精密机械课程设计报告螺旋输送机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器

-华侨大学课程设计论文题目精细机械设计学院机电学院专业班级学生*指导教师二一一 年 一 月 二十一 日精细机械设计课程设计任务书A(3)*专业班级*一、设计题目：螺旋输送机传动系统中的一级圆柱齿轮减速器二、系统简图：三、工作条件：螺旋输送机单向运转，有轻微振动，两班制工作，使用期限5年，输送机螺旋轴转速的容许误差为5%，减速器小批量生产。四、原始数据条件题号1234输送机螺旋轴功率PkW3.544.55输送机螺旋轴转度nr/min50556065五、设计工作量：1. 设计说明书1份2. 减速器装配图1*3. 减速器零件图2*指导教师： 开场日期：2011年1月9日完成日期：2011年1月20日计 算 及 说 明结 果一、 电动机的选择1、电动机类型和构造的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其构造简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式1：da (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=23根据机械设计课程设计10表2-2式中：1、2、 3、4分别为联轴器、滚动轴承两对、圆柱直齿轮传动和圆锥齿轮传动的传动效率。取=0.99，0.992，0.97，.3则：总=0.9920.99230.970.93 =0.86所以：电机所需的工作功率：Pd=/总=3.5/ 0.86 =4.06 (kw)总=0.86Pd=4.06 (kw). z.-计 算 及 说 明结 果3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为：n【1-5%1+5%】50r/min 47.552.5 r/min根据机械设计课程设计10表2-3推荐的传动比合理*围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比*围=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比=6 。则总传动比理论*围为：a =24。故电动机转速的可选*为Nd=an =(624)50 =3001200 r/min则符合这一*围的同步转速有：750和1000 r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：如下表方案电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M2-65.51000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格n47.552.5 r/minNd=3001200 r/min计 算 及 说 明结 果和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第1方案比拟适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325203453152161781238801041电动机主要外形和安装尺寸二、 计算传动装置的运动和动力参数一确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n=960/50=19.2ia=19.2计 算 及 说 明结 果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i 式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P10表2-3，取i0=4圆锥齿轮传动 i=26因为：iai0i所以：iiai019.2/44.8四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 KWT，T，.为各轴的输入转矩 Nmn,n,.为各轴的输入转矩 r/min可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数i0=4i i4.8计 算 及 说 明结 果1、运动参数及动力参数的计算1计算各轴的转速：轴：n=nm=960r/min轴：n= n/ i=960/4.8=200r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i0=200/4=50 r/min2计算各轴的输入功率：轴： P=Pd01 =Pd1=4.060.99=4.02KW轴： P= P12= P23 =4.020.9920.97=3.87KWIII轴： P= P23= P21 =3.870.9920.99=3.81KW 螺旋输送机轴：PIV= P24=3.51KWn=960r/minn= n=200r/minnIV=50r/minP=4.02KWP=3.87KWP=3.81KWPIV=3.51KW计 算 及 说 明结 果3计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95504.06/960=40.39 Nm轴： T= Td01= Td1=40.390.99=39.98 Nm轴： T= Ti12= Ti23 =39.984.80.9920.97=184.68NmIII轴：T = T24=181.37 Nm螺旋输送机轴：TIV = T i024=669.30Nm4计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=4.060.992=3.99KWP= P轴承=3.870.992=3.84KWP= P轴承=3.810.992=3.78KW5计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=39.980.992=39.66 NmT= T轴承=184.680.992= 183.20NmT= T轴承=181.370.992= 179.92NmTTd=40.39 NmT=39.98 NmTII=184.68NmT=181.37 NmTIV=669.3NmPI=3.99KWPII=3.84KWPIII=3.78KwTI=39.66NmTII=183.20NmTIII=179.92 计 算 及 说 明结 果综合以上数据，得表如下：轴名成效率P KW转矩T Nm转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴4.0640.3996010.99轴4.023.9939.9839.669600.964.8轴3.873.84184.68183.202000.98轴3.813.78181.37179.9220040.92输送机轴3.513.51669.30669.3050计 算 及 说 明结 果传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.8 Z2=Z1u=204.8=96 取Z2=96由表10-7选取齿宽系数d13按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t确定各参数值1) 试选载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P/n1=9.551063.99/960 =3.97104Nmm3) 材料弹性影响系数由机械设计表10-6取 ZE=189.84) 区域系数 ZH=2.55) 由图10-21d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。6) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh6096012830051.382109 N2N1/4.82.8791087) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.97 8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，平安系数S1，由式1012得H10.90600MPa540MPaH20.95550MPa533.5MPad1Z1=20Z2=96T1=3.97104NmmN11.382109 N22.879108H1540MPaH2522.5MPa计 算 及 说 明结 果4、计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值d1t=46.561mm2) 计算圆周速度v=2.340m/s3) 计算齿宽b及模数mtb=d*d1t=146.561mm=46.561mmmt=2.328 mmh=2.25mt=2.252.328mm=5.24mmb/h=46.561/5.24=8.884) 计算载荷系数K 工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.34m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1.14；d1t46.561 mmv=2.340m/sb=46.561mmmt=2.328mmh=5.24mmb/h=8.88计 算 及 说 明结 果由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH=1.343由图1013查得KF=1.290直齿轮KH=KF=1。