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1、設 計 計 算 說 明 書論文題目： 帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器 學生姓名：學 號：學 校：專 業(yè)：班 級：指導教師：目錄一、題目及總體分析3二、各主要部件選擇4三.選擇電動機4四.分配傳動比5五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算5六、設計V帶傳動6七、設計高速級圓柱斜齒輪7八、設計低速級圓柱斜齒傳動11九、I軸（高速軸）、軸承及鍵的設計15十、II軸（中間軸）、軸承及鍵的設計19十一、III軸（輸出軸）、軸承及鍵的設計23十二、潤滑與密封27十三、箱體結(jié)構(gòu)尺寸27十四、主要附件及作用形式28十五、設計心得總結(jié)29十六、參考文獻30一、題目及總體分析設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器

2、，傳動裝置簡圖如下圖所示。 1、原始數(shù)據(jù) 工作級輸入轉(zhuǎn)矩T850(N.mm)運輸帶工作速度v1.45(m/s)運輸帶滾筒直徑D410mm2、工作條件 帶式輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動；輸送帶速度允許誤差土5，室內(nèi)工作，有粉塵；兩班制工作(每班按8h計算)，使用期限5年，大修期3年；在中小型機械廠小批量生產(chǎn)。 3、應完成的工作 1) 減速器裝配圖 1 張； 2）零件工作圖 2 張（從動軸、齒輪） ； 3）設計說明書 1 份。二、各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源考慮到經(jīng)濟成本和方便維修電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)斜齒輪傳動軸承此減速器軸承同時受軸向和徑向力圓錐滾子軸承聯(lián)軸器考慮到彈性柱

3、銷聯(lián)軸器裝拆方便，成本較低彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機功率工作機傳輸帶的拉力工作機所需有效功率為PwFV3.981.455.77KwV帶傳動效率為00.96圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.982圓錐滾子軸承傳動效率(3對)為20.99 3彈性聯(lián)軸器傳動效率(1個)取30.99輸送機滾筒效率為40.96電動機輸出有效功率為要求電動機輸出功率為Pd6.79Kw型號查得型號Y132M-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率：kW=7.5滿載轉(zhuǎn)速：r/min=1440選用型號Y132M-4封閉式三相

4、異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 總傳動比： 取帶傳動比： 取每對齒輪傳動比：，五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為 、 、 、 、 ；相鄰兩軸間

5、的傳動比分別為 、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為 、 、 、 。電機軸軸軸軸工作機軸功率P/KW6.796.516.326.136.01轉(zhuǎn)矩T/(Nm)4586.4323.886.7849.3轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440720186.4367.5867.58傳動比i23.862.761效率0.950.980.990.980.990.990.990.96六、設計V帶傳動目的過程分析結(jié)論1. 確定計算功率Pca：由工作情況知KA=1.1，故Pca=KAPd=1.16.79=7.46KW2. 選擇V帶的帶型：根據(jù)Pca、n0由圖8-7可確定選取A型帶3. 確定帶輪的基準直徑并演算帶速，由表

6、8-4和表8-8，取dd1=90mm,則帶速，帶速合適。dd2=ivdd1=180mm,圓整為dd2=180mm4. 確定v帶中心距a和基準長度Ld初定a0=350mm，由表8-3選帶的基準長度Ld=1600mm，5. 演算小帶輪上的包角6. 計算帶的根數(shù)z由dd1=90mm和n0=1440r/min,查表8-4a得P0=1.98KW,P0=0.22KW，k=0.95 , KL=1,所以，所以取4根7. 計算單根V帶的最小初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.07 kg/m,所以，應使帶的實際初拉力F0(F0)min8. 計算壓軸力Fp最小壓軸力為Ld=1600mmZ=4七、設計高速級

7、圓柱斜齒輪目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)1. 選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 選用8級精度3. 材料選擇。小齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，大齒輪材料為鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)125，大齒輪齒數(shù)2i13.8625=96.6,取Z2=97。選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由查圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由查圖得（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循

8、環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù),（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得按齒面接觸強度設計2. 計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)，取mn=3mn=3按齒根彎曲強度校核m確定計算參數(shù)K，T1，mn，d1同前 （）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù) （）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪

9、的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)按齒根彎曲強度校核（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，（）設計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.0.已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d1t=99.3mm來計算應有的齒數(shù)。于是有、 取Z1=35 取Z2=135齒數(shù)幾何尺寸計算1. 中心距 ， 圓整為a=175mm 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。2. 計算大、小齒輪的分度圓直徑3. 計算齒輪寬度圓整后取B2=70mm , B1=75mm中心距a=

10、175mm螺旋角分度圓直徑齒輪寬度B2=70mm , B1=75mm八、設計低速級圓柱斜齒傳動目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)1. 選用斜齒圓柱齒輪傳動2. 選用8級精度3. 材料選擇。小齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240，大齒輪材料為鋼（正火），硬度為200HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)125，大齒輪齒數(shù)2i168.97,取Z2=69。選取螺旋角。初選螺旋角按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由查圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由查圖得（）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查

