带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计...doc

攀枝花学院本科学生课程设计任务书
题　目
带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计
1、课程设计的目的
机械设计课程设计是课程教学的一重要内容,也是一重要环节,目的有三:
1)使学生运用所学,进行一次较为全面综合的设计训练,培养学生的机械设计技能,加深所学知识的理解;
2)通过该环节,使学生掌握一般传动装置的设计方法,设计步骤,为后续课程及毕业设计打好基础,做好准备;
3)通过该环节教学使学生具有运用标准、规范、手册、图册和查阅相关技术资料的能力，学会编写设计计算说明书，培养学生独立分析问题和解决问题的能力。
2、课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）
设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。要求装配图（0或1号）（1：1）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（6000-8000字，word）一份。传动简图（附后）及设计原始参数如下。
带拉力F（N）
带速度V（m/s）
滚筒直径D（mm）
2300
1.1
570

3、主要参考文献
[1]所学相关课程的教材
[2]陆 玉主编 ,《机械设计课程设计》,北京,机械工业出版社 , 2004。
[3]濮良贵主编 ,《机械设计》,北京 ,高等教育出版社 , 1989.
[4]吴宗泽主编 ,《机械设计课程设计手册》,北京 ,高等教育出版社,1992.
[5]徐 灏主编 ,《机械设计手册》,北京,机械工业出版社, 1989.
[6]徐 灏主编 ,《机械设计图》,北京,机械工业出版社, 1989.
4、课程设计工作进度计划
1)、准备阶段（1天）
2）、设计计算阶段（3---3.5天）
3）、减速器的装配图绘制（3天）
4）、绘零件图（3---3.5天）
5）、编写设计说明书（3天）
6）、答辩或考察阶段。(0.5-1天)
指导教师（签字）

日期
年 月 日
教研室意见：

年 月 日
学生（签字）：
接受任务时间： 年 月 日
机械课程设计说明书

目录： 机械设计课程设计说明书 -2-
目录： -2-
1 设计题目: -3-
2 前言: -3-
2.1题目分析 - 3-
2.2传动简图 -3-
2.3原始数据 -3-
2.4设计工作量要求 -4-
2.5拟定传动方案 -4-
3电动机的选择 -4-
3.1电动机的类型的选择 -5-
3.2电动机功率的选择 -5-
3.3电动机的选择 -6-
4传动零件的设计计算 -7-
4.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数 -7-
4.2按齿面接触疲劳强度进行设计 -8-
4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 -10-
4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核 -13-
4.5蜗杆工作图 --
5轴的设计计算及校核
5.1对蜗轮轴的设计
5.2轴的结构设计
5.3、轴上零件的周向定位
5.4、确定轴上圆角和倒角尺寸
5.5、校核
6蜗杆轴的设计
6．1轴的材料选择，确定许用应力。

6.2确定各轴段直径
6.3 校核轴的强度
7、轴承的验算
7.1蜗轮轴承的验算
8、键的验算
8.1蜗轮轴上的键验算
9、润滑的选择
9.1润滑油的选择和润滑方式
10、蜗杆传动的热平衡计算
10.1蜗杆传动的热平衡计算
11、箱体及附件的结构设计
11.1箱体的大体结构设计
12 设计小结
13参 考 文 献

1 设计题目
带式运输机传动装置的蜗杆减速器设计
2前言
2.1 题目分析
采用联轴器将蜗杆和电动机相连，采用蜗杆下置式，因为蜗杆的具有减速的作用，因此将蜗杆通过联轴器与带轮连接，从而将电动机的转速通过蜗杆减速器传到带轮上，驱动带轮运动，从而传递载荷。
2.2 传动简图

2.3原始数据
已知条件：带拉力F=2300N;带速度V=1.1 m/s(转速误差为+5%);滚筒直径D=570 mm;设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作;单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年;减速器由一般规模厂中小批量生产。
2.4设计工作量要求
要求装配图（0或1号）（1：1）一张，低速级齿轮与轴，箱体或箱盖（共3张零件图），设计说明书（6000-8000字，word）一份。传动简图（附后）
2.5拟定传动方案
采用一级蜗轮蜗杆减速器，优点是传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递较大功率。
3电动机的选择
计算过程及说明
结 果
3.1电动机的类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机
3.2电动机功率的选择
工作机所需要的有效功率为：
=23001.1 /1000=2.53Kw
工作机主轴转速为：
36.87r/min
工作机主轴上的转矩：

