机械设计课程设计：一级圆柱齿轮减速器

《机械设计课程设计：一级圆柱齿轮减速器》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计：一级圆柱齿轮减速器（26页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、机械设计课程设计机械设计课程设计一、传动方案拟定二、电动机的选择三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比四、传动装置的运动和动力设计五、普通V带的设计六、齿轮传动的设计七、传动轴的设计八、箱体的设计十、滚动轴承的设计十一、润滑和密封的设计十二、联轴器的设计十三、设计小结十四、参考文献设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，两班制（每班工作8小时），室内环境。减速器设计寿命为8年，大修期为3年，小批量生产。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度的齿轮；动力来源为三相交流电源的电压为380/220V；运输带速度允许误差：5%。原始数据：已知条件题号运输带拉力F（KN）2.3运

2、输带速度V（m/s）1.8卷筒直径D（mm）300计算过程及计算说明一、传动方案拟定:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动使用年限8年，工作为8h工作制，载荷较平1、工作条件： 稳，环境清洁。2、原始数据：传送带拉力F=2300N 带速 V=1.8m/s 滚筒直径D=300mm方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求， 同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工 况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机4.连轴器2.V带传动5.滚筒3.圆柱齿轮减速器6.运输带1、电动机类型和结构的选择：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

3、动机，其结构简 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)：P d=Pw/na由式(2)：Pw=FV/1000因此：Pd二FV/1000 na(kw)(KW)(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：门=n x门x门x门x门总 12345式中：门、门、门、门、门分别为带传动、轴承、齿轮传 12345动、联轴器和卷筒的传动效率。取门二 0.96 门=0.99 ,门=0.98，门=0.99贝贝门、=0.913所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000门=4.53KW总3、确定电动机转速卷筒工作转

4、速为：n 卷筒= 60X1000 V/（nD）=114.6r/min根据手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一 级减速器传动比范围I =36。取V带传动比11 =24。则总传动比理论范围为：Ia=6 24。故电动机转速的可选范为N d=I aXn 卷筒二687.62750.4r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/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）可见有三种Y系列三相异步电动机可用，分别为： Y132M-4、Y160M-6、Y160L-8，三者参数比较如下:型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min

5、）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩i尺寸Y132M-47.5150014402.22.2中Y160M-610009702.02.0中Y160L-87507202.02.0长综合考虑总传动比及尺寸大小，选取Y160M-6型此选定电动机型号为Y160M6型 ，其主要性能：具有高效，节能，启动转矩大，噪声低，可靠性高，使用维护方便 等性能三、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=nm/n 卷筒=960/114.6=8.38总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0Xi（式中i0、i分别为带传动和减速

6、器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1,取i0= 2.8 （普通V带i=24）因为：ia=i0Xi所以：i = ia/ i0= 3.0四、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I轴，11轴，以及i0,i1, 为相邻两轴间的传动比n01,n12, 为相邻两轴的传动效率P I, PII,为各轴的输入功率 （KW）TI, TII,为各轴的输入转矩 （Nm）nI,nII,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1、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转数：I 轴:n I =nm/ 10=960/2.8=3

7、42.86由指导书的表1得到：n 1=0.96n 2=0.99n 3=0.98n 4=0.99II轴：nil= n I / i1=342.86/3.0=114.29卷筒轴：nlll= nll=114.29(2) 计算各轴的功率：I 轴：PI =Pdxn01 二Pdxn 1=4.53X0.96=4.35II轴：PII= P Ixn12= PIxn2Xn3=4.35X0.99X0.98=4.22卷筒轴：PIII= PIIn23二 Plln2n4=4.22X0.99X0.99=4.14 计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550 - Pd/nm=45.06N - mI 轴：T I = T

8、di0.n01= Tdi0n1=121.12N - mII轴：TII= TIi1.n12= TIi1n2n4=356.13N - m卷筒轴输入轴转矩：t m= Tlln2n4i0为带传动传动比 i1为减速器传动比 滚动轴承的效率n 为 0.980.995 在 本设计中取=349.04N - m 计算各轴的输出功率：由于III轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P I=PIXn 轴承=4.35X0.98=4.26KWP，II= PIlXn 轴承=4.22 X 0.98=4.14KW计算各轴的输出转矩：由于III轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：TI= TIXn 轴承二121.1

9、2X0.98=118.70N - mT 11= TllXn 轴承二356.13X0.98=349.01Nm综合以上数据，得表如下:轴名功率P (KW)转矩T (N - m)转速n r/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.5345.069602.80.96I轴4.354.26121.12118.70342.863.00.98II轴4.224.14356.13349.01114.291.00.99卷筒轴4.144.06349.04336.25114.29五.V带的设计(1)选择普通V带型号由 PC=KAP=1.1X7.5=8.25 ( KW)根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型

