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《目錄》
一.課程設計的目的……………………………………………..2
二.《機械系統(tǒng)設計》課程設計題目…………………………2
三.運動設計 …………………………………………….……2
四. 主軸.傳動組及相關組件的驗算………………………….10
五.設計總結(jié)…………………………………………………..20
六.參考文獻…………………………………………………..21
一. 課程設計的目的
《機械系統(tǒng)設計》課程設計是在學習完本課程后，進行一次學習和設計的綜合性練習。通過課程設計，使我們能夠應用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識及生產(chǎn)實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型結(jié)構(gòu)，進行選擇和改進；結(jié)合結(jié)構(gòu)設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊，設計標準資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高我們設計能力的目的。通過分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。
二．課程設計題目和主要技術參數(shù)和技術要求
1. 設計題目和技術參數(shù)
題目15：分級變速主傳動系統(tǒng)設計
技術參數(shù)：Nmin =63r/min , Nmax=630r/min
Z=6 公比 =1.58
電機功率 P=4KW
電機轉(zhuǎn)速 n=1440r/min
2.技術要求：
(1)完成裝配圖的設計包括床頭箱傳動系統(tǒng) 展開圖和床頭箱橫剖圖。
(2)利用電動機完成換向和制動。
(3)各滑移齒輪采用單獨操縱機構(gòu)。
(4)進給傳動系統(tǒng)采用單獨電動機驅(qū)動。
三.運動設計
3.1 運動設計
3.1.1 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列及轉(zhuǎn)速范圍
由設計題目知最低轉(zhuǎn)速為63r/min,公比為1.58，查文獻[2]表2.12，查得主軸的轉(zhuǎn)速數(shù)列值為（單位：r/min）:63，100，160，250，400，630.
轉(zhuǎn)速范圍Rn= NmaxNmin =φz-1=1.585=10
3.1.2 定傳動組數(shù)和傳動副數(shù)
本設計為6級變速，結(jié)構(gòu)式為：6=31×23 ，畫結(jié)構(gòu)網(wǎng)：結(jié)構(gòu)網(wǎng)如下圖所示：
Ⅰ Ⅱ Ⅲ
3.1.3 齒輪齒數(shù)的確定
14 ≤ic≤2,因此1φ3≤ic≤φ1.5,故取ic=12.5=1φ2
iB=φ（pB-1）XB=φ2-1×3=φ3=4＜8
所以滿足條件
iA= φ（pA-1）XA=φ3-1×1 =φ2=2.5＜8
所以滿足條件
由轉(zhuǎn)速圖上定的傳動副和傳動比，查文獻[2]表4.1，齒數(shù)和最大不超過100~120，可得各齒輪組的齒數(shù)如下表：
傳動組
傳動比
齒數(shù)
第1傳動組
1：2.5
28：70
1：1.58
38：60
1：1
49：49
第2傳動組
1：4
20：80
1：1
50：50
表1
3.1.4 繪制轉(zhuǎn)速圖：
結(jié)構(gòu)網(wǎng)格數(shù)㏒rnmax／㏒φ≤3，升2降4，由文獻[3]表11.6，選取D1＝125mm
D2＝（1－ε）D1n1n2＝＝177.0 mm 取D2＝180mm
在確定出齒數(shù)后對轉(zhuǎn)速圖完善如下：
0 Ⅰ Ⅱ Ⅲ
3.1.5繪制傳動系統(tǒng)圖：
3.2 主軸.傳動件計算
3.2.1 計算轉(zhuǎn)速
（1）.主軸的計算轉(zhuǎn)速
本設計所選的是中型普通車床，所以
＝63× 1.58（63-1）＝100r/min
(2). 傳動軸的計算轉(zhuǎn)速
在轉(zhuǎn)速圖上，可推出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速如下：
nIIIj =100r/min,nIIj=250r/min,nIj=630r/min
（3）.各齒輪計算轉(zhuǎn)速
可得出各齒輪計算轉(zhuǎn)速?，F(xiàn)將各齒輪的計算轉(zhuǎn)速列入下表中
序號
Z1
Z1′
Z2
Z2′
Z3
Z3′
Z4
Z4′
Z5
Z5′
nj(r/min)
630
630
630
250
630
400
250
250
250
100
