二级直齿圆柱齿轮减速器的设计.doc

目录
机械设计课程设计任务………………………………………………………………2
1、传动装置总体设计…………………………………………………………………3
1.1传动方案分析………………………………………………………………………………3
1.2、该方案的优缺点…………………………………………………………………………3
1.3、传动方案确定……………………………………………………………………………3
2、电动机的选择………………………………………………………………………………3
2.1电动机类型和结构型式…………………………………………………………………3
2.2 选择电动机容量…………………………………………………………………………4
3、机构的运动分析及动力参数选择与计算………………………………………………4
3.1总传动比的确定及各级传动比的分配………………………………………………4
3.2运动和动力的参数计算…………………………………………………………………5
4 、V带设计及计算……………………………………………………………………………6
4.1 原始数据…………………………………………………………………………………6
4.2 设计计算…………………………………………………………………………………6
5 、各齿轮的设计计算…………………………………………………………………………8
5.1、高速级减速齿轮设计…………………………………………………………………8
5.2、低速级减速齿轮设计…………………………………………………………………10
6 、轴的设计计算及校核…………………………………………………………………11
6.1 低速轴的结构设计……………………………………………………………………11
6.2、中速轴尺寸……………………………………………………………………………15
6.3、高速轴尺寸……………………………………………………………………………16
7、键联接强度校核…………………………………………………………………………16
7.1低速轴齿轮的键联接……………………………………………………………………16
7.2 低速轴联轴器的键联接………………………………………………………………16
8、 轴承选择计算……………………………………………………………………………17
8.1 减速器各轴所用轴承代号……………………………………………………………17
8.2低速轴轴承寿命计算……………………………………………………………………17
9．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择……………………………………………19
10．箱体及其附件的结构设计………………………………………………………………19
10.1减速器箱体的结构设计………………………………………………………………19
10.2箱体主要结构尺寸表…………………………………………………………………20
10.3减速器附件的结构设计………………………………………………………………20
11.设计总结……………………………………………………………………………………21
12、参考资料………………………………………………………………………22

机械设计课程设计任务

一.设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器（第10组数据）
寝室号
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10

3.6
3.8
4.0
4.2
4.4
4.6
4.8
5.0
5.2
5.5

0.8
0.7
0.6
0.75
0.9
1.0
0.8
0.7
0.6
0.7

550
530
500
450
400
550
530
500
450
520

二．运输机的工作条件
工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按300天计，轴承寿命为齿轮寿命的三分之一以上。

1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器 5.滚筒 6.传送带
皮带运输机简图
三、设计任务
1.选择电动机型号；
2.计算皮带冲动参数；
3.选择联轴器型号；

4.设计二级斜齿圆柱齿轮减速器。
四、设计成果
1.二级圆柱齿轮减速器装配图一张；
2.零件工作图2张；
3.设计计算说明书1份.
1、传动装置总体设计
1.1传动方案分析
(1)外传动为V带传动。
(2)减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。
(3)方案简图如下：

1.2、该方案的优缺点
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。
总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
1.3、传动方案确定
电动机选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机；工作机用V带轮传动，而且将带传动布置于高速级；减速器选用闭式直齿圆柱齿轮减速，用二级减速。

2、 电动机的选择
2.1电动机类型和结构型式
根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。电动机选择根据动力源和工作条件，对载荷有轻微冲击，长期工作的机器。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。
2.2 选择电动机容量
（1）电动机所需功率为
w, 工作机所需要的功率为
(2) 由电动机至工作机的总效率 h

带传动V带的效率——=0.940.97 取= 0.96
一对滚动轴承的效率——=0.980.995 取= 0.99
一对齿轮传动的效率——=0.960.98 取= 0.97
联轴器的效率——=0.990.995 取= 0.99
传动滚筒效率=0.96
又∵
所需电动机功率为KW
因有点轻微的冲击，载荷基本上平稳，电动机额定功率略大于即可。Y系列电动技术数据，选电动机的额定功率为5.0KW。

3、机构的运动分析及动力参数选择与计算
3.1 总传动比的确定及各级传动比的分配
3.1.1 理论总传动比

nm : 电动机满载转速1440r/min
nw=60v/∏D=25.7
3.1.2 各级传动比的分配
(1)V带传动的理论传动比，初取3
(2)两级齿轮传动的传动比
(3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配
取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h≈20～30 mm。取 ，又 则5.12，
注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定下来后才能出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般总传动比的实际值与设计要求值的允许误差为3% 5%。
3.2运动和动力的参数计算
0轴（电动机轴）