10、交界线处，故A、B型两方案待定：方案1：取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n1 d1 (1- e )/n2=i d1 (1- e )=2.8 X 100 X (1-0.02)=274.4mm由表9-2 取d2=274mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%,故允许)带速验算：V=n1d1n/ (1000X60)由课本P134表 9-5 查得 KA=1.1由课本 P132 表9-2 得，推 荐的A型小带 轮基准直径为 75mm 125mm=960X100 n/ (1000X60)=5.024 m/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：0.7

11、- (d1+d2)WaOW2 - (d1+d2)0.7X(100+274)WaOW2X(100+274)262.08Wa0W748.8初定中心距aO-500，则带长为L0=2 a0+n. (d1+d2) + (d2-d1) 2/(4 - a0)-2X500+n(100+274) /2+ (274-100) 2/(4X500) =1602.32 mm由表9-3 选用Ld- 1400mm 的实际中心距a-a0+(Ld-L0)/2- 500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm验算小带轮上的包角a 1a 1-180-(d2-d1)X57.3/a-180(274 - 100)x 57.

12、3/ 398.84 =155.01 120合适确定带的根数Z-PC/ (P0+AP0) KLK a)-8.25/ (0.95 + 0.11) x 0.96x 0.95 )-8.53故要取9根A型V带计算轴上的压力由书9-18初拉力公式有F0-500 .PC.(2.5/Ka-1)/z c+q - V2-500x8.25x(2.5/0.95 1)/(7x5.02) + 0.17x5.022-195.63N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ-2 zF0. sin(a/2)-2x9x195.63xsin(155.01/2) = 3437.94N方案二：取B型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小

13、带轮d1=140mmd2=n1 - d1 (1- e )/n2=i d1 (1- e )=2.8 X 140X (1-0.02)=384.16mm由表9-2取d2=384mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%,故允许)带速验算：V=n1d1n / (1000X60)由机械设计书 表9-4查得 P0-0.95 由表9-6 查得 P0-0.11 由表9-7查得 Ka- 0.95 由表9-3得 KL-0.96由课本表9-2得， 推荐的B型小带轮 基准直径 125mm280mmSdS2嘛97.9=160.U12U合适-KL -HL=500 x 8.25 x (2.5 / 0.95 1)/ (3 x

14、7.03) + 0.17 x 7.03227.601=2x4x3=2580.98N更适=327.60N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2-z-DxS 综合各项数据比较得出方案由机械设计书 表9-4查得 P0=2.08 由表9-6查得 P0=0.30 由表9-7查得 K a =0.95 由表9-3查得 KL=1.00a=a0+(Ld-L0)/2=700+验算小带轮上的包：a 1=180-(d2-d1)X57.=180-(384-140)X57.确定带的根数Z=PC/ (P0+AP0)= 8.25/(2.08 + 0如)乂 1.00x0故取4根B型V带计算轴上的压力由书9-18的初拉力公式有

15、F0=500 - PC - (2.5/K a -1) /z c+q - v2J、妥一、M6W2 /=960X140 n/ (1000X60)=7.03 m/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：0.7 (d1+d2)Wa0W2 (d1+d2)0.7 X(140+384)Wa0W2X( 140+384)366.8 Wa0W 1048初定中心距a0=700，则带长为L0=2 a0+ n.(d1+d2) + (d2-d1) 2/(4 a0)=2 X 700+n(140+384) /2+ (384-140) 2/(4X700)=2244.2 mm由表9-3选用Ld=244 mm的实际中心

16、距.：、刁(2244-2244.2)/2=69.7；9富京:.角a1 3/adadh带轮示d意图，如下dk斜度1:25六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选硬齿面，小齿轮的材料为45号钢 调制，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度 为 200HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1= 20，u= 4.5Z2=Z1 - u=90取 Wa=0.3，则 Wd=0.5(i+1)=0.675(3) 按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1N确定各参数值、2J 载荷系数 查课本 表6-6取K=1.2小齿轮名义转矩

