《同軸式兩級圓柱齒輪減速器裝置設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《同軸式兩級圓柱齒輪減速器裝置設計（19頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

設計說明書課程名稱： 機 械 設 計 題目名稱：二級同軸式圓柱齒輪減速器裝置設計目 錄一、設計任務書 2二、系統(tǒng)總體方案設計 2三、設計步驟 21、原動機選擇 22. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 33. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 34. 齒輪的設計 45、從動軸及軸上零件的設計 106、箱體結構的設計 167.潤滑密封設計 17四 設計小結 18五 參考資料 18一、設計任務書要求設計一帶式運輸機傳動裝置1、式運輸機工作原理帶式運輸機傳動示意圖如圖 1-1 所示。2、已知條件： 1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度 35℃；2）使用折舊期：8 年；3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4）動力來源：電力，三相交流，電壓 380、220V；5）運輸帶速度允許誤差：±5%；6）制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。3、設計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力 F=2200N，運輸帶工作速度 v=1.1m/s，卷筒直徑D=240mm。 （注：運輸帶與卷筒之間及卷筒軸承的摩擦影響已經在 F 中考慮）4、傳動方案二級同軸式圓柱齒輪減速器5、設計任務減速器裝配圖一張；零件工作圖四張(齒輪、軸、箱體、箱蓋)；設計說明書一份。二、系統(tǒng)總體方案設計總體設計方案見圖如圖 1-2 所示圖 1-1 圖 1-2三、設計步驟1、原動機選擇總效率 ＝ × ×0.99＝0.98 其中 為齒輪的效率,231?na?298.03. 1?為滾動軸承的效率， 為聯(lián)軸器（齒輪為 7 級）的效率。2?輸出功率 P w=F×V=2200×1.1=2.42KW電動機所需工作功率為： Pd＝P w/ηa＝2.42/0.98＝2.47kW, 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為 Y100L1—4 的三相異步電動機，額定功率為 3KW 滿載轉速1430 r/min。?mn。2、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 （1） 總傳動比 mn /7.58r2401.3.6Dv106?????滾 筒滾 筒 ??由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n m/n＝1430/87,58＝16.3ai（2） 分配傳動裝置傳動比＝ ×ai12式中 分別為高低速齒輪的傳動比。2,在同軸式二級圓柱齒輪減速器中?21i?初步取 ＝4，則減速器傳動比為 ＝ ＝16.3/4＝4.075i1 a/根據(jù)各原則， =4 ， = 4.075 。2i3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1） 各軸轉速＝ ＝1430r/min?n電＝ ＝1430/4＝357.5r/minⅠ1/i＝ / ＝357.5/4.075=87.58 r/min2= =87.58r/minn（2） 各軸輸入功率＝ × ＝3×0.99＝2.97kWⅠPdp＝ × ×η2＝2.97×0.98×0.98＝2.85kW1＝ × ×η2＝2。85×0.98×0.98＝2.74kWn則各軸的輸出功率： ＝ ×0.98=2.91 kW?ⅠP＝ ×0.98=2.79 kW?＝ ×0.98=2.685kW?（3） 各軸輸入轉矩= × × N·m1Td0i1?電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3/1430=20.03 N·mdTmdnP所以: = × =19.83 N·mⅠd3＝ × × × =19.83×4×0.98×0.98=76.13N·mT1i2?＝ × × × =76.13×4.075×0.98×0.98=300.11N·m2輸出轉矩： ＝ ×0.98=19.43N·m?ⅠT＝ ×0.98=74.60 N·m?ⅠT＝ ×0.98=294.11N·m?運動和動力參數(shù)結果如下表：功率 P KW 轉矩 T Nm軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉速r/min電動機軸 3 20.03 14301 軸 2.97 2.91 19.83 19.43 14302 軸 2.85 2.79 76.13 74.60 357.53 軸 2.74 2.69 300.11 294.11 87.584 軸 87.584、齒輪的設計(使用壽命 Lh=360×16×8=46080h)1）高速級齒輪傳動的設計計算根據(jù)設計要求，選用直齒圓柱齒輪傳動。由于減速器的結構是同軸式二級減速器，所以兩級齒輪在齒數(shù)和模數(shù)應相等。在初步設計時考慮模數(shù)在2～4mm。而小齒輪的分度圓直徑不是很大，考慮他的強度要求，把小齒輪同軸放在一起加工，做成齒輪軸的形式。