机械设计课程设计
题 目：指导老师：学生姓名：学 号：所属院系：专 业：班 级：完成日期：
说明书
搅拌机传动装置设计
机械工程学院
《机械设计课程设计》任务书
班级: 机械班 姓名: 课程设计完成内容:
1.减速器装配图一张（A1图纸）； 2.零件工作图二张 （A3或A4图纸）； 3.设计说明书一份。
课程设计题目: 搅拌机的传动装置设计
发题日期: 2012 年12 月 28 日 完成日期: 2013 年 1 月 181111 日
指导教师: 教研室主任:
目录
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一 设计题目...............................................................3 二 电动机的选择和运动及动力参数计算.......................................4 1.电动机的选择........................................................4 2.分配传动比..........................................................5 3.运动和动力参数计算..................................................5 4电动机的安装及外形尺寸...............................................6 三 V带的设计..............................................................7 1.确定计算功率Pca........................................................7 2.选择V带的型号.......................................................7 3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v ....................................7 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld........................................7 5.验算小带轮的包角ɑ1....................................................7 6.计算带的根数z........................................................7 7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min..................................8 8.计算压轴力...........................................................8 四 齿轮的设计及参数计算...................................................9 1.选择齿轮材料及精度等级...............................................9 2.按齿面接触强度设计...................................................9 3.按齿根弯曲强度设计...................................................10 五 轴系零件设计计算.......................................................12 1.输入轴的设计计算.....................................................12 2.输出轴的设计计算.....................................................14 3.滚动轴承的选择及寿命校核计算.........................................16 4.键联接的选择及强度校核计算...........................................17 六 箱体及附件的结构设计和选择.............................................19 七 心得体会...............................................................20 八 参考文献...............................................................21
一 设计题目 .
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1.用于搅拌机的传动装置。传动装置简图如右图所示。 （1）原始数据 传动装置输出转矩T:如下表 传动装置输出转速n: 如下表 （2）工作条件 单班制工作，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳，工作环境灰尘较大。 （3）使用期限 工作期限为八年。 4生产批量及加工条件小批量生产。 1—开式齿轮传动2.设计任务 2—搅拌机1)选择电动机型号； 2)设计减速器； 3—电动机3)选择联轴器。 4—传动装置3.具体作业 1)减速器装配图一张； 2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； 3)设计说明书一份。 传动装置输出扭矩1 20 2 25 3 30 4 35 T/(N.m) 传动装置输出转速n/(r/min) 4选择第三组数据进行设计。
200 220 240 260
二电动机的选择和运动及动力参数计算
1.电动机的选择
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(1) 按工作要求选用Y系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机，电压为