17、T1=9.55X 106XP/n= 9.55x 106 x4.35/342.86 = 1.21x10sn mm1材料弹性影响系数由课本 表 6-7 ZE=189.;MPaG区域系数ZH=2.5重合度系数e t=1.88-3.2 - (1/Z1+1/Z2)=1.88-3.2 X( 1/20+1/90) =1.69Z e =4 -1.69=0.773许用应力查课本图6-21 (a)0引.2 = 560MPaohJ = 610MPa查表6-8按一般可靠要求取SH=1则气飞】血1 610MPaH】(J气2乂血2 560MPaH取两式计算中的较小值，即aH = 560MPa于是日13jtU 12 Wd

18、u a H3 |2 1.2 1.18 105 4.5 1 189.8 2.5 0.77 2二V14.5560=52.82mm(4 )确定模数m=d1/Z152.82/20=2.641取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算a斜Ly Y a校核F bd m FS eF式中 小轮分度圆直径d1=m Z=3 x 20=60mm。齿轮啮合宽度b=Wdd1 =3 x 20=60mm复合齿轮系数YFS1=4.38 YFS2=3.95由重合度系数Y e =0.25+0.75/ e t=0.25+0.75/1.69=0.6938曲许用应力 查图6-22 (a)aFlim1=245MPa aFlim2

19、=220Mpa查表 6-8，取 SF=1.25a 当 196MP则 F1 Sf L25aa 红心竺 176MPF 2 SF1.25aY。计算大小齿轮的小并进行比较 a FYfs 1 = 438 = 0.02234 = 395 = 0.02244I。196。/2176Y yFS FS2-则F 疽2取较大值代入公式进行计算则有x 3.95 x 0.69382KTY Y _ 2x1.2xl.18x105bd m FS 2 e _ 60 x 60 x 4一1二53.90Mpa F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6）几何尺寸计算d1=m Z= 4 x 20 = 80 mmd2=m Z1= 4 x 90 =

20、 360 mma=m (Z1+Z2) = 4x(20 + 90)/2 = 220 mm b=60mm b2=60mm取小齿轮宽度b1=65mm(7)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度v=nd1n1/ (60X1000) =3.14X60X342.86/ (60X1000) = 1.08 m/s对照表6-5可知选择8级精度合适。七轴的设计：1, 齿轮轴的设计（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）PI的值为前 面第8页中给 出1, 5一滚动轴承2一轴3一齿轮轴的轮齿段4一套筒6一密封盖7一轴端挡圈8一轴承端盖9一带轮10一键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴

21、的输入功率为PI=4.35KW转速为 n I =342.86 r/min根据课本P205 (13-2)式，并查表13-2，取c=1154.35342.86=26.82mm(3)确定轴各段直径和长度。从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%,取D1=30mm，又带轮的宽度B=(Z-1) e+2 f =(4 - 1)x18 + 2 x 8 = 52 mm则第一段长度L1=60mm在刖面带轮的 计算中已经得 到Z=4其余的 数据手册得到D1=30mm L1=60mmD2=38mm L2=70mmD3=40mmL3=20mmD4= 48mm L4=10mmD5=66mmL5=6

22、5mmD6= 48mm L6=10mmD7=40mm L7=18mmFt=2016.65NmFr=734NmRA=RB= 1008.325NmRA =RB =367Nm。右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚 度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二 段的长度L2=70mm园右起第三段，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轴承，其尺寸为dXDX B=40 X 80 X 18，那么该段的直径为 D3=D3=40mm，长度为 L3=20mm&右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动

23、 轴承的内圈外径，取D4=D4=48mm，长度取L4=10mmMC=60.97NmMC1 = MC2 = 19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nma= 0.6MeC2=73.14Nm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径 为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则， 此段的直径为D5=66mm，长度为L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚 动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6=10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7= 中 40mm，长度 L7= 18mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向。小齿轮分

24、度圆直径：d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 = 1.21X 105Nmm园求圆周力：FtFt=2T /d = 2x 1.21x105/60 =2016.65N 22求径向力FrFr=Ft - tan a = 4033.3 x tan200=734NFt，Fr的方向如下图所示(5) 轴长支反力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 =1008.325N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA =RB =FrX62/124=367N(6) 画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC= RAx 62 =

25、62.52Nm垂直面的弯矩：MC1 = MC2 =RAX62=22.75Nm合成弯矩：M。】=Mc 2 =Mc 2 +、2 = J62.522 + 22.752 =66.53Nm(7) 画转矩图：T= FtXd1/2=61.02Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：MC2 =MC； + (a T)2 = 75.94Nm(9) 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。已知MeC2= 75.94Nm ,由课本 表13-1有:o-1=60Mpa贝贝。e= MeC2/W= M