3.2.2 主軸.傳動軸直徑初選
（1）主軸軸徑的確定
在設計初期，由于主軸的結(jié)構(gòu)尚未確定，所以只能根據(jù)現(xiàn)有的資料初步確定主軸直徑。初選取前軸徑D1=80㎜ ，后軸頸的軸徑為前軸徑，所以 。
（2）傳動軸直徑初定
傳動軸直徑進行概算
軸Ⅰ：TI =60635 (N.mm) dⅠ=34.3mm 取35mm
軸Ⅱ：TII ＝152800（N.mm） dII=43.2mm 取45mm
3.2.3 齒輪參數(shù)確定、齒輪應力計算
（1） 齒輪模數(shù)的初步計算
一般同一組變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最小的齒輪，按簡化的接觸疲勞強度由文獻[5]公式（8）進行計算：
式中：
為了不產(chǎn)生根切現(xiàn)象，并且考慮到軸的直徑，防止在裝配時干涉，對齒輪的模數(shù)作如下計算和選擇：
a組: ia1 =49/49, nj=630r/min
mf=16338 3=1.29 取ma=2
b組：ib1 =20/80 ,nj=630r/min
mf=16338 3=2.75 取mb=3
（2） 齒輪參數(shù)的確定
計算公式如下： 分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒寬 φm=6~10 取φm=8
由已選定的齒數(shù)和計算確定的模數(shù)，將各個齒輪的參數(shù)計算如下表：
軸
齒
模數(shù)m
分度圓
直徑 d
齒頂圓
直徑 da
齒根圓
直徑df
齒寬B
代號
齒數(shù)
I
49
2
98
102
93
16
28
2
56
100
51
16
38
2
76
80
71
16
II
49
2
98
102
93
16
70
2
140
144
145
16
60
2
120
124
115
16
50
3
150
156
142
24
20
3
60
66
52
24
III
50
3
150
156
142
24
80
3
240
246
232
24
3.3帶輪設計
輸出功率P=4kw,轉(zhuǎn)速n=1440/min
（1）確定計算功率:
P=4kw為工作情況系數(shù)，查[1]表3.5. 取K=1.1
pd=kAP=1.1x4=4.4kw
（2）選擇V帶的型號:
根據(jù)pd,n1=1440min參考[1]圖表3.16及表3.3選小帶輪直徑，查表選擇A型V帶 d1=100㎜
（3）確定帶輪直徑d1,d2
小帶輪直徑d1=100
驗算帶速v=d1n1/(60x1000)=x100x1440/(60x1000)=6.69m/s
從動輪直徑d2=n1d1/n2=1420x90/1000=127.8mm取d2=132mm查[1]表3.3
計算實際傳動比i=d2/d1=132/90=1.47
相對誤差: 理論:i0=n1/n2=1.42
︱i0-i/i0︱=︱1.42-1.47/1.42︱=3.5%<5% 合格
（4）定中心矩a和基準帶長Ld
[1]初定中心距a0
0.7(d1d2)a02(d1+d2))
155.4a0444取ao=300mm
[2]帶的計算基準長度
Ld0≈2a0+/2(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0
≈2x300+/2(90+132)+(132-90)2/4x300
≈650mm
查[1]表3.2取Ld0=630mm
[3]計算實際中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(630-650)=290mm
[4]確定中心距調(diào)整范圍
amax=a+0.03Ld=290+0.03x630=308.9mm
amin=a-0.015Ld=290-0.015x630=280.55mm
（5）驗算包角:1=1800-（d2-d1）/ax57.30=1800-(132-90)/290x57.30=1720>1200
（6）確定V帶根數(shù)：
確定額定功率：P0
由查表并用線性插值得P0=0.15kw
查[1]表37得功率增量P0=0.13kw
查[1]表38得包角系數(shù)K=0.99
查[1]表3得長度系數(shù)Kl=0.81
確定帶根數(shù)：ZPd/(P0+P0)KKl=3.85/(1.05+0.13)x0.99x0.81=4.07取Z=5
（7）大帶輪結(jié)構(gòu)如下圖所示：
3.4 求最佳跨距
設機床最大加工回轉(zhuǎn)直徑為?400mm,電動機功率P=4kw，主軸孔徑為?40mm,主軸計算轉(zhuǎn)速為100r/min。
已選定的前后軸徑為 ：d1=80㎜ d2=64㎜
主軸輸出的最大轉(zhuǎn)矩： T＝9550pn ＝606N.m
床身上最常用的最大加工直徑為最大回轉(zhuǎn)直徑的60%，即
