一級減速器的課程設計

《一級減速器的課程設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《一級減速器的課程設計（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計課程設計 2013-2014第2學期 姓 名： 班 級： 學 號 指導教師 成 績： 日期： 年 月 目 錄 第一章

2、 設計課題3 第二章 計算過程及計算說明4 第三章 傳動零件的設計9 第四章 齒輪的設計 12 第五章 軸的設計 18 第六章 箱體結構設計25 第七章 鍵聯(lián)接設計 27 第八章 滾動軸承設計 29 第九章 密封和潤滑的設計 30 第十章 聯(lián)軸器的設計 31 第十一章 設計心得32 第十二章 參考文獻32 第一章 設計課題 設計一用于帶式運輸上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)單向工作，單向運轉載荷變化不大。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限10年，兩班制工作，運輸帶速度誤差為5%。 課程設計的內(nèi)容通常包括：確定傳動裝置的

3、總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯(lián)軸器、潤滑和聯(lián)結件的選擇及校核計算；箱體結構及其附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。 要求每個學生在設計中完成以下工作： ① 減速器裝配圖1張 ② 零件工作圖2-3張（傳動零件、軸、箱體等 ③ 設計說明書1份（6000字左右） 第二章 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 帶

4、式運輸機傳動方案 二、電動機選擇 Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù) 1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2.選擇電動機容量 選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率等于或稍大于工作機所需的電動機功率Pd，即 工作機所需電動機功率為 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η=η聯(lián)η軸承2η齒輪η帶 機械傳動和摩擦副的效率概略值

5、軸承：選用滾子軸承，η軸承=0.98 聯(lián)軸器：選用彈性聯(lián)軸器，η聯(lián)=0.99 齒輪：選用8級精度油潤滑，η齒輪=0.97 η帶=0.96 則：　η=0.990.9820.970.96 　　 =0.885 Pd=ＰＷ/η=5.6/0.885=6.33 KW 因此選定電動機型號為Y132M-4，額定功率7.5KW,滿載轉速1440r/min,同步轉速1000r/min. 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 1、傳動裝置總傳動比為: 而 2、分配各級傳動裝置傳動比 分配傳動比主要應考慮以下幾點

6、： 1). 各級傳動比均應在推薦范圍內(nèi)選取，不得超過最大值。 V帶傳動的單級傳動比常用值為4~2，最大值為7；圓柱齒輪傳動的單級傳動比常用值為5~3，最大值為8; （2）各級傳動零件應做到尺寸協(xié)調(diào)、結構勻稱，避免相互間發(fā)生碰撞或安裝不便; 初步選定: 3、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 電動機軸的輸出功率： 轉速為滿載轉速： 轉矩 帶傳動的輸入功率：， 主動軸的輸入功率=6.08kw =632r/min 主動軸承的轉速為=632r/min 齒輪的輸入功率、轉速和轉矩分別為 =5.96 kw =632r/min

7、 從動軸的輸入功率、轉速和轉矩分別為 =5.78 kw =210r/min 從動軸承的轉速為: =210r/min 聯(lián)軸器的輸入功率、轉速和轉矩分別為: =5.65kw =210r/min 設計與校核計算所需轉動裝置各部分的功率和轉速如表 帶傳動 主動軸 主動軸承 齒輪傳動 從動軸 從動軸承 聯(lián)軸器 輸入功率kw 6.33 6.08 5.96 5.78 5.65 輸出功率kw 1440 632 632 632 210 210 210 第三章 傳動零件的設計 一、V帶的

8、設計 1.確定計算功率 查表選取工作情況系數(shù) 2.選擇V帶帶型：根據(jù)選擇原則選擇A 型帶 3. 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 初選小帶輪的基準直徑為 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） =1440100π/（100060） =7.54 m/s 因為帶速V介于5~25m/s范圍內(nèi)，故合適 ，查表選取標準系列 4.確定V帶中心距a和基準長度 初選中心距 基準長度mm 查表選擇標準系列 實際中心距 中心距的變化范圍（435~499mm） 5.驗算小帶輪的包角 包角合適 6.計算帶的根數(shù)Z 查表得：單根V帶傳遞功率