为了计算电动机所需要的有效功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率，设分别为联轴器,蜗杆涡轮传动效率,轴承效率，滚筒的效率：
查得：=0.99 = 0.83 = 0.98 =0.95
则传动装置的总效率为：
==0.727
——联轴器，——蜗杆蜗轮，
——滚动轴承——滚筒
所以电动机所需功率为：
=2.53/0.727=3.48Kw
选取电动机的额定功率为：4Kw
3.3电动机的选择
选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。
方案号
电动机型号
额定功率Kw
同步转速r/min
满载转速r/min
1
Y112M-4
4
1500
1440
2
Y132M1-6
4
1000
960
由上表可知传动方案1虽然电动机的价格低，但总传动比大，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号为Y132M1-6。
则选电动机的同步转速为 n=1000r/min
电动机额定功率
电动机满载转速
3.4 确定传动装置的总传动比及其分配
总传动比 i===26.0374
3.5 计算传动装置的运动及动力参数
各轴转速：

各轴的输入功率

电动机的输出转矩：
各轴的输入转矩：

总效率=0.727

选择
Y132M1-6异步电动机
P=4kw
n=1440

4传动零件的设计计算
计算过程及说明
结 果
4.1 选定蜗轮蜗杆类型、精度等级、材料及齿数
根据设计要求，减速器使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。由此，推荐采用渐开线蜗杆（ZI），考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。
蜗轮蜗杆的传动比：

4.2按齿面接触疲劳强度进行设计
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲强度。传动中心距由式：

4.2.1确定作用在蜗轮上的转矩T2
按蜗杆头数计算，则：
涡轮轴的转矩T2为：

4.2.2确定载荷系数K
因运输机工作平稳，故取载荷分布不均匀系数=1；由于空载起动，固选取使用系数=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数为=1.1
则：
4.2.3确定弹性影响的系数 
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=。
4.2.4确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值=0.25
可查得
4.2.5确定许用接触应力[]
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，查得蜗轮的基本许用应力
[]=180MPa。
应力循环次数
N=60j
寿命系数为：
0.7653
则： []= []=
4.2.6 计算中心距

取中心距a=200 mm，因i=26，固从表中取m= 6.3
蜗杆分度圆直径：
这时0.315 ,查得接触系数=3.15，因为<,因此计算结果可用。
4.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
4.3.1蜗杆主要参数
齿顶高：
齿根高：
全齿高：
直径系数： q=10
分度圆直径：
齿顶圆直径：
齿根圆直径：
蜗杆导程:
蜗杆螺纹部分长度：
取=110mm
蜗杆分度圆导程角：=
蜗杆轴向齿距：
4.3.2、蜗轮主要参数
蜗轮齿数：，变位系数：
验算传动比，这时传动比误差为<5%，在允许的范围内
蜗轮齿顶高：

蜗轮齿根高：

全齿高：
分度圆直径：
齿顶圆直径：
齿根圆直径：
蜗轮分度圆螺旋角：=
4.4蜗轮齿根弯曲疲劳强度校核
查得蜗轮齿根弯曲疲劳强度计算公式为

式中：----蜗轮齿根弯曲应力，单位为MP；
----蜗轮齿形系数；
----螺旋角影响系数；
为蜗轮的许用弯曲应力，单位为MP；
当量齿数：

根据 ，查得齿形系数
螺旋角影响系数：

许用弯曲应力
查ZCuSn10P1制造蜗轮的基本许用弯曲应。
寿命系数

则

校验结果为。所以蜗轮齿根弯曲疲劳强度是满足要求的
4.5蜗杆工作图
因为蜗杆的结构单一，几何参数为所查资料得，不需对蜗杆的结构及刚度做特别设计和验算。所以以下只列出了蜗杆的详细参数。

传动类型
ZI型蜗杆副
蜗杆头数
Z
2
模数
m
6.3
导程角

螺旋线方向

右旋
齿形角

精度重等级

蜗杆8f
中心距
a
200
配对蜗轮图号

轴向齿距累积公差

0.014
轴向齿距极限偏差

0.024
蜗轮齿开公差

0.032

轴向螺旋剖面

6.3
蜗轮的工作图
因为蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1。为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造，而蜗轮的直径较大，所以对蜗轮的结构设计是必要的。蜗轮的结构如下图所示。在齿圈与轮芯联结处，采用轮箍式。并采用H7/r6配合，并加台肩和螺钉固定，此蜗轮直径较大，采用8个螺钉平均分布,螺钉直径。深度为(0.3-0.4)B，装配后将镙钉的头部切掉。

