 4 为减速器中齿轮的传递效率，5为减速器中轴承的传递效率） 电动机的所需功率为： Pd= 1wP=0.72kw 所以所需电动机的功率应为 1kw左右，转速在 1400r/min左右，由表 32-4查得应选 Y802-4型电动机 1。 电动机的参数如下表： 型号 额定功率 （ kw） 转速（ r/min） 效率（ %） 功率因数 质量(kg) 输出轴径（ mm） Y802-4 0.75 1390 74.5 0.76 18 19 电动机的示意如图 2： 图 2 3.联轴器的选择 10 3.1 类型选择 因为此榛子破壳机工作时有轻微的振动与冲击，为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。 3.2 载荷计算： 公称转矩 0 . 7 19 5 5 0 9 5 5 0 4 . 91390PT N mn ，（ 发 动 机 实 际 发 出 的 功 率0 . 7 5 0 . 7 8 2 0 . 5 6 9p p d K W ）由表 21-1 查得 KA=1.7,故由式（ 21-1）的计算转矩为：1 . 7 4 . 9 8 . 3 3c a AT K T N m m 3.3 型号选择： 2 从 GB4323-84 中查得 TL1 型弹性凸缘联轴器 19x30 的许用转矩为 10Nm ,许用最大转速为8100r/min,轴径为 19mm，故适用。 联轴器 的示意如图 3： nts 图 3 4.减速器的选择 13 初选挤压辊的转速为： n1=60r/min,则减速器的传动比约为 i=139060=23.2 根据传递动力的需要，选展开式两极圆柱齿轮减速器（ JB716-56） 查表 25-10（ p1301） 减速器的参数如下表： 公称总 传动比 i 高速级传动比 i高速级传动比 i各级传动比 乘积 i*i22.4 4.5 5.0 22 5 5带传动系统的设计 通过皮带轮的传动使电动机动力传递到工作轴上。带传动系统是由 V型传动带和主从带轮三部分组成。 5.1 减速器与挤压辊之间的 V 带传动的设计 15 已设计出的条件： 减速器 的功率为 :P减=0.75* 1 /0.99=0.59kw, 转速为 :n减=n挤=1390/22.5=62r/min, 传动比为： i=1 5.1.1计算功率caP的确定 按所传递的功率 P、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式： P 0 . 6 5c a AP K k wg 减 (8) 式中：AK-工作情况系数。 P减-所传递的功率。 nts通过机械设计基础一书由表 14-7 我可查到 1.1AK 。 5.1.2选择带的型号 1 根据计算功率caP和小带轮的转速 n1 由设计手册选定带的型号为 A 型。 A 型带的技术参数如表 3。 表 3 A 型带的技 术参数 基本尺寸 b h mm 节 宽 pb mm 单根 V带的最大额定功率 (kw) 荐 用 带 轮 最 小 直 径mind(mm) 基准长度范围（ mm） 13 8 11 1 7 80 400 1600: 5.1.3带轮基准直径 D1与 D2的确定 （ 1）初选主动带轮的基准直径 D1 根据所选 V带型号参考表 14-2及表 14-6选取 D1= D2=150 mm。 （ 2）带的速度 v 上面所选的 D1是否合适不确定，故应该进行速度验算。有公式得： 1 1 0 0 6 2 0 . 3 / 2 5 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0Dnv m s m s 减(9) 5.1.4确定带传动 的中心距 a和带的长度dL(1)根据传动的需要初定中心距0a它的初选范围公式是： 1 2 0 1 20 . 7 2D D a D D (11) 由此我们可以确定出中心距范围是02 1 0 6 0 0a m m。考虑到装配要求初步选定中心距为0 250a mm。 (2)带长的计算 带长可由公式求出： 2210 1 202 ( )24d DDL a D D a (12) 根据公式 12 可以计算得： 2 2 5 0 3 0 0 9 7 02dL m m 再按表 14-5 选取相近的基准长度dL和与 dL对应的公称长度 ，可以知道 933dL mm。这时的实际中心距可由公式得出： 221 2 1 2 2 12 ( ) 2 ( ) 88ddL D D L D D D Da (13) 代入数据可以得到 239a mm 。 5.1.5验算主动带轮上的包角 a1 包角 01 1 8 0 1 2 0 o ，故满足对包角的要求。 nts5.1.6确定 V带的根数 Z 根据公式 ： 00caaLPZ P k k P k (15) 式中： P0 单根 V 带的许用功率，由手册查知 P0 = 0.44 kw。 k 材质系数 ,取 k = 0.75。 ak 包角系数，取 0.87ak 。 Lk 长度稀疏，取 1Lk 。 0P 单根普通 V 带所能 传递的功率的增量，其计算公式是： 0 0 . 0 0 0 1P T n k w 减(16) 其中 T 为单根普通 V 带所能传递的转矩的修正值， Nmg 。通过机械手册查知0 .5T N m g 。 n减 =62r/min 。将数据代入公式 16 可以得到0 0.03P kw将 已 知 的 和 算 出 来 的 数 据 代 入 公 式 15 中 可 以 得 到 ： 0 . 6 5 0 . 9 8 10 . 4 4 0 . 8 7 1 . 0 0 . 0 3 0 . 7 5ZZ 即。所以可以确定此传动系统使用了 1 根 V 带。 5.1.7确定带的初拉力0F如果初拉力不足，则摩擦力小， V 带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则 V 带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会增大，因此需要适当的初拉力。单根 V 带适当的初拉力 F0 可由下式确定： 20 500 2 . 5 1caPF q V NV Z k (17) 式中： q 普通 V 带单位长度的质量，由表 14-3 查得 q =0.06 kg/m。 将各数据代入可得： F0 = 200 N 。 5.1.8确定带传动作用在轴上的压力 Q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力 Q。 Q 值可以近似按下式算出： 11002 c o s ( ) 2 s i n2 2 2aaQ F Z F (18) 其中 F0 单根带的初拉力； Z 带的根数；1a 主 动 轮 上 的 包 角 。代入数据可以算出压力 Q = 800 N 10。 5.1.9 带轮的设计 1带轮的材料选择 因为带论的转速 v=0。 3m/s， v=180 以保证榛子在整个圆周上都产生裂纹，使壳的破裂全面而均匀。考虑到榛子在挤压过程中会出现滑动，通过修正工作弧长 l2的值，使实际挤压工作角 a大于上述理论值 ，从而确保 =180 (a为 挤压辊的工作角 ) 破壳弧板长度 L = L 1 + L 2 + L 3 ， 式中 L 1 , L 3 分别为导入及导出弧板长 ; L 2 为工作弧长 , L2 = 2 D K ; D 为榛子直径 ; K 为滑动系数 ,取 K = 1.2 。 由 于该结构在破壳时保证了榛子在整个圆周上都能产生裂纹，因此该结构有利于壳的完全破裂。 挤压辊 工作角 = 2LrD( D 为榛子直径 ,r 为挤压辊的半径， L 2 为工作弧长 ) 较大的滚筒直径有助于提高破壳质量 , 但机器的尺寸、质量、制造成本都会增加 , 综合考虑取 第一级榛子对应的 挤压辊的参数 :D1=15mm,L21=113.04 , 180 ,r1=21mm, D11=8mm 第二级榛子对应的 挤压辊的参数 :D2=20mm,L22=150.72mm , 180 ,r2=28mm, D22=14mm 第三级榛子对应的 挤压辊的参数 :D3=25mm,L23=235.5mm , 180 ,r3=50mm,D33=20mm 10.2.2 挤压辊的 转速 挤压辊 转速大小对榛子破壳起着重要作用。 