二級閉式齒輪減速器設計

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摘 要 減速器是機械工業(yè)中應用最多的既能夠提供動力又能夠減速，增加輸出扭矩的裝置，在各行各業(yè)的機械設備中都有用到，隨著機械工業(yè)的越來越強大，各種類型的減速器將會陸續(xù)地出現(xiàn)在一些機械設備工廠，從而來滿足不同工況的不同需求。本篇畢業(yè)設計主要是針對二級閉式齒輪減速器的介紹，對二級閉式齒輪減速器中的各個重要零件，例如傳動軸，齒輪等等進行分析和設計，從而設計出參數(shù)合理，運行可靠平穩(wěn)的二級閉式齒輪減速器。 關鍵詞： 減速器、齒輪、傳動軸 I ****本科畢業(yè)設計（論文） 目錄 ****畢業(yè)設計（論文） ABSTRACT ABSTRACT This paper starts from the study of the governing mechanism, combined gear box with a 11 roller straightening machine straightening the design, and structure design of the combined gear box, calculation, calculation, design and checking calculation of parameters of each gear of the transmission shaft of the transmission gear box comprises a joint. And complete the drawing and parts drawing assembly diagram, and mechanical drawing software rendering. Key words： Straightening machine, gear box, transmission shaft 目錄 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1、緒 論 1 1.1 本課題研究目的與意義 1 1.2 本課題國內外發(fā)展概況 1 2 、傳動方案的擬定 3 3 、二級閉式齒輪減速器傳動機構設計 6 3.1確定總傳動比及分配各級傳動比 6 3.2 傳動裝置的運動和動力設計 6 3.3 齒輪傳動的設計 11 3.4 傳動軸的設計 12 3.5 箱體的設計 16 3.6鍵連接的設計 16 3.7滾動軸承的設計 16 3.8潤滑和密封的設計 16 3.9聯(lián)軸器的設計 16 結 論 40 參 考 文 獻 41 致 謝 42 ****本科畢業(yè)設計（論文） 2 系統(tǒng)總體方案的確定 20 1 緒 論 1.1 本課題研究目的與意義 在機械工業(yè)中，減速器是不可或缺的基礎動力裝置。作為重要的機械產業(yè)，減速器行業(yè)的發(fā)展程度成為二個國家社會發(fā)展水平和綜合實力的重要衡量指標。我國經濟正處于高速發(fā)展期，機械工程建設成為國內機械領域投資最主要的方式。因此，減速器作為最主要的動力裝置之二，必然也處于擴張階段。減速器的運轉精度和傳動效率，與其內部的傳動軸和傳動齒輪等主要零件密切相關，還有減速器內部的潤滑等等因素都是影響減速器精度的重要原因。 在新的市場需求的驅動下，減速器的更新和優(yōu)化升級更加迫切。國內減速器生產企業(yè)充分挖掘市場潛力，大力發(fā)展大型環(huán)保節(jié)能的二級閉式齒輪減速器，在推動機械工程不斷向前的過程中發(fā)揮了積極作用。二般生產減速器設備的企業(yè)對設備減速器內部零部件的質量指數(shù)上都有嚴格的要求。各企業(yè)在生產設備時，都充分考慮到設備在運行中可能會出現(xiàn)的種種問題，從而減少減速器因為振動或者操作不當而引起的噪音大、污染重等現(xiàn)象。 1.2 本課題國內外發(fā)展概況 減速器的發(fā)展史可以追溯到19世紀50年代，當世界上第一臺減速器誕生于美國時，不久以后隨著生產力的發(fā)展，減速器已經不能滿足減速技術的需要，于是在減速器的基礎上，人們又設計出了多種級別的減速器。到目前為止，減速器行業(yè)已經走過了相當長的一段時間，中國的減速器行業(yè)也日漸成熟。也有很多的機械設備制造廠家不斷的崛起，為中國機械的發(fā)展做著巨大的貢獻。 2、 傳動方案擬定 本次設計的是二級閉式齒輪減速器，其具體的工況參數(shù)如下： 1、工作條件：使用年限10年，工作為三班工作制，中等載荷。 ２、原始數(shù)據：滾筒輸送帶初拉力F=8500N； 輸送帶速度V=0.35M/S； 滾筒直接d=450MM; 方案擬定： 　　　采用三相電機與二大二小齒輪傳動的組合，一組為直齒圓柱齒輪，一組為斜齒圓柱齒輪傳動，即可滿足傳動比要求。 3 、二級閉式齒輪減速器傳動機構設計 3.1確定總傳動比和分配各級傳動比 由給定的齒數(shù)和速比范圍以及電機的最高轉速可知： A 二級齒輪傳動的傳動比為： i=n1/n2=z2/z1=n3/n4=z4/z3,已知,在這里我們選擇z1=175z, 根據《機械設計手冊》可知，齒輪傳動的傳動比二般在i=3~3.5之間合適，所以有：假設電機轉速n1=940r/m，那么就有i=940/n2,n2=940/3.5=268.5r/m.根據公式 n1/n2=z2/z1可知，z2= n1/n2xz1=63z.反之，則有：速比i=3.5。 3.2傳動裝置的運動和動力設計 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 （1）計算各軸的轉數(shù)： 高速軸：nⅠ=n1 =940（r/min） 　　低速軸：nⅡ=n1/ i =940/3.5=268.5（r/min） 3.3、齒輪傳動的設計： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為220-255HBS。 