故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=1.251.1411.343=1.9145) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a得 d1=mm=52.969mm6) 计算模数m m =mm=2.65 mm5按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1） 确定计算参数A. 计算载荷系数K=KA*KV*KF*KF=1.251.1411.290=1.838B. 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.80；YFa2=2.188K=1.914d1=52.969mmm=2.65 mmK=1.838计 算 及 说 明结 果C. 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.786 D. 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式10-12F=F1=303.57Mpa F2=238.86MPaE. 计算大、小齿轮的并加以比拟=0.01430=0.01636 大齿轮的数值大。6、设计计算m=1.81mm比照计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.81并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=52.969mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=52.969/2=26.48取Z1=271=303.57Mpa2=238.86MPa=0.01430=0.01636m1.81mmm=2mmZ1=27计 算 及 说 明结 果大齿轮齿数 Z2=4.8*27=129.6 取Z2=1307、几何尺寸计算a) 计算分度圆直径d1=mZ=227=54 mm d2=mZ1=2130=260mmb) 计算中心距a=m Z1+Z2=227+130/2=157 mmc) 计算齿轮宽度b= d1d=54 取B2=54mm B1=60mm 8、构造设计 大齿轮采用腹板式，如图10-39机械设计Z2=130d1=54 mmd2=260mma=157 mmB2=54mm B1=60mm计 算 及 说 明结 果轴的设计计算一、减速器输入轴I轴1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质，硬度280HBS轴的输入功率为PI=4.02 KW 转速为nI=960r/min根据课本P37015-2式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力d计 算 及 说 明结 果 因道小齿轮的分度圆直径为d1=54mm而 Ft1=1470.4NFr1=Ft=535.2N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下列图所示。3、轴的构造设计1拟定轴上零件的装配方案2确定轴各段直径和长度1，从联轴器开场右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，而联轴器另一段与电动机相连，D=38mm则轴应该取=30mm，根据计算转矩TC=KATI=1.339.99=51.99Nm，查标准GB/T 50141986，选用HL3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=60mm,轴段长L1=58mm2，右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径Ft1=1470.4NFr1=535.2ND1=30mmL1=58mm计 算 及 说 明结 果取35mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为25mm，故取该段长为L2=58.5mm3，右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，则该段的直径为40mm，长度为L3=35mm4，右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为58mm，分度圆直径为54mm，齿轮的宽度为60mm，则，此段的直径为D5=58mm，长度为L5=60mm5，右起第五段，右起第五段，该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D5=40mm，长度L5=35mm4、求轴上的的载荷1根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =735.2N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0D2=35mmL2=58mmD3=35mmL3=20mmD4= 58mmL4=60mmD5= 40mmL5=35mmRA=RB=735.2N计 算 及 说 明结 果则RA=RB =Fr/2=267.6N1） 作出轴上各段受力情况及弯矩图2） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。MeC2=70.36Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：RA=RB 267.6 N计 算 及 说 明结 果e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=70.361000/(0.1503)=5.62-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e= MD/W= MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1303)=25.61 Nm-1 所以确定的尺寸是平安的 。二、减速器输出轴II轴1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=3.87KW 转速为nI=200r/min根据课本P37015-2式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm而 Ft1=1420.6NFr1=Ft=510.6N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下列图所示。dFt1=1420.6NFr1=510.6N计 算 及 说 明结 果3、轴的构造设计1拟定轴上零件的装配方案2确定轴各段直径和长度1，从联轴器开场右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取32mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3184.68=240.08N.m，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm2，右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为25mm，故取该段长为L2=58.5mm3，右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则D1=32mmL1=80D2=40mmL2=58.5mm计 算 及 说 明结 果轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为dDB=458519，则该段的直径为45mm，长度为L3=42.5mm4，右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为260mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=54mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=50mm5，右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=62mm ,长度取L5=6mm6，右起第六段，该段为滚动轴承和挡油板安装出处，取轴径为D6=45mm，长度L6=32.5mm4、求轴上的的载荷1根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =710.3N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0则RA=RB =Fr/2=255.3N3） 作出轴上各段受力情况及弯矩图D3=45mmL3=42.5mmD4=50mmL4=50mmD5=62mmL5=6mmD6=45mm，L6=32.5mmRA=RB=Ft/2=710.3NRA=RB=255.3N计 算 及 说 明结 果4） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。