根據(jù)前面算出的軸的轉速、傳遞功率、扭矩及傳動比，用機械設計手冊軟件進行輔助設計① 材料選擇：高速級小齒輪選用 45 調質后表面淬火，硬度取值范圍為217～255 HBS，齒面硬度為 250 HBS；取小齒齒數(shù) =24，高速級大齒輪選用1Z45 調質處理，硬度取值范圍為 217～255 HBS，齒面硬度為220HBS，Z =i×Z =4.075×24=97.8 取 Z =9821 2② 齒輪精度輸送機為一般工作機器，速度不高，故按 GB/T10095－1998，選擇 7 級精度。2、初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計 2131 )][(2. HEdtt ZuTKd?????確定各參數(shù)的值:① 初選 =1.3；tK② 由教材表 10-7 選取齒寬系數(shù) .0；1?d?③ 由教材表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù) ；218.9MpZE④ 由教材圖 10-21d 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 ；MPaH501lim?? PaH4702lim??⑤ 計算應力循環(huán)次數(shù)N =60n j =60×1430×1×（16×360×8）=4.42×10 8h；1hLN = h2 88107.12.4??i⑥查教材圖 10-19 得：K =0.90 K =0.96??2??⑦齒輪的疲勞強度極限取失效概率為 1%,安全系數(shù) S=1,得:[ ] =H?1 MPaSHN49510.1lim??[ ] =2K2.76.2li3、設計計算①試算小齒輪的分度圓直徑 d ，代入 中較小的值。t1][H?2131 )][(2. HEdtt ZuTd????= m7.56).4189(.5074.5. 23 ?②計算圓周速度 ?ssⅠndt /3./06.106?????③計算齒寬 bb= mdt 7.56.1???④計算齒寬與高之比 。h模數(shù) zmtt 36.241齒高 mht 2.5.536.2???.0.57b⑤計算載荷系數(shù)根據(jù) ,7 級精度 , 由教材圖 10-8 查得動載系數(shù) K =1.15；smv/3.4? V直齒輪， ；1??FHK由教材表 10-2 查得使用系數(shù) ；A由教材表 10-4 用插值法得 7 級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，；312.??H由 ， 查教材圖 10-13 的6.0.57hb312.??HK38.1??FK故載荷系數(shù):K＝ K K K =1×1.15×1×1.312=1.5088AV??⑥按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d =d =56.7× =59.591ttk33.1508m⑦計算模數(shù) nm= z48.259.1?根據(jù)設計所得取 ，則 d1=2.5×24=60mm4、齒根彎曲疲勞強度設計彎曲強度的設計公式 )][(213FSdYZKTm????（1）確定公式內各計算數(shù)值①由教材圖 10-20c 查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪MPaFE3801??的彎曲疲勞強度極限 MPaFE320??②由教材圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù) ， ；87.01?FNK9.02?FN③計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4[ ] =F?1 14.2364.1??SFEN[ ] =2 7.05.92K④計算載荷系數(shù) KK＝ K K K =1×1.15×1×1.38＝1.587AV?H?F⑤查取齒形系數(shù) 和應力校正系數(shù)FaYSaY查教材表 10-5 得 齒形系數(shù) ＝2.65 ＝ 2.171F2Fa⑥查取應力校正系數(shù) ＝1.58 ＝1.781Sa2Sa⑦計算大小齒輪的 并加以比較][FY?0173.4.236581??Sa7][2FSaY?大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算①計算模數(shù) mmn 81.017.2417.58.43 ????對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可去由彎曲強度算得的模數(shù) 1.81，經圓整后再考慮其他的影響因素，可取 m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 d =59.59 來計算應有的齒數(shù)得：1圓整后取 z =24；z =4.075×24=97.8 圓整后取 z =9883.25.91?mdz 12 2②幾何尺寸計算計算大、小齒輪的分度圓直徑 mzd605.41???2892計算中心距 mda2.5146021???計算齒輪寬度 bd1??