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搅拌机传动装置设计说明书

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第一章 、设计题目，任务及具体作业
一、 设计题目
二、 设计任务
三、 具体作业
第二章、确定传动方案
第三章、选择电动机
一、选择电动机类型和结构形式
二、选择电动机容量
三、确定电动机转速
四、传动装置总传动比
五、传动装置运动和动力参数
六、各轴转速、功率和转矩
第四章 、齿轮设计及参数计算
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
二、高速级直齿圆柱齿轮设计计算
三、低速级直齿圆柱齿轮设计计算
四、各齿轮关键相关参数
第五章 、联轴器选择
第六章 、轴系零件设计计算
一、高速轴
二、中速轴
三、低速轴
第七章、减速器润滑、密封选择
第八章、箱体及附件结构设计及选择
一、箱体结构
二、箱体上附件设计
第九章、心得体会
第十章、参考文件

第一章 设计题目、任务及具体作业
一、设计题目
用于搅拌机传动装置,传动装置简图(图1-1所表示)。
图1-1 传动装置简图
1. 工作条件：单班制工作，空载开启，单向、连续运转，载荷平稳，工作环境灰尘较大。
2. 原始数据：工作机输入功率7kw，工作机主轴转速90r/min
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。
二、设计任务
1. 选择电动机型号；
2. 设计减速器；
3. 选择联轴器。
三、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.

第二章 确定传动方案
由已知条件可知双螺旋搅拌机主轴转速为90r/min。查机械设计手册中推荐Y系列三相异步电动机技术数据可知，常见有四种转速，即3000、1500、1000、750r/min。由经济上考虑可选择常见同时转速为3000、1500、1000r/min 。所以减速器传动比大致在11—33之间，而当传动比i>8时，宜采取二级以上传动形式，所以结合传动比选择二级展开式圆柱齿轮减速器,减速器和电动机采取联轴器链接，因有轻微震动,所以用弹性联轴器和电机相连。
1---电动机 2—联轴器 3—减速器 4—联轴器 5---工作机主轴
二级展开式圆柱齿轮减速器为二级减速器中应用最为广泛一个，但齿轮相对于轴承位置不对称，要求轴含有较大刚度。输入输出轴上齿轮常部署在远离轴输入、输出端一边，样轴在转矩作用下产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀现象。高速齿常见斜齿，低速轮可用斜齿或直齿，常见于载荷分布均匀场所。

第三章 选择电动机
一、选择电动机类型和结构形式
电动机类型和结构形式是经过电源、工作条件和载荷等特点来选择。对于搅拌机来说选择Y系列（IP44）三相异步电动机，它能预防灰尘水滴浸入电机内部，自扇冷却，关键用于对开启性能、调速性能及转率无特殊要求通用机械上，而且其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便。电动机轴径：42 键槽宽：12 键槽深：5
二、 确定电动机容量
（1）由已知条件工作轴输入功率Pw（KW）
Pw = 7KW
(2)电动机所需要输出功率Pd（KW）
为了计算电动机所需输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间总功率η总。设η1、η2、η3、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮为经过跑和7级精度齿轮）、滚动轴承（设为球轴承）三者效率。查机械设计课程设计指导表得η1= 0.99，η2= 0.98，η3 = 0.99
则传动装置总效率为：
η总=η12η22η33 = 0.992 x 0.982 x 0.993 =0.9226
工作机实际所需要电动机输出功率为：
Pd = Pw/η总=7/0.9226=7.587KW
三、 确定电动机转速
传动副传动比合理范围：联轴器传动比：i联=1；
两级减速器传动比：i减=9～49(每级i齿1=3～7)
则传动装置总传动比合理范围为
i总= i联×i齿1×i齿2=1×（9～49）=（9～49）
由已知条件可知搅拌机主轴转速为nd=90r/min
则电动机转速可选范围为nm(r/min)
nm=i总×n=（9～49）×n=9n～49n=810～4410r/min
查机械设计手册常见电动机规格，符合这一范围常见同时加速有3000、1500、1000、750r/min。依据电动机所需功率和同时转速，和其它原因，经综合考虑选择同时转速为1000r/minY型异步电动机Y160-6，其满载转速为970r/min
四、 传动装置总传动比
传动装置总传动比：i总= nm/nd=970/90＝10.78（式中 nm----电动机满载转速，nd----搅拌机工作轴转速，95 r/min）
传动装置各级传动比，由展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比为取，有，则，。即高速减速传动比为，低速传动比为。
五、传动装置运动和动力参数
0轴（电动机轴）
转速
功率
转矩
1轴（高速轴）
转速
功率
转矩
2轴（中速轴）
转速
功率
转矩
3轴（低速轴）
转速
功率
转矩
六、各轴转速、功率和转矩
表3-1 各轴转速、功率和转矩
轴
0轴
1轴
2轴
3轴
转速n（r/min）
970
970
250.13
90.30
功率P(Kw)
11
10.89
10.65
10.33
转矩T(Nm)
108.30
107.21
406.62
1092.49

