二级圆柱齿轮减速器课程设计.doc

机械设计课程设计
说 明 书

设计题目：双级圆柱齿轮减速器
设 计 者：
学 号：
指导老师：
学 院: 机械科学与工程学院
班 级:

目 录

一、 传动方案选择……………………………………………………… 2
二、 电动机选择………………………………………………………… 3
三、 总传动计算比及各级的传动比分派……………………………… 4
四、 传动装置的运动和动力参数……………………………………… 5
五、 链传动设计................................................................................ 6
六、 斜齿圆柱传动设计及校核........................................................... 8
七、 轴的机构设计及校核 ………………………………………………17
八、 滚动轴承的选择及校核 ……………………………………………29
九、 联轴器的选择及校核 ………………………………………………35
十、 键的选择及校核…………………………………………………… 36
十一、润滑与密封………………………………………………………… 37
十二、箱体的结构设计…………………………………………………… 38
十三、设计小结…………………………………………………………… 40
十四、参考文献………………………………………………………………41

设计计算及说明
结果
一、 传动方案选择
机械设计课程设计题目：设计带式运送机装置中的双级圆柱齿轮减速器

设计数据： 带的最大拉力F=5200牛；
带的工作速度V=0.45米/秒；
滚筒直径D=450毫米；
传动比允许误差i=4%；

生产规模：中小批量生产；
工作环境：多尘；
载荷特性：轻振；
工作期限：8年，2班制。

为了拟定传动方案，根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为

若选用转速为1500r/min或1000r/min的电动机，可估算出传动装置的总传动比为78.53或52.36。根据此传动比及工作机处在多尘工作环境，拟定以下传动方案，如下图所示。

该方案尺寸紧凑，并且链传动能适应恶劣环境。

带的最大拉力F=5200牛；

带的工作速度V=0.45米/秒;

传动比允许误差i=4%；

减速器加链传动的传动方案

设计计算及说明
结果
二、 选择电动机
1、电动机类型选择
根据电源及工作机工作条件，选用Y型三相交流异步电动机。

2、电动机功率的选择
1）、工作机所需功率

2）、电动机输出功率为

传动装置的总效率
式中、、、、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、开始滚子链传动、滚筒的效率。查《机械设计课程设计》表2-2得：=0.99，=0.97，=0.99，=0.92。=0.96，则传动总效率为

=
故 =
根据电动机输出功率，查表选择电动机的额定功率

3）、电动机转速的选择
选择常用的同步转速为1500r/min或1000r/min两种。
根据电动机所需功率和同步转速，查表可知，电动机的型号为Y1121M-4和Y132M1-6。两种电动机的数据和总传动比下表所示。

设计计算及说明
结果

方案号
电动机型号
额定功率/kw
同步转速/(r/min)
满载转速/(r/min)
总传动比
1
Y1121M-4
4.0
1500
1440
78.53
2
Y132M1-6
4.0
1000
960
52.36

由上表可知，方案1中虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理分派传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，即电动机型号 Y132M1-6。查表知，该电动机的中心高H=132mm，轴外伸轴径为38mm，轴外伸长度为80mm。

三、计算总传动比及分派各级的传动比
1、传动装置总传动比

2、分派各级传动比
取链传动的传动比为，则两级减速器的总传动比为

设两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为，低速级齿轮传
动比为，则：

电动机型号为Y132M1-6。

H=132mm
D=38mm
E=80mm

设计计算及说明
结果
四、传动装置的运动和动力参数
1、各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴，则各轴转速分别为：

2、各轴输入功率

3、各轴转矩

设计计算及说明
结果
4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示：

轴号
1
2
3
4
转速r/min
960
201.55
55.01
55.01
功率kW
2.991
2.872
2.758
2.703
转矩
29.754
136.083
478.802
469.254

五、链传动设计

已知: 积极轮的输入功率为P=2.703kW，积极轮转速为，传动比i=3，从动轮转速为，载荷有轻微震动，链传动中心距不小于500mm，中心距可调。

（1） 选择链轮齿数

（2） 拟定计算功率
取，则
（3） 初定中心距，取定链节数
=（30~50）p，取=40p
故

取=114节

小链轮齿数
大链轮齿数75

链节数为114
设计计算及说明
结果
（1） 拟定链节距p
查表知，

由图5-15选滚子链型号为16A，链节距p=25.4mm.