1轴（高速轴）

2轴（中间轴）

3 轴(低速轴)：

4轴（滚动轴）：

4、带设计及计算
4.1 原始数据
电动机功率—— kw
电动机转速—— r/min
V带理论传动比——
工作时不逆转、单班制、工作机为带式运输机
4.2 设计计算
（1） 确定计算功率Pca
Pca =KA·Pd
根据单班制工作，即每天工作8小时，工作机为带式运输机，
查得工作系数KA=1.1
Pca =KA×Pd=1.1×5.0= 5.5 kw
（2）选取普通V带带型
根据Pca，nd确定选用普通V带Ａ型。
（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2

a. 初选
小带轮基准直径＝80mm
查小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中ξ为带传动的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取。
ｂ．　验算带速v
  　　在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。
c. 计算dd2
dd2 mm
（4）确定普V带的基准长度和传动中心距
根据0.55（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）
189.75mm< a 0<690mm
初步确定中心距 a 0 = ４00mm
Ld’ =
=
=1318.4mm 取Ld = 1400 mm
计算实际中心距a

＝441ｍｍ
（5）验算主轮上的包角

=
主动轮上的包角合适

（6）计算V带的根数Z

P0 —— 基本额定功率 P0=0.85ｋｗ
P0——额定功率的增量 P0=0.17
——包角修正系数 =0.93
——长度系数 =0.9６
∴= =
取Z=5根
（7）计算预紧力 F0

q——V带单位长度质量q=0.10 kg/m
=
=126.8 N
应使带的实际出拉力

（8）计算作用在轴上的压轴力FP
N

5 各齿轮的设计计算
5.1、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
5.1.1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89
5.1.2设计计算。
（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度设计，

T1=9.55×P/n=9.55×4.67/384=116142 N·mm
选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
选取材料弯曲疲劳极阴应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N计算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查得Kv=1.05。 K A=1.25. Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
取标准模数：m=2mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm

d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1＋z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
(4) 校核齿根弯曲疲劳强度
查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
校核大小齿轮的弯曲强度.

5.2、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）
5.2.1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34
则Z2=Z1i=34×3.7=104
5.2.2设计计算。
(1)设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度设计，

T1=9.55×P/n=9.55×4.67/148=301341 N·mm
选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHILim=580 бHILin=560
选取材料弯曲疲劳极限应力
бHILim=230 бHILin=210
应力循环次数N计算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04
查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1
查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3
求许用接触应力和许用弯曲应力

将有关值代入得

则V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查得Kv=1.05，K A=1.25. Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
取标准模数：m=2.5mm
(3) 计算几何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1＋z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7
校核大小齿轮的弯曲强度.

总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2
低速级 z1=34 z2=104 m=2.5

6 轴的设计计算及校核
6.1 低速轴的结构设计

6.1.1低速轴上的功率P3、转速n3、转矩T3

6.1.2估算轴的最小直径
低速轴选用材料：45号钢，调质处理。
<由[1]P23表11.3>=110

由于需要考虑轴上的键槽放大,
∴d0 =60mm
断轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。
因此选用弹性柱销联轴器。

<由[1]P213表（10-1）> 得： 工作情况系数 ＝1.5
<由[2]P300表2.144 得： 选用LT9型弹性柱销联轴器
HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：
公称转矩Tn＝1000 N·mm
轴孔长度L=112 mm（Y型）
孔径d1 =56 mm
联轴器外形示意图
联轴器外形及安装尺寸
型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向

HL4
1000
2850
56
112
250
0.213
±1.5
0.15
≤0°30’

6.1.3轴的结构设计(直径,长度来历)
低速轴的结构图

根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
(1)Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合
取dI-II=82，
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
取LI-II=112。
(2)为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩，
<由[2]P290表2-139>毡圈油封的轴径
取dII-III=65mm
由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定
取LII-III=49。
(3)轴肩Ⅲ为非定位轴肩，<由[2]P264表2-121>初选角接触球轴承
取dIII-IV=70
考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度
取LIII-IV=32。
(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸
取dIV-V =80m，LIV-V =79
(5)轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm,
且保证Δ≥10mm
取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm
(6)Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由低速级大齿轮内径
取dVI-VII=75
考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。
取LVI-VII =80mm
(7)轴肩Ⅶ至Ⅷ间安装深沟球轴承为6314AC 取dVII-VIII =70m
根据箱体结构 取LVII-VIII=58
轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。
由[2]P236表（2-168），取轴端倒角1.5×45，各轴肩处圆角半径R=1.6mm

6.1.4 低速轴强度校核

6.1.4.1作用在齿轮上的力

6.1.4.2计算轴上的载荷
载荷分析图

(1)垂直面

载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定
(2)水平面

(3) 总弯矩

从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=617.52N
FNH2=3015.10N
FNV1=2303.37N
FNV2=4151.75N
弯矩M
M H1 =3.37×105N·mm
M H2 =3.36×105N·mm
MV =3.36×105 N·mm
总弯矩
M 1=4.76×105 N·mm
M 2=4.75×105N·mm
扭矩T
TⅢ=N·mm

6.1.4.3 按弯扭合成校核轴的强度
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。
由[3]P362 表（15-1），得：
由[3]P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：

