一级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

课 程 设 计 说 明 书

题目：

二级学院

年级专业

学 号

学生姓名

指导教师

教师职称

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目 录
第一部分 绪论 ………………………………………………………………1
第二部分 课题题目及主要技术参数说明 …………………………………1
2.1 课题题目………………………………………………………………1
2.2 主要技术参数说明……………………………………………………1
2.3 传动系统工作条件……………………………………………………1
2.4 传动系统方案的选择…………………………………………………2
第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 …………………………2
3.1 减速器结构……………………………………………………………2
3.2 电动机选择……………………………………………………………2
3.3 传动比分配……………………………………………………………3
3.4 动力运动参数计算……………………………………………………3
第四部分 齿轮的设计计算 …………………………………………………4
4.1 齿轮材料和热处理的选择 ……………………………………………4
4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 ……………………………………………4
4.3 齿轮的结构设计 ………………………………………………………8
第五部分 轴的设计计算……………………………………………………10
5.1 轴的材料和热处理的选择 …………………………………………10
5.2 轴几何尺寸的设计计算 ……………………………………………10
5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 ………………………11
5.2.2 轴的结构设计 …………………………………………………11
5.2.3 轴的强度校核 …………………………………………………14
第六部分 轴承、键和联轴器的选择………………………………………16
6.1 轴承的选择及校核 …………………………………………………16
6.2 键的选择计算及校核 ………………………………………………17
6.3 联轴器的选择 ………………………………………………………18
第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算………………18
7.1 润滑的选择确定 ……………………………………………………18
7.2 密封的选择确定 ……………………………………………………18
7.3减速器附件的选择确定………………………………………………19
7.4箱体主要结构尺寸计算………………………………………………19
第八部分 总结………………………………………………………………20
参考文献………………………………………………………………………21

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计 算 及 说 明
计算结果
第一部分 绪论

随着现代计算技术的发展和应用,在机械设计领域,已经可以用现代化的设计方法和手段,从众多的设计方案中寻找出最佳的设计方案,从而大大提高设计效率和质量。在进行机械设计时,都希望得到一个最优方案，这个方案既能满足强度、刚度、稳定性及工艺性能等方面的要求,又使机械重量最轻、成本最低和传动性能最好。然而,由于传统的常规设计方案是凭借设计人员的经验直观判断,靠人工进行有限次计算做出的,往往很难得到最优结果。应用最优化设计方法,使优化设计成为可能。
斜齿圆柱齿轮减速器是一种使用非常广泛的机械传动装置,它具有结构紧凑、传动平稳和在不变位的情况下可凑配中心距等优点。我国目前生产的减速器还存在着体积大,重量重、承载能力低、成本高和使用寿命短等问题,对减速器进行优化设计,选择最佳参数,是提高承载能力、减轻重量和降低成本等完善各项指标的一种重要途径。
培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方

第二部分 课题题目及主要技术参数说明
2.1 课题题目
一级斜齿圆柱齿轮减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）
2.2 主要技术参数说明
输送带的最大有效拉力F=2.3KN，输送带的工作速度V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=300mm。
2.3 传动系统工作条件
带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，每班工作8小时，空载启动，工作期限为八年，每年工作280天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。
2.4 传动系统方案的选择

F=2.3KN
V=1.5m/s
D=300mm

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图2-1 带式输送机传动系统简图
第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1 减速器结构
本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。
3.2 电动机的选择
1）工作机输出功率:
=
2） 传动效率：查《机械设计课程设计》P:10表2-4
①V带传动
②滚动轴承：
③斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)
④联轴器：弹性联轴器
⑤滚筒：
总传动效率
3） 电动机输入功率

因电动机额定功率需要略大于即可，由附表3—1查出Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率。
4）转速

=0.82

工作机滚筒转速为:

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由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械设计课程设计指导书）附表1
圆柱齿轮传动其传动比常用值：3-6
V带传动其传动比常用值：2-4
则总传动比合理范围为：6-24
故电动转速的大致可选范围为
=（6-24）×95.54=573r/min—2293r/min
对额定功率为5.5kw的Y系列电动机而言，可供选择的同步转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min，取转速为1000 r/min.
型号为Y132M2-6
5） 由《机械设计课程设计》P235表20-1 选Y132S-4型电动机，主要技术数据如下：
型号
额定功率（KW）
满载转速（r/min）

Y132M2-6
5.5
960
2.1
2.2
表3-1电动机的型号
3.3 传动装置的总传动比及其分配
系统总传动比
查资料可知电动机的转速=1140r/min
根据关系式得：