轮幅打均分的六个圆孔，直径取为25mm。其厚度mm，则取mm。蜗轮的大体结构设计已完成，详细的结构尺寸见蜗轮的零件图。蜗轮主要参数如下图；

传动类型
ZI型蜗杆副
蜗轮端在模数

6.3
导程角

螺旋方向

右旋
蜗杆轴向剖面内的齿形角

蜗轮齿数

53
蜗轮变位系数

-0.1032
中心距

200
配对蜗轮图号

精度等级

蜗轮8cGB10089-1988
蜗轮齿距累积公差

0.125
齿距极限偏差

蜗轮齿厚

蜗杆用45号钢
蜗轮用铸锡磷青铜

K=1.1

N=
[]
=137.754
MPa

=61mm

Z1=2
Z2=53
=
=333.9

5轴的设计计算及校核
计算过程及说明
结果
5.1对蜗轮轴的设计
5.1.1由前面的计算可知轴的主要参数
Kw

5.1.2求作用在蜗轮上的力
已知轴上的蜗轮的分度圆直径为
则 圆周力
径向力
轴向力
5.1.3初步定轴的最小直径
初步估算低速轴的最小直径，选用45钢，调质处理。
取=110mm，于是得

为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取联轴器型号，该轴的计算转矩
,
考虑转矩变化很小,故取,,则:

查标准GB/T5843-1986可选取YL11型凸缘联轴器，公称转矩

许用转速[n]=3200 r/min >36.87r/min
选用YL11型联轴器,选用轴孔直径50mm，，取最小轴孔直径为50mm，固取。该半联轴器长度=229mm,半联轴器轴孔长度L=112mm,与轴配合的毂孔长度=90mm,选用YL11型联轴器能满足要求。

5.2轴的结构设计
5.2.1、拟定轴上的零件的装配方案
因为轴上零件只有一个蜗轮，则应将蜗轮放在两轴承的中间，如此轴的受力比较合理。
5.2.2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
5.2.2.1为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故取,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=60mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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，故1—2段的长度应比略短一些，现取 。
5.2.3、初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴
向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并
根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30212，其尺寸为，则，所以可取。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由标准查得30212型轴承的定位轴肩高度4.5mm，因此。
5.2.4、取安装齿轮处的轴段4—5 的直径；
齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度2-5mm，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=4.9mm ，则轴环处的直径。轴环宽度b1.4h，取。
5.2.5、轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆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，故取。
5.2.6、取齿轮距箱体内壁之距a=16mm ，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm ，已知滚动轴承宽度 T=23.75mm ，因为此轴上只有一个零件，而且并没有其他零件在任何位置对轴的长度造成影响，则蜗轮应位于中心位置，所以
5.3、轴上零件的周向定位
蜗轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按蜗轮用A型平键，按,查手册得A型平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选取蜗轮轮毂与轴的配合为H7/n6 ；半联轴器与轴的联接，用A型平键为，长为80mm,半联轴器与轴的配合为H8/j7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为r7。
蜗杆与半联轴器联接，采用键连接，选用的键为长为45mm。
5.4、确定轴上圆角和倒角尺寸
取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径均为2mm。
5.5、涡轮轴的校核
5.5.1求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于 型圆锥滚子轴承，查得a=22.3mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下图所示。

从轴的结构图以及弯矩和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处的结果列于下
表1-2：
载荷
水平面H
垂直面V
支反
力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

5.5.2、按弯扭合成应力来校核轴的强度
进行校核时，通常只是校核轴上受最大弯矩和扭矩
（即危险截面C）的强度。

轴的抗弯截面系数取==34300
前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，查得[]=60MPa。因此[]故此轴的各项要求是安全的。
因为此轴不是特别重要的，所以此轴不需要进行精、
确校核轴的疲劳强度。

