一级圆柱齿轮减速箱设计说明书带式传输装置.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运送机传动装置*学院*班设计者 *指导老师 *大学*年*月*日目录第一章 课程设计任务书1第二章 传动装置设计方案2第三章 电动机的选择3第四章 传动比的分派5第五章 设计V轮和带轮6第六章 齿轮的设计8第七章 减速箱输出轴的设计与计算13第八章 减速箱输入轴的设计与计算20第九章 滚动轴承的组合设计及轴承的寿命计算24第十章 键联接设计27第十一章 箱体设计28第十二章 减速器的润滑密封设计31第十三章 联轴器设计31第十四章 设计心得31第十五章 重要参考文献32第一章 课程设计任务书1设计题目：设计带式输送机的传动装置（简图如下）2工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差5% ；两班制工作（每班按8小时计算），使用期限2023，小批量生产；动力来源三相交流电（220V/380V）。3带状输送机原始数据项目设计方案1011021031041051061071081011011112输送带拉力F（N）110012001300140015001600300022002400310026002500输送带速度V（m/s）1.51.71.551.551.71.81.51.61.51.41.52.0卷筒直径D（mm）2502702502502803004004004204204204004设计成果：设计说明书一份。总装图一张，零件图若干。第二章 传动装置设计方案 本组实验数据为第109组实验数据：运送带工作拉力F/N 2400 。运送带工作速度v/(m/s) 1.5 。卷筒直径D/mm 420 。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下4）该方案评价：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简朴的结构，并且价格便宜，标准化限度高，大幅减少了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能规定，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简朴、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第三章 电动机的选择1选择电动机的类型按工作规定和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2选择电动机的容量工作机的有效功率为式中，从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计表11-9可知： ： V带传动效率 0.96 ： 滚动轴承效率 0.99（球轴承） ：齿轮传动效率 0.98 （7级精度一般齿轮传动） ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器）所以电动机所需工作功率为选取电动机额定功率为，使，查机械设计课程设计表20-3至表20-5取3拟定电动机转速而工作机卷筒轴的转速为 式中，根据机械设计课程设计表11-9推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比，单级圆柱齿轮传动比，得总传动比的合理范围所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有、和三种。方案电动机型号额定功率电动机转速电动机质量传动比同步满载总传动比V带传动减速器1Y132S-45.5150014406821.1137.042Y132M2-65.510009608414.0834.693Y160M2-85.575072011910.5633.52综合合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格，及传动比等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为960的电动机，即Y132M2-6。电动机的外型和重要安装尺寸如下：中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132475 241.5 102216 1401238 80105第四章 传动比的分派 1.传动装置的总传动比为 式中， 2.分派传动比 因，初取，得 3. 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速 轴 （即电动机轴） 轴 轴 卷筒轴 (2)计算各轴功率 轴 轴 轴 卷筒轴 (3)各轴转矩 轴 轴 轴 卷筒轴 参数轴名轴轴轴卷筒轴转速96030068.1868.18功率5.55.235.074.97转矩54.71166.49710.16696.15传动比3.24.41效率0.950.96.98第五章 设计V轮和带轮1.拟定计算功率 电动机输出功率，转速，传动比，天天工作8小时。 由机械设计表8-7查得工作情况系数，故 2根据，由机械设计图8-11选用B型3拟定带轮的基准直径并验算带速(1）初选小带轮基准直径由机械设计表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径=125mm，而(2）验算带速v 由于，故带速合适。 (3）计算大带轮直径 ，根据机械设计表8-8，取，则传动比，从动轮转速 4拟定V带的中心距和基准长度(1）拟定中心距由式，得，由于带传动比，初定中心距。(2）计算带所需的基准长度由机械设计表8-2选取V带基准长度(3）计算实际中心距 5验算小带轮上的包角6计算带的根数z(1）计算单根V带的额定功率由=125mm和查表得8-4a得 。由，和B型带，查表8-4b得。查机械设计表8-5得，由表8-2得，于是 (2）计算V带的根数z 取4根。7计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得B型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。8计算压轴力压轴力的最小值为9带轮的结构设计小带轮采用孔板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为63mm。第六章 齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2）运送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095-88)。(3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40，硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取2设计齿轮重要尺寸（1）按齿面接触强度设计，计算公式即： （2）拟定公式内各计算数值1）试选载荷系数2）计算小齿轮传递的转矩3）由机械设计表10-7选取齿宽系数4）由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5）由机械设计图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数7）由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得 （3）计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2）计算圆周速度v。 