1、1设计题目 ：一级圆锥齿轮减速器传动方案运动简图 ：（1） 原始数据运输带牵引力 F=2200N运输带线速度 v=1.8m/s驱动滚筒直径 D=280mm（2）工作条件及要求使用 5 年，双班制工作，单向工作载荷有轻微冲击运送煤,盐,沙等松散物品运输带线速度允许误差为5%有中等规模机械厂小批量生产2目 录机械设计基础课程设计任务书 .2第 1 章 引言 .4第 2 章 电机的选择 .6第 3 章带传动的设计 .9第 4 章、齿轮传动的设计计算 .12第 5 章 、齿轮上作用力的计算 .16第 6 章、轴的设计计算 .17第 7 章、密封与润滑 .24第 8 章 课程设计总结 .25参考资料 .
2、263第 1 章 引言1、本课题的背景及意义计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。本次设计是蜗轮蜗杆减速器，通过本课题的设计，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。2、 国内外减速机产品发展状况国内的减速器多以齿轮传动，蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外材料品质和工艺水平上还有许多弱点。由于在传动的理论上，工艺水平和材料品质方面没有突破，因此没能从根本上解决传递功率大，传动比大，体积小，重量轻，机械效率高等这些基本要求。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占
3、据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮转动为主，体积和重量问题也未能解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。4电动机的选择1、选择电动机的类型：按工作要求和条件选用鼠笼型三相异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机容量 ：电动机所需的功率为： kwadp（其中： 为电动机功率， 为负载功率， 为总效率。 ）dpa而 KW, 所以 KW10FvwadFv10传动效率分别为： 1、2、3、4、5 分别是 V 带传动、滚动轴承、锥齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。查机械设计课程设计指导书表 II.5,取1
4、=0.96， 2=0.98，3=0.97（齿轮为 8 级精度） ，4=0.99（齿式联轴器） ， 5=0.96 ，则a=12345 0.960.9830.970.990.96=0.86传动装置的总效率 应为组成传动装置的各部分运动副a效率之乘积,即：KWFVP25.86.019240ad 3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为=Dv106nmin/r12309.按机械设计课程设计指导书表 2.1 推荐的传动比合理范围，取 V 带传动比124i，一级锥齿轮减速器的传递比23i。则总传动比合理范围为12ai。故电动机转速的可选范围为。符合这一范围的同步转速有 750,1000 。minr86.0aKW
5、P25dr/min15d=(412)121r/min=491.121452r/min根据这个查表可以选择的电动机有以下几种：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、市场常用性可见第 2 个方案比较合适因此选定电动机型号为 Y132M 26。电动机主要外形和安装尺寸列于下表：电动机转速r/min方案 电动机型号额定功率 PKW 同步转速满载转速电动机重量Kg1 Y160M2 8 5.5 750 720 1192 Y132M2 6 5.5 1000 960 84电动机型号Y132M-667其安装尺寸如表:（二）计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 n
6、，可得传动装置的总传动比为:= 电动机型号为 Y132SM2-6 满载转速 = 960r/m ,且工作机主动轴转速 n = 121r/min,则由上面公式可得： 94.71260ai2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即naii21设 为锥齿轮的传动比，传动比范围 = 23,所以取 =2.5则由公式 可得= 7.94iia0中心高H外形尺寸 DACL2脚底安装尺寸 B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸 ED安装部位尺寸 GF132 31545782612 8034194.7ai18.3520i8得 = 3.18 为 V 带带轮传动比。0ia5.29473、计算传动装置的运动和动力参数轴 min38
7、4rinI轴 i/9.120iII轴 in/.0rinII(2)、各轴输入功率轴 kwPdI 89.421轴 pII 7.43轴 kwII 56.5(3)、各轴输入转矩电机轴输出转矩 mNnPTmdd2.90所以各轴输出转矩为：轴 TI=Td 1i=52.220.963.18=1121.6Nm轴 TII= TIi1223=52.222.70.9820.97=378.4Nm轴 NTII 2.3605360.2NmT7841kw5.9in/.20m384311pr9轴名称 转速 ）（ min/r功率（kw） 转矩（ ）mNI 轴 384 4.89 121.6II 轴 120.9 4.79 378.