第四章 齿轮设计
一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1. 齿轮类型
按传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动
2. 齿轮精度等级
搅拌机为通常工作机器，速度不高，故选择7级精度等级。
3. 齿轮材料选择
由机械设计常见材料附表中，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45号钢，硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。
4. 齿轮齿数
考虑齿轮根切效应和足够大模数确保齿根弯曲疲惫强度，并减小传动尺寸，选择小齿轮齿数高速轴齿数为，中速轴齿数为,则大齿轮齿数高速轴齿数为,取；中速轴齿数为,取。
二、 高速级直齿圆柱齿轮设计计算
1.按齿面接触疲惫强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行计算即

（1）确定公式中各计算数值
A. 试选择载荷系数
B. 计算高速轴小齿轮传输转矩

C. 查资料得，选择齿宽系数
D. 由表10-6查得材料弹性影响系数
E. 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为，大齿轮接触强度极限为。
F. 由式10-13计算应力循环次数

G. 由图10-19查得接触疲惫寿命系数
H. 计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得

（2）相关计算
I. 计算高速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值

J. 计算圆周速度

K. 计算齿宽

L. 计算齿宽和齿高之比
模数
齿高
齿宽和齿高之比
M. 计算载荷系数
依据，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数；经表面硬化直齿轮，由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称部署时，

代入数据得，

由，，查图10-13得,故载荷系数

N. 按实际载荷系数校正所计算得分度圆直径,由式10-10a得

O. 计算模数

2. 按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度设计公式为

1)、 确定公式中各计算值
A. 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲强度极限
B. 由图10-18查得弯曲疲惫寿命系数，
C. 计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数，由式10-12得

D. 计算载荷系数K

E. 查取齿数及应力校正系数
由表10-5查得

F. 计算大小齿轮并加以比较

G. 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键是取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径相关，能够取弯曲强度算得模数2.58，并就近圆整为标准值,按接触疲惫强度算得分度圆直径d1= 92.27mm，,算出小齿轮齿数。
大齿轮齿数
H.几何尺寸计算
计算齿轮分度圆直径
计算中心距
计算齿轮宽度
三、 低速级直齿圆柱齿轮设计计算
1. 按齿面接触疲惫强度设计
由设计计算公式（10-9a）进行计算即

（1）确定公式中各计算数值
P. 试选择载荷系数
Q. 计算高速轴小齿轮传输转矩

R. 查资料得，选择齿宽系数
S. 由表10-6查得材料弹性影响系数
T. 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触强度极限为，大齿轮接触强度极限为。
U. 由式10-13计算应力循环次数

V. 由图10-19查得接触疲惫寿命系数
W. 计算接触疲惫许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由式（10-12）得

（2）相关计算
X. 计算高速轴小齿轮分度圆直径，代入中较小值

Y. 计算圆周速度

Z. 计算齿宽

AA. 计算齿宽和齿高之比
模数
齿高
齿宽和齿高之比
BB. 计算载荷系数
依据，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数；经表面硬化直齿轮，由表10-3查得；由表10-2查得使用系数；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支承非对称部署时，