此力作用在頂尖的工件上，主軸和尾架各承受一半，故主軸端受力為
a/D1＝1.25~2.5 取a/D1=1.33 故a=120mm
l0=(3~5)a 設初值
前后軸承的支反力為
前后軸承的剛度 由手冊四表5－12 采用圓錐滾子軸承
kA =750N/mm kB =530N/mm
由文獻[2]公式3.7得
求最佳跨距 : kAKB ＝750530 ＝1.42 當量外徑
慣性距 I=0.05(0.084-0.044)=192×10-8m4
η=EIkA.a3 =2.1×1011×192×10-8750×0.123×106
由文獻[2]查圖3.38得 l0 /a=2.2 最佳跨距 l0≥120×2.2=264mm
3.5 選擇電動機,軸承，鍵和操縱機構(gòu)
3.5.1電動機的選擇： 轉(zhuǎn)速n＝1440r/min，功率P＝4kW
選用Y系列三相異步電動機Y112M-4，D×E＝28×60
3.5.2 軸承的選擇：
I軸：與帶輪靠近段安裝兩個深溝球軸承代號6208 B＝18mm
I軸右端布置一個深溝球軸承代號6207 B=17㎜
II軸：對稱布置三個深溝球軸承代號6209 B=19mm
III軸：軸徑?64端采用圓錐滾子軸承代號30313 B＝23mm
軸徑?80端采用兩個圓柱滾子軸承代號N216E B=26㎜
3.5.3鍵的選擇：
I軸選擇普通平鍵規(guī)格： b×h=10×8 l=60
II軸選擇花鍵規(guī)格： N×d×D×B＝8×50×56×10
III軸選擇普通平鍵規(guī)格：b×h=25×14 l=100
3.5.4變速操縱機構(gòu)的選擇：選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯(lián)滑移齒輪和二聯(lián)滑移齒輪。
四、主軸.傳動組及相關組件的驗算
4.1 核算主軸轉(zhuǎn)速誤差
實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差一般不超過 ，即
本設計中公比為1.58，所以
Ⅰ軸：n實 =1440× =631.2r/min
％=0.17％<5.8％ 符合要求
Ⅱ軸: i=12.5 時: n實 =630× =250.6r/min
％=0.05％<5.8％ 符合要求
i=11.58 時: n實 =630× =401.25r/min
％=0.35％<5.8％ 符合要求
i=11 時: n實 =630× =630r/min
％=0<5.8％ 符合要求
Ⅲ軸：i=1 時: n實 =630×=630r/min
％=0<5.8％ 符合要求
i= 時: n實 =250× =65r/min
％=1.24％<5.8％ 符合要求
每根軸的轉(zhuǎn)速誤差均在允許的范圍內(nèi)，因此總體傳動符合要求。
4.2 齒輪的應力驗算
4.2.1 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。I軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z＝28）
由文獻[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應力驗算公式為:
彎曲應力驗算公式為:
式中：電動機功率Nd＝4kw
從電動機到計算齒輪的傳動效率 η =0.96
傳遞的額定功率： N=ηNd＝0.96×4=3.84kw
計算轉(zhuǎn)速nj＝630r/min ,初算的齒輪模數(shù) m＝2.5, 齒寬 B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝28 ,大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值：
μ＝＝2.5
壽命系數(shù) , 工作期限系數(shù)
齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間: TS取 15000 h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150003＝5000h
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝630r/min
基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應力計算時， KT ＝360×160×5000107 ＝3.1
按彎曲應力計算時， KT ＝660×160×50002×106 ＝1.57
由文獻[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻[4]2表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以,接觸時Ks＝0.79,彎曲時Ks＝1.49.