8、4III 轴 120.9 4.56 360.2第 3 章带传动的设计1、确定计算功率由教材 P156 表 8-8 取工作情况系数 kA=1.1计算功率 Pca=KAPd=1.15.25=5.78KW2、选择 V 带带型n 小齿轮=n 电动 =n 满载=960r/min根据 Pca、n 小齿轮，由教材图 8-11 选用 A 型 V 带3、确定带轮基准直径，并验算带速初选小带轮基准直径由教材教材表 8-7 和表 8-9，取小带轮基准直径为：dd1=150mm，则取大带轮直径 dd2= =375 mm5.d1查表取标准值 dd2=355验算带速 v。kwpca78.5A 型带 md310210带速
9、V：V= snd/m54.71069106在 525m/s 范围内，带速合适4、确定中心距 a，并选择 V 带的基准长度 Ld根据教材 P152 式（8-20） ，初定中心距。0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)得：0.7(150+355)a02(150+355)所以有：353.5mma01010mm，取 a0=700由教材 P158 式（8-22 ）计算带所需的基准长度Ld0=2a0+（dd1+dd2 ）/2+ （dd2-dd1）2/ （4a0)得：Ld0=2700+(150+355)/2+(355-150)2/（4 700）=2208mm根据教材 P146 表（8-2 ）取 L
10、d=2200mm根据教材 P158 式（8-23）得实际中心距 a：aa0+（Ld-Ld0）/2=700+ （2200-2208 ）/2a=696mmV=7.54m/sa0=700mmLd0=2208Ld=2200mma=696mm11按式（8-24） ，中心距变化范围为：amin=a-0.015Ld=663mmamax=a+0.03Ld=762mm762a35、验算小带轮包角根据教材 P152 式（8-20 ）1=180 - (dd1-dd2)57.3/a=180-（315-112 ） 57.3/529.34=1631206、确定带的根数、计算单根 V 带的额定功率由 dd1=150mm 和
11、 n 小齿轮=960r/min根据教材 P152 表（8-4 ）由插值法求得得：P0=1.39-(1.39-1.15)/(1200-950)(1200-960)=1.16kw根据，i=2.5 和 A 型带,根据教材 P153 表（8-5）由插值法得：P0=（ 0.15-0.11)/(1200-950)(960-950)+0.11=0.11kw根据教材 P155 表（8-6 ）由插值法求得得：Ka=0.93+（0.95-0.93)/(160-155)(158.03-155)=0.94163 kwp.094.aK12根据教材 P146 表（8-2 ）查得：KL=1P =(P0+P0)KaKL=(1
12、.16+0.11)0.941=1.26kwr、计算 V 带根数Z=Pca/P =5.77/1.26=4.43r取 Z=4 根7、计算单根 V 带的初拉力由教材 P149 表 8-3 查得 q=0.105kg/m，由教材 P158 式（8-27）单根 V 带的初拉力：F0=500Pca（ 2.5-Ka）/（Zv Ka）+q v2F0=500(2.5-0.94)5.96/（45.630.94）+0.1057.542F0=128N8、计算压轴力 Fp由教材 P159 式（8-28 ）得：Fp=2ZF0sin（ 1/2）=2 4210.77sin（158.03/2 ）Fp=1012N9、带轮其他参数计
13、算求带轮宽度由带轮宽 d=（ Z-1）e+2f ，查表 8-11 得 e=15,f=9;则 d=(4-1)*15+2*9Pr=1.26kwZ=4F0=128NFp=1012N13=63mm主要设计结论如表 5.1 所示带型 根数 带基准长度(mm)小带轮基准直径(mm)大带轮基准直径(mm)中心距(mm)初拉力(N)带轮宽(mm)A 4 2200 150 355 696 128 63第 4 章、齿轮传动的设计计算1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。压力角取为 20。（2）小齿轮选用 40cr 调质，齿面硬度为 280HBS。大齿轮选用 45
14、钢调制，齿面硬度 240HBS；（3）根据教材 P205 表 10-6 选 7 级精度。（4）选小齿轮齿数为 Z1=25, 大齿轮齿数为Z2=i 齿轮Z1=2.525=62.5，去 632、按齿面接触疲劳强度设计（1）根据教材 P203 式（ 10-29）试算小齿轮分度圆直径，即1 宏基e=15f=9d=63mm22131 )5.0(4d）（齿 轮 HERHtt ZiTK141）确定有关参数如下：试选 K =1.3tH计算小齿轮传递的转矩。 T1=9.55106PI/nI=1.21.6Nm 选取齿宽系数 =0.3R 由图 10-20 查得区域系数 5.2HZ由表 10-5 查得材料的弹性影响系
15、数 =189.8MpaE21计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别是，MPaH701limPaH502lim由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60njLh=603841(283005)=5.52108i 齿轮=Z2/Z1=63/25=2.5N2=N1/i 齿轮=5.52108/2.5=2.2108由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.93 KHN2=0.95通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数 S=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=6000.93/1.0Mpa=630MpaH2=Hlim2
16、 KHN2/SH=5500.95/1.0Mpa=525Mpa取 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用H21和应力, 即 =525MpaH2）试算小齿轮分度圆直径3.0RMPaZEH8.195270limH52liKHN1=0.93KHN2=0.95H1=630H2=525mdt6.981Vm=1.68m/s15=98.66mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 vmm87.30.)51(26.98)5.01(dRtmVm=83.87384/(60 1000）=1.68m/s当量齿轮的齿宽系数=0.398.66 /2=56.35mmtRb1d2/i齿 125.=5
17、6.35/83.87=0.67/m2）计算实际载荷系数根据 Vm=1.68m/s,锥齿轮为 7 级精度,由图 10-8 查得动载荷系数 KV=1.15 由教材 P193 表 10-2 查得: 使用系数 KA=1由教材 P195 表 10-3 查得: 齿间啮合系数 KHa=1 由教材 P226b 表 10-9 用插值法查得 7 级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数 KH=1.35故载荷系数KH=KAKVKHaKH=1 1.0511.35=1.45按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径KH=1.45YFa1=2.75YSa1=1.58YFa2=2.16YSa2=1.822253 5.819.3.