代入数据得，

由，，查图10-13得,故载荷系数

CC. 按实际载荷系数校正所计算得分度圆直径,由式10-10a得

DD. 计算模数

3. 按齿根弯曲强度设计
由式10-5得弯曲强度设计公式为

2)、 确定公式中各计算值
F. 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲强度极限
G. 由图10-18查得弯曲疲惫寿命系数，
H. 计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数，由式10-12得

I. 计算载荷系数K

J. 查取齿数及应力校正系数
由表10-5查得

F. 计算大小齿轮并加以比较

G. 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键是取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径相关，能够取弯曲强度算得模数3.54，并就近圆整为标准值,按接触疲惫强度算得分度圆直径d1= 147.30mm，,算出小齿轮齿数。
大齿轮齿数
H.几何尺寸计算
计算齿轮分度圆直径
计算中心距
计算齿轮宽度
六、各齿轮关键相关参数
项目
齿轮1
齿轮2
齿轮3
齿轮4
模数
3
3
4
4
齿数
31
121
37
104
分度圆直径
93
363
148
412
齿轮宽度
100
95
155
150
齿顶圆直径
95
365
150
414

第五章 联轴器选择

Ⅰ轴联轴器，查表14-1因为转矩改变中等可取，

依据机械设计手册3表22.5-37，选择LH型弹性柱销联轴器:LH3联轴器其公称扭矩,许用最大转速为,轴径为之间，因为电机轴径固定为42mm,而由估算可得1轴轴径为40mm。
Ⅲ轴联轴器，查表14-1因为转矩改变中等可取，

机械设计手册3表22.5-37，选择LH型弹性柱销联轴器:LH5联轴器,其公称扭矩,许用最大转速为,轴径为之间,由估算可选两边轴径为55mm.

第六章 轴设计
一、 高速轴
1. 选择轴材料及热处理方法，考虑到齿轮分度圆和轴径相差不大，选择齿轮轴,选择轴材料为40Cr ，依据毛坯直径，热处理方法为调质
2. 确定轴最小直径，依据公式15-2扭转强度估算轴最小直径公式

查表15-3，
考虑键：有一个键槽，
3. 确定各轴段直径
：大于轴最小直径24.69且考虑和联轴器内孔标准直径配合，取
,考虑密封圈及定位轴肩高度，取
考虑轴承选择6209轴承查机械设计手册3表 20.6-1，、、、、、，取
考虑轴承定位,查机械设计手册3表20.6-1
考虑到齿轮分度圆和轴径相差不大，选择齿轮轴，此时
考虑轴承定位，查机械设计手册3表20.6-1
（同一对轴承）
4．确定和轴长相关参数
(1)机座壁厚,查机械课程设计指导书表5-1

(2)地脚螺栓直径，查机械课程设计指导书表5-1

(3)轴承旁联接螺栓直径,查机械课程设计指导书表5-1

(4)、、、至外机壁距离C1,查机械课程设计指导书表5-2
(5)、、至外机壁距离C2,查机械课程设计指导书5-2
(6)内壁至轴承座端面距离,查机械课程设计指导书

(7)轴承盖螺钉直径,查机械课程设计指导书表5-1,

(8)轴承盖厚度t,查机械课程设计指导书表3,

(9)齿轮端面和内机壁距离,查机械课程设计指导书表3 ,

(10)轴承内端面至箱体内壁距离,查机械课程设计指导书)

(11)拆卸螺钉所需长度L,查机械课程设计指导书)
5.计算各轴段长度。
(1)查机械设计手册3表22.5-37，J型轴孔长度84mm

(2)

(3)查机械设计手册3表20.6-1,=B=18mm
(4):

(5):
(6):

(7)：查机械设计手册3表20.6-1，
(8)L（总长）:
L=82+56.5+18+174+100+14+18=462.5mm
(9)两轴承支点距离S:
S=176+100+14+18=308mm
6、高速轴轴承选择和校核
(1)高速轴轴承选择
选择I轴轴承6209轴承，查机械设计手册3表20.6-1
基础额定载荷、，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每十二个月按300天、天天按小时计算。
由已知计算得小齿轮传输转矩；小齿轮分度圆直径。
则圆周力
径向力
(2)校核I轴轴承是否满足工作要求,画轴受力简图。

