带式输送机传动装置设计方案(共23页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上分类号：密级：UDC： 学号：丽水职业技术学院机电信息分院毕 业 设 计带式输送机传动装置设计学生学号：学生姓名：王 辉导师姓名： 叶 翔 班级 机电0401 专业名称 机电一体化 论文提交日期20 年 月 日 论文答辩日期 20 年 月 日 答辩委员会主席 评 阅 人 20 年 月 日丽职院机电信息分院毕业论文(设计独创性声明本人声明所呈交的毕业论文设计）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。尽我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作了明确的说明并表

2、示了谢意。学生签名：日 期：论 文 使 用 授 权 声 明丽职院机电信息分院有权保留本人所送交毕业论文设计）的复印件和电子文档，可以采用影印、缩印或其他复制手段保存论文。本人电子文档的内容和纸质论文的内容相一致。除在保密期内的保密论文外，允许论文被查阅和借阅，可以公布包括刊登）论文的全部或部分内容。论文的公布包括刊登）授权丽职院机电信息分院办理。学生签名：导师签名：日 期：专心-专注-专业专业名称：机电一体化 作者：王辉 指导教师：叶翔摘 要本文首先介绍了带式输送机传动装置的应用及研究背景，通过对参考文献进行详细的分析，阐述了电动机、齿轮、轴、滚动轴承、键、联轴器等的相关内容；在技术路线中，论

3、述齿轮和轴的选择及其基本参数的选择和几何尺寸的计算；为毕业设计写作建立了进度表，为以后的设计工作提供了一个指导。最后，给出了一些参考文献，可以用来查阅相关的资料，给自己的设计带来方便。关键词电动机，齿轮，传动零件，轴，滚动轴承，键，联轴器目 录一、引言5二、设计任务6三、传动方案6四、电动机的选择64.1选择电动机的容量74.2确定电动机转速7五、计算总传动比及分配各级的传动比7六、运动参数及动力参数计算86.1各轴转速86.2轴功率86.3轴转矩8七、传动零件的设计计算97.1普通V带传动97.2齿轮117.3链传动13八、轴的设计计算158.1I轴的设计计算减速器小齿轮所在的轴）158.2

4、轴结构的设计158.3轴结构的设计17九、滚动轴承的选择及校核计算189.1确定Cr189.2计算当量动载荷Pr199.3求当量动载Pr19十、键联接的选择及计算1910.1键I 、托辊及中间架、滚筒拉紧装置、制动装置、清扫装置和卸料装置等。带式输送机分类方法有多种,按运输物料的输送带结构可分成两类,一类是普通型带式输送机,这类带式输送机在输送带运输物料的过程中，上带呈槽形,下带呈平形,输送带有托辊托起,输送带外表几何形状均为平面；另外一类是特种结构的带式输送机,各有各的输送特点。目前带式输送机已广泛应用于国民经经济各个部门,近年来在露天矿和地下矿的联合运输系统中带式输送机又成为重要的组成部分

5、.主要有:钢绳芯带式输送机、钢绳牵引胶带输送机和排弃场的连续输送设施等。这些输送机的特点是输送能力大(可达30000t/h,适用范围广(可运送矿石,煤炭,岩石和各种粉状物料,特定条件下也可以运人,安全可靠,自动化程度高,设备维护检修容易,爬坡能力大(可达16,经营费用低,由于缩短运输距离可节省基建投资。目前,带式输送机的发展趋势是：大运输能力、大带宽、大倾角、增加单机长度和水平转弯,合理使用胶带张力,降低物料输送能耗,清理胶带的最佳方法等。我国已于1978年完成了钢绳芯带式输送机的定型设计。钢绳芯带式输送机的适用范围：1.适用于环境温度一般为-40C45C；在寒冷地区驱动站应有采暖设施； 2.