9、 單根V帶功率的增量 帶長修正系數(shù) 包角修正系數(shù) 因此 ，所以取Z=6根 7.計算單根V帶的初拉力 (選取q=0.105kg/m) 8.計算壓軸力 9.帶輪設計 選用材料HT200 小帶輪結構：輪轂孔徑d= 小帶輪基準直徑 大帶輪基準直徑 所以小帶輪采用實心式結構，大帶輪使用腹板式。 帶輪示意圖如下 D105.55555555 D100mm B93mm L S1 S S2 dr dk dh d da L B S2

10、 第四章 齒輪的設計 已知條件：載荷變動不大，單向傳動。傳動比，小齒輪轉速，傳動功率p=5.96kw。 1. 選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) 類型：直齒圓柱齒輪，精度為7級精度 小齒輪材料選用40，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后，表面淬火，硬度范圍是（241~286HBS）,選取硬度260HBS. 大齒輪材料選取45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度選取240HBS. 壓力角選取標準值為; 初步選定小齒輪齒數(shù); 則大齒輪齒數(shù); 2. 按齒面接觸強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 ≥ a. 選取k=1.3

11、 b. 查表選取齒寬系數(shù)，區(qū)域系數(shù) 選取彈性影響系數(shù)； 就由下面的式子確定： c. 計算疲勞許用應力 由應力循環(huán)次數(shù) ； 經(jīng)查取疲勞強度壽命系數(shù), 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1 ,. 取和中的較小者為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即。 d. 試算小齒輪分度圓直徑 ≥=57.57mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 數(shù)據(jù)準備 圓周速度：v= 齒寬b ：b= a. 計算實際載荷系數(shù) 由表格查得使用系數(shù) =1; 根據(jù)v=1.94m/s,齒輪等級為7級精度， 選用動載系數(shù)1.07； 齒輪的圓周力：; 53

12、.4N＜100N; 查表得齒間載荷分配系數(shù)； 查表用插值法取齒向載荷分布系數(shù)； 由此得到實際載荷系數(shù)k==1.686 b. 按實際載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 =62.78mm，相應的齒輪模數(shù)m==3.3mm 3. 按齒根彎曲強度計算 a. 試算模數(shù)： b. 確定公式中的參數(shù) 試選1.3； 彎曲疲勞強度重合度系數(shù)由式子 0.702確定； 查表得齒形系數(shù)，； 應力修正系數(shù)，； 小齒輪與大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是： MPa ，MPa; 查得彎曲疲勞壽命系數(shù); 并取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4； ; 因為大齒輪的取值較大，所以取 c. 試

13、算模數(shù) =1.959； d. 調(diào)整齒輪模數(shù) 圓周速度v：， 齒寬b: 寬高比b/h: , b/h=37.22/4.41=8.44 e.計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.23m/s，7級精度，查得動載系數(shù) ，＞100N; 所以查表得齒間載荷分布系數(shù)； 由插值法得，結合b/h=8.44查得， 則 f.按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m mm, 對比齒面接觸疲勞強度和齒根接觸疲勞強度計算的模數(shù)，選取m=1.954 mm，并就近圓整為標準值m=2 mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)：

14、mm，取,, 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊。 4. 計算幾何尺寸 計算分度圓直徑： 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 齒輪寬度，考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪齒寬略微加寬（5~10mm），故取 壓力角選取，變?yōu)橄禂?shù) 5. 齒輪的強度校核 a.觸疲勞強度校核： ,在前面的計算中各個參數(shù)的數(shù)值已經(jīng)給出，這里直接給出驗算結果： ＜532MPa 所以接觸疲勞強度滿足要求。 c. 齒根彎曲疲勞強度 做法類似，這里僅給出計算結果 ，所以＜,＜ 齒根彎曲疲勞強度滿足強度，

15、并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度破壞的能力稍大于大齒輪。 第五章 軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪軸的輪齒段 4—套筒 6—密封蓋 7—軸端擋圈 8—軸承端蓋 9—帶輪 10—鍵 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為P=6.08kw 轉速為 =632r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取 =110 ≥ 由于軸上開了一個鍵槽，故應適當

16、加大軸徑， =24.5mm (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（6-1）15+29=93mm 則第一段長度L1=100mm 右起第二段直徑取= 根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為 =40mm，長度為L3=20mm 右起第四段，

17、為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 =48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為68mm，分度圓直徑為64mm，齒輪的寬度為64mm，則此段的直徑為mm，長度為L5=72mm。 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=Φ48mm，長度取L6= 10mm。 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm。 (4)求齒輪上作用力的大小 小齒輪分度圓直徑：d1=64mm, 作用在齒輪上的轉矩為： =9.187N.mm 求圓周力 ：