（2） 拟定链长和中心距
链长 L=
中心距

中心距a>550mm，符合设计规定。

中心距的调整量一般应大于2p，即

则实际中心距

（3） 静强度校核
链速
因链速为v<0.6m/s的低速链传动，其失效形式重要是链条受静力拉断，故应进行静强度校核。
工作拉力
查表知，单排链的极限拉伸载荷Q=55600N
静强度安全系数

故静强度符合规定。

（4） 选择润滑方式
根据链速v=0.582m/s，链节距p=25.4mm。查图知，该链传动应当选择滴油润滑。

设计结果：滚子链型号16A-2x114GB124.3-83，链轮齿数Z1=25，
Z2=75，中心距=736.04mm

六、斜齿圆柱齿轮传动设计

(一)高速级齿轮设计

1.使用条件分析
传递功率
积极轮转速
齿数比 u=4.4.763
工作条件 单向运转，轻震，天天工作16小时
转矩
属于中速、轻载，重要性和可靠性规定一般的齿轮传动

2.选择齿轮材料及热解决方式
（1）选用软齿面齿轮传动
（2）小齿轮：钢40Cr，调质解决，硬度为；
大齿轮：45号钢，调质解决，硬度为；

滚子链型号为16A，链节距25.4mm

链长2.9mm

中心距786.84mm

实际中心距736.04mm
设计计算及说明
结果
3.计算许用应力
（1）拟定极限应力
齿面硬度：小齿轮按260HBS，大齿轮按230HBS。
根据《机械设计》图3-16和3-17查得，；，。

（2）计算应力循环次数N，拟定寿命系数

查得

（3）计算许用应力
由表3-4取，
则有

4.初定齿轮的基本参数
选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度；
初选参数为

接触强度计算寿命系数：

弯曲强度计算寿命系数：

615MPa

580MPa

=362.9MPa

=314.3MPa

143
设计计算及说明
结果

5.初算齿轮的重要尺寸
由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。
拟定系数：

齿轮的分度圆直径

=37.076mm
模数
中心距

模数

中心距180mm
设计计算及说明
结果
修改螺旋角

则分度圆直径
齿宽

6.验算轮齿弯曲强度条件
当量齿数
又查表得
取
则弯曲应力

=83.86MPa<

故弯曲强度满足规定

设计结果：
中心距a=180mm，模数m=2mm，螺旋角β=16.0313

齿数
分度圆直径/mm
齿宽/mm
齿顶圆直径/mm
全齿高/mm
齿根圆直径/mm
小齿轮
30
62.428
64
66.517
4.5
57.517
大齿轮
143
297.572
58
301.997
4.5
292.997

(二)低速级齿轮设计

1.使用条件分析
传递功率
积极轮转速
齿数比 u=3.664
工作条件 单向运转，轻微震动，天天工作16小时

螺旋角

分度圆直径
=62.428mm
=297.572mm

齿宽

设计计算及说明
结果
转矩：
属于中速、轻载，重要性和可靠性规定一般的齿轮传动

2.选择齿轮材料及热解决方式
（1）选用软齿面齿轮传动
（2）小齿轮：钢40Cr，调质解决，硬度为；
大齿轮：45号钢，调质解决，硬度为；

3.计算许用应力
（1）拟定极限应力
齿面硬度：小齿轮按260HBS，大齿轮按230HBS。
根据《机械设计》图3-16和3-17查得，；，。
（2）计算应力循环次数N，拟定寿命系数

查得
（3）计算许用应力
由表3-4取，
则有

设计计算及说明
结果

4.初定齿轮的基本参数
选择齿轮类型为斜齿圆柱齿轮，8级精度；
初选参数为

5.初算齿轮的重要尺寸
由于是软齿轮，按齿面接触疲劳强度设计。
拟定系数：

齿轮的分度圆直径

模数

96

设计计算及说明
结果
中心距

修改螺旋角

则分度圆直径
齿宽

6.验算轮齿弯曲强度条件
当量齿数
又查表得
取

中心距190mm

分度圆直径：

设计计算及说明
结果
则弯曲应力

=92.1MPa<

故弯曲强度满足规定

设计结果：
中心距a=190mm，模数m=3mm，螺旋角β=

齿数
分度圆直径/mm
齿宽/mm
齿顶圆直径/mm
全齿高/mm
齿根圆直径/mm
小齿轮
26
80.984
80
86.984
6.75
73.484
大齿轮
96
299.016
74
305.016
6.75
291.516

设计计算及说明
结果
七、 轴的结构设计及校核

（一） 高速轴的设计及校核
1） 选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质解决，其机械性能查表得:
2) 初步计算轴径
选c=110,
考虑到轴端装联轴器需要开键槽,将其轴径增长,故取轴的直径应大于20mm.
3) 轴的结构设计
按工作规定,轴上所支撑的零件重要有齿轮、联轴器及滚动轴承。
由于齿轮满足，故可以做成齿轮轴；
轴端联轴器选用弹性柱销联轴器；
根据轴的受力选用7209C角接触球轴承，其尺寸。
根据轴上零件的定位、加工规定及不同零件的装配方案，参考轴的结构设计的基本规定，可拟定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右端装入，挡油盘及左端滚动轴承从轴的左端装入。