380V.
(2) 按公式，电动机所需的工作功率为
Pd=Pw /η总
又由传动装置如图2-1所示
按公式， 工作机所需的功率为
Pw =Tnw/9550kw
所以得：
Pw =（30x240)/9550kw
Pw 0.75kw
传动装置的总效率为 η总= η1 η
2 2
η3 η
4
查手册确定各部分的效率为：V带的传动效率η1 =0.96，滚动轴承（一对）η2=0.99，闭式齿轮的效率η3=0.97，联轴器的传动效率η4=0.99 带入得
η总=0.96×0.992×0.97×0.99≈0.904
则所需电动机的功率为
Pd=0.75÷0.904≈0.830kw
因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于 Pd即可Ped。由第六章，Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率Ped为1.1kw 。
(3)电动机型号的选择
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通常，V带的传动比常用范围为2～4，一级圆柱齿轮减速器为2～5，所以总传动比i=4～20,故电动机转速的可选范围为
n=inw=(4～20)×240=960-4800r/min
符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min，现以同步转速3000、1500和1000r/min三种方案进行比较。由第六章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比于表2-1。
表2-1 额定功率为1.1kw时电动机 方案 1 2 3 型号 Y802-2 Y90S-4 Y90L-6 额定功率 1.1 1.1 1.1 同步转速/满载转速nm(r/min) 3000/2825 1500/1400 1000/910 传动比 11.8 5.8 3.8 通过上表的数据比较，因为传动比范围为4-20，故方案3不可取。比较方案1和方案2，方案1总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。先选用方案2，即选定电动机的型号为Y90S-4。
2.分配传动比
（1）总传动比
i=nm/nw=1400/240≈5.83
(2) 分配传动装置各级传动比 取V带的传动比i1=2, 则单级圆柱齿轮的传动比i2为
i2=5.83/2≈2.92
3.运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）：
P01´= Pd=0.83kw n0=nm=1400r/min
T0=9550( P0/n0)=5.66N.m 1轴：
P1=P01η1=0.83×0.96 ≈0.80kw n1=n0/i1=1400/2=700r/min T1=9550(P1/n1)=10.9N.m 2轴：
P2=P1η2η3 =0.80×0.99×0.97≈0.77kw n2=n1/i2=700÷2.92≈240r/min T2=9550(P2/n2)=30.64N.m
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1-2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99 。如表2-2
表2-2 各轴运动和动力参数 轴名 0轴 1轴 2轴 输入功率 0.80kw 0.77kw 输出功率 0.83kw 0.79kw 0.76kw 输入转矩 10.90N.m 30.64N.m
输出转矩 5.66N.m 10.80N.m 30.33N.m 转速 1400r/min 700r/min 240r/min 传动比 2 2.92 4.电动机的安装及外形尺寸
如图2-2
各尺寸大小如表2-3所示：
表2-3 电动机的安装及外形尺寸 (单位：mm)
D 24
E 50 F 8 G 20 M N P R 0 S 12 T AC AD HE L 165 130 200 3.5 175 155 195 310 三 V带的设计
1.确定计算功率Pca
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由设计手册查得工作情况系数 KA= 1.0 ，故
Pca=KAPd=0.83×1.0=0.83kw
2.选择V带的型号
根据 Pca、n0 由图8-10选用Z型。
3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速v
（1)初选小带轮的基准直径dd1 。由设计手册， 取小带轮的基准直径dd1 =71mm 。 （2）验算带速v。按公式有
v=πdd1n0/(60×1000)≈5.20m/s
因为带速的范围为5m/～s25m/s，故带速合适。
（3）计算大带轮的基准直径，根据公式,大带轮的基准直径dd2
dd2 =i1dd1 =2×71=142mm
根据手册, 圆整为dd2=140mm 。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
(1)根据公式0.7（dd1 +dd2）≤a0≤2（dd1 +dd2），初定中心距a0=280mm。 （2）由公式计算所需的基准长度
Ld0=2a0+π（dd1 +dd2）/2+（dd2－dd1 ）²/（4a0） 带入数据得：
Ld0≈895mm
由设计手册选带的基准长度Ld=900mm （3）按公计算实际中心距a 。
a =a0+（Ld－Ld0）/2=282.5 ≈283mm
中心距的变化范围为270mm～310mm 。
5.验算小带轮的包角ɑ1
ɑ1≈180°－（dd2－dd1 ）×（57.3°/a）≈167°≥90°
6.计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率Pr 。
由 dd1 =71mm和 n0=1400r/min ，查设计手册得P0=0.30kw 。
根据n0=1400r/min ，i1=2和Z型带，查设计手册得△P0=0.03kw 。 查设计手册得Kɑ=0.965，查设计手册得KL=1.03，于是
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Pr =（P0+△P0）Kɑ KL=（0.30+0.03）×0.965×1.03≈0.328kw