6、可做水平运输,倾斜向上(16和向下运输,也可以转弯运输；运输距离长,单机输送可达15km； 3.可露天铺设,运输线可设防护罩或设通廊； 4.输送带伸长率为普通带的1/5；其使用寿命比普通胶带长；成槽性好；运输距离大。 二、设计任务设计带式输送机：已知带使用期限10年，每天二班制每班8小时），每年工作日Pw= KW =3.947KW电动机所需功率Po为：Po=从电动机至滚筒主动轴之间的传动装置的总效率为：=带3轴承齿轮链联轴器从1中查表得带=0.95，轴承=0.97，链=0.92，联承器=0.99则：=0.950.9930.970.920.99=0.814P0=.8KW选取电动机额定功率Pm,使

7、Pm=(1-1.3P0，从3中查表得Pm=5.5KW4.2确定电动机转速工作机卷筒轴的转速nw为：nw= r/min= r/min=57.30 r/min按推荐的传动比取合理范围，取V带传动的传动比i带=2-4,i齿=3-5,I链=2-4,I联承器=1,传动比合理范围为i=14144，故电动机转速的可选范围为：nm=inw=(14-14457.30r/min=802.28251.2r/min。符合这一转速范围的同步转速有1000r/min、1500 r/min、 3000r/min三种，由标准查出三种适用的电动机型号。取i=50nm=inw=(5057.30r/min=2865r/min查表选

8、Y13251-2P额=5.5kw,转速=2900r/min，电流11.1A。=85.5%，cos=0.87，T堵=2.0，I堵转=7.0，Tmax=2.2，噪声=83dB，净重=64kg。五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置的总传动比为i=50.61分配各级传动比因i=i带i齿i链，初取i带=4，则齿轮减速嚣的传动比为i减=12.65i链取合理范围中的值i链=3。可算出i齿=4.22，i链=3。六、运动参数及动力参数计算6.1各轴转速：轴 n= r/min = 725r/min轴 n= r/min = 171.8r/min轴 n= r/min = 57.3r/min卷筒轴 n=n=57.

9、3r/min6.2轴功率：I轴 P=PooI=Po带=4.80.95KW=4.56KW轴 P=P=P轴承齿=4.560.990.97KW=4.38KW轴 P=P=P轴承链=4.380.990.92=3.99KW卷筒轴 P= P=P轴承联轴器=3.990.990.99KW=3.91KW 6.3轴转矩：I轴 T=9550=9550 Nm=60.07 Nm轴 T=9550=9550 Nm=243.47 Nm轴 T=9550=9550 Nm=665Nm卷筒轴 T=9550=9550 Nm=651.67Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：参数轴名电动机轴I轴轴轴卷筒轴转速n/rmin-129

10、00725171.857.357.3功率P/KW5.54.564.383.993.91转矩T/Nm2.060.07243.47665651.67传动比i44.2231效率0.950.960.910.98七、传动零件的设计计算7.1普通V带传动设计功率：Pd 单位：KWPd=KAP =选定带型：根据Pd和n1由1中图33.1-2.2或图33.1-4选取n1：小带轮转速n2：大带轮转速r/min） dP1：小带轮的节圆直径mm）dP2：大带轮的节圆直径：按1中表33.1-18.19选定=480(0.01mm=316.8mm由1中表33.118取dd2=315mm4大带轮的实际转速，即I轴的实际转速

11、n2=r/min=729.1r/min5带速V：m/s）V=普通V带 Vmax=2530,窄V带 Vmax=3540一般V带不得低于5m/s,为了充分发挥V带的转动能力，应使V20m/sV=6初定轴间距a00.7 (或是根据结构要求定取1.3dd1+dd2），即1.3：Ld0=2a0+由1中表33.1-7-9选取相近的Ld对有效宽度制V带，按有效直径计算所需带长度由1中表33. 1-10选相近带长。Ld0=2500由1中表33 .1-7选取基准长度Ld=1600mm。8实际轴间距a:(mmaa0+aa0+(Ld-Ld0/2安装时所需最小轴间距amin=a-0.015Ld张紧或补偿伸长所需要最大