18、010.4）（）（ *61nV22131 ).(d）（齿 轮 HERHtt ZiTK16根据式（10-12）模数：m=d1/Z1=101.19/24=4.22mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计1)确定公式中各个参数值试选 K =1.3tF计算由分锥角和可得当量齿数由分锥角=17.31 和)63/25(arctn)/1(arctn1齿i =90 17.31 =72.66，可得当量齿数218.).7cos(/4cs/1zv 72602）由图 10-17 查得齿形系数， 1.,.21aFaFY由图 10-18 查得应力修正系数 895ss由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：F
19、Lim1=620Mpa FLim2 =440Mpa由图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数, 85.01NFK8.2NF FLim1=500Mpa FLim2 =380MpaSF=1.7 F1=250Mpa F2=197Mpamd25.103.46.981t3t1HK）（齿 *1)5.01(a21t3 FsRFYizTmt *FsaY17按一般可靠度选取安全系数 SF=1.7,由式（10-14 ）得因为大齿轮大于小齿轮2） 试算模数Mt=1.946调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备Mt=1.946MPaSKFFN3107./6285.011lim）（齿 *1)5.01(a21t3 FsR
20、FYizTKmt p8.4.22lim946.10.85.23.0510.362 ）（034.1/59.621FsaY017.28/9.2FsaY017.2FsaFsaYY18计算齿轮的圆周速度 V=1dtmmz64.82594.mR42.1)3.01()0( Vm=dm1n1/60 1000=41.42384/(60 1000)=0.83m/s齿宽 b:b= =0.348.961dR2/i齿 m91.27/5.22)计算实际载荷系数 FK根据 v=0.77m/s,7 级精度由图 10-8 查的动载荷系数=1.02vK直齿锥齿轮精度低，取齿间分配系数 =1Fk用插值法 1.24 ， =1.17
21、HkFk则载荷系数：K = =11.0211.14=1.37FFvAK*3）由式 1013 按实际载荷系数算得齿轮模数：m=mt（KF/KFt）(1/3)=2.04 (1.16/1.3)(1/3)=1.846mm按照齿根弯曲强度计算模数，就近选择标准模数 m=2mm按接触疲劳算得分度圆直径 d1=105.25mm,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=105.25/2=52.6,取 53。取 Z1=51，则大齿轮数 Z2=i 齿轮Z1=2.553=132.5 取 133.为了使两齿轮互质，取 Z2=133。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 mzd106253=2(2)计算分锥角 72.1)49/5
22、(arctn)/1(arctn1齿iVm=0.83m/sb=27.91mmKF=1.37m=2Z1=53Z2=133d1=106mmd2=266mmb=42.81mm1928.690.12（3）计算齿轮宽度 m81.42/)53/1(03./齿idbR取 =1m8.427） 、数据整理名称 符号 公式 直齿圆锥 小齿轮 直齿圆锥 大齿轮齿数 z z53 133模数 m m 2传动比 i i 2.51分度圆锥度，arctg112-90。 5439 608分度圆直径dz106 266齿顶高 ahmha*2 2齿根高 f cf)(2.4 2.4齿全高 h fa4.4 4.4齿顶圆直径ad1*1os2
23、h， 22cma109.71(大端) 267.5（大端）齿根圆直径f 1*1sf， 22ohdf101.5 264.20齿距 p 6.28 6.28齿厚 s 2ms 3.14 3.14齿槽宽 e 3.14 3.14顶隙 c c* 0.4 0.4锥距 R 21d143.17 143.17当量齿数 VZcosv57 35920齿宽 b R43 43第六章、轴的设计计算一、输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径 选用 45 调质，硬度 217255HBS 根据教材 P370（15-2 ）式，并查表 15-3，取 A=115 d115 (3.70/331.03)1/3mm=25.7mm 考虑有键槽，将直径
24、增大 5%，则：d=25.7(1+5%)mm=27 选 d=28mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，两轴承安排在齿轮的右侧，齿轮左面由套筒定位，右面用挡圈固定，周向用平键连接。两轴承分别以套杯和套筒定位。 （2）确定轴各段直径和长度 I 段： d1=28mm 长度取 L1=50mm h=2c c=1.5mm II 段：d2=d1+2h=28+221.5=34mm d2=34mm 轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离 l=30mm,故 250