MeC2=121.83Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)计 算 及 说 明结 果=124.831000/(0.1503)=9.75-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e= MD/W= MD/(0.1D13)=1061000/(0.1323)=32.35Nm-1 所以确定的尺寸是平安的 。三、 箱体的设计1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种构造类型，有的已定为国家标准件。4. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，到达集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。计 算 及 说 明结 果5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体构造是对的，销孔位置不应该对称布置。7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用8. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体构造尺寸选择如下表：计 算 及 说 明结 果名称符号尺寸mm机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C122， 18, 16df，d1, d2至凸缘边缘距离C220, 16，14轴承旁凸台半径R114凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 42大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D280， 85轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干预为准，一般s=D2计 算 及 说 明结 果四、 键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=50mm L3=50mm T=184.68Nm查手册 选用A型平键A键 1610 GB1096-2003 L=L1-b=50-16=34mm根据课本6-1式得p=4 T/(dhL) R (100Mpa)1. 输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d2=30mm L2=58mm T=39.66Nm查手册 选A型平键 GB1096-2003A键87 GB1096-79l=L2-b=50-8=52mm h=7mmp=4 T/dhl p (100Mpa)3. 输出轴与联轴器2联接采用平键联接轴径d2=32mm L2=80mm T=183.20Nm查手册 选A型平键 GB1096-2003A键108 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 T/dhl p (150Mpa)计 算 及 说 明结 果五、 滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh=283005=24000小时1.输入轴的轴承设计计算1初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=535.2N2求轴承应有的径向根本额定载荷值3选择轴承型号选择6208轴承 Cr=19.8KN预期寿命足够此轴承合格2.输入轴的轴承设计计算1初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=510.6N计 算 及 说 明结 果2求轴承应有的径向根本额定载荷值3选择轴承型号选择6209轴承 Cr=24.5KN预期寿命足够此轴承合格六、 联连轴器的选择1类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且构造简单，对缓冲要求不高，应选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 2载荷计算计算转矩TC2=KAT=1.339.66=51.56Nm， TC1=KAT=1.3183.20=238.16Nm，其中KA为工况系数，KA=1.33型号选择根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 50141985，输入轴选用HL3型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=635Nm, 许用转速n=5000r/m ,故符合要求。根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5200r/m ,故符合要求。十、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器一次过滤，采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5十一、润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm。二、 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为FB25-42-7-ACM，FB70-90-10-ACM。轴承盖构造尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十二、设计小结精细仪器课程设计算是我第一次深入接触机械方面的专业课程，虽然我认为作为一名测控技术与仪器专业的学生，不应该与机械专业学生做同样的课程设计，应该做更具有专业特色的设计例如传感器、测控电路设计等，但通过这短短2周时间，让我在专业学习方面受益匪浅。我的设计题目是螺旋输送机上用的单级圆柱齿轮减速器，对于我们这些非机械专业的门外汉，虽说之前有学习过一些通识性的知识，但这也叫人很纠结。种种的原因也导致我刚开场甚至不知道从何下手，于是尝试去图书馆和网络上寻找相关资料。探索的过程往往是困难与新鲜感并存的，通过将自己课堂所学知识与实际任务比照评估，我惊奇的发现原来枯燥无味的书本知识原来是如此的重要，很多实际的问题都可以运用适当的方法加以解释并解决。在设计的前期计算阶段，由于参考资料准备较充分，像电动机型号的选定、齿轮材料选定及参数的计算都是顺利的完成。但到了轴相关的计算与校核便出现了很大的问题，首先是不了解轴上的零件该如何选择，其次轴上零件的固定和定位又是一大难点。后来同学们坐在一起谈论相关解决方法，包括查询资料或咨询指导教师等，一步一步攻破难关。这段时间里，我也是不断的翻阅机械设计手册和机械设计，终于在多方面努力下，逐渐明白其中零件选择方法及相关要求。于是，在轴上尺寸根本确定时，我们进入了CAD绘图阶段。本以为熬到这最后阶段了应该没什么大问题，其实，我错了，大错特错！真正的核心局部才刚刚开场！我在轴计算阶段所选定的零件尺寸都是预先估计的，但到了实际配合阶段，要经历绘图-修改-绘图-修改不断的完善设计的减速器。有人说这过程太无聊了，太崩溃了！而我却认为这才是锻炼我们细心与耐心的最正确时期。因为当你给教师修改装配图时，突然发现你由于之前计算失误引起轴有5mm的误差，从而导致整幅图要从头再画时，我们应该抗住！修改-计算-修改-计算-再修改，便成了我们随后奋斗期间内的交响曲，没有到上交最后关头，我们都要认真验算、分析所设计的减速器 ，因为现在的一个马虎，可能到现实生产中将造成无法挽回的损失 ！通过这样一次心智上的磨练，我想收获的不仅是课程设计过程所学的知识，更重要的是培养了我们养成一种严谨*的态度，严格的来说，也是一种职业素养！十三、参考资料目录 1机械设计课程上机与设计，东南大学，程志红 唐大放，2 2机械设计第七版，高等教育，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；3机械设计课程设计指导书，高等教育，龚溎义主编，第二版；4减速器选用手册，化学工业，周明衡主编，2002年6月第一版；5工程机械构造图册，机械工业，*希平主编6机械制图第四版，高等教育，*朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；7互换性与技术测量第四版，中国计量，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。. z.