3）计算齿宽b。 4）计算齿宽与尺高之比。模数 齿高 5）计算载荷系数。根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数；直齿轮，；由机械设计表10-2查得使用系数由机械设计表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时，。由，查机械设计图10-13得；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得7）计算模数m3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 (1)拟定公式内的各计算数值1)查机械设计图10-20c差得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2)查机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，得 4)计算载荷系数K。 5)查取齿形系数。查机械设计表10-5得，。6)查取应力校正系数。查机械设计表10-5得，7)计算大、小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大(2)设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小重要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.4并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 ，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 (3)计算齿轮宽度 取，。5.结构设计和绘制齿轮零件图一方面考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。另一方面考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分第七章 减速箱输出轴的设计1.输出轴上的功率、转速和转矩已求出，2.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径 而 取，得 3.初步拟定轴的最小直径取轴的材料为45钢，调质解决。根据机械设计表15-3，取，得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案选用机械设计图15-22a所示的装配方案。（2）根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1）为了满足办联轴器的轴向定位规定，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。按照工作规定并根据，查机械零件设计手册选取单列圆锥滚子轴承30214，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由机械零件设计手册上查得30214型轴承的定位轴肩高度，因此，取3）取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为 (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故5）取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步拟定了轴的各段和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，长为。半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为（4）参考机械设计表15-2，取轴端圆角，各轴肩处的的圆角径均为。5.求轴上的载荷一方面根据轴的结构图做出轴的计算简图。在拟定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于单列圆锥滚子轴承30214，由机械零件设计手册中查得因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。 载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。7精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕拟定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），并且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表15-1得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计附图3-2 的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化解决，即，则综合系数为 查手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 式中， 故可知其安全。(3)截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩及弯曲应力为 扭矩及扭转切应力为 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 则综合系数为 于是，计算截面右侧安全系数值，取，则 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无过大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校和。第八章 减速箱输入轴的设计1.输出轴上的功率、转速和转矩由上可知，2.求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径 而 取， 3.初步拟定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质解决。根据机械设计表15-3，取，得 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。 4.齿轮轴的结构设计(1)根据轴向定位的规定拟定轴的各段直径和长度1)为了满足带轮的轴向定位规定，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。查机械零件设计手册选取单列圆锥滚子轴30207、其尺寸为，故；而。3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，分度圆直径为，。轴肩高度取，则轴环处的直径 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在拟定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，则 至此，已初步拟定了轴的各段和长度。