11、得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由式得按齒面接觸強度設計2. 計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)，取mn=4mn=4按齒根彎曲強度校核m確定計算參數(shù)K，T1，mn，d1同前 （）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù) （）

12、查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)按齒根彎曲強度校核（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，（）設計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=3.0.已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓d1t=101.5mm來計算應有的齒數(shù)。于是有、 取33 取91齒數(shù)幾何尺寸計算4. 中心距 ， 圓整為a=192mm 因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。5. 計算大、小齒輪的分度圓直徑6. 計算齒輪

13、寬度圓整后取B2=105mm ， B1=110mm中心距a=192mm螺旋角分度圓直徑齒輪寬度B2=105mmB1=110mm九、I軸（高速軸）、軸承及鍵的設計目的過程分析結(jié)論高速軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計1. 已知條件：輸入軸上的功率，。2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取于是由式初步估算軸的最小直徑，軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%。4. 軸的結(jié)構(gòu)設計（）軸段1的設計 軸段1上安裝帶輪，此處設計應與聯(lián)軸器的設計同步進行。根據(jù)轉(zhuǎn)矩、軸直徑選聯(lián)軸器，型號為：聯(lián)軸器 LT4、GB/T

14、4323-2002。初定軸段1的直徑，軸段1的長度略小于聯(lián)軸器孔寬度62，取，鍵8650、GB/T 1096-2003。（2） 密封圈與軸段2的設計，帶輪用軸肩定位，取軸肩高度,由于該處的軸圓周速度均小于3m/s，可選用氈圈油封，查表，選取氈圈，故取段的直徑。（3）考慮到齒輪有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選用圓錐滾子軸承。取軸承為7307AC。軸段7的長度與軸承寬度相同,故 軸段6的長度與軸承寬度加擋油環(huán)寬度，故取( 4 )軸段4上安裝齒輪，齒輪分度圓直徑較小，設計成齒輪軸，長度等于齒輪寬度-2。畫草圖，軸其余長度根據(jù)II軸及總體布局長度適當調(diào)整。齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間

15、距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點的間距：l1=71，l2=187，l3=675. 軸的校核圓周力 ，方向與力的的作用點圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力 方向可以有左手法則確定外伸軸聯(lián)軸器收到的力等于大帶輪壓軸力，求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：F在a處產(chǎn)生的彎矩：軸向力較小，彎矩影響較小，暫不考慮，計算并繪制合成彎矩圖。求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系

16、數(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為一級小齒輪節(jié)圓直徑，軸的強度富裕量很大，忽略軸向力計算不會影響軸的安全，該軸是安全的。6. 軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本取取按最不利考慮，則有：軸承最大當量動載荷查軸承7307AC，C=33400則 因此所該軸承符合要求。7. 鍵的設計與校核: 根據(jù)定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材故軸段上采用鍵。采用A型普通鍵:鍵校核：查表得.故強度足夠。選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理鍵8650軸承為7307ACl1=7

17、1l2=187l3=67十、II軸（中間軸）、軸承及鍵的設計目的過程分析結(jié)論高速軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計1. 已知條件：輸入軸上的功率，小齒輪分度圓直徑d1=102.19mm，齒輪寬度2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本取，C=100。3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取， 。4. 軸的結(jié)構(gòu)設計段要裝配軸承，所以查手冊取，查手冊選用7308AC軸承，L1=B+=50。裝配低速級小齒輪，且取，因為要比齒輪孔長度少，。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3=13。裝配迪速級大齒輪，設計成齒輪軸， L4=

18、107。段要裝配軸承，所以查手冊取，選用7308AC軸承，L5=B+3+=45。齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點的間距：l1=66 l2=103 l3=825. 軸的校核圓周力 ，方向與力的的作用點圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力 方向可以有右手法則確定作用在2齒輪上的圓周力：徑向力：軸向力：方向分別與1齒輪相反。求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖：軸向力較小，彎矩影響較小，暫不考慮，計算并繪制合成彎矩圖。求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n

19、-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： m-m截面: n-n截面 由于，軸的強度富裕量很大，忽略軸向力計算不會影響軸的安全，所以該軸是安全的。6. 軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取考慮最不利的因素，查軸承7308AC，C=40200則，軸承使用壽命符合要求。7. 鍵的設計與校核：8. 鍵的設計與校核：已知，兩個鍵大小一樣，校核短鍵即可，鍵長60，因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為:選軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理軸承為7308AC

20、l1=66l2=103l3=82鍵 十一、III軸（輸出軸）、軸承及鍵的設計目的過程分析結(jié)論高速軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計1. 已知條件：輸入軸上的功率，2. 選擇軸的材料：因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由手冊選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理3. 初定軸的最小直徑：根據(jù)手冊，取于是由式初步估算軸的最小直徑，軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應增大3%5%。4. 聯(lián)軸器選型：根據(jù)扭矩及軸徑，查手冊，根據(jù)聯(lián)軸器型號LT8、GB/T 4323-2002。5. 軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)聯(lián)軸器尺寸，取為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則取第二段軸徑。查手冊，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取設計