18、=2T2/d2=29.187105/64=2870N 求徑向力 =tanα=1045N （5）計算軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置: 水平面的支反力： = =Ft/2 =1435 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么 = =Fr/2=525.5 N (6)計算彎矩 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩： =55=78.92 Nm 垂直面的彎矩： = =55=28.90 Nm 合成彎矩： （7）計算轉矩： T= Ftd1/2=91.84 Nm （8）當量彎矩 因

19、為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以該剖面為危險截面。 已知M=100.5Nm ,查表得［σ-1］=60Mpa 則：σe= M/W= M/(0.13) =100.51000/(0.1483)=9.09 Nm<［σ-1］ 右起第一段處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= M/W= M/(0.13) =55.11000/(0.1253)=35.3 MPa<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 二、 輸

20、出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為P=5.78 KW，轉速為=210 r/min 轉矩 初步確定軸的最小直徑：取=110 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取35mm，根據(jù)計算轉矩TC=KAT=1.3263=341.9Nm，查標準GB/T 5014—2

21、003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度為L1=84mm,軸段長l1=82mm 右起第二段,考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求,該段的直徑取42mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為l2=74mm. 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為dDB=458519，那么該段的直徑為45mm，長度為l3=36mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為192mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b

22、=64mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為l4=62mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為d5=60mm ,長度取l5=12mm 右起第六段，取， ⑦右起七段,該段為滾動軸承安裝出處,取軸徑為d6=45mm，長度l7=21mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=192mm 作用在齒輪上的轉矩為：T =2.63105Nmm 求圓周力： =2T/d2=22.63105/192=2739.6N 求徑向力Fr =tanα=2739.6tan200=997.1N （5）軸長支反力 水平面的支反力： 垂直面的

23、支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么 （6）計算彎矩 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M=49= 73.34 Nm 垂直面的彎矩：=49=26.7 Nm 合成彎矩： （7）計算轉矩： T= Ftd2/2=263Nm （8）計算當量彎矩 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知M=274.4Nm ,查表得［σ-1］=60Mpa 則：σe= M/

24、W= M/(0.13)=21.95 =307.561000/(0.1603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13)=21.95MPa<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 第六章 箱體結構設計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭

25、注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷

26、 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。 箱體結構尺寸選擇如下表： 名稱 符號 尺寸（mm） 機座壁厚 δ 8 機蓋壁厚 δ

27、1 8 機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b 1 12 機座底凸緣厚度 b 2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df，d1, d2至外機壁距離 C1 26, 22, 18 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 16 軸承旁凸臺半徑 R1 24, 16 凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承座外

28、徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離 l1 60，44 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 10 機蓋、機座肋厚 m1 ,m2 7， 7 軸承端蓋外徑 D2 90， 105 軸承端蓋凸緣厚度 t 10 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2 第七章 鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=25mm,L1=100mm 查手冊得，選用A型平鍵， 得：A鍵 87 L=L1-b=100-8=92mm,查詢L系列選取L=90m

29、m T=91.87Nm h=7mm 根據(jù)σp=4 T/(dhL) =491.871000/（25790）=23.33Mpa < [σR] (110Mpa) 2輸出軸與大齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d=50mm L3=62mm T=263Nm 查手冊選用A型平鍵 鍵149 l=L3-b=60-14=56mm h=9mm σp=4T/（dhl） =42631000/（50956） =41.75Mpa < [σp] (110Mpa) 3.輸出軸與聯(lián)軸器連接有平鍵 軸徑d=35mm 軸長=82mm，查手冊選用 C型平鍵 鍵108 l=70mm

30、 第八章 滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 =1036516=58400小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1045N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 選擇6208軸承 Cr=29.5KN 由 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=997.1 （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 選擇620

31、9軸承 Cr=31.7KN 由課本式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 第九章 密封和潤滑的設計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，

32、齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 第十章 聯(lián)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉矩TC=KAT =1.3263=341.9Nm， 其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得

33、KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=560Nm, 許用轉速[n]=6300r/m ,故符合要求。 第十一章 設計小結 　　機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 　　(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 第十四章 參考文獻 1、《機械設計課程設計》，哈爾濱工業(yè)大學出版社 2、《機械制圖》教材 3、《機械設計手冊》 4、《工程力學》教材 5、《互換性與技術測量》教材 6、《機械設計基礎》教材 7、其他機械類專業(yè)課程參考書。