26、eC2/(0.1 D43)= 75.94x 1000/(0.1 x483)=6.87 。-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：MD (aT)2 =(0.6x61)2 =36.6Nm。e= MD/W= MD/(0.1 D13)= 36.6x 1000/(0.1 x303)=13.56Nm 。-1所以确定的尺寸是安全的。受力图如下：。-1=60MpaMD= 36.6Nm输出轴的设计计算：(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1, 5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6密封盖7一键8一轴承端盖9一轴端挡圈10一半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255H

27、BS轴的输入功率为PII=4.22KW转速为 nll=114.29r/min根据P20513-2 )式，并查表13-2取c=115P4.22d N C _ = 115 x 3七 3114.29=38.29mm(3)确定轴各段直径和长度。从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则 轴应该增加5%，取中45mm，根据计算转矩TC=KAXTH=1.3X 356.13=462.97 查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ2 型柱销 联轴器，半联轴器长度为L1 = 84mm ,轴段长L1=L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取中52mm，根据轴承端盖的装拆及

28、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30mm，故取该段长为 L2=74mm园右起第三段，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6211型轴承，其尺寸为dXDD1=45mmL1=82mmD2=Q52mmL2= 54mmD3=55mmL3= 36mmXB=55 X 100 X 21，那么该段的直径为55mm ，长度为 L3=36mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直D4=60mm径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径L4=58mm取中60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段 长

29、度为L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的D5=66mm直径为D5=66mm,长度取L5=10mmL5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=中D6=55mm55mm，长度 L6=21mmL6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向。大齿轮分度圆直径：d1=270mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08X 105N - mmFt=3762.96NmFr= 1369.61Nm园求圆周力：FtFt=2T /d =2 X 5 . 08X 105/2 70=3 7 62 . 96NRA=RB22求径向力FrFr=Ft tana=3762.96Xtan2

30、00=1369.61N= 1881.48 NRA =RB(5)轴长支反力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。=684.81 NMC=116.65 Nm水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1881.48 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0 那么 RA =RB = FrX62/124= 684.81 NMC1 = MC2(6)画弯矩图=41.09 Nm右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MC= RAX62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1 = MC2 =RAX62=41.09 Nm 合成 弯矩：MC1=MC2M = M =JM 2 +

31、M 2 =J116.652+41.092 =i23 68Nm=123.68NmCiC 2 Y CC1(7) 画转矩图：T= FtXd2/2=508.0 Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：T=508.0 NmM c2 =Mc22 +(Q T)2 = J123.682 + (0.6?508)2 =328.94Nm(9)判断危险截面并验算强度a=0.6。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。已知MeC2=328.94Nm,由课本表13-1o-1=60Mpa贝贝。e=MeC2/W=MeC2/

32、(0.1 睥)二328.94x 1000/(0.1 x603) = 15.23 。-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：M = J(a T)2 = 0.6x 508.0 = 304.8尻。e= MD/W= MD/(0.1D13)二304.8X 1000/(0.1X453)=33.45 Nm =60n fP 60 x 342.86x( 1x 29500)3 = 2913133 233601.2 x 62.820.预期寿命足够.此轴承合格2. 输出轴的轴承设计计算(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=1369.61N(2)

33、求轴承应有的径向基本额定载荷值巾 f Pn ,60 T、11.2 x1369.61 ,60 x 114.291C一？ (L) =1x(1x 23360)e =7420.75Nt(3) 选择轴承型号查课本表11-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN由课本式11-3有L = 101GftC 序h 60n fP106/ 1x 43200x ()3 = 2646772.8 2336060 x 114.29 1.2 x1369.61.预期寿命足够.此轴承合格十一、密封和润滑的设计：1. 密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密 封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，

34、达到密封 的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡 灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2. 润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润 滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为 了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油， 所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能 形成将滑动表面完全分开的一

35、层薄膜。十二.联轴器的设计：(1) 类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不 高，故选用弹性柱销联。(2) 载荷计算计算转矩 TC=KA XTII = 1.3x 349.04 = 453.75Nm其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3(3) 型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n，查标准GB/T14-1选用LXZ2 型弹性柱销联，其额定转矩T= 1250Nm,许用转速n= 3750r/m , 故符合要求。十三、设计小结：机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练， 是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。(1) 通过这次机械设

36、计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先 修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力， 并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机 械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手 册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。十四、参考文献：机械设计课程设计大连理工大学出版社 刘莹主编机械设计基础清华大学出版社/北京交通大学出版社 邹培海银金光主 编2009年5月第1版机械设计基础第三版 高等教育出版社 陈立德主编2007年8月第3 版机械制图第三版 高等教育出版社 刘力 主编2008年4月第3版