21、軸段，安裝軸承，查手冊取70，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承7314AC。設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取設計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。設計軸及寬度b，使齒輪軸向定位，故取取確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定，軸頭長度， 其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距，取10mm，測量CAD草圖，可得軸上力作用點的間距：l1=76 l2=162 l3=99校核該軸和軸承求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。由于F=0，聯(lián)軸器無徑向力產(chǎn)生彎矩。齒輪圓周力 ，方向與力的的作用點圓周速度方向相反徑向力 ，方向由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向

22、力 方向可以有右手法則確定,齒輪4的作用力和主動齒輪3 的各個作用力大小相等，方向相反求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：求合成彎矩圖。求危險截面當量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本取取按最不利考慮,則有：軸承最大當量動載荷查軸承7314AC，C=100000則 因此所該軸承符合要求

23、。鍵的設計與校核：因為d1=55裝聯(lián)軸器，查課本選鍵為，查課本得因為L1=82初選鍵長為80，校核所以所選鍵為: ，裝齒輪查課本選鍵為，查課本得初選鍵長為90，校核所以所選鍵為:.選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理軸承為7314ACl1=76l2=162l3=99鍵鍵十二、潤滑與密封目的過程分析結(jié)論潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。I，II，III軸的速度因子，軸承可選用脂潤滑方式，查機械設計手冊可選用ZN3鈉基潤滑脂。 2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減

24、速器，齒輪選擇N220潤滑油潤滑十三、箱體結(jié)構(gòu)尺寸目的分析過程結(jié)論高速級中心距a1175mm低速級中心距a2192mm下箱座壁厚0.025a+38mm上箱座壁厚10.025a+38mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm箱座上的肋厚M7mm地腳螺栓直徑ddbM16底腳凸緣尺寸（扳手空間）L125mmL216mm地腳螺栓數(shù)目N6軸承旁連接螺栓直徑d1M12軸承旁連接螺栓通孔直徑d113mm剖分面凸緣尺寸C116mmC214mm上下箱連接螺栓直徑D2M10上下箱連接螺栓通孔直徑D211mm軸承蓋螺釘直徑D3M8檢查孔蓋連接螺栓直徑D4M

25、6圓錐定位銷直徑D58mm減速器中心高H185mm軸承端蓋外徑D2110mm，120mm，180mm大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離122mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離210mm十四、主要附件及作用形式計算項目計算及說明計算結(jié)果1 通氣器齒輪箱高速運轉(zhuǎn)時內(nèi)部氣體受熱膨脹，為保證箱體內(nèi)外所受壓力平衡，減小箱體所受負荷，設通氣器及時將箱內(nèi)高壓氣體排出。選用通氣器尺寸M161.52 窺視孔和視孔蓋 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油，在箱體頂部設有窺視孔。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用，在窺視孔上加設視孔蓋。取A=220mm 3 油標尺 為方便的檢查油面高度，保證傳動件的潤滑，將油面指示器設在低速級齒輪處油面

26、較穩(wěn)定的部位。 選用油標尺尺寸M164油塞為了排出油污，在減速器箱座最低部設置放油孔，并用油塞和封油墊將其住。選用油塞尺寸 M181.55定位銷 保證拆裝箱蓋時，箱蓋箱座安裝配合準確，且保持軸承孔的制造精度，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配兩個定位銷。GB117-86 8306 啟蓋螺釘 在箱體剖分面上涂有水玻璃，用于密封，為便于拆卸箱蓋，在箱蓋凸緣上設有啟蓋螺釘一個，擰動起蓋螺釘，就能頂開箱蓋。結(jié)構(gòu)參見減速器總裝圖，尺寸取M10257起吊裝置 減速器箱體沉重，采用起重裝置起吊，在箱蓋上鑄有吊耳。為搬運整個減速器，在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤十五、設計心得總結(jié)這次關于帶式運輸機上的展開式兩級減速器的課程

27、設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過三個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、互換性與技術(shù)測量、工程材料、機械設計課程設計等于一體。這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。十六、參考文獻1.機械設計課程第七版 濮良貴 紀名剛主編 高等教育出版社 2001年2.機械原理課程第六版 孫桓 陳作模主編 高等教育出版社2001年3.機械設計手冊修訂版 陳鐵鳴 王連明 王黎欽主編 哈爾濱工業(yè)大學出版社 2003年4.機械設計手冊（軟件版）R2.0數(shù)字化手冊系列（軟件版）編寫委員會編制 機械工業(yè)出版社 2003年5. 簡明機械零件設計實用手冊胡家秀 主編 機械工業(yè)出版社2003年6.機械設計課程設計李育錫 主編 高等教育出版社 2007年 7.減速器設計實例精解張春宜 主編 機械工業(yè)出版社 2010年30