（3）则合成支反力、

（4）计算轴承当量载荷、，因为只受径向载荷则；查表13-6可知载荷系数；由此

（5）校核所选轴承
因为两支承用相同轴承，故按当量动载荷较大轴承计算，查表13-4取温度系数 ，计算轴承工作寿命：

7.高速轴轴上键强度校核
(1)键选择
选择一般 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度,高度
（2）键校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超出，前面算得取,依据键长度系列查表6-1选键长 。
键，轴，轮毂材料全部为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取.
键工作长度：
键和轮毂键槽接触高度：
由式6-1得： σp=
则键连接强度条件为：

二、中速轴
1.选择轴材料及热处理方法，查表15-1选择轴材料为45，依据毛坯直径，热处理方法为调质处理
2．确定轴最小直径,依据公式15-2

查表15-3，
考虑键：有一个键槽，
3．确定各轴段直径
(1)：考虑轴承选择6208轴承查机械设计手册3表20.6-1，、、、、、 ， (2)：考虑该轴段和齿轮配合并用键定位且键尺寸
(3)：轴肩定位

(4)：
(5)：（一对同型号轴承）
4．计算各轴段长度
(1)：查机械设计手册3表20.6-1 ;；;

(2)：

(3)：
(4)：

(5)：查机械设计手册3表20.6-1;;

(6)L（总长）：

(7)两轴承支点距离

5、中速轴轴承选择和校核
(1)中速轴轴承选择
选择中速轴轴承6208轴承，查机械设计手册3表20.6-1
基础额定载荷、，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每十二个月按300天、天天按小时计算。
由已知计算得中速轴传输转矩；齿轮2分度圆直径，齿轮3分度圆直径。
则圆周力
径向力
则圆周力
径向力
(2)校核中速轴轴承是否满足工作要求,画轴受力简图。

(3)则合成支反力、

(4)计算轴承当量载荷、，因为只受径向载荷则
查表13-6可知载荷系数；由此

(5)校核所选轴承
因为两支承用相同轴承，故按当量动载荷较大轴承Pr1计算，查表13-4取温度系数 ，计算轴承工作寿命：
6、中速轴轴强度校核
由已知计算得中速轴传输转矩；齿轮2分度圆直径，齿轮3分度圆直径。
则圆周力
径向力
则圆周力
径向力
(2)做出弯矩图

(3)求出支反力
==1224.86N
===1050.01N
===3365.26N
===2884.88N
(4)求各截面弯矩
B断面弯矩:N.mm
N.mm
C断面弯矩：N.mm
N.mm
合成弯矩B断面：
==261430.29N.mm
合成弯矩C断面：
==162711.33N.mm
(5)安弯矩合成应力校核轴强度
因为MB>MC , 所以B断面为危险截面,对该轴进行具体校核，对于截面B则依据式15-5及上面数据，取=0.6，轴计算应力
=22.87MPa
前已选择轴材料为45钢，调制处理，由表15-1查得[]=60Mp，，故安全。
7、中速轴轴上键强度校核
因为齿轮2要比齿轮三窄些，两轴段直径一样，即只需校核齿轮2键。
1．键选择
选择一般 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度,高度,
2．键校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超出，前面算得安装齿轮2轴段长92mm ,依据键长度系列查表6-1选键长 。
键，轴，轮毂材料全部为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取.
键工作长度：
键和轮毂键槽接触高度：
由式6-1得：
则键连接强度条件为：

三、 低速轴
1.选择轴材料及热处理方法，查表15-1选择轴材料为45，依据毛坯直径，热处理方法为调质处理
2．确定轴最小直径
依据公式15-2扭转强度估算轴最小直径公式
查表15-3，