25、lmd1=28mmd2=34mmd3=18mmd4=34mm21 III 段：参照工作要求并根据 d2=34mm，有轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30208 其内径为 40mm，宽度为 18mm。故354dmm。L3=18mm 。段轴承右端有套筒定位，为使套筒端面可靠地压紧轴承，此轴段应略短于轴承宽度，故取16mm 段：取安装锥齿轮处的轴段的直径为 34mm 取锥齿轮的宽度为 56mm，取套筒的长度为 20mm，则 l6=56+20+(18-16)=78mm 段：取 d4=28mm 480lm 在轴段加一套筒对轴承进行定位。套筒的外径为 d=50mm至
26、此，已初步确定了轴的各段直径和距离。（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知 d1=120mm求转矩：已知 T1=114000Nmm求圆周力：Ft根据教材 P198（10-3 ）式得：Ft=2T1/dm1=114000/d1(1-0.5R)=1904N求径向力 Fr1 和轴向力 Fa1根据教材 P225（10-22 ）式得：Fr=Fttan cos1=646.8NFa=Fttansin 1=248.8N轴承支反力： (59.472)38.tAZFN1BtAZAY8.FB072322二、输出轴的设计计算 按扭矩初算轴径 选用 45#调质钢，硬度（217255HBS） 根据教材 P370
27、页式（ 15-2） ，表（15-3）取 A=115 dA(P3/n3)1/3=115(3.43/127.32)1/3=34.64mm21 输出轴的最小值直径显然是安装联轴器处的直径 d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。22 联轴器的计算转矩 有 P351 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.3。则 39.1caATKNm23 根据机械设计手册选择 LT7 型弹性套注销联轴器，故取半联轴器长度 12lm， 40d，则半联轴器与轴配合的毂孔长度 8424 轴的结构设计2325 （1）确定轴的各段直径和长度26 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，故取轴
28、段直径 46dm左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径 D=49mm，半联轴器与轴配合的毂空长度 84Lm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上二不压在轴的断面上，故 段的长度应比 l1 小一些，故取2l27 照工作要求并根据 246dm，有轴承产品目录中初步选取0 基本游隙组、标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 33210 其内径为28 其尺寸为 50x90x32。故 3750mm。29 取安装锥齿轮处的轴段的直径为 6dm，齿轮的左端面与右轴承之间采用套筒定位，取锥齿轮的宽度为 60mm，为了是轴套可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度。故取 56lm，齿轮的右端面采用轴肩定位。轴肩高度h0.0
29、7d，故取 h=6mm。则 段的直径 468dm。30 对于左轴承若直接采用轴段定位，则轴肩直径大于轴承内圈直径，不利于拆卸轴承，应在左轴承和轴段间加一套筒。轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和带轮右端面的距离 l=30mm,故 250lm31 取齿轮距箱体内壁距离 a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，取 s=8mm，已知滚动轴承宽度 T=32mm，则6(6)3las32 取段距箱体内壁的距离为 16mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一定距离，取 8mm，则 316825lm。ml10433 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。34
30、35 （2）轴上零件的周向定位36 锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。2437 按 d5 有 P106 表 6-1 查的平键截面 160bh。键槽用铣刀加工，长 45mm，同样半联轴器与轴的连接选用平键12870m，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的。38 （3）求轴上载荷 根据轴的结构图做出周德计算简图。在确定轴承的支点位置时兑取 33210 型，查的 a=23.2mm。39载荷 水平面 垂直面支反力 NFAY98.3 B62NFAZ03.89B26弯矩 mMCZ5.147 mMY4.712扭矩 T=26.082N.m40 (4)按弯扭合成应力校核轴的强度41MPaPad