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×10001000＝3.14>3
由文獻[4]表4-4，動載荷系數(shù): K2＝1.3
由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù): K3 ＝1
由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.408
由文獻[4]表4-7可查得，許用接觸應力〔δj〕＝600Mpa，許用彎曲應力〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj＝2088×10322×3 （2.53＋1）×1×1.3×1×0.92×3.842.55×24×1000=516.4Mpa<[]＝600Mpa
δw＝191×105×1×1.3×1×1.1×3.8422×32×24×0.408×1000 =53.5Mpa <〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.2 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。II軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。 （Z＝20）
由文獻[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應力驗算公式為 ：
彎曲應力驗算公式為 式中：電動機功率Nd＝4kw
從電動機到計算齒輪的傳動效率 ： η =0.96×0.992
傳遞的額定功率 ：N=ηNd＝0.96×0.992× 4=3.76
計算轉(zhuǎn)速nj＝250r/min ， 初算的齒輪模數(shù) m＝3（mm）齒寬 ，B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝20
大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值： μ ＝ ＝4
壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù)
齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間：TS取 15000 h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150002＝7500h
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝250r/min
基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應力計算時，KT ＝360×400×7500107 ＝2.62
按彎曲應力計算時， KT ＝660×400×75002×106 ＝2.12
由文獻[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻[4]2表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以，接觸時Ks＝0.77，彎曲時Ks＝1.84
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×4001000＝1.256>1 由文獻[4]表4-4，動載荷系數(shù)： K2＝1.2
由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù)： K3 ＝1
由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)：Y=0.438由文獻[4]表4-7可查得，許用接觸應力： 〔δj〕＝600Mpa，許用彎曲應力： 〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj＝ 2088×10322×3 （2.5＋1）×1×1.2×1×0.77×3.762.5×24×400=559.5Mpa<[]＝600Mpa
δw=191×105×1×1.2×1×1.84×3.7628×32×24×0.438×400 =149.6Mpa <〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.3在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力計算。III軸上的最小齒數(shù)齒輪比較危險，為校核對象。（Z＝50）
由文獻[5]公式（9）、（10）知驗算公式如下：
接觸應力驗算公式為：
彎曲應力驗算公式為： 式中：電動機功率Nd＝4kw
從電動機到計算齒輪的傳動效率 ：η ＝0.96×0.993
傳遞的額定功率： N=ηNd＝0.96×0.993×4=3.65
計算轉(zhuǎn)速nj＝100r/min ，初算的齒輪模數(shù) m＝3（mm），齒寬 B＝24mm
小齒輪齒數(shù) Z＝50，大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，外嚙合取正值：
μ ＝ ＝1壽命系數(shù) ，工作期限系數(shù)
齒輪在中型機床工作期限內(nèi)的總工作時間： TS 取 15000h
同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間: T＝Tsp＝150001＝15000
齒輪的最低轉(zhuǎn)速 n1＝100r/min
基準循環(huán)次數(shù)，鋼和鑄鐵件：
接觸載荷取
彎曲載荷取
疲勞曲線指數(shù)，鋼和鑄鐵件：接觸載荷取 ，彎曲載荷時，對正火、調(diào)質(zhì)時取
按接觸應力計算時，
KT ＝360×160×15000107 ＝2.43
按彎曲應力計算時，
KT ＝660×160×150002×106 ＝2.04
由文獻[4]表2-6，轉(zhuǎn)速變化系數(shù)接觸載荷取Knj＝0.85，彎曲載荷時取Knw＝0.95
由文獻[4]表2-7，功率利用系數(shù)接觸時取KN＝0.58，彎曲時取 KN＝0.98.
由文獻[4]2表2-8，材料強化系數(shù)接觸時取Kq＝0.60，彎曲時取 Kq＝0.75.
所以，接觸時Ks＝0.79，彎曲時Ks＝1.49.
考慮載荷沖擊的影響，中等沖擊時工作狀況系數(shù)取K1 ＝1
V＝πn1000＝π×2501000＝0.785<1
由文獻[4]表4-4，動載荷系數(shù) K2＝1
由文獻[4]表4-5，齒向載荷分布系數(shù)
K3 ＝1
由文獻[5]表1，查得齒型系數(shù)Y=0.444
由文獻[4]表4-7可查得，
許用接觸應力〔δj〕＝600Mpa，
許用彎曲應力 〔δw〕＝220Mpa
由以上數(shù)據(jù)帶入公式驗算：
δj ＝2088×10330×4 （2.53＋1）×1×1×1×0.72×3.652.53×32×250=372.5Mpa
<〔δj〕＝600Mpa
δw＝191×105×1×1×1×1.42×3.6530×42×32×0.444×250 =58.1Mpa
<〔δw〕＝220Mpa
經(jīng)驗算知，所選齒輪合格。
4.2.4根據(jù)文獻七，考慮齒輪轉(zhuǎn)速，載荷狀況，對振動，噪聲，使用性能方面的要求，選取齒輪精度等級為七級
4.3主軸校核
（1）.跨距 前后軸承都是圓錐滾子軸承
（2）.當量外徑
（3）作用在主軸上的扭矩
Mn＝97400Nηηj＝97400×4×0.96×0.994100=34849N.m
（4）作用在B點上的力為
PBx＝2Mnd＝2×3484976×0.4＝2292.70N
PBy＝0.5PBx＝1146.35
（5）作用在D點上的力為
PDx＝2Mnd＝2×3484990＝774.2N
PDy＝0.5PDx＝387.21N
（6）撓度計算取斷面慣性矩 I＝2552499mm4
E＝2.1×105 N/mm2
（7） 按文獻中公式用變形疊加法、向量合成法，計算
表4 單位：mm
撓度
坐標
方向
作用在B點的力的撓度
作用在D點的力的撓度
疊加后的撓度
合成后的撓度
計算值
允許值
x
0.0038
-0.0086
-0.0048
0.005
0.04
y
0.0019
-0.0043
-0.0024
x
-0.0013
0.0035
0.022
0.005
0.04
y
-0.0065
0.0017
-0.0048
注：表4中的計算值由公式 計算合成.