挤压辊 转速小时 , 榛子的破壳率较高 , 而破仁率较低 ; 随着转速的提高 , 破壳率减小 , 而破仁率增大。选取适当的转速 , 可有效地减少由于分级混杂对破壳性能的影响。同时为保证一定的生产率 , 挤压辊 转速不应过低。 经试验 挤压辊 的转 速取 n = 60 r/ min 。 10.2.3挤压辊的 间隙 挤压辊 间隙 也 是影响破壳的主要因素。 挤压辊 间隙的选择应遵照以下原则 : d仁 d核 ,其中为 挤压辊 间隙 , 即榛子的变形量不应大于壳仁间隙。 10.2.4挤压辊的 表面形状 挤压辊 表面形状主要影响轧辊对榛子的抓取、破壳和生产率的大小。两齿辊上的齿、槽相错开 , 可增强 挤压辊 的破壳能力 , 也便于榛仁从榛子中脱出 . 挤压辊圆周上密集着很小的 凸起的锯齿，与它相间的是与分级滚筒分得的榛子相对应的凹槽，凹槽的高度和宽度均为分级滚筒分得的榛子直径的 2/3。 弧齿板板面上有一道道的 凹槽与 挤压辊的 凸起的锯齿相对应。 nts破壳装置 如图 12(a) 所示 ,挤压辊 如图 (b)所示 图 12(a) 图 12(b) 1凹槽 2凸起的锯齿 10.2.5辊的安装 17 采用 轴承座外装式 ， 即 将筒体和轴焊接成一体 , 筒体随 轴旋 转。轴安装在机架的轴承座上。 此方式 结构简单 。 11 出料装置 本装置的出料部分共 包括 3个出料斗均匀地分布在机体正 下方 。出料斗的底面与水平面呈 30 夹角，便于物料输出滚动； 出料斗的最下端距离地面 220mm并且在出料斗的两侧装有吊钩，便于集料袋挂放固定。 12 挤压辊 所在 轴的设计 3 12.1 初步确定轴的最小直径 按扭转强度来初步确定，由式（ 18-3）得：30 npAd 轴的材料由表 18-1选用调质处理的 45 钢， MPaB 650 ， P挤=0.57 kw,n挤=62r/min 由表 18-2取 A0=1103,于是得33m i n 0 . 5 71 1 0 1 1 0 1 662pd m mn 挤挤，轴的最小 直径显然是安装 用于传递电动机动力的 带 轮处 的 轴的直径，尺寸如图 12 示： nts 图 12 12.2 轴的结构设计 12.2.1根据轴向定位的要求确定轴得各段直径和长度 （ 1）根据以上的计算，初选 联结 分级滚筒的 带 轮处轴的直径 18d mm 。据 联结分级滚筒 带 轮设计的宽度 和所选键的长度 ，故选 32L mm 。 （ 2）初选联结减速器的带轮处轴的直径 21d mm 。据联结减速器带轮设计的宽度和所选键的长度，故选 80L mm -。 （ 3） 因为 挤压辊受到 轴向和径向两种力，所以 选择 角接触 球轴承。 轴段右端需要制出一轴肩，故取 段的直径 d -=25mm。 选 角接触球轴承 36105，其尺寸为 2 5 4 7 1 2d D B m m 。 段也安装一个 角接触球轴承 36105，故取 d -=25mm。轴承端盖的总宽度为 10mm，根据轴承端盖的装拆及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与 带 轮右端面的距离 l=20mm，再加上轴承的宽度和 内深轴的 的宽度，故取 80L mm 。 （ 4） 端上装 三个挤压辊 ，考虑到 挤压辊 之间的距离，取 520L mm -， d -=28mm 10.2.2 轴上零件的周向定位 带 轮处采用平键连接。按 18d mm ，由手册查得平键剖面6 7 ( / 1 5 6 6 7 9 )b h m m G B T 12。键槽用键槽铣刀加工，长为 26mm,轴承与轴的周向定位是借配合来保证的，此处选67/mH。 带轮处采用平键连接。