取 ，mB52低速級齒輪的基本參數(shù)與高速級的齒輪要相同，只是再取材上由所不同，以此來滿足傳動的強度要求，用機械設計手冊軟件版 3.0 進行輔助設計得到設計數(shù)據(jù)，整理如下表：高速級齒輪 低速級齒輪小齒輪 大齒輪 小齒輪 大齒輪傳遞功率 P/kw 2.85 2.74傳遞轉矩 T/ N·m 76.13 300.11轉速 n/r/min 1430 357.5 357.5 87.19傳動比 i 4 4.075齒面嚙合類型 軟硬齒面 軟硬齒面材料及熱處理45表面淬火45調質45表面淬火 37SiMn2MoV 調質模數(shù)/mm 2.5齒數(shù) Z 24 98 24 98齒寬系數(shù)Φd 1.00 0.222 1.00 0.222中心距 a/mm 152.5 152.5齒數(shù)比 4.125 4.125重合度 ε 1.72665 1.72665分度圓直徑d/mm 60 245 60 245齒根圓直徑 df/mm 53.7 241.25 53.7 241.25齒頂圓直徑 da/mm 65 252.5 65 252.5齒輪基本參數(shù)齒頂高 ha/mm 2.5 2.5 2.5 2.5齒根高 hf/mm 3.125 3.125 3.125 3.125齒頂壓力角αa/° 29.84 22.91 29.84 22.91分度圓弦齒厚 /mm 3.92 3.93 3.92 3.93分度圓弦齒高/mm 2.56 2.52 2.56 2.52固定弦齒厚/mm 3.47 3.47 3.47 3.47固定弦齒高/mm 1.87 1.87 1.87 1.87公法線跨齒數(shù) K 3 12 3 12公法線長度 Wk 19.29 88.34 19.29 88.34齒頂高系數(shù) ha* 1.00頂隙系數(shù) c* 0.25壓力角α/° 20齒距累積公差 Fp 0.04346 0.07900 0.04346 0.07900齒圈徑向跳動公差 F r 0.03568 0.05133 0.03568 0.05133公法線長度變動公差 F w 0.02885 0.03859 0.02885 0.03859齒距極限偏差 f pt(±) 0.01519 0.01699 0.01519 0.01699齒向公差 F β 0.01598 0.00630 0.01598 0.00630檢測項目中心距極限偏差 f a(±) 0.02953接觸強度極限應力 σHlim/MPa960 450 960 546.3強度校核 抗彎疲勞基 480 320 480 443.8本值 σFE/MPa接觸疲勞強度許用值 [σH]/MPa1339 627.7 1325.1 754.1彎曲疲勞強度許用值 [σF]/MPa611.1 407.4 611.1 565接觸強度計算應力 σH/MPa546 719.1數(shù)據(jù)彎曲疲勞強度計算應力 σF109.1 101.5 170.5 158.7載荷類型 靜強度圓周力 F t/N 1914.333 7651.667齒輪線速度 V 4.587 1.113使用系數(shù) Ka 1.00 動載系數(shù) Kv 1.845齒向載荷分布系數(shù) K Hβ 1.000齒間載荷分布系數(shù) KHα 1.318強度校核相關系數(shù) 應力校正系數(shù) Y sa 1.57832 1.78953 復合齒形系數(shù) Y fs 4.2454 3.950875、從動軸及軸上零件的設計 （1）低速軸和軸上滾動軸承以及鍵連接的設計由前面計算可得 =300.11N·m =2.74kw =87.19r/minⅠTⅠPⅠn①、求作用在齒輪上的力已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =2452dm圓周力 Ft=7651.667(N)所以 F =t?23dTN657.41305.??F = Frt 35.2980tan.7an???Fn= Nt 49.7820cos65.413???F =0Na圓周力 F ，徑向力 F 如圖示 :t r|?②、初步確定軸的最小直徑按課本 15-3 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 40Cr,調質處理。由于軸的轉速較低，根據(jù)教材取 ，大齒輪用平鍵安裝，所以在計算時應10?oA在原來的數(shù)值上，軸徑增大 5%～7%，所以最小直徑應乘以 1.05，則軸的最小直徑 mnPdo 09.487.120.10. 33min ???③、聯(lián)軸器的選擇輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器合理連接,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查教材表 14-1,選取 3.1?AKmNTca ???672.190.計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查《機械設計手冊》選取 LX4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 2500 ,聯(lián)軸器的孔徑選取 50mm，軸孔長度mN?L=84mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L1=112mm。④、低速軸聯(lián)軸器上鍵的選擇和計算選取平頭平鍵，材料取 45 號鋼，按靜載荷計算取 =140MPa。據(jù)裝聯(lián)軸??p?器處 d=50mm，可取鍵寬 b=14，鍵高 h=9。取 L=64mm。鍵的工作長度 l=L=64mm，接觸高度 k=0.5h=4.5mm。 ??MPaPakldT pp 14042.175064.3210 ???????故合適。