6.2、中速轴尺寸

（1）确定各轴段直径
d1=40mm d2 =50mm d3 = 60mm d4=107 mm d5=60mm d6= 40mm
确定各轴段长度
L1=45mm L2=52mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm
6.3、高速轴尺寸

（1）确定各轴段直径
d1=60mm d2 =65mm d3 =68mm d4=72mm d5=68mm d6=65mm
(2)确定各轴段长度
L1=50mm L2=5mm L3=30mm L4=20mm L5=5mm L6=8mm L7=50mm L8=4mm L9=218mm

7、键联接强度校核
7.1低速轴齿轮的键联接
7.1.1 选择类型及尺寸
根据d =75mm，L’=80mm，
选用A型，b×h=20×12，L=70mm
7.1.2 键的强度校核

(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L -b= 70-20=50mm
k = 0.5h = 6mm
(2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa
TⅢ = N.mm
σp = [σp]
键安全合格
7.2 低速轴联轴器的键联接
7.2.1 选择类型及尺寸
根据d =56mm，L’=112mm，
选用C型，b×h=16×10 L=110mm
7.2.2 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L–b/2= 102mm
k = 0.5h =5 mm
(2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[σp]=110MPa
TⅢ = N.mm
σp = [σp]
键安全合格

8、 轴承选择计算

8.1 减速器各轴所用轴承代号
普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。

项目
轴承型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
d
D
B
D1
min
D2
max
ra
max

高速轴
7007AC
35
62
14
41
56
1
中间轴
7008AC
40
68
15
46
62
1
低速轴
7014AC
70
110
20
77
103
1

8.2低速轴轴承寿命计算
8.2.1 预期寿命
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年(年工作日为300天)。
预期寿命=8×300×8=19200 h
8.2.2 寿命验算
载荷分析图（俯视）

(左旋)

(1) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa

(2) 当量动载荷P1和P2
低速轴轴承选用6314，由[3]p321表（13-6）得到
　已知，（常温）
由[3]p145表（15-3）得到
Fa1/Cor=0.010,由插值法并由[3]p144表（15-3），得到e=0.15
Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,由[3]p321表（13-5）得到
X=0.56,Y=2.5
P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)
=3400.42N
Fa2/C0r=0.048由插值法并由[3]p144表（15-3），得到e=0.248
Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e,由[3]p321表（13-5）得到
X=0.56,Y=1.794
P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N
取Pmax=P2=9392.94N
(3）验算轴承寿命
因为>，所以按轴承2的受力大小验算

h>
L >，所以所选轴承可满足寿命要求。

9．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。
由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。
为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

10．箱体及其附件的结构设计
10.1减速器箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：
10.1.1.确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。
根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）
可取。
为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。
10.1.2.合理设计肋板
在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。
10.1.3合理选择材料
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。
10.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）

名称
数值(mm)
箱座壁厚
δ=10
箱盖壁厚
δ1=10
箱体凸缘厚度
b=16
b1=16
b2=20
加强肋厚
m=7.2
m1=7.2
地脚螺钉直径
20
地脚螺钉数目
n=4
轴承旁联接螺栓直径
M16
箱盖、箱座联接螺栓直径
M12
轴承盖螺钉直径和数目
高速轴
选用M8
n=4
中间轴
选用M8
n=4
低速轴
选用M12
n=6
轴承盖（轴承座端面）外径
高速轴
130
中间轴
140
低速轴
215
观察孔盖螺钉直径
M8
df、d2、d3至箱外壁距离
df
C1=
23
d1
23
d2
20
df、d2、d3至凸缘边缘的距离
df
C2=
20
d1
20
d2
16
轴承旁凸台高度和半径
h由结构确定，R= C1
外壁至轴承端面的距离
l1=δ+C2+C1+(5～10)=55
10.3减速器附件的结构设计
（1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。
（2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。
（3）油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。
（4）通气器

通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。
(5）起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
（6）起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。
（7）定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

11.设计总结
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。
由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准
在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。
由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

12 参考资料
[1].《机械设计》 杨明忠, 朱家诚主编
武汉理工大学出版社2001年10月第1版
[2].《机械设计基础课程设计》 孙岩, 陈此奥罗, 熊涌主编
北京理工大学出版2007年3月第1版
[3].《机械设计,机械设计基础课程设计》 王昆, 何小伯, 汪信远主编
高等教育出版1995年12月第1版
[4].《机械原理》东南大学吴克坚 郑文纬编著。高等教育出版社

[5].《机械设计综合课程设计》 机械工业出版社
2003年3月第三版
[6].《机械设计课程设计》 席伟光 杨光 李波 主编高等教育出版社
2003年2月第1版（其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据）
[7]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编
北京：高等教育出版社，2006。
[8]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
[9]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版.欢迎您的光临，Word文档下载后可修改编辑.双击可删除页眉页脚.谢谢！让我们共同学习共同进步！学无止境.更上一层楼。

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