12、轴间距：amax=a+0.03Ldaa0+安装时所需要最小轴间距:amin=a-0.015Ld=(476-0.0151600mm=452mm张紧或补偿伸长所需最大的轴间距：amax=a0.03Ld=(476+0.031600mm=524mm9小带轮包角a1:a1=180o如a1较小，应该增大a或用张紧轮。a1=180o10单根V带传递的额定功率P1:(KW根据带型、dd1和n1从1中查表331-17。P1是a=180O,载荷平稳时，特定基准长度的单根V带基本额定功率。根据dd1=80mm和n1=2900r/min从1中表33.1-17c查得A型带P1=1.64KW。11传动比i1的额定功率增量

13、p1:(KW根据带型、n1和i从1中查表33 .1-17。考虑传动比的影响，额定功率的增量P1由1中表33. 1-17查得:P1=0.34kw12V带的根数Z：Z=Ka:小带轮包角修正系数, 从1中查表33. 1-13KL:带长修正系数, 从1中查表33. 1-15.16由1中表33. 1-13查得Ka=0.92由1中表33 .1-15查得KL=0.9913单根V带的预紧力 F0：kg/m）由1中表33.114查表得m=0.10kg/m14作用在轴上的力Fr：N）15带轮的结构和尺寸小带轮的结构和尺寸采用灰铸铁。固，故用HT200B=2.7+29=32.7+18=26.17.2齿轮一般用途的减

14、速器，常采用软齿面钢制齿轮。择齿轮材料并确定许用应力。根据4中表6-9，小齿轮采用45钢调质，齿面硬度为220250HBS， 大齿轮采用45钢正火，硬度为170200HBS；由4中图6-30查得Hlim1=570MPa，Hlim2=460MPa。由4中图6-31查得Flim1=460MPa, Flim2=360MPa。 4中表6-10取SHmin=1,SFmin=1.则由4中式6-24），式6-25）得 H1= Hlim1/SHmin=570/1MPa=570MpaH2= Hlim2/SHmin=460/1MPa=460Mpa.F1= Flim1/SFmin=460/1MPa=460MpaF2

15、= Flim2/SFmin=360/1MPa=360MPa 按齿面接触疲劳强度设计计算。由于是软齿面闭式齿轮传动，齿轮的主要参数应按齿面接触强度确定。d1传递转矩T1 :T1=9.55106=9.55106）Nmm=60066Nmm 。载荷系数K：因载荷平稳，齿轮相对于轴承对称布置，由4中表6-6取K=1.2 。齿宽系数d：由4中表6-7取d=1 。 许用接触应力H：H=H2=460MPa 。传动比i：i=4.22 。将以上参数代入4中式/i=(4.23-4.22/4.22=0.24%,工程上i允许在5%以内，所以合适。2）模数m=d1/Z1=57.46/30）mm=1.92mm，取标准值m=

16、2mm。注：小齿轮齿数Z1，软齿面闭式齿轮传动在满足弯曲强度的条件下，为提高传动的平稳行，一般取Z1=2040，速度较高时取较大值）3）中心距 标准中心距a=Z1+Z2）= 其他主要尺寸。分度圆直径：d1=mZ1=(230mm=60mm d2=mZ2=(2127mm=254mm齿顶圆直径：da1=d1+2m=60+22=64mmda2=d2+2m=254+22=258mm齿宽：b=dd1=(160mm=60mm，取b2=60mm，b1=b2+510）=6570mm，取b1=67mm.。4验算齿根弯曲疲劳强度。F=F复合齿形系数 YS：由X=0 标准齿轮）及Z1、Z2查4中图6-23 得YFS1

17、=4.12，YFS2=3.96 则：F1= YFS1=F2=F1MPa=79.29MPa弯曲强度足够。5确定齿轮传动精度齿轮圆周速度 v=由4中表64确定第公差组为8级精度。第、 公差组也可定为8级。齿厚偏差选HK。6轮结构设计小齿轮da1=64mm,尺寸较小。采用齿轮轴。大齿轮da2=258mm,采用腹板式齿轮。工作图7.3链传动：小链轮的直径：轴处的直径）按扭转强度估算最小直径。按1中式8-2），由1中表8-11查得C=126-103，取C=115，可得dC考虑此轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=33.851.05）mm=35.54mm,取d=35mm1链轮齿数小链轮齿数：Z1=292i