由表4中的計算結(jié)果知，撓度滿足要求.
(5).傾角的計算
由文獻中的公式疊加合成計算A.B.C.D的傾角
計算結(jié)果如下表：
表5 單位：
傾角
坐標
作用B點上的力產(chǎn)生的傾角
作用B點上的力產(chǎn)生的傾角
疊加傾角
合成后的傾角
計算值
允許值
x
0.00001
-0.00001
0
0
0.0006
y
0.00005
-0.00005
0
x
0.000097
0.00004
0.000137
0.00015
0.001
y
0.000049
0.00002
0.000069
x
-0.00003
-0.00002
-0.00006
0.000065
0.0006
y
-0.000015
-0.00001
-0.000025
x
0
0.000037
0.000037
0.00004
0.001
y
0
0.000019
0.000019
注：表5中的計算值由公式 計算合成.
計算結(jié)果表明，Ⅱ軸剛度滿足要求.
4.4 軸承校核
（1）.主軸采用中窄系列圓錐滾子軸承，對于圓錐滾子軸承來說， ， 一般能夠滿足要求.
（2）.傳動軸 對花鍵軸上的軸承進行校核
Ⅰ軸上： Fr＝3559N ， Fa＝0
沖擊載荷
當量動載荷 X、Y值由文獻[3]表18.7得X=1，Y=0
轉(zhuǎn)速n＝400r/min
軸承型號：6407 Cr由文獻〔6]表2.5-1查得Cr＝43.8kN
軸承壽命：L10h ＝16670400×（438005338.5）3＝23016.5h>150000h
滿足使用要求
經(jīng)驗算其他兩組深溝球軸承也滿足使用要求.
五.設計總結(jié)
1.本次課程設計是針對《機械系統(tǒng)設計》專業(yè)基礎課程基礎知一次綜合性應用設計，設計過程中應用了基礎學科《機械制圖》、《機械原理》、《工程力學》、《機械工程材料》 以及《機械設計》課程中的相關知識。
2.本次課程設計充分應用了以前所學的知識，并應用這些知識來分析和解決實際問題，進一步鞏固和深化了以前的所學的專業(yè)基礎知識， 同時也是對《機械系統(tǒng)設計》學習的一個深入認識和理解的過程。
3.本次課程設計進一步掌握了一般設計的設計思路和設計切入點，過程中培養(yǎng)了正確的設計思想和分析解決實際問題的本領，同時對機械部件的傳動設計和動力計算也提高了應用各種資料和實際動手的能力。
4.本次課程設計進一步規(guī)范了制圖要求，學會應用標準，規(guī)范，和查閱相關資料的本領，掌握了機械設計的基本技能。
六.參考文獻
1. 《金屬切削機床設計》.戴曙主編.大連理工大學.北京.機械工業(yè)出版社.1991
2. 《機械系統(tǒng)設計》.段鐵群主編.哈爾濱.科學出版社.
3. 《機械設計》第四版.邱宣懷等主編.北京.高等教育出版社.2002
4. 《金屬切削機床設計》戴曙主編.大連工學院.工業(yè)出版社
5. 《機械設計手冊》 2.零件設計〈上、下冊〉.機床設計手冊編寫組.
北京.機械工業(yè)出版社.1980
6. 《金屬切削機床設計課程設計指導書》.劉易新主編.哈爾濱.哈爾濱工業(yè)大學出版社
7. 《機械設計課程設計》.哈爾濱理工大學零件教研室
8. 《金屬切削機床設計》. 戴曙主編.大連工學
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