轴的材料为45号钢

轴的直径应大于20mm

选用弹性柱销联轴器

7209C角接触球轴承，其尺寸45*85*19
设计计算及说明
结果

4）按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力互相抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。
2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。
（1）画受力简图
如图所示

（2）轴上受力分析
轴传递的转矩：

齿轮上的圆周力：

齿轮上的径向力：

齿轮上的轴向力：

（3）计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：

垂直面内支反力：

设计计算及说明
结果

（5） 计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按进行弯矩合成，并画转矩图。
（6） 计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取，则

按计算，并画当量弯矩图。
（7） 校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。
由图可知，该处的当量弯矩为

抗弯截面系数：

所以，

小于，故安全。
（4） 按安全系数校核
（1） 判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。
（2） 疲劳强度校核
a. 危险截面上的应力：
弯曲应力幅：

扭转应力幅：

弯曲平均应力：
扭转平均应力：
b. 材料的疲劳极限：根据，查表得
c. 应力集中系数：查表得

d. 表面状态系数及尺寸系数：查表得

e. 分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：

故安全。

（二） 高速轴的设计及校核
1） 选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质解决，其机械性能查表得:
2) 初步计算轴径
选c=110,

3) 轴的结构设计
按工作规定,轴上所支撑的零件重要有齿轮及滚动轴承。
由于低速级小齿轮满足，故可以做成齿轮轴；
根据轴的受力选用7210C角接触球轴承，其尺寸。
根据轴上零件的定位、加工规定及不同零件的装配方案，参考轴的结构设计的基本规定，可拟定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。该结构形式，低速级大齿轮、套筒及左端轴承分别从轴的坐端装入，右端滚动轴承从轴的右端装入。

4）按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力互相抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。
2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。
（1）画受力简图
如图所示

（2）轴上受力分析
a.高速轴大齿轮处轴上受力分析
轴传递的转矩：

一对相啮合的齿轮，积极轮与从动轮上的各力均相应等值、反向。
所以有，
齿轮上的圆周力：

齿轮上的径向力：

齿轮上的轴向力：

b.低速轴小齿轮处轴上受力分析

齿轮上的圆周力：

齿轮上的径向力：

齿轮上的轴向力：

（3）计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：

垂直面内支反力：

（8） 计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按进行弯矩合成，并画转矩图。
（9） 计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取，则

按计算，并画当量弯矩图。
（10） 校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。
由图可知，该处的当量弯矩为

抗弯截面系数：

所以，

小于，故安全。
（5） 按安全系数校核
（3） 判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。
（4） 疲劳强度校核
a.危险截面上的应力：
弯曲应力幅：

扭转应力幅：

弯曲平均应力：
扭转平均应力：
b.材料的疲劳极限：根据，查表得
c.应力集中系数：查表得

d.表面状态系数及尺寸系数：查表得

e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：

故安全。

（三） 低速轴的设计及校核
1）选择轴的材料
选择轴的材料为45号钢，经调质解决，其机械性能查表得:
2) 初步计算轴径
选c=110,
考虑到轴端装联轴器需要开键槽,将其轴径增长,故取轴的直径应大于45mm.
3) 轴的结构设计
按工作规定,轴上所支撑的零件重要有齿轮、联轴器及滚动轴承。
轴端联轴器选用弹性柱销联轴器；
根据轴的受力选用7210C角接触球轴承，其尺寸。
根据轴上零件的定位、加工规定及不同零件的装配方案，参考轴的结构设计的基本规定，可拟定轴的各段尺寸，得到如下所示的轴结构。该结构形式，右端滚动轴承、端盖及联轴器分别从轴的右端装入，套筒、左端滚动轴承及端盖从轴的左端装入。

4）按弯扭合成校核
规定：1.齿轮旋向：考虑到使中速轴的轴承所受的两个轴向力互相抵消，取高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小齿轮为左旋，大齿轮为右旋。
2.轴旋转方向：规定高速轴的旋转方向箭头为从上到下。
（1）画受力简图
如图所示

（2）轴上受力分析
轴传递的转矩：

一对相啮合的齿轮，积极轮与从动轮上的各力均相应等值、反向。所以有，
齿轮上的圆周力：

齿轮上的径向力：

齿轮上的轴向力：

（3）计算作用轴上的支反力
水平面内支反力：

垂直面内支反力：

(4)计算轴的弯矩，并画弯转矩图
按进行弯矩合成，并画转矩图。
(5)计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取，则