6蜗杆轴的设计
计算过程及说明
结果
6．1轴的材料选择，确定许用应力。
考虑减速器为普通蜗杆减速器传动装置，轴主要传递蜗杆的转矩，选取轴的的材料为45钢，淬火处理，按钮转强度，初步估计轴的最小直径。

6.2确定各轴段直径
查表可知，选用YL5联轴器，标准孔径为d=28mm,联轴器轴孔长度L=44mm.
6.2.1轴的结构设计
从轴端起开始逐段选取轴段直径，起固定作用，定位轴肩高度为（0.07d），因此
因为此处要按装毛毡圈，所以取标准直径=30m m,与轴承配合，而且应大于，要求同时承受径向力和轴向力，所以选用角接触球轴承7007AC,所以=35mm, 起轴肩定位，h=0.07，因此=40mm, ==40mm,段装轴承,所以==35mm, 取蜗杆齿顶圆直径，因此=75.6mm。
6.2.2确定各段轴的长度
取联轴器的长度为50mm,
是安装端盖的长度，取68mm
是安装轴承的，固取轴承宽度为14mm
和为了时蜗杆和涡轮正确啮合取为118mm
也是安装轴承的取为14mm
为蜗杆轴向齿宽为152mm
定出轴的跨度为L=+++=402mm
轴的总长度
6.3 校核轴的强度
绘图略
查的角接触球轴承a=18.3mm。因此,作为简支梁的轴的支承跨距
两支承端的约束反力为

截面中心处的弯矩为

当其为竖直面内分解是
两支承端的约束反力为

截面的左侧的弯矩为

截面的右侧的弯矩为

截面左侧的合成弯矩为
截面右侧的合成弯矩为
蜗杆与联轴器之间的扭矩为

因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数，危险截面C处的弯矩 计算危险截面C处满足强度要求的轴径由公式

可得
由于中心处有键槽，故将轴径加大5%，即。而结构设计简图中，该处的轴径为 ，故强度足够。

7、轴承的验算
计算过程及说明
结果
7.1蜗轮轴承的验算
7.1,1两轴承承受的径向载荷
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面，如右图

将轴系部件受到的空间力系分解为水平面，如上图

查轴承的有关系数 e=0.4, Y=1.5。
则轴承的派生力为

因为1被放松，2被压紧
则轴向当量荷为

7.1,2算轴承寿命
因为

查出径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有冲击载荷，查得取。
则

因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前结
果得 ，查表的c=102000

由于
选轴承可满足寿命要求。

7.1.3蜗杆轴承校核
两轴承承受的径向载荷
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面

将轴系部件受到的空间力系分解为水平面

查轴承的有关系数 e=0.68。
则轴承的派生力为

因为1被放松，2被压紧
则轴向当量荷为

算轴承寿命
因为

查出径向载荷系数和轴向载荷系数为
对轴承1
对轴承2
因轴承运转中有冲击载荷，查得取。
则

因为，所以按轴承2的受力大小验算（由前结
果得 ，查表的c=18500

由于
选轴承不满足寿命要求。因此要选用一端两个轴承，一端一个，这样来增加轴承的寿命。。

=
3534.78
=
5794.78

8、键的验算
计算过程及说明
结果
8.1蜗轮轴上的键验算
由前面轴的设计得出的轴上键的选择为蜗轮周向定位
的键为A型平键规格为，半联轴器周向定位为A型平键为。
查得平键的验算公式为

键、轴材料为钢，轮毂的材料是铸铁，铸铁的许用
压力较小。查得铸铁许用挤压力[]=50-60MPa，取其平均值。A型键的工作长度=70-20=50mm，键与轮毂槽的接触高度7mm。由以上公式可得

可见，A型平键不符合要求，于是用两个键。
对于半联轴器的A型平键盘，键、轴和半联轴器材料
都为钢，查得钢的许作挤压应力，取其平均值。A型键的工作长度，键与轮毂槽的接触高度4.5mm。由以上公式可得

可见，A型平键符合要求。

A型平键不符合要求因此用双键

C型平键符合要求

9、润滑的选择
计算过程及说明
结果
9.1润滑油的选择和润滑方式
由前已计算出蜗杆传动的相对滑动速度
查得润滑方式用油池润滑，油的运动粘度为350。查得油的粘度等级为320（GB/T14906-1994）
由于是采用蜗杆下置式，所以采用浸油润滑，在箱体内装上润滑油，使蜗杆浸在其中。
涡轮轴承的润滑采用脂润滑，而蜗杆轴承采用油润滑。