18、=2923=23，取23大链齿轮数：Z2=i Z1=323=69，取692实际传动比i:i= =33链轮转速小链轮转速：n1=171.8r/min大链轮转速：n2= =57.3r/min4设计功率Pd：Pd=式中，KA=1, 1中表33.2-4；Kz=1.23, 1中表33.2-5。Km=1, 1中表33.2-6。5链条节距P:由设计功率Pd=3.6KW和小链轮转速n1=171.8r/min在1中图33.2-3上选得节距P为12A即19.05mm。6检验小链轮孔径，由1中表33.2-7，dkmax=8033.85,可以采用。7初定中心距a0p。因结构是未限定，暂取a0p35p8链上节数LpLp

19、=2a0p+=235+=117.53,取118节式中，C=9链条长度LL=10理论中心距aa=p0.24459mm=670.96mm式中，ka=0.2445911实际中心距aa=a-a=(670.96-0.004670.96mm=668.3mm12链速VV=13有效圆周力FF=14作用于轴上的拉力QFQF1.20KAF1.2013369.2N4043N15计算链轮几何尺寸并绘制链轮工作图。16润滑方式的选定根据滚子链节距p19.05mm和链条速度v1.3m/s,由1中图336选用滴油润滑，如选用油浴或飞溅润滑则更为有利。17链条标记根据设计计算结果，采用单排12A滚子链，节距为19.05mm,

20、节数为118节，其标记为：12A118 GB/T12431997。八、轴的设计计算8.1I轴的设计计算减速器小齿轮所在的轴）P=4.56kw，转速n=725r/min,齿轮的齿宽=67mm,齿数Z=30，模数mn=2mm,直齿。解：1 .按转距初步估算轴径选择轴的材料为45钢,经调质处理，由1中表38. 1-1 查得材料力学性能数据为：b=650MPa, s=360MPa, -1=270MPa，-1=1.55MPa,E=2.15105MPa根据1中表38 .3-1公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由1中表38. 3-2 选取A=115,则得：dmin=A考虑装大皮带轮加键,需将其轴径增加4%

21、5%，故取直径为22mm8.2轴结构的设计1定轴各段的直径。根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从最小直径开始。轴段1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=27.3mm(轴承型号为60027，轴段4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取d4=30mm，轴段5）为轴环，老率齿轮定位和固定取d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段7）取与轴段3）同样的直径取d7=27.3mm.2定轴各段的长度。为保证齿轮的固定可靠。轴段4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度2mm，取L4=58m

22、m.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距为23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为2mm所以轴段5）6）长度L5+L6=25mm根据轴承的宽度=23mm,取轴段3）长度L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段3）L3=2+23+2+23）=50，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取L2=22+46）=68mm根据大带轮轴孔长度82，取L1=80mm。因此，定出轴的跨距L=11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。3扭转和弯曲组合进行强度较核

23、绘制轴的受力图求水平平面内的支反力及弯距。轴传递的转矩 T1=P955104/n=4.56955104/725=60Nmm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Zmn/cos=260/300.002/cos0=2000N齿轮的径向力 Fr=tann/cos=2000tan20/cos0N=20000.364/1N=728N 齿轮的轴向力Fa=Fttan=2000tan0=0N求支反力齿轮对称布置，瘦只受1个外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截面C处的弯矩：MHC=FHAL/2=10000.132/2=66Nm求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由MA=0

24、得：FVBl-Fr2l/2=0FVB132-Fr2132/2=0FVB=72861/132）N=364NFVA=Fr2-FVB=728-364）N=364N求截面C左侧的弯矩：MVC1=FVAl/2=3640.132/2Nm=24.02 Nm求截面C右侧的弯矩：MVC2=FVBl/2=3640.132/2Nm=24.02 Nm4求合成弯矩：求截面C左侧的合成弯矩：MC1=Nm=70.24 Nm求截面C右侧的合成弯矩：MC2=Nm=70.24 Nm5计算转矩：T=9550P/n=95504.56/725）Nm=60.07 Nm6求当量弯矩：因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数0.6。危险截