（2）计算带的根数z
z=Pca/ Pr =0.83/0.328≈2.53
取 Z=3根。
7.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min
由设计手册得Z型带的单位质量q=0.06㎏/m,所以
（F0）min=500（2.5－Kɑ)Pca/(Kɑzv)＋qv²=44N
应使带的初拉力F0≥（F0）min 。
8.计算压轴力
（Fp）min =2z（F0）minsin(ɑ1/2)=262N
带的相关参数如下表所示
表 3-1 型号 Z
dd1 71㎜ d2 d a 283㎜ z 3 （Fp）min 262N Ld 900mm 140㎜
四 齿轮的设计及参数计算
1.选择齿轮材料及精度等级
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（1）传动方案为单级齿轮传动，功率小，所以选择圆柱直齿轮。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS； 由于速度不高，故选用7级精度。
（2）选小齿轮齿数为z1=22,大齿轮齿数为z2=2.92×22=64.24 ，取z2=6
2.按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即
由d1≥t2.32(kT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
(1)确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.2 。 2）计算小齿轮传递的转矩。
T1=（95.5×105P1）/n1=1.09×104N.㎜
3) 由设计手册选取齿宽系数φd=1 。
4）由设计手册查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½ 。
5）由设计手册按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550Mpa 。
6）由公式计算应力循环次数。 假设每年工作300天
N1=60n1jLh=60×700×1×8×300×8=8.06×108
N2= N1/2.92=2.76×108
7)由设计手册取接触疲劳寿命系数KHN1=0.94 ； KHN2=0.99。 8)计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1％，安全系数S=1，由公式得
[σH]1=KHN1σlim1/S=0.94×600=564Mpa
[σH]2 KHN2σlim2/S=0.99×550=544.5Mpa (2)计算
1）试算小齿轮的分度圆直径, 带入[σH]中较小的值，K=Kt=1.2。得
d1t≈29.867㎜
2）计算圆周速度V0
0
V=πd1tn1/（60×1000）≈1.09m/s
3）计算齿宽b
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b =φdd1t=1×29.867=29.867㎜
4)计算齿宽与齿高之比b/h
模数 mt= d1t/z1 =1.36㎜
齿高 h=2.25 mt=3.05㎜
则
b/h≈9.79 5)计算载荷系数
由V0=1.09m/s，7级精度，由设计手册查得动载荷系数KV=1.08； 直齿轮，KHɑ=KFɑ=1；
由手册查得使用系数KA=1；小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417 。 由 b/h≈9.79，KHβ=1.417 ，查设计手册的KFβ=1.33；故载荷系数
K= KAKVKHɑKHβ=1×1.08×1×1.417=1.530
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为：
d1=d1t（K/Kt）1/3 =32.39㎜
则模数为 m=d1/z1=1.47 ㎜
3.按齿根弯曲强度设计
弯曲强度公式为
m≥[(2KT1 /φdz12)(YFɑYSɑ/[σF])]1/3
(1)确定公式内各计算数值
1)由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σEF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σEF2 = 380Mpa；
2）由设计手册取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.91, KFN 2 = 0.99； 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有
[σF]1=KFN1σEF1 /S=325Mpa
[σF]2=KFN1σEF2 /S =268.71Mpa 4）计算载荷系数K。
K=KAKVKFɑKFβ=1×1.08×1×1.33 ≈1.436
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5)查设计手册得 YFɑ1 = 2.91 YFɑ2= 2.30 YSɑ1 =1.53 YSɑ2 = 1.71 6）计算大、小齿轮的YFɑYSɑ/[σF]并加以比较。
YFɑ1YSɑ1/[σF]=0.013699
YFɑ2YSɑ2/[σF]=0.014636 大齿轮的数值较大。 （2）设计计算
m≥0.98
就近圆整为m=1，但是当m=1时，在设计箱体时，轴承端盖会发生交涉，故在齿数不变的情况下，增大模数，即取m=2 。
齿轮的相关参数如下：
分度圆直径 d1 = mz1 = 44 ㎜ d2 =m z2 = 128㎜
计算中心距 a=(d1 + d2 )/2=86㎜
计算齿轮宽度 B2=44㎜ B1=50㎜
齿顶圆直径 da1=(z1 +2ha＊)m=48㎜ da2=(z2+2ha＊)m=132㎜
齿根圆直径 df1=(z1 －2ha＊－2c＊)m=39㎜
df2=(z2－2ha＊－2c＊)m=123㎜
齿顶高 ha1=ha2=ha＊m=2㎜
齿根高 hf1=hf2=(ha＊+c＊)m=2.5㎜
齿距 p=πm=6.28㎜
齿厚 s=πm/2=3.14㎜
基圆直径 db1=d1 cosɑ=41.4㎜ db2=d2cosɑ 120.3㎜