润滑油选粘度等级为320

10、蜗杆传动的热平衡计算
计算过程及说明
结果
10.1蜗杆传动的热平衡计算
蜗杆传动由于效低，所以工作时发热量大。在闭式
传动中，如果产生的热量不能及时散逸，将因油温不断升
高而使润滑稀释，从而增大磨擦损失，甚至发生胶合。所
以，必须根据单位时间内的发热量和同时间内的散热量平
稳衡，以保证油温稳定地处于规定的范围内。
查得以下计算公式。

因为，所以不需要加散热装置。

11、箱体及附件的结构设计。
计算过程及说明
结果
11.1箱体的大体结构设计

名称
符号
蜗杆减速器尺寸（mm）
机座壁厚

11
机盖壁厚

9.35
机座凸缘厚度

16.5
机盖凸缘厚度

17
机座底凸缘厚度

27.5
地脚螺钉直径

20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径

15
机盖与机座联结螺栓直径

10
联接螺栓的间距

150
轴承端盖螺钉直径

8
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

7
、、至外机壁距离

26，22,16
、、至凸缘边缘距离

24,20,14
轴承旁凸台半径

24

外机壁至轴承座端面距离

++(8-12)
大齿轮顶圆（蜗轮外圆）与内机壁距离

>13.2
齿轮端面与内机壁距离

>11
机盖机座座肋厚

轴承端盖外径

150
轴承端盖凸缘厚度
t
8.8
轴承旁联接螺栓距离
s

12、计算结果
项目名称
结果
工作机功率
2.53Kw
主动轴功率
3.4452Kw
电动机功率
2.8023 Kw
主动轴转速
960r/min
总效率
0.727
总传动比
26.0374
蜗杆功率
3.762Kw
涡轮功率
2.80 Kw
蜗杆转矩
34.2725N.m
涡轮轴转矩
725.8466 N.m
中心距
200mm
模数
6.3mm
涡轮轴长度
290mm
蜗杆长度
534mm
涡轮轴轴承型号
30212
蜗杆轴承型号
7007AC
涡轮定位键
20*12*70

12 设计小结
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，更是是我们迈向社会，从事工作前一个必不少的过程。万事开头难，通过这次课程设计，我深深体会到这句话的真正含义。这次的题目是“带式运输机传动装置的蜗杆减速器”的设计，刚开始拿到这个设计题目的时候，心里有一点庆幸，感觉蛮简单的，但是真正操作起来，才发现有很多的细节和知识我都没有很好的掌握。
做课程设计真的有点繁琐和劳累，在把握整体设计思路的同时，又要为细节的设计而前瞻后顾。比如我一开始在确定传动比时，就因到不到设计要求、传动比误差过大，不能进一步设计，也不知道该如何下手，但是经过进一步的选取，这个问题攻克了，然后继续往下设计。前期的计算工作也需要不怕劳累和辛苦，在这次设计中，光是设计任务书就花了几天时间，每天一大早起床，吃了早饭，马上到电脑面前，开始设计，一设计就是一整天，除了吃饭和上厕所，所有的时间都在电脑面前设计，感觉很累，但是，每当一个个问题攻克，一个个零件设计和计算出来，并且校核合格后，心里都有一种说不出的成就感。

参 考 文 献

1、黄晓容等编著《机械设计课程设计》.中国电力出版社.
3、纪名刚等主编《机械设计（第七版）》.高等教育出版社.
4、陈秀等编《机械设计课程设计图册》. 哈尔滨工业大学.
5、朱家诚等主编《机械设计课程设计》. 合肥工业大学出版社才.
6、成大先主编《机械设计手册(第四版)》.化学工业出版社.
7、吴宗泽主编《机械零件设计手册》.机械工业出版社.
8、席伟光等编著《机械设计课程设计》.高等教育出版社
9、李平林等编著的《机械设计课程设计指导书》.等教育出版社
10、王世刚等主编的《机械设计实践》.哈尔并工程大学出版社
11、成大先主编的《机械设计手册》.化学工业出版社
12、张春林等编著的《机械基础综合课程设计》.北京理工大学出版社
附录：
名称
图号
蜗杆减速器装配图
1
涡轮
2
涡轮轴
3
箱盖
4