按 21d mm ，由手册查得平键剖面8 7 1 0 ( / 1 5 6 6 7 9 )b h m m G B T 12。键槽用键槽铣刀加工，长为 40mm,轴承与轴的周向定位是 借配合来保证的，此处选67 /mH。 12.2.3 定圆角半径 r 值。 按前面所述的原则，定出轴肩处的圆角半径 r 的值，取 mmr 5.1 ,轴端倒角在轴的两端均为 0452 （详见 GB6403.4-86） 11. 12.3 按弯扭合成条件校核轴的强度 3 12.3.1 作轴的计算简图，如图（ a）所示。 12.3.2 求轴上所受的作用力的大小 （ 1） 带 轮作用在轴上的压力 nts 10001 . 2 1 . 21 0 0 0 0 . 5 71 . 2 2 3 9 5 . 7 20 . 2 8pQFvN （ 2） 辊 轴上的力 mmNRRVV 8.3 6 9 64.1 8 4 822 11mmNRRVV 8.9519.47522 22 初步估计整个齿轮轴装配完成后的重量为 G=100N 所以将两个齿轮轴重力平移到主轴上。两根齿轮轴产生的重力平移后产生的扭矩相抵消了，估计重力 G2=80N,G1=120N. 将模板上受的力平移到主轴上 两根齿轮轴上所受模板的力平移道主轴上所产生的扭矩、弯矩均抵消了。 （ 3） 轴在水平面内所受得支反力如图（ b）所示 NLLLLLLLQRH6.271 319152113 )1915211135.60(72.239 5)(43243211 NQRR HH 9.31772.23956.2713 12 （ 4） 轴在垂直面内所受支反力如下 NLLLLGRLLRGR VVv8.2505191152113191)808.951()191152()1208.3696()()(43242243111NGRGRR vVv 2.4398.9518.0525801208.3696 21112 12.3.3作弯矩图 6 在水平面内，轴上 A、 B、 C、 D、 E五点的弯矩为： 0 EHAH MM ， mmNLQM BH 1.1449415.6072.23951 mmNLLRM HCH 7.109039)191152(9.317 )( 432mmNLRM HDH 9.6 0 7 1 81 9 19.3 1 742 作在水平面内的弯矩图如图（ b）所示。 在垂直面内，轴上 A、 B、 C、 D、 E五点的弯矩 为： 0 EVBVAV MMM mmNLRM VCV 4.2 8 3 1 5 51 1 38.052521 mmNLRM VDV 2.8 3 8 8 71912.43942 作垂直面内弯矩图如图（ c）所示。 合成弯矩为： nts0 EA MM mmNMM BHB 1.449411 mmNMMM CVCHC8.3 0 3 4 2 44.2 8 3 1 5 57.090391 2222 mmNMMM DVDHD1 0 3 5 5 62.8 3 8 8 79.6 0 7 1 8 2222 作轴的合成弯矩图如图（ d）所示。 12.3.4 作轴的扭矩图 6 mmNTT AAD 9.1 6 2 5 0 985.32 559.0105.95 5 0DET 作轴的扭矩图如图（ e）所示。 12.3.5 作当量弯矩图（弯矩，扭矩合成图） A点： mmNTMADA c a 8.958809.16250959.0B点： mmNTMM ADBB ca5.1 7 3 7 8 4)9.1 6 2 5 0 959.0(1.1 4 4 9 4 1)(2222 C点： mmNTMM ADCC c a4.3 1 8 2 1 3)9.1 6 2 5 0 959.0(8.3 0 3 4 2 4)(2222 D点： mmNTM ADD c a 8.958809.16250959.0 作轴的当量弯矩图如图（ f）所示。 12.3.6 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度（即危险剖面 C的强度）。