参考《机械设计课程设计》P:5表2-1：取取V带传动
则：齿轮的的传动比
3．4动力动力参数的计算
1）每个轴的转速
电动机输出轴的转速

n=95.54r/min

电动机型号：
Y132M2-6

带传动比：

齿轮传动比：

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小齿轮轴的转速
大齿轮轴的转速
滚筒轴的转速r/min
3）每个轴的输入功率
电动机输出轴的输入功率
小齿轮轴的输入功率
大齿轮轴的输入功率
滚筒轴的输入功率
4）各个轴的转矩计算
电动机输出轴的转矩：

小齿轮轴的转矩：

大齿轮轴的转矩：

滚筒轴的转矩：

以上计算结果列表如下：
轴名
功率P/KW
转矩/(N·m)
转速n/(r/min)
电动机轴
4.21
41.88
960．00
小齿轮轴
4.04
120.57
320．00
大齿轮轴
3.80
385.57
94.12
滚筒轴
3.61
366.29
94.12
表3-2参数结果
第四部分 齿轮的设计
4.1齿轮材料和热处理的选择：
材料选择:由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS

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4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
1．选择精度等级及齿数
1）按图2-1传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动
2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器,故选用7级精度（GB10095-88）
3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为=24,大齿轮齿数=243.2=76.8,取=77。
4）选取螺旋升角：初选螺旋升角。
2．按齿面接触强度设计：
按《机械设计》（10-21）试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选=1.6。
2）由《机械设计》217页图10-30选取区域系数=2.4330
3）由《机械设计》215页图10-26查得：
=0.78, =0.87,则。
4) 由《机械设计》表3-6选取齿宽系数。
5) 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数：

6) 由《机械设计》图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
7）由表3-2查得小齿轮传递的转矩：

8) 由式《机械设计》式10-13计算应力循环次数

9) 由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数0.90；0.95
10) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S

T1=

N2=

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=1，由《机械设计》式10-12得

许用接触应力：

（2）计算
1）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

2) 计算圆周速度

3) 计算齿宽b及模数

4) 计算纵向重合度
=
5) 计算载荷系数K
由《机械设计》查表10-2得使用系数=1,根据v=1.1m/s,7级精度,由《机械设计》图10-8查得动载系数;由《机械设计》表10-4查得 ；由《机械设计》图10-13查得1.35；
由表10-3查得
故载荷系数k=
6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由《机械设计》式（10=10a）得：

=1.1m/s

b=64.80mm
mnt=2.62

h=5.895

d1=72.17mm

mn=2.92

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7) 计算模数

3．按齿根弯曲强度设计
由《机械设计》式（10-17）

（1）确定计算参数
1)计算载荷系数

2)根据纵向重合度,从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数。
3)计算当量齿数

4)查取齿形系数
由《机械设计》表10-5查得2.592 2.211
5)查取应力校正系数
由《机械设计》表10-5查得1.592 1.774
6)由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限。
7)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85 0.88。
8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由《机械设计》式（10-12）

9)计算大小齿轮的并加以比较

小齿轮的数值较大
(10)设计计算

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对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，可取弯曲疲劳计算的法面模数,并就近圆整为标准值，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由

(1)计算中心距

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

(3)计算大小齿轮的分度圆直径

(4)计算齿轮宽度：

圆整后取
大齿轮有关参数整理于下表：
齿轮名
模数/mm
齿数Z
齿宽B/mm
分度圆直径d/mm
螺旋角/度
小齿轮
3
23
80
71．13

大齿轮
3
74
75
228．87

表面4-1
4．3齿轮的结构设计
1.确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例）
齿顶圆直径

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因齿顶。圆直径大于160mm，而又小于500，故选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图10-39推荐用的结构尺寸设计并绘制大齿轮零件图如图4-1所示
有关尺寸参数：

图10-39

取,dⅡ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。
，圆整为90mm
，圆整为195mm
,圆整为35mm
D1==142.5mm,圆整为145mm

2.确定检验项目及其允许值
大齿轮分度圆直径为234.87mm，查《互换性与测量技术基础》表10-6到10-9，
得：
单个齿距极限偏差
齿距累积总公差
螺旋线总公差
3.确定中心距极限偏差
中心距为149.95，查《互换性与测量技术基础》表10-1得

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，因此，中心距表示为：
4.确定确定最小侧隙和齿厚偏差
（1）确定最小侧隙，由《互换性与测量技术基础》式（10-4）得：