按计算，并画当量弯矩图。
(6)校核轴的强度
取当量弯矩最大的地方为危险截面进行校核。
由图可知，该处的当量弯矩为

抗弯截面系数：

所以，

小于，故安全。
(7)按安全系数校核
（1） 判断危险截面
此处仍对当量弯矩最大的地方进行校核。
（2） 疲劳强度校核
a.危险截面上的应力：
弯曲应力幅：

扭转应力幅：

弯曲平均应力：
扭转平均应力：
b.材料的疲劳极限：根据，查表得
c.应力集中系数：查表得

d.表面状态系数及尺寸系数：查表得

e.分别考虑弯矩或扭矩作用时的安全系数：

故安全。

八、 滚动轴承的选择及校核

（1）高速轴轴承的选用与校核
高速轴轴承所受载荷有轻微震动，转速n=960r/min，受力情况如下图所示。轴颈直径d=45mm，规定使用寿命8年，两班制。

根据工况，初选轴承7209C。查机械设计手册，得

（1）计算派生轴向力
由高速轴的受力分析知，

查表得7209C型轴承的派生轴向力为：S=0.5Fr，则可求得轴承的派生轴向力分别为

（2）计算轴承所受的轴向载荷
由于
所以，
（3）计算当量动载荷
轴承I：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

轴承II：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

（4）轴承寿命计算
由于，故按轴承2计算轴承寿命：

显然，轴承寿命符合设计规定。

（2）中速轴轴承的选用与校核
中速轴轴承所受载荷有轻微震动，转速n=201.55r/min，受力情况如下图所示。轴颈直径d=50mm，规定使用寿命8年，两班制。

根据工况，初选轴承7210C。查机械设计手册，得

（1）计算派生轴向力
由高速轴的受力分析知，

查表得7210C型轴承的派生轴向力为：S=0.5Fr，则可求得轴承的派生轴向力分别为

（2）计算轴承所受的轴向载荷
由于
所以，
（3）计算当量动载荷
轴承I：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

轴承II：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

（4）轴承寿命计算
由于，故按轴承2计算轴承寿命：

显然，轴承寿命符合设计规定。

（2）低速轴轴承的选用与校核
中速轴轴承所受载荷有轻微震动，转速n=55.01r/min，受力情况如下图所示。轴颈直径d=50mm，规定使用寿命8年，两班制。

根据工况，初选轴承7210C。查机械设计手册，得

（1）计算派生轴向力
由高速轴的受力分析知，

查表得7210C型轴承的派生轴向力为：S=0.5Fr，则可求得轴承的派生轴向力分别为

（2）计算轴承所受的轴向载荷
由于
所以，
（3）计算当量动载荷
轴承I：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

轴承II：

查表，用线性插值法可求得：。

由查表，并用线性插值法求得：
由此得到，

（4）轴承寿命计算
由于，故按轴承2计算轴承寿命：

显然，轴承寿命符合设计规定。

九、 联轴器的选择及校核
（1）与减速器输入轴相连接的联轴器
该联轴器连接电动机和减速器输入轴，转速n=960r/min，转矩T=29.754N.m。电动机伸出端直径38mm。
由于轴的转速较高，载荷有轻微震动，宜选用缓冲性能较好，同时具有可移性的弹性联轴器。
名义转矩T=20.754N.mm
计算转矩
查手册选用弹性柱销联轴器：
GB/T 5014—1995
附HL3弹性柱销联轴器的技术参数为
许用扭矩：630N.m
许用转速：
（2）与减速器输出轴相连接的联轴器
该联轴器连接减速器输出轴和链轮的轴，转速n=55.01r/min，转矩T=479N.m。减速器伸出端直径40mm。
由于轴的转速较高，载荷有轻微震动，宜选用缓冲性能较好，同时具有可移性的弹性联轴器。
名义转矩T=20.754N.mm
计算转矩
查手册选用弹性柱销联轴器：
GB/T 5014—1995
附HL3弹性柱销联轴器的技术参数为
许用扭矩：1250N.m
许用转速：

十、 键的选择及校核
（1）键的选用
高速轴：A型 10×8×50；
中间轴：A型 16×10×50；
低速轴：与齿轮相联接，A型 18×11×63；
与联轴器相联接，A型 12×8×100.
（2）键的校核
由静连接
钢材料受轻度冲击载荷时许用挤压应力