由式（ 18-9）及上面计算出 的数值可得： M P aWM C c aca 9.53381.0 4.318213 3 按表 18-6 ， 对 于 MPaB 600 的 碳 钢 ， 承 受 对 称 循 环 变 应 力 时 的 许 用 应 力 M P aM P a ca 9.3555 ，故安全。 12.3.74 主轴的静平衡 制造时要特别注意使两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量完全相等，它们到主轴的距离也要相等，就能保证主轴的静平衡。 12.3.8 主轴的动平衡 当两个齿轮轴绕主轴公转时，必将对主轴产生惯性力，其中每个齿轮轴所产生的 惯性力22 602 LnmLmmaF ，（其中 为主轴公转的角速度， L为主轴到齿轮轴的中nts心距， m 为齿轮轴及其上零件的总质量），即 NF 9.42115.12260 85.3214.3210 。因为两个齿轮轴通过轴承，支架固定轴套与主轴紧紧连接在一起，所以可知两个齿轮轴绕主轴旋转的角速度 相等，如果保证两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量 m完全相等，它们到主轴的距离 L也相等，则它们所产生的惯性力 F大小相等，方向相反，将两个齿 轮轴上的惯性力平移到主轴上将相互抵消，所以主轴此时必将达到动平衡。 弯扭图如图 9所示： d图 14 13 结论与讨论 (1) 该工艺实现难度小 , 机器结构简单 , 制造成本低 ,操作容易。 （ 2） 该 破壳机的不足之处：壳仁分离尚未得到解决。 (3)在这次设计中，虽然基本上完成了预定的目标，但本机器同专业人员设计的机器相比，很明显存在着一定的差距。由于时间紧，任务重，而且是初次设计，所以难免存在一些问题，需继续改进。 14 致谢 在设计过程中，我们综合运用了机械设计基础、工程力学、公差、机械制造工艺学、机械制造基础等各门课程中的知识，锻炼了自己独立分析问题、思考问题，改进创新及实践动手操作能力，使我们受益匪浅。系里的领导和老师给我们提供了良好的环境以及经济的援助，特别是指导教师刘长荣，给予我们极大的帮助，包括带领我们参观工厂，搜集资料，设计方案的提出，设计过程中的指导，设计结果的审核等，在此我对系里的领导以及老师们致以衷心的感谢。此外，各位同学也给了我们很大的帮助，我们也同样非常感谢他们。 通过这次设计，我虽然收获很大，同时我也 意识到了自身知识的贫乏，实践能力的不足。在以后的学习和工作中，我会进一步提高自身的能力，提高自己的素质。 参考文献： nts1 张展主编，机械设计通用手册 M.北京，中国劳动出版社， 1994.5 2 周开勤，唐蓉城，杨景惠主编，机械设计师实用手册 M.天津科学技术出版社， 1995 3 孙先菊，郑玉才主编，机械设计基础 M。河南科学技术出版社， 1994.12 4 龚惠义主编，机械设计课程设计指导（第二版） M.高等教育出版社， 2000.5 5 吴宗泽主编，机械设计实用手册 M.北京，化 学工业出版社， 2000.6 6 侯运启，杨紫钰主编，工程力学 M.河南科学技术出版社， 1994.9 7 黄继昌，徐巧鱼等主编，实用机械机构图册 M.北京，人民邮电出版社， 1996.6 8 蔡春源主编，新编机械设计手册 M.辽宁科学技术出版社， 1993.7 9 同济大学、上海交通大学等院校机械设计制图手册 M编写组编，同济大学出版社， 1991.8 10 张展主编，实用机械传动手册 M.北京，科学出版社， 1993 11 徐濒主编，机械设计手册（ 3.4 卷） M.北京，机械工 业出版社， 1991 12机械设计手册联合组编，机械设计手册（上、中册） M.北京，机械工业出版社， 1980 13机械设计工程手册编辑委员会，机械工程手册第 31-33 篇 M.北京，机械工业出版社， 1980 14 东北工学院机械零件设计手册编写组，机械零件设计手册
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