注：ha为齿顶高系数（=1）；c为顶隙系数（=0.25）；ɑ 为压力角（=20°）。
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五 轴系零件设计计算
1.输入轴的设计计算
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(1)按扭转强度初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS。由公式得
d≥A0(P1/n1)1/3
由设计手册查取A0=126 ，则d=14mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=14×(1+5%)mm≈15
∴选d=15mm
又因为带的根数为3，所以带轮的宽度定为60mm，即此段轴的长度为60mm。 （2）轴的结构设计
1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布， 因为小齿轮的宽度为50mm，齿轮端面到内壁的距离为16mm。 2）确定轴各段直径和长度
I段：d1=15mm 长度取L1=42mm
∵h=2c c=2.5mm
II段:d2=d1+2h=15+2×2.5×5=25mm
∴d2=25mm
初选用6005型深沟角球轴承，其内径为25mm宽度为12mm 。
内壁至外壁凸台的距离，考虑轴承的宽度和凸缘式端盖参数，以及端盖至带轮的距离，
所以取 II段的L=44mm。内壁到齿轮端面的距离III段长度为16mm，且齿轮端面到内壁的III段直径d3=32mm。由于小齿轮为齿轮轴，所以轴径不需再确定，IV长度即为齿轮的宽度。V段长度和轴径同III段。VI段与轴承搭配，所以轴径为25mm，长度取26mm。如图5-1 3）按弯矩复合强度计算
分度圆直径： d1=44mm
转矩： T1=10900N·mm 圆周力：Ft 根据公式得
Ft=2T1/d1=10900/44=247.727N 径向力Fr 根据公式式得
Fr=Ft·tanα=247.727×tan200=90.165N
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因为该轴两轴承对称，所以：LB=LC=47mm，带轮至轴承的距离为LA=76mm 。 又因为带轮对轴有一个压轴力（Fp）min =262N
绘制轴受力简图（如图a） 绘制水平面弯矩图（如图b） 绘制垂直面弯矩图（如图c） 绘制弯矩合成图 （如图d) 绘制扭矩图 （如图e) 轴承支反力：
FBx=Fr/2+（Fp）min (94/170)=189.95N
FCx= Fr/2+（Fp）min (76/170)=162.21N FBY=FCY= Ft/2= 123.86N
由上图可知 MH=FBYL2=FCYL3=123.86×47=5821.42N.mm
MV1=FBxL1=189.95×76=14436.2N.mm
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MV2=FCxL3=162.21×47=7623.87N.mm
又由合成弯矩公式得
M=(MH2+MV22)½ M=9592.31N.mm Mec=[M2+(αT)2]1/2/w≤ [σ-1] 3 查设计手册的α =1, [σ-1]=60Mpa, w≈0.1d2 带入数据得Mec=11.58 ≤ [σ-1]=60Mpa 所以轴强度足够。 2、输出轴的设计计算 （1）按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）有公式得 d≥A0(P2/n2)1/3 由设计手册查取A0=103，则d=15mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则 取d=16mm （2）轴的结构设计 1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和皮带轮依次从左面装入。 2）确定轴的各段直径和长度 初选6005型角接球轴承，其内径为25mm，宽度为12mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为18mm，则该段长18mm 。与齿轮相连的轴径为30mm ，长度为44mm。如图5-3 word文档 可编辑复制 3)按弯扭复合强度计算 分度圆直径：已知d2=128mm 转矩：已知T3=30.33N·m 圆周力Ft：根据公式得 Ft=2T2/d2=2×30.33×103/128=473.90N 径向力Fr根据公式得 Fr=Ft·tanα=473.90×tan20°=172.48N ∵两轴承对称 ∴L2=L3=47mm 4) 支反力FBX、FBY、FCX、FCY FBX=FCX=Fr/2=172.48/2=86.24N FBY=FCY=Ft/2=473.90/2=236.50N 5)由两边对称，齿轮截面截的弯矩也对称 齿轮截面在垂直面弯矩为 MH=FBXL2=FCXL3=86.24×47=4053.28N.mm 齿轮截面在水平面弯矩为 MV=FBYL2=FCYL3=236.50×47=11115.5N.mm word文档 可编辑复制 则合成弯矩 M M=（MH2+MV 2）1/2=11831.46N.mm 6)计算当量弯矩：根据设计手册得α=1 ，w≈0.1d3 Mec=[M2+(αT)2]1/2/w≤ [σ-1] Mec=12.15Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够。 3滚动轴承的选择及寿命校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 8×300×8=19200小时 (1) 计算输入轴轴承 1）已知n1=700r/min 两轴承径向反力：FR1=189.95N FR2=162.21N 初先两轴承为角接触球轴承6005型。 因为圆柱直齿轮对轴承无轴向力，即Fa=0，查设计手册可知，当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr 。 