（2）确定齿厚上偏差，由《互换性与测量技术基础》式10-9得：

取负值为
（3）确定齿厚下偏差，查《互换性与测量技术基础》表10-5得：
切齿径向进刀公差
按式10-10计算

所以，

5.确定齿坯精度
（1）内孔尺寸公差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得，即。
（2）齿顶圆直径偏差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得

（3）查《互换性与测量技术基础》表10-13得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为0.022mm。
（4）齿坯表面粗糙度
由《互换性与测量技术基础》表10-14查得齿面的上限值为1.25，由表10-15查得齿坯内孔表面的上限值为1.25，端面的上限值为2.5，顶圆的上限值为3.2，其余加工表面粗糙度的上限值取12.5
五部分 轴的设计计算
5.1 轴的材料和热处理的选择
选取轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》表15-1，可知

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5.2 轴几何尺寸的设计计算
1．Ⅱ轴的设计
(1) 由表3-2可知轴上的功率、转速和转矩

(2) 初定轴的最小直径
先按《机械设计》式（15-2）初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取
从动轴：
主动轴：
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（ 参看图5-2），为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。
联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：

按照计算转矩要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:。
半联轴器的孔径:,故取， 半联轴器轴孔长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:

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。即取 。
(3) 轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案
经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的装配方案。

(a)从动轴的装配

(b)主动轴的装配方案
图5-1主、从动轴的装配方案
(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径,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,故段的长度应比略短2-3mm,取:。
2)初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根据:.由《机械设计简明手册》，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型,其尺寸:

轴的材料为45钢
调质处理

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，
故
右端轴承采用轴肩定位，由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,轴肩高度取h=2.5mm,因此。而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，
3)取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,
故取：
,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径： 。
4)轴承端盖的总宽度为：（由减速器及轴承端的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离故取。
5)取齿轮距箱体内壁距离为:，考虑到箱体的铸造误差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s, 取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=29.25mm30mm，则
,
同理可算出：.
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.
(3)轴上零件的周向定位
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接
1)齿轮与轴的连接
按查《机械设计》表6-1,得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,根据键长等于或略小于毂长度，即L=B-（5-10）mm，故取：L=63mm,
为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为:
2）半联轴器与轴的联接, 查《机械设计》表6-1，选用平键为:,半联轴器与轴的配合为: 。
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:m6。
(4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参照《机械设计》表15-2,取轴端倒角为:，各轴肩处圆角半径取

弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器

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主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：

(5)求轴上的载荷
1)首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的受力简图如图（5-2）。确定轴承的支点位置,对30310型圆锥滚子轴承，由《机械设计简明手册》中查得a=23mm。因此，作为简支梁的轴承支承跨距，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截

图5-3 轴的载荷分析图

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(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
1)作用在齿轮上的力，如图5-3所示
切向力:
径向力:
轴向力
2)求作用于轴上的支反力，如图5-3所示
水平面内支反力:1344N 2497N
垂直面内支反力:
3)作出弯矩图
分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.
水平面内：
垂直面内：

计算总弯矩:由公式

4)作出扭矩图: ，如图5-3所示。
5)按弯扭合成应力校核轴的强度
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C是轴的危险截面。根据《机械设计》式（15-5）及上述数据，以及轴单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取
轴的计算应力：

前选定轴的材料为45钢，调质处理，上述过程中已查得，因此，故安全。

1344N
2497N

N.m

N.m

N.m

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6) 根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图5-2。

(a)主动轮尺寸结构简图

（b）从动轴尺寸结构简图
图5-2 主、从轴尺寸结构简图
第六部分 轴承、键和联轴器的选择
6.1 轴承的选择及校核
（1）由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承30310型，2个为从动轴承。
（2）计算轴承寿命：
圆锥滚子轴承30310，相关参数查《机械设计简明手册》得：

N.m

N.m

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图6-1受力简图
1）画轴力简图如图6-1所示，求轴向力：

，
且已知

轴承I被压紧，轴II被放松。
。
2）计算当量动载荷

查《机械设计》表13-5得

查《机械设计》表13-5得

3）可知是危险轴承。
根据《机械设计》式（13-5a）计算轴承寿命，对于滚子轴承，

预期寿命为：10年，两班制

因此轴承寿命合格。
6.2 键的选择计算及校核
（1）与半联轴器配合轴段处的键，在轴的结构设计中已选用圆头平键选择45

从动轴承选圆锥滚子轴承，型号：30310（2个）

与齿轮连接处键

与齿轮连接处键

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钢，其许用挤压应力

则该键强度足够，合格。
（2）与大齿轮配合轴段处的键，选择在轴的结构设计中已选用圆头平键
45钢，其许用挤压应力

则该键强度足够，合格。
6.3 联轴器的选择
联轴器的计算转矩，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：