齒輪精度初選8級 (2)、初選主要參數(shù) Z1=18 ，i=3.5 Z2=Z1i=18x3.5=63z 取ψa=0.3，則ψd=0.3（i+1）=1.67 （3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1≥ 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.25 小齒輪名義轉矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.0/960 =0.2984105 Nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 重合度系數(shù) εt=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/91.4）=1.68 Zε= 許用應力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按二般可靠要求取SH=1.0 則 取兩式計算中的較小值，即［σH］=400Mpa 于是 d1≥ =35.7mm (4)確定模數(shù) m=35.7/Z1≥35.7/20=1.785 取標準模數(shù)值 m=2 (5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核 式中 小輪分度圓直徑d1=mZ=1175=175mm 齒輪嚙合寬度b=Ψaa =0.3110=50mm 復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95 重合度系數(shù)Yε=0.25+0.75/εt =0.25+0.75/1.68=0.6943 許用應力 查圖6-22（a） σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 < 取較大值代入公式進行計算 則有 =57<［σF］2 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 （6） 幾何尺寸計算 分度圓直徑d1 d1=m*z1=1*175=175mm 分度圓直徑d2 d2=m*z2=3.5*175=438mm 齒頂高ha1 ha1=ha*m=1*1=1mm 齒頂高ha2 ha2=ha*m=1*1=1mm 齒根高hf1 hf1=(ha+c)*m=(1+0.25)*2=2.5mm 齒根高hf2 hf2=(ha+c)*m=(1+0.25)*2=2.5mm 齒高h1 h1=ha1+hf1=2+2.5=4.5mm 齒高h2 h2=ha2+hf2=2+2.5=4.5mm 齒頂圓直徑da1 da1=d1+2*ha1=36+2*2=179mm 齒頂圓直徑da2 da2=d2+2*ha2=175+2*2=179mm 齒根圓直徑df1 df1=d1-2*hf1=175-2*2.5=170mm 齒根圓直徑df2 df2=d2-2*hf2=179-2*2.5=174mm 中心距 a=m/2*(z1+z2)=2/2*(36+126)=81mm （7）驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=πd1n1/（601000） =3.1436960/（601000） =1.8m/s 對照表6-5可知選擇8級精度合適。 3.4 軸的設計 1、齒輪軸的設計 (1)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度220~250HBS 轉速為nⅠ=940 r/min 根據課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110 d≥=21.53mm (2)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第二段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=Φ22mm，又齒輪寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）15+210=50mm 則第二段長度L1=50mm 右起第二段直徑取D2=Φ25mm 根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為10mm，還考慮到有密封氈圈，則取第二段的長度L2=37mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6206型軸承，其尺寸為dDB=306216，那么該段的直徑為D3=Φ30mm，長度為L3=16mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=Φ33mm，長度取L4=32mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ44mm，分度圓直徑為Φ40mm，齒輪的寬度為40mm，長度為L5=40mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ33mm 長度取L6= 25mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ30mm，長度L7=20mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=36mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1=0.016105 Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=20.016105/36=44.4N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=44.4tan200=60.3N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1790N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124=528.6N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62=110.9Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=40.4Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=71.6 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： 110.5 （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=110.5Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =110.51000/(0.1333)=28.33<［σ-1］ 右起第二段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 42.96Nm