2)轴承寿命计算 ∵FR1=189.95N ，FR2=162.21N ，故取P=189.95N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6005型的C=10000N 由公式得 LH=(106/60n1)(C/P)Ɛ =3.47×106h≥19200h ∴预期寿命足够 （2）计算输出轴轴承 1)已知n2=240r/min Fa=0 FR1=FR2= 86.24N 试选6005型角接触球轴承 因为圆柱直齿轮对轴承无轴向力，即Fa=0，查设计手册可知，当Fa/Fr≤e时，Pr=Fr 2)计算轴承寿命LH word文档 可编辑复制 FR1=FR2= 86.24N,故P=84.24N ε=3 根据手册得6005型的C=10000N 由公式得 LH=(106/60n1)(C/P)Ɛ =1.08×108h≥19200小时 ∴此轴承合格 4、键联接的选择及强度校核计算 (1) 带轮与输入轴连接采用平键联接 轴径d1=15mm,L1=50mm 查手册得，选用A型平键，得： 键A 5×50 GB1095-2003 l=L1-b=50-5=45mm T1=10.9N·m h=5mm 根据公式得 σp=（2T1×103）/kd1l=（2×10.9×103）/ （0.5×5×15×45） =12.92Mpa<[σR](40Mpa) ∴此键合格 （2）输出轴与齿轮连接采用平键联接 轴径d2=30mm L2=36mm T2=30.60N·m 查手册 选A型平键 键A 10×36 GB1095-2003 l=L3-b=44-10=34mm h=8mm 根据公式得 σp=（2T2×103）/kd2l σp=15Mpa<[σp](40Mpa) ∴此键合格 （3）输出轴与联轴器连接用平键联接 轴径d3=16mm L3=40mm T=30N.m 查手册, 选用C型平键 键 5×40 GB1095-2003 word文档 可编辑复制 l=L3-b/2=40-5/2=37.5mm h=5mm 据公式得 σp=（2T×103）/kd3l σp= 39.8Mpa<[σp](40Mpa) 5联轴器的选择 已知与联轴器连接的轴径为16mm，且转矩为T=30N.m 。查设计手册得联轴器的相关参数。 表5-1 联轴器的相关参数 型号 公称转矩/N.m 许用转速/r.min 轴孔直径(mm) 轴孔长度(mm) LT3 31.5 6300 16 42 六箱体及附件的结构设计和选择 表6-1 单级圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸 序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 word文档 可编辑复制 单级圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸 名称 代号 a1 中心距 下箱座壁厚 1 上箱座壁厚 b 下箱座剖分面处凸缘厚度 b1 上箱座剖分面处凸缘厚度 p 地脚螺栓底脚厚度 箱座上肋厚 M m1 箱盖上肋厚 d 地脚螺栓直径 d地脚螺栓通孔直径 尺寸/mm 86 8 8 12 12 20 6.4 6.4 M8 8 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 地脚凸缘尺寸（扳手空间） 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓（螺钉）直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 剖分面凸缘螺栓凸台尺寸（扳手空间） 上下箱体连接螺栓（螺钉）直径 上下箱连接螺栓通孔直径 箱缘尺寸（扳手空间） 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 圆锥定位销直径 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径 轴承端盖（轴承座）外径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离） 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与箱体内壁间的距离 L1 L2 n d1 d1c1 c2 d2 d2c1 c2 d3 d4 d5 h R D2 K 1 2 S24 24 4 M6 6 13 15 M8 6 14 14 M5 M6 6 20 16 47 47 27 35 12 16 七 心得体会 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会， 从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础． 说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟． 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有1次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来．但一想起平时老师对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯．这 word文档 可编辑复制 次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练． 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用．想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了．老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信． 最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪 八 参考文献 [1]、王之铄主编.机械设计综合课程设计，机械工业出版社 [2]、穆塔里夫主编.减速器三维设计与仿真，新疆大学 [3]、龚桂义主编.机械设计课程设计图册 ，高等教育教出版社 [4}、机械设计，濮良贵、纪名刚主编.高等教育教出版社 [5]、机械原理，孙桓、陈作模、葛文杰主编.高等教育教出版社 word文档 可编辑复制 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容