25、面C处的当量弯矩为：Mec=Nm=78.95Nm7计算危险截面处的轴径：d=mm=21mm图2因截面C处有一键槽，故将直径增加5%，即d=211.05）mm=22mm，结构设计草图中，此处直径为22mm，故强度足够。因此以原结构设计的直径为准。轴的设计计算1/2=1153(4.56/7251/2mm=33.8mm考虑装大皮带加键需要将其轴径增加4%5%，故取直径为35mm8.3轴结构的设计1确定轴各段的直径。根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从小径开始。轴段1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=2

26、7.3mm(轴承型号为60027，轴段4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取d4=30mm，轴段5）为轴环，老率齿轮定位和固定取d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段7）取与轴段3）同样的直径取d7=27.3mm.2定轴各段的长度。为保证齿轮的固定可靠。轴段4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度2mm，取L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距为23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为2mm所以轴段5）6）长度L5+L6=25mm根据轴承的宽度=23mm,取

27、轴段3）长度L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段3）L3=2+23+2+23）=50，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取L2=22+46）=68mm根据大带轮轴孔长度82，取L1=80mm。因此，定出轴的跨距L=11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。3扭转和弯曲组合进行强度较核.绘制轴的受力图.求水平平面内的支反力及弯距。轴传递的转矩 T2=P955104/n=4.56955104/725=243nmm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Zmn/cos=260/300.002/cos0=1913N齿轮的径向力 Fr=

28、tanan/cos=2000tan20/cos0N=20000.364/1N=696N 齿轮的轴向力Fa=Fttan=2000tan0=0N求支反力齿轮对称布置，瘦只受1个外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N求截面C处的弯矩：MHC=FHAL/2=10000.132/2=66Nm求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由MA=0得FVBl-Fr2l/2=0FVB132-Fr2132/2=0FVB=72861/132）N=348NFVA=Fr2-FVB=728-364）N=348N求截面C左侧的弯矩：MVC1=FVAl/2=3640.132/2Nm=22.97 Nm求截

29、面C右侧的弯矩：MVC2=FVBl/2=3640.132/2Nm=22.97 Nm4求合成弯矩：求截面C左侧的合成弯矩：MC1=Nm=67.06 Nm求截面C右侧的合成弯矩：MC2=Nm=67.06 Nm5计算转矩：T=9550P/n=95504.56/725）Nm=243.47 Nm6求当量弯矩：因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数0.6。危险截面C处的当量弯矩为：Mec=Nm=160.74Nm7计算危险截面处的轴径：d=mm=30.08mm图3因截面C处有一键槽，故将直径增加5%，即d=e根据公式。且由表8-12查得系数X=0.56。Y=1.159.3求当量动载PrPr=XFr+Yf

30、a=(0.561983+1.15735N=1955.73N计算轴承寿命由表8-13按温度小于100度可以知道在=1查表8-14按载荷有轻微冲击查表fp=1.2寿命系数=3由表8-8可得到轴承寿命Lh=106/60n(ftCr/fp pr =106/6725(147.5/1.21.9563=49052.0h该轴的使命为49052.0II轴的轴承与I轴的轴承的计算方法相同II轴的轴承寿命经计算为45072.0h十、键联接的选择及计算10.1键I大带轮）由22轴径表得 bh=66 L=1470取L=30mm p=100mpap=4000T/hld p/(62422=75.85mpa=p10.2小齿轮