查表15-3，
考虑键：有一个键槽，
3．确定各轴段直径
(1)：大于最小直径53.52mm且考虑到和联轴器内孔标准直径配合
(2):,考虑密封圈及定位轴肩高度
选
(3)：考虑轴承选择6011轴承查机械设计手册3表20.6-1，、、、、、
(4)：考虑轴承定位，查机械设计手册3表20.6-1

(5)：考虑到齿轮定位,
(6)：
(7)：同一对轴承）
4.确定和轴长相关参数。
(1)：查机械设计手册3表22.5-37，J型轴孔长度107mm

(2)：

(3)：查机械设计手册3表20.6-1，
(4)：

(5)：轴肩考虑内壁圆整
(6)：
(7)：查机械设计手册3表20.6-1 ;；;

(8)L（总长）：
L=105+57+18+104.5+9.5+147+39.5=480.5mm
(9)两轴承支点距离S：
S=104.5+9.5+147+39.5=270.5mm
5、低速轴轴承选择和校核
(1)低速轴轴承选择
选择低速轴轴承6013轴承，查机械设计手册3表20.6-1
基础额定载荷Cr=32KN、Cor=24.8KN，校核轴承，轴承使用寿命为8年，每十二个月按300天、天天按小时计算。
由已知计算低速轴传输转矩；齿轮4分度圆直径。
则圆周力
径向力
(2) 校核低速轴轴承是否满足工作要求,画轴受力简图。

(3)则合成支反力、

(4)计算轴承当量载荷、，因为只受径向载荷则,查表13-6可知载荷系数；由此

(5)校核所选轴承
因为两支承用相同轴承，故按当量动载荷较大轴承计算，查表13-4取温度系数，计算轴承工作寿命：

6、低速轴上键强度校核
因为低速轴传输力矩一定和联轴器配合轴段要细部分，所以只需校核联轴器定位键。
(1)键选择
选择一般 圆头平键 A型,轴径 ,查表6-1，得宽度b=14mm,高度h=9mm,
(2)键校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超出，前面算得取 ,依据键长度系列查表6-1选键长L=100mm 。
键，轴，轮毂材料全部为钢,有轻微冲击，查6-2得许用挤压应力,取.
键工作长度：
键和轮毂键槽接触高度： 由式6-1得：

第七章、减速器润滑、密封选择
1、传动零件润滑
(1)齿轮传动润滑，由前面已经算得齿轮圆周速度
V=<12m/s ，选择浸油润滑
(2)滚动轴承润滑
因为高速轴中速轴齿轮圆周速度v>2m/s,滚动轴承采取油润滑而低速轴轴齿轮圆周速度v<2m/s,因为第一轴选择了油润滑,故也用油润滑。利用齿轮转动将油引入油沟从而使轴承得以润滑
2、减速器密封
(1)轴外伸端密封
高速轴：和之配合轴直径是40mm，查机械工程图学附表33选d=39mm毡圈油封；中速轴：无需密封圈；低速轴：和之配合轴直径是55mm，查机械工程图学附表33，选d=53mm 毡圈油封。
(2)箱体结合面密封 软钢纸板

第八章 箱体结构设计
一、箱体结构
依据箱体和轴配合、和轴承配合、和齿轮配合，取铸铁减速器箱体其关键结构尺寸如表9-1所表示：
表9-1尺寸表
名 称
符号
减速器型式及尺寸关系
箱座厚度
δ
8mm
箱盖厚度
δ1
8mm
箱盖凸缘厚度
b1
12mm
箱座凸缘厚度
b
15mm
箱座底凸缘厚度
b2
20 mm
地脚螺钉直径
df
20 mm
地脚螺钉数目
n
6
轴承旁边联结螺栓直径
d1
16 mm
盖和座联结螺栓直径
d2
12 mm
联接螺栓d2间距
l
160mm
轴承端盖螺钉直径
d3
10 mm
视孔盖螺钉直径
d4
6mm
定位销直径
d
8 mm
至外箱壁距离、至凸缘边缘距离
C1
C2
26 22 18mm
24 16mm
轴承旁凸台半径
R1
R1=C2
凸台高度
h
依据低速级轴承外径决定
外箱壁至轴承座端面距离
l1
56mm
铸造过分尺寸
x,y
X=3mm,y=15mm
大齿轮顶圆和内箱壁距离
Δ1
10mm
齿轮端面和内箱壁距离
Δ2
10mm
箱盖，箱座肋厚
m1、m
m1=6.8mm, m=6.8mm,
轴承端盖外径
D2
高速轴：D2=120mm
中速轴：D2=120mm
低速轴：D2=130mm
轴承旁联接螺栓距离
S