按照计算转矩要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:。
半联轴器的孔径:,故取， 半联轴器轴孔长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:
型号
公称转矩
许用转速
轴孔直径
轴孔长度
外径
轴孔类型
轴孔材料
LM5

2400r/min
45mm
112
mm
190mm
Y型
HT200
表6-1 LT8型弹性柱销联轴器参数
第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算
7.1 润滑的选择确定
1.齿轮，应用喷油润滑，但考虑成本需选用浸油润滑。选用150号机械油（GB 443-1989），最低—最高油面距（大齿轮）10—20mm，需油量为1.5L左右。
2.轴承采用润滑脂润滑。选用ZL—3型润滑脂（GB 7324-1987），
用油量为轴承间隙的为宜。

弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器

齿轮浸油润滑，用150号机械油

轴承脂润滑，用ZL—3型润滑脂

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7.2 密封的选择确定
（1）箱座与箱盖凸缘结合面的密封
选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。
（2）观察孔和油孔等处结合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。
（3）轴承孔的密封
轴的外伸端与透盖间的间隙，由于，故选用半粗羊毛毡加以密封。
（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。
7.3减速器附件的选择确定
减速器附件包括螺栓、螺母、垫圈、销、油标尺、通气器，附件参数见表7-1。
名 称
功 用
数量
材 料
规 格
螺栓
安装端盖
12
Q235
GB 5782-1986
螺栓
安装端盖
24
Q235
GB 5782-1986
螺母
安装
3

GB 6170-1986
垫圈
调整安装
3
65Mn
10 GB 93-1987
销
定位
2
35
GB 117-1986
油标尺
测量油面高度
1
组合件

通气器
透气
1

表7-1 减速器附件参数表

7.4箱体主要结构尺寸计算
箱座壁厚
箱座凸缘厚度，
箱盖厚度
箱盖凸缘厚度
箱底座凸缘厚度，
轴承旁凸台高度，凸台半径
齿轮轴端面与内机壁距离
大齿轮齿顶与内机壁距离
小齿轮轴端面与内机壁距离
上下机体筋板厚度，
主动轴承端盖外径
从动轴承端盖外径

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地脚螺栓，数量6根

第八部分 总结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次全面的机械设计训练，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次一次的更改和不断的验证，最终找出来原因所在。
通过这次课程设计，我们更深的学习到了一般的设计方法，掌握了通用零件、机械传动装置和简单的机械设计原理，同时对制图标准也有了更多的了解，在课程设计的这段时光里，学到了很多书本上的知识，可以说是多门课程的综合运用，通过这次设计，把我们以前所学的知识都运用出来了，这时才发现，原来之前学的是那么那么的少，远远不够这次设计所用。同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。
本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、电动机的选用等方面的认识和应用能力。总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高思考和解决的能力。
最后特别感谢老师的悉心指导，特别是在我们的设计思路中，同时教导我学会独立通过课程设计，使自己对所学机械的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。

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参 考 文 献
[1] 濮良贵，纪名刚.机械设计[M].第八版，北京：高等教育出版社，2006.
[2] 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册[S].第三版,北京：高等教育出版社，2005.
[3] 徐学林.互换性与测量技术基础[M].长沙：湖南大学出版社，2005.
[4] 范元勋，宋梅利，梁医.机械设计课程设计指导书[M].南京：南京理工大学出版社，2007.
[5] 孙岩，陈晓罗，熊涌.机械设计课程设计[M].北京：北京理工大学出版社，2007.
[6] 杨黎明，杨志勤.机械设计简明手册.北京：国防工业出版社，2008.
[7] 刘鸿文.材料力学.第五版，北京：高等教育出版社，2011.
[8] 朱张校，姚可夫.工程材料.第五版，南京：清华大学出版社，2011.
[9] 余桂英，郭纪林.AutoCAD 2006中文版实用教程.大连：大连理工大学出版社，2006.
[10] 龚溎义.机械设计课程设计指导书[M].第二版，北京：高等教育出版社，2011.
[11] 王伯平.互换性与测量技术基础.第三版，北京：机械工业出版社，2008.
[12] 龚溎义.机械设计课程设计图册.第三版，北京：高等教育出版社，2011.

（注：专业文档是经验性极强的领域，无法思考和涵盖全面，素材和资料部分来自网络，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）

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