標記為：GB/T 1096 鍵 B14×9×64 ⑤、根據(jù)軸向定位的要求確定低速軸的各段直徑和長度由上知 d1-2=50mm 為了滿足聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,軸 1—2 段右端需要制出一軸肩,故取直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度m532??L1=112mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故 1—2段的長度應比 L1略短一些，現(xiàn)取 l1-2= L1=84mm。⑥、滾動軸承的選擇。因軸只受到徑向力和圓周力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) ,在機械設計手冊中初步選取 6211 型軸承，其尺寸為md532??。故 d2-3=d6-7 =55mm。軸承采用套筒和端蓋進行BD210??軸向定位。其尺寸根據(jù)箱體確定，這里取 。取套筒寬度為 14.5mm，ml6732??為了使齒輪可靠地壓緊套筒端面，此軸段應略高于套筒的高度，取二者的高度差為 2mm，則 。取安裝齒輪處的軸段 d4-5=64mm，已知齒輪l5.164243???的齒寬為 55mm,為了保證鍵的連接強度,取輪轂寬度為 60mm，所以 l4-5=58mm。 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高 h﹥0.07d=4.48，取 h=6mm,則軸環(huán)處的直徑d5-6=76mm。軸環(huán)寬度 b≥1.4h，取 。最右端取軸承寬度，即ml1065?。ml2176??軸的結構與裝配圖如下所示對于輸入軸 和中間軸，其設計方法類似。⑦、大齒輪上鍵的選擇和計算選取平頭平鍵，材料取 45 號鋼，按靜載荷取 =140MPa。據(jù) d=64mm，可??p?取鍵寬 b=18，鍵高 h=11。取 L=52mm。鍵的工作長度 l=L=52mm，接觸高度k=0.5h=5.5mm。校核其強度 ??MPaPaKldT pp 140274.10652.3012 ???????符合強度要求，故合適。標記為：GB/T 1096 鍵 B18×11×52。⑧、軸上的載荷分析 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,查《機械設計手冊》 ，對于深溝球軸承,支點取軸承的中心。;98mlA?;5lB?;5.0mlC?NFltCNH 72348.167.431 ??ltB 9.65.0.2lrCNV 3.12.3.26981 ????NFlrB 7.40652 mMNH ?1674131lVv ???.39.9m???25.413865.040522從結構圖以及彎矩合扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的 C 處的 、HM及 的值列于下表中：VM載荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNN72.35481?962 NFN63.129?V740彎矩 M mH?.0 mv?5.總彎矩 ????2.138965.7014.522扭矩 T NT?3⑨、按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力6.0??= =ca?WTM232)(????MPa3.26641.09702453???軸材料為 40Cr，調質處理，其[ ]=70MP 26.3MPa，所以此軸安全。??a⑩、精確校核軸的疲勞強度⑴、判斷危險截面|?截面 1,A,2 只受扭矩作用。所以 1，A，2 無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面 B 和 D 處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面 C 上的應力最大。截面 B 的應力集中的影響和截面 D 的相近,不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核。截面 C 上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里軸的直徑最大,故 C 截面也不必做強度校核,截面 5、6、7 顯然更加不必要做強度校核。由第 3 章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而,該軸只需校核截面 4 左右兩側即可。⑵、截面 4 左側。抗彎系數(shù) W=0.1 =3d3321601.0m??抗扭系數(shù) =0.2 =0.2TW4截面 4 左側的彎矩 M 為 mN?????2037458.截面 4 左側的扭矩 為 =30011033N?截面上的彎曲應力 ?Wb?Pa4.921607截面上的扭轉應力= =T?3M.4軸的材料為 40Cr，調質處理。查表 15-1 得：aBP75??aP351???aMP201???因 dr0.62dD7.64查教材表，經插值后得2.0 =1.31?????又查教材圖得軸的材料的敏性系數(shù)為， =0.87；85.0q?故有效應力集中系數(shù)為85.1)0.2(85.1)(1???????????k 737??q尺寸系數(shù) ，扭轉尺寸系數(shù)6.0?? 3.??軸按磨削加工，則表面質量系數(shù)為 910???綜合系數(shù) K =? 82.19.068.51?????????kK =? 