31、TMCa 6087.12.0)(132 4243 故安全。44 第八章滚动轴承的选择及校核计算45 根据根据条件，轴承预计寿命：1636510=58400 小时46 计算输入轴轴承47 （1）两轴承径向反力：23702.81rAYAZBBFN48 初选两轴承为圆锥滚子轴承 30208 型49 根据教材 P322 表 13-7 得轴承内部轴向力 2rdFY查机械手册知 Y=1.6,e=0.37。2550157.23.rAdrBFNY51 有 P322 式 13-11 得 157.aA 908.3aBAaFN52 （2）求系数 x、y53 FaA/Fra=0.3654 Fab/Frb=0.5355
32、 根据教材 P321 表 13-5 得 e=0.3756 XA=1 XB=0.457 YA=0 YB=1.658 （3）计算当量载荷 P1、P259 根据教材 P321 表 13-6 取 fP=1.260 根据教材 P320 式 13-8a 得61 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=4443.4N62 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 2560N63 （4）轴承寿命计算64 ABP故取 P=4443.4N65 =10/366 根据手册得 30208 型的 Cr=63000N67 由教材 P320 式 13-5a 得68 Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2(163
33、000/4443.4)10/369 =347322h58400h70 预期寿命足够三、计算输出轴轴承71 1）两轴承径向反力：29.675rAYAZBBFN72 初选两轴承为圆锥滚子轴承 33210 型2673 根据教材 P322 表 13-7 得轴承内部轴向力 2rdFY查机械手册知 Y=1.5,e=0.41。74307.62891.rAdrBFNY75 有 P322 式 13-11 得 891.7aB 1540.aABaFN76 （2）求系数 x、y77 FaA/Fra=1.67e78 Fab/Frb=0.33e79 XA=0.4 XB=180 YA=1.5 YB=081 （3）计算当量载
34、荷 P1、P282 根据教材 P321 表 13-6 取 fP=1.283 根据教材 P320 式 13-8a 得84 P1=fP(xAFrA+yAFaA)=3215.8N85 P2=fp(xBFrB+yBFaA)= 3210N86 （4）轴承寿命计算87 ABP故取 P=3215.8N88 =10/389 根据手册得 33210 型的 Cr=112000N90 由教材 P320 式 13-5a 得91 Lh=106/60n(Cr/P)=16670/458.2(1112000/3215.8)10/392 =18059903h58400h93 四、键连接的选择及校核计算94 1、大带轮与轴连接采
35、用平键连接95 轴径 d1=28mm，L1=50mm2796 查手册 P51 选用 C 型平键，得： b=8 h=7 L=4097 即：键 C840GB/T1096-2003 98 l=L1-b=40-8=32mm T2=106.63Nm 99 根据教材 P106 式 6-1 得100 p=4T2/dhl=4 106630/28732=78.5Mpap(110Mpa)101 2、输入轴与齿轮连接采用平键连接102 轴径 d3=34mm L3=56mm T=260.82Nm103 查手册 P51 选 A 型平键，得：b=10 h=8 L=50104 即：键 A1050 GB/T1096-2003
36、105 l=L3-b=50-10=40mm h=8mm106 p=4T/dhl=4 260820/34840=95.9Mpap(110Mpa)107 3、输出轴与齿轮 2 连接用平键连接108 轴径 d2=56mm L2=45mm T=116.3N.m109 查手册 P51 选用 A 型平键，得：b=16 h=10 L=36110 即：键 A1636GB/T1096-2003111 l=L2-b=36-16=20mm h=10mm112 根据教材 P106（6-1 ）式得p=4T/dhl=4116300/56 1020=41.5Mpap (110Mpa)2829九、设计小节通过这次设计一级减速
37、器，让我更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的了解。课程设计的优点：让我们学会了灵活运用以往学习的知识，及时了解并且弥补自己的不足。并且通过这次设计对制图软件更加熟悉。十、参考资料1、 机械设计/杨明忠，朱家诚主编 编号 ISBN 7-5629-1725-6武汉理工大学出版社 2006 年 12 月第 3 次印刷。2、 机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编 编号 ISBN978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2006 年 5 月（2009 重印）3、 机械设计课程设计指导书/龚溎义主编 编号 ISBN 978-7-04-002728-0高等教育出版社 1990 年 4 月（2009 重印） 。4、 机械设计课程设计图册/龚溎义主编 编号 ISBN 978-7-04-000712-1高等教育出版社 1989 年 5 月（2009 重印） 。