二、箱体上附件设计
（1）视孔及视孔盖,视孔盖结构及尺寸图9-1所表示：

(a)
(b)
图9-1 结构尺寸图
（2）油标图9-2所表示 （3）放油孔及放油螺塞图9-3

图9-2油标 图9-3放油螺塞
如上图杆式油标，螺纹直径选为M16，则对应系数为：

放油螺塞直径取为，则对应其它参数为：

（4）旋盖式油杯
因为油杯为标准件,所以综合考虑,选定为旋盖式油杯,型号为A50 GB 1154，结构图9-4

(1)为通气孔 (2)为油杯内撑 (3)为放油口 (4)为油杯盖
图9-4油杯
对箱体装配及配合要求 ，依据减速器工作环境，为闭式工作，而且有多处相对运动，所以应该考虑密封及润滑情况，依据箱体及齿轮润滑，所以利用浸油润滑，对于轴承，利用箱体上回油槽回油润滑。对减速器密封，在箱体剖分面、各接触面及密封处均不许可漏油。剖分面涂密封胶。因为箱体为铸铁，所以考虑到外观及使用要求，表面涂漆。

第九章 设计小结
此次课程设计，我们综合利用了各方面知识，如机械设计、机械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD、Solid edge等科目，在此次设计中，我学会了把自己全部知识学以致用，综合考虑各方面原因，如质量，体积，材料，造价，安装，工艺等。经过此次作业，让我们有了一个对问题整体把握，最关键是使我掌握了设计基础步骤和设计逻辑思维，相信在很快未来我们就全部能够胜任一件复杂机械设计工作，进而我们能够做一名机械设计工程师。
在设计中，也碰到了很多问题，设计也不是很合理，如箱体工艺性，齿轮计算不够正确,螺钉数量和大小选择也不够合理,起用吊环和吊钩设计有很多地方全部是凭着自己所谓经验等等缺点，不过在最终全部得到了妥善处理，或是自己有了一定认识和体会，能够确信下一次会合理处理这些问题，而且在此次设计中，对部分问题还有了部分突破性认识，如只有多做才能够积累足够经验，只有自己动手了，才能发觉问题，有了自己经验，才会在设计初选时能依据经验作出合理初想。
经过这次课程设计，既是让我们锻炼自己能力，也是对我们知识一次全方位检验，让我们能够在实践中发觉自己问题和不足，然后才能鞭策自己去学习、处理问题，也只有这么，我们才能在前进中不停提升自己实力，不停充实自己，让自己成长为一个合格机械工程师。

第十章 关键参考文件
1. 吴宗泽，罗圣国主编。机械设计课程设计手册。北京：高等教育出版社，1992
2. 濮良贵，纪名刚主编。机械设计。第七版。北京：高等教育出版社，1996
3. 徐灏主编。机械设计手册。北京：机械工业出版社，1991
4. 周开勤主编。机械零件手册。第四版。北京：高等教育出版社，1994
5. 吴宗泽主编。机械结构设计。北京：机械工业出版社，1988
6. 章日晋等主编。机械零件结构设计。北京：机械工业出版社，1987
7. 减速器实用技术手册编委会编。减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社，1992
8. 齿轮手册编委会。齿轮手册。北京：机械工业出版社，1990
9. 机械工业部洛阳轴承研究所编。全国滚动轴承产品样本，1995
10. 余梦生，吴宗泽主编。机械零部件手册造型设计指南。北京：机械工业出版社，1996
11. 廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编。交换性和技术测量第四版。中国计量出版社，