；
（A型）；

故对高速轴上的键有：

所以高速轴上的键选用合格。
同理，其他键的校核结果如下表所示。
键
T/Nm
d/mm
l/mm
k/mm
σp/MP
结果
中速轴
136083
55
32
5
31
合格
低速轴1
478802
60
45
5.5
65
合格
低速轴2
496254
40
88
4
71
合格

十一、润滑与密封
1、 箱体内齿轮的润滑
在减速器中，齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度而定。
减速器的中速轴和高速轴的转速分别为，，，2个大齿轮的齿顶圆直径分别为，，。
又，故有
2个大齿轮的齿顶圆速度分别为

由《机械设计课程设计》表15-1查得闭式齿轮传动润滑油运动粘度的值。齿轮传动所需润滑油运动粘度为；低速级传动所需润滑油运动粘度为，故减速器齿轮润滑所需的平均润滑运动粘度为：

由《机械设计课程设计》表15-3查得选用中负荷工业齿轮油（GB/T 5903-95）代号为L-CK220的齿轮润滑油。
又由于各齿轮的速度均小于12m/s,故采用油池润滑。
2.轴承的润滑
由于减速器中浸油轮的圆周速度，故采用了飞溅润滑。
3.密封件的选用
由于密封处的轴表面的圆周速度较低，并且环境中多尘，故采用了J形橡胶油密封。

十二、箱体的结构设计
根据《机械设计课程设计》表5-1以及书后附表，拟定箱体的结构，具体尺寸见下表。
名称
符号
结构尺寸/mm
箱座壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度
b、b1、b2
12、12、20
箱座、箱盖上的肋厚
m、m1
7、7
轴承旁凸台的高度和半径
h、R1
100、20
轴承盖的外径
D2
116.25、116.25、122.5
地脚螺钉
直径与数目
df、n
20、6
通孔直径
d‘f
25
沉头座直径
D0
48
底座凸缘尺寸
c1min、c2min
30、25
轴承旁连接螺栓直径
d1
16
箱座、箱盖的连接螺栓直径
d2
10

1
通孔直径
d’
11 17.5
沉头座直径
D
22 33
凸缘尺寸

18 24
14 20
定位销直径
d
8
轴承盖螺钉直径
d3
10
视孔盖螺钉直径
d4
6
吊环螺钉直径
d5
20
箱体外壁至轴承盖端面的距离
l1
50
大齿轮顶圆与箱体内壁的距离
Δ1
10
齿轮断面与箱体内壁的距离
Δ2
10

十三、设计小结

为期三周的机械设计课程设计，到今天算是做完了。回顾这三周的时间，可以说是入大学以来最辛劳的一段日子，特别是最后一周没日没夜地计算、画图。辛劳着，快乐着，也收获着。
这次的课程设计是第一次接触这么大工作量的设计工作，刚开始感觉无从下手。在老师的指导下，在自学中，慢慢理清了头绪，清楚了应当从哪里开始，应当经历哪些环节才干达成最终的设计目的。面对这样一个设计量大的任务，前期的计算尤为重要。不仅要保证前期的计算准确，并且要算出一个较优的解。比如说轴承，可以有很多类型选择，但我们要选一个满足我们的设计规定，同时轴承寿命要大于减速器的使用寿命，但不能太大，以免导致浪费。
设计中，会发现的计算有瑕疵或结构布置不合理。现在觉得，作为一个设计者要多给自己提问题，为什么要这样做而不是那样，各有什么利弊。这样多提问一下自己，就能避免不少错误。我们要保证自己的每一步选择有理可依，特别是我们这些没有一点儿设计经验的人，不能主观臆断，要清楚每一步为什么要这么做。
本次专业课程设计让我获益非浅。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺陷，比如说箱体结构庞大，轴承寿命偏大，轴的强度有太多剩余，齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。设计中，指导教师元老师为我提供了多方面的帮助，对于存在的问题及时做出了解答，使我避免了很多错误，少走了许多弯路。

十四、参考文献
1、唐增宝、常建娥主编.《机械设计课程设计》.华中科技大学出版社 2023年
2、钟毅芳、吴昌林、唐增宝主编. 《机械设计》.华中科技大学出版社 2023年
3、杨家军主编.《机械原理》.华中科技大学出版社 2023年
4.钟家麒、钟晓颖编 .《工程图学》.高等教育出版社 2023年
5.谢铁邦、李柱、席宏卓主编. 《互换性与技术测量》.华中科技大学出版社.2023年

轴的材料为45号钢，经调质解决

选用7210C角接触球轴承，其尺寸50*90*20

高速级小齿轮为右旋，大齿轮为左旋；低速级小齿轮为左旋，大齿轮为右旋