31、由30的齿径查表得 bh=87 L=18-90,取L=60 p=120mpap=400T/hld=400060.07/75230=22.01mpa=p L=L-b=60-8=52十一、联轴器的选择及计算初选轴径因为联轴器加键由d=50mm,n=57.3r/min,p=3.99kw,T=665Nm查表得11.1选择联轴器的类型由于此输送机的功率不大，振动轻微，考虑的结构简单安装方便，选择套筒联轴器。11.2求计算转矩Tc根据动力机为电动机。工作机为输送机，查表419取工作情况系数KA=1.5，由式418得11.3选择联轴器的型号根据TC、d和n查表机械设计手册）十二、底图图4 十三、润滑齿轮润滑

32、油选用LAN22，油浴。链条：润滑脂选用钠基润滑GB/T4921989）、ZN3密封，用迷宫式密封装置。十四、小结通过本次毕业设计，成功完成带式输送机传动装置的设计。设计时碰到的主要困难是，传动方案的选定；方案选择的主要依据是性能与经济成本之间的权衡。设计出所有可能的传动方案。再考虑使用场合等因素确定方案。选择电动机，在满足使用要求的前提下选用经济成本低的方案，选定电动机，但功率要略大于题目要求，因为在实际使用过程中可能有瞬时的冲击载荷、过载等情况。从相关手册中查各级传动的传动比的合理范围，进而得到此装置的总传动比。传动比太小不能有效发挥其性能；传动比太大就会因材料性能达不到要求、结构不合理产

33、生危险。从相关手册上查得计算公式、系数，分别计算出带、齿轮、链传动的参数。注意带传动的滑动率要计算在内。齿轮计算有硬齿面和软齿面两类。链传动的优点是平均传动比恒稳定。本次课程设计对轴进行了强度较核。但轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会破坏机器的工作性能。因此，在设计重要轴时，必须检验轴的变形量，即进行轴的刚度较核。键、轴承、螺栓、螺母、垫圈尽量选用标准件以降低生产成本、保持市场竞争力。两根转动轴在设计时，结构上应注意零件装拆的方便。设计时要安排齿轮的轴段应留有锥度轴段来引导齿轮安装，且此轴段要比轴上齿轮的齿宽要小，以便于定位环安装定

34、位、固定齿轮。轴上的键槽在轴上零件的宽度范围内，否则会影响其后零件的装配，带来不必要的麻烦。本次毕业设计的重要内容之一就是资料、手册的整理、查找。手上若没有什么手册、资料，凭空在那儿设计，那设计出来的东西什么都不是。相关的手册、资料是亿万从业人员的经验总结，自己不可能全部从生产中直接总结获得。注意借鉴前人的成果。十五、致谢经过三个月的毕业设计忙碌之后，设计最终完成，心里有一种说不出的轻松，设计过程中遇到许多的问题，在众多师友的帮助下予以解决。首先要感谢叶翔老师对我的指导和督促，叶翔老师给我指出了正确的设计方向，使我加深了对知识的理解,同时也避免了在设计过程中少走弯路，叶翔老师的督促使我一直把毕

35、业设计放在心里，保证按质按量的完成；要感谢宿舍同学，是大家营造了良好的学习环境，在做设计的过程中互帮互助。还要感谢那些把借阅证让我借书的同学，使得我查阅资料非常方便；还要感谢李财军同学在我最需要电脑的时候给我提供电脑，使我能够按时完成毕业设计。大学生活至此划上了圆满的句号，在丽水职业技术学院这块土地上有众多莘莘学子辛勤的耕耘，在这块土地上我健康快乐的成长，我永远不会忘记可亲的同学，可敬的老师，我永远记得这片土地。十六、参考文献1机械设计手册机械工业出版社，2002年8月第2版；2机械工程师手册机械工业出版社，2002年11月第2版；3机械设计课程设计机械工业出版社，王旭、王积森主编，2004年6月第1版；4机械设计基础机械工业出版社，隋明阳主编，2004年8月第1版；5机械设计第七版）高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第7版；6简明机械设计手册同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第1版；7减速器选用手册化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第1版；8机械制图第四版）高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第4版。十七、附录1减速器装配图2箱体3主视图4左视图5俯视图6小齿轮7大齿轮8轴零件图9II轴零件图