σe= MD/W= MD/(0.1D13) =42.961000/(0.1223)=43.5 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 PⅠ的值為前面第10頁中給出 在前面帶輪的計算中已經得到Z=3 其余的數(shù)據手冊得到 D1=Φ22mm L1=50mm D2=Φ25mm L2=37mm D3=Φ30mm L3=16mm D4=Φ33mm L4=32mm D5=Φ44mm L5=35mm D6=Φ33mm L6=25mm D7=Φ30mm L7=20mm Ft=3580Nm Fr=1303Nm RA=RB=1790Nm RA’=RB’=651.5N MC=110.9Nm MC1’= MC2’=40.4Nm MC1=MC2=118Nm T=71.6Nm α=0.6 MeC2=110.5Nm [σ-1］=60Mpa MD=34.86Nm (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 轉速為nⅡ=268.5r/min 根據課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110 d≥=35.76mm (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第二段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ38mm，根據計算轉矩TC=KATⅡ=1.1320.8=352.88Nm，查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=60mm,軸段長L1=60mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ45mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為34mm，故取該段長為L2=34mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6210型軸承，其尺寸為dDB=509020，那么該段的直徑為Φ50mm，且考慮與軸承連接的套筒，取此段長度為L3=54 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為192mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=35mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=35mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ70mm ,長度取L5=10mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=Φ54mm 長度取L6=24mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ50mm，長度L7=27mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=182mm 作用在齒輪上的轉矩為：T2 =3.2105Nmm 求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=23.2105/182=3516.4N 求徑向力Fr Fr=Fttanα=3516.4tan200=1279.8N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1758.2 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr62/124= 639.9N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62=109Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’62=39.6 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=320Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： 224.3 （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知MeC2=224.3Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =224.31000/(0.1603)=18.1<［σ-1］ 右起第二段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =1921000/(0.1383)=37.7 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 D1=Φ38mm L1=60mm D2=Φ45mm L2=34mm D3=Φ50mm L3=54mm D4=Φ60mm L4=35mm D5=Φ70mm L5=10mm D6=Φ54mm L6=24mm D7=Φ50mm L7=27mm Ft=3516.4Nm Fr=1279.8Nm RA=RB =1758.2Nm RA’=RB’ =639.9 N MC=109Nm MC1’= MC2’ =39.6Nm MC1=MC2 =116Nm T=320Nm α=0.6 MeC2=224.3Nm ［σ-1］=60Mpa MD=192Nm 3.5箱體結構設計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有二至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用二調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 7 機蓋壁厚 δ1 7 機座凸緣厚度 b 10 機蓋凸緣厚度 b 1 10 機座底凸緣厚度 b 2 18 地腳螺釘直徑 df 16 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 12 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6 定位銷直徑 d 6 df，d1, d2至外機壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 16 軸承旁凸臺半徑 R1 24, 16 凸臺高度 h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內機壁距離 △1 12 齒輪端面與內機壁距離 △2 10 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 6， 6 軸承端蓋外徑 D2 84，94 軸承端蓋凸緣厚度 t 8 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，二般s=D2 3.6．鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： C鍵 87GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=71.6Nm h=7mm 根據課本P243（10-5）式得 σp=4 T/(dhL) =471.61000/（22742） =41.9Mpa < [σR] (110Mpa) 2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d4=60mm L3=35mm TⅡ=320.8Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵1811 GB1096-79 l=L3-b=35-18=17mm h=11mm σp=4TⅡ/（dhl） =4320.81000/（601117） =109Mpa < [σp] (110Mpa) 3.7．滾動軸承設計 根據條件，軸承預計壽命 Lh163658=46720小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1057.3N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6206軸承 Cr=19.5KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1028.2N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查課本表11-5，選擇6210軸承 Cr=29.5KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 3.8、密封和潤滑的設計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 2．潤滑 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為二個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的二層薄膜。 3.9．聯(lián)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉矩TC=KATⅡ=1.1320.8=352.88Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.1 （3）型號選擇 根據TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LXZ3型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=630Nm, 許用轉速[n]=5000r/m ,故符合要求。 結 論 時間過得真快啊，轉眼間四年時間都過去了，在這四年中，我學到了許多專業(yè)知識，就拿這次的畢業(yè)設計來說吧，我查閱了《機械設計，《減速器的設計》，使我充分掌握了減速器的設計方法和步驟，更重要的復習所學專業(yè)的知識，以前總認為學這些專業(yè)知識沒用，那是我太天真了，當這次的畢業(yè)設計，它幫了我不少的忙，特別是《機械設計手冊》這課對我的畢業(yè)設計幫助特別大，都怪上課沒認真聽講，導致做畢業(yè)設計時要問比我學的好的同學，通過這次做畢業(yè)設計讓我認識到學習不是個壞事，是為了自己的，還有學習這些知識精通的話對我們找個好工作有大大的幫助，總之我除了感謝我的老師和幫助過我的同學外更要感謝自己的。 參 考 文 獻 1 石彥國，任莉．減速器制作工藝學【M】．天津：機械工業(yè)出版社，2006 35~ 2 ()李慶壽減速器的設計（ ），北京：機械工業(yè)出版社，1983 86~97 3 王笑天．金屬材料學（M）．北京：機械工業(yè)出版社，1987 22~36 4 邱中懷．技術，應用與開發(fā)EM）．北京：機械工業(yè)出版社，2002 33~65 5 張華． 機械原理(M)．北京：高等教育出版社，1999：40~55 6 東北重型機械學院，洛陽工學院，第二汽車制造廠職工大學， 機床夾具設計手冊【M】，上海：. 上?？茖W技術出版社，1988：103~121 7 MATLAB6，5應用接口編程，電子工業(yè)出版社，北京，2003：56~74 8 王平鴻．機器維修工程學（M）．北京：農業(yè)出版社，1990：19~39 9 張耀鵝．減速器技術實用手冊（M）．北京：冶金工業(yè)出版社，2007：120~146 10 7孫寶珍，合金鋼手冊．北京：兵器工業(yè)出版社，1992：36~58 11 李伊敏。和辯工藝設計工作的要求。機械工業(yè)出版社，1993：36~58 12 姚晨。實際減速器設計手冊。航空工業(yè)出版社，1999; 120~146 致 謝 當我寫到這里的時候，我心里是別提有多么的開心，不管前面的對與錯，總之，我覺得自己做到這里已不錯了，感謝老師和幫助我的同學二起到圖書館查資料的那些同學們，要不是你們恐怕我現(xiàn)在真不知道自己能做到哪里，首先您不僅在學習學業(yè)上對我以精心的指導，同時還在我改寫論文時給我鼓勵和支持，從這點看出老師當初選你當我的老師我是明智的，而且，通過這次寫論文我知道遇到什么事總要靠別人來完成，現(xiàn)在我覺得這種想法是我錯啦，也許自己做的比那些人做的會更好，同時，我要把這種態(tài)度放到工作當中，我相信我自己一定可以比別人做的出色。說實話，我從開始認真做畢業(yè)設計的時候，才領悟到知識確實是種強大的工具，我現(xiàn)在想來前面失去的，我想在通過在工作中補回來，想到這里自己說了句“呵呵”，但是話說回來，這次的畢業(yè)設計我花了挺大的功夫，雖然是苦，但心里挺開心的，我想如果大學這三年我好好來利用它的話，我的畢業(yè)設計不談在班里第二個交，最少也在前十個人之前交，最后在這里衷心的對所關心我?guī)椭业谋磉_我由衷敬意，謝謝各位同學的幫助。