63.27?合金鋼的特性系數(shù) ，取 0.2Ⅰ???，取 0.115.0?安全系數(shù) caSS =????maK?1 3.02.4398.2???S =?tak1 95.116.?= ≥S=2.5 故它是安全的ca 46.895.03.222??????（3）、截面 4 右側抗彎系數(shù) W=0.1 = 0.1 =262143d3?3m抗扭系數(shù) =0.2 =0.2 =52429TW64截面 4 的右側的彎矩 M 為 mN??????20374582.10截面 7 的下側的扭矩 為 3T=3001103?截面上的彎曲應力 ?WMb?Pa7.26140截面上的扭轉應力= =T?35.9因此處為過盈配合，查表用差值法得 23.???k取 584.23.08.??????k又由上知 91.??綜合系數(shù) K =? 3.19.023.1?????????kK =? 68.2.584.?安全系數(shù) caSS =? 7.1302.73.1 ??????ma?S =? .85.68.21tak?= ≥S=2.5 ca 0.7.7.13222???????故該軸在截面 4 右側的強度也是足夠的。6、箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT150）制成。1、機體有足夠的剛度在機體凸起的地方加肋，增強了軸承座剛度2、考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于 12m/s，故采用浸油潤油。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為要高。3、機體結構有良好的工藝性。鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便。4、對附件設計油標：油標位置應在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，密封性要好，以防油從游標中溢出。由于機器工作在工地上,而且用來攪拌水泥,所以不需要視孔;對于放油孔也是不需要的,因為底座上裝的有螺絲用來方便拆卸的,因此也可以用做放油孔,節(jié)省了材料和減少加工的麻煩.類似的吊環(huán)之類的附件也不需要,沒有實際的意義,因為傳動裝置是固定在支架上了,不需要單獨的移動,所以省略掉吊環(huán)裝置.減速器機體結構尺寸如下：名稱 符號 計算公式 計算結果 取值箱座壁厚 ?83025.???a?6.84mm 10mm箱蓋壁厚 1?8302.1???a?6.08mm 10mm箱蓋凸緣厚度 b15?b15mm 15mm箱座凸緣厚度 .15mm 15mm箱座底凸緣厚度 22?25mm 25mm地腳螺釘直徑 fd1036.?af 17.54mm 18mm地腳螺釘數(shù)目 n時5?4?n4軸承旁連接螺栓直徑 1dfd7.01?13.15mm 16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 2 f)6.~5(2 9mm 10mm軸承端蓋螺釘直徑 3dfd.043?8mm 8mm定位銷直徑 2)8.~7(8mm 8mm連接螺栓 的間2d距l(xiāng)015200mm視孔蓋螺釘直徑 4dfd)4.~3(4?7.2mm 8mm， ， 至fd12外機壁距離1C查機械課程設計指導書 24mm， 至凸緣f2邊緣距離2查機械課程設計指導書 22mm外箱壁至軸承座端面距離 1l= + +（8～12）1lC2 436.5mm大齒輪頂圓與內箱壁距離 1??.? 112mm齒輪端面與內箱壁距離 2110mm箱蓋、箱座肋厚 21m、 ?85.021?8.5mmM12.75mm7、潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于閉式的，且傳速較低，v﹤12m/s，所以采用浸油潤滑。潤滑油選用 L-AN15，裝至規(guī)定高度。H=30mm =10mm1h所以油的深度為 H+ =30+10=40mm1密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為。密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，并勻均布置，保證部分面處的密封性。四、設計小結機械設計課程設計是培養(yǎng)學生機械設計能力的技術基礎課，本次機械設計的課程設計主要有以下收獲：通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握了機械設計的一般規(guī)律，樹立了正確的設計思想。學會從機器功能的要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算部件的工作能力，確定其尺寸，形狀，結構以及材料，并考慮制造工藝，使用和維護，經濟和安全問題，培養(yǎng)機械設計能力，過課程設計，學習運用標準，規(guī)范，手冊，圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用能力，培養(yǎng)機械設計的基本技能和獲取相關信息的能力。五 參考文獻[1]吳宗，澤羅圣國.機械設計課程設計手冊[M].2 版.北京：高等教育出版社，2006[2]濮良貴，紀名剛.機械設計[M]7 版.北京.高等教育出版社.2008[3]吳宗澤.機械零件設計手冊[M]北京.機械工業(yè)出版社.2004[4]潘淑清.幾何精度規(guī)范學[M]北京.北京理工大學出版社.2003