(2)轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3)拟定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角，各轴肩处的的圆角径均为。5求轴上的载荷一方面根据轴的结构图做出轴的计算简图。在拟定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于单列圆锥滚子轴33207，查机械零件设计手册得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质解决，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。第九章 滚动轴承的组合设计及轴承的寿命计算采用的轴承为圆锥滚子轴承已知条件：输入轴轴承代号寿命30207357218.2515.33002023输出轴轴承代号302147012526.2525.868.181滚动轴承的组合设计(1)滚动轴承的支承结构输出轴和输入轴上的两轴承跨为，均小于，且工作状态温度不甚高，故采用两端固定式支承结构。(2)滚动轴承的轴向固定轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性挡圈固定。轴承外圈在座孔中的轴向位置采用轴承盖固定。(3)滚动轴承的配合轴承内圈与轴的配合采用基孔制，采用过盈配合，为。轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。(4)滚动轴承的装拆 装拆轴承的作用力应加在紧配合套圈端面上，不允许通过滚动体传递装拆压力。装入时可用软锤直接打入，拆卸时借助于压力机或其他拆卸工具。(5)滚动轴承的润滑对于输出轴承，内径为，转速为，则，查机械设计表13-10，可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。 同理，对于输入轴承，内径为，转速为，则，查机械设计表13-10，可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等(6)滚动轴承的密封 对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度为：，故可采用圈密封。2.输出轴上轴承寿命的计算已知条件：两轴承的径向反力为：,轴上的轴向载荷为,径向载荷为。查表得,则轴承轴向分力,，易知此时则轴承的轴向载荷，。且低速轴的转速为。预计寿命轴承的预计寿命（1）计算轴承寿命1 )拟定值查机械零件设计手册，得30214型轴承基本额定动载荷,基本额定静载荷，。2）计算当量动载荷P由，查机械设计表13-5和手册得,则，3)计算轴承寿命由查机械设计表13-6，可得,取；查机械设计表13-4可得（常温下工作）；30208型轴承为圆锥滚子轴承，寿命指数为，则故满足规定。2.计算输入轴承已知条件： 两轴承的径向反力。轴上的轴向载荷为,径向载荷为查表得,则轴承轴向分力,易知此时则轴承的轴向载荷。且输入轴的转速为预计寿命轴承的预计寿命（1）计算轴承寿命1)拟定值查机械零件设计手册，得30207型轴承基本额定动载荷,基本额定静载荷，。2）计算当量动载荷P由查机械设计表13-5和手册得,则3)计算轴承寿命由查机械设计表13-6，可得,取；查机械设计表13-4可得（常温下工作）；332/28型轴承为圆锥滚子轴承，寿命指数为，则故满足规定。第十章 键联接设计1.输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2023)。校核其强度：,，得 查机械设计表6-2得，由于，故键符合强度规定。2.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2023)现校核其强度：,， 查机械设计表6-2得，由于，故键符合强度规定。3.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2023)现校核其强度：,，查机械设计表6-2得，由于，故键符合强度规定。第十一章 箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简朴，拔模方便.4.对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。油尺安顿的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达成体内为压力平衡.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12平凸缘座底厚度20地脚螺钉直径20.748地脚螺钉数目查机械设计课程设计指导书表6-54轴承旁联接螺栓直径15.561机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）取8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）取7视孔盖螺钉直径=（0.30.4）取5定位销直径=（0.70.8）取10，至外机壁距离查机械设计课程设计指导书表6-5 24，至凸缘边沿距离查机械设计课程设计指导书表6-522轴承旁凸台半径22凸台高度30轴承旁联接螺栓距离107160外箱壁至轴承座端面距离=+（58）取52大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离10箱座肋厚箱盖肋厚 轴承端盖外径+（55.5）107160箱体深度189箱体分箱面凸缘圆角半径37.8箱体内壁圆角半径8第十二章 减速器的润滑密封设计1.滚动轴承的润滑密封见滚动轴承的设计部分2.箱体密封对于单级圆柱齿轮减速器，由于传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=40mm =10mm。所以H+=50mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要通过刮研。并且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。第十三章 联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用HL4型弹性柱销联轴器。2.载荷计算.见轴的设计。第十四章 设计心得这次单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计，让我真正体验到了什么是理论联系实际。通过10天的设计实践，令我对机械设计及其应用有了更多的了解和结识。本次设计集机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一身，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。此外，使我的文献查阅能力也有所提高。第十五章 重要参考文献1濮良贵, 纪名刚. 机械设计, 第8版. 北京:高等教育出版社,20232朱辉, 唐保宁, 陈大复, 等. 几何画法及工程制图, 第6版. 上海:上海科学技术出版社,20233毛振扬. 机械零件课程设计. 浙江:浙江大学机械零件教研室,19834吴宗泽. 机械设计课程设计手册. 第3版. 北京:高等教育出版社,2023