螺旋输送机传动装置--课程设计--CAD

机械设计基础课程设计说明书

设计题目： 螺旋输送机传动装置 学生姓名： 学 号：

专业年级：

指导老师： 成 绩：

2012年12月30

题目：设计螺旋输送机传动装置

传动系统图：

原始数据：

输送机工作轴转矩T/（N·m） 输送机工作轴转速n/(r·min) 265 工作条件：

连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速误差为±5%。

-1130

目录

1.电动机的选择与运动参数的计算

1.1、电动机的选择…………………………………………………………… （4）

设计计算与说明 计算结果 1.2、传动比的分配…………………………………………………………… （6）

1.3、传动装置运动参数………………………………………………………… （6）

2. 各齿轮的设计计算

2.1、直齿圆柱齿轮减速设计…………………………………………………… （9） 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计…………………………………………………… （13）

3.轴结构设计

3.1 、高速轴的设计…………………………………………………………… （18）

4.校核

4.1、高速轴轴承和键的校核………………………………………………… （23） 4.2、联轴器的选择……………………………………………………………（23） 4.3、减速器的润滑……………………………………………………………（23）

5.箱体尺寸及技术说明

5.1、减速器箱体尺寸………………………………………………………… （25）

6.附件设计

附件设计…………………………………………………………… （26）

7.其他技术说明

其他技术说明……………………………………………………………（27）

8.设计心得………………………………………………………………………（29） 参考文献………………………………………………………………………… （30）

1. 电动机的选择与运动参数的计算 1.1、电动机的选择 1.1.1、确定传送机所需的功率Pw 设定传送机本身的功率w0.97 Tnw265130PwkW3.719kW 9550w95500.97 Pw3.719KW 1.1.2、确定传动总效率总 总1234其中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。 查表可得：10.995、20.90、30.97、40.98 总0.9920.9030.970.9840.787 24总0.787 Pd4.73kW 电动机型号：Y132S-4 1.1.3、电动机的输出功率 3.7194..73kW Pd0.787Pw1.1.4、选择电动机 单级圆柱斜齿轮的传动比 35 锥齿轮 2-3 则总动比的范围是 6-15 所以，的电动机的转速范围为 （6-15）×130=780-1950 r/min 选择电动机型号为：Y132S-4 5.5KW 1440r/min Y132M2-6 电动机主要技术数据 额定功率Kw 5.5kW Y132S-4电动机外形尺寸为（mm） 满载转速n满 同步转速 n同 额定转矩 T额 最大转矩Tmax 1440r1500rminmin 2.2N•m 2.2N•m 1.1.5、电动机的外型尺寸

A 216 K 12 B 178 AB 280 C AC 270 D 38 AD 210 E 80 HD 315 F 10 BB 200 G 33 L 475 H 132 电动机安装尺寸（mm） 中心外形尺寸 地脚安装尺寸AXB 216X178 12 38X80 10X41 地脚螺钉孔直径K 轴伸尺寸DXE 装键部位 尺寸FXGD 高H LX（AC/2+AD）XHD 132 475X345X315 1.2、总传动比计算及传动比分配 1.2.1、总传动比计算 由题目给定参数可知输送机工作轴转速n130rmin1 144011.08 ian130 1.2.2、传动比的分配 n满i13.9 i22.84 一级圆柱齿轮减速器传动比一般i6。 ia=3.9 i11.082.84 则一级开式圆锥此轮传动的传动比i2ai13.91.1.3、传动装置运动参数的计算 （1）、对于圆柱斜齿齿轮传动： 高速轴的输入功率：PIKw14.7250.9954.692kW 低速轴的输入功率：PIIPI434.6920.980.964.414kW i a11.08 对于圆锥齿轮传动： 高速轴的输入功率PIIIPII144.4140.990.984..28kW PIII4.28kW 低速轴的输入功率PIvPIII244.25860.900.983.91kW （2）、各轴转速的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴转速nIn满1440rPIv3.91kW nI1440rnII370rminmin min n1440370r 低速轴转速 nIII mini13.9 对于圆锥齿轮传动： 高速轴转速 nIIIn2370rnIII320rnIv130rminmin min TI31.18Nm TII113.83Nm 低速轴转速 nIv （3）、各轴输入转矩的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴输入转矩TI9550nIII370130rmin i22.84TIII110.43Nm PI4.69955031.18Nm nI1440PII4.419550113.83Nm nII370TIv286..01Nm 低速轴输入转矩TII9550PI4.69kW 对于圆锥齿轮传动： P4.28110.43Nm 高速轴输入转矩TIII9550III9550nIII370PII4.41kW 转矩Nm 31.18 低速轴输入转矩TIv9550 PIv3.919550286.29Nm nIv130 （4）、各轴功率、转速、转矩列于下表: 轴 名 圆柱齿高速轴I 功率kW 4.69 转速rmin 1440 轮传动 低速轴II 圆锥齿高速轴III 4.41 4.28 3.91 370 370 130 113.83 110.43 286.01 轮传动 低速轴IV 2. 各齿轮的设计计算 2.1、斜齿圆柱齿轮减速设计 2.1.1工况分析 斜齿圆柱齿轮传动采用软齿面闭式传动，初选传动精度为7级，齿轮表面粗糙度为Ra1.6，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性， 齿数宜取多一些，取23，Z2Z1i1233.990，压力角为20。 2.1.2设计原则 1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。 2、按齿根弯曲疲劳强度设计。 Z123 Z2930 20 2.1.3设计计算 （ 1）、选择齿轮材料并确定螺旋角 小齿轮用45调质，齿面硬度280HBS 大齿轮用45Cr调制240HBS 选螺旋角为 14 （2）、按齿面接触接触强度设计 2ktT（（•H11）E）【H】 即 d1t3d H1600MPa (1) 确定公式的各值 1.试选kt1.3 2.区域系数 ZH2.433 3.查得 10.72 20.88 则121.6 4.许用接触应力 ： [H2] [H][H1] 2H2550MPa 5.安全系数 S=1.5 失效概率为1% 选齿宽系数d1 弹性影响系数ZE1.8MPa2 查表Hlim2600MPa，Flim2550MPa 1H2KHN2Hlim2SH0.92600MPa368MPa 1.50.95550MPa348MPa 1.5F2KFN2Flim2SFK1.76 [H]358MPa 6.应力循环次数 N160144012830083.32109 N18 N238.5110.9 则d1t32ktT（（•H11）E）【H】d321.3305604.92.4331.81.63.935845.85 7.计算圆周速度 vd1tn16010003.46m/s 8. 计算齿宽b及模数 bdd1t45.85 mnd1t.cos/z1.94mm h2.25mnt4.37 b45.85/4.3710.49 h 9. 重合度0.318dz1tan1.82 10.计算载荷系数k 已知使用系数 kA1 根据 v=3.46m/s 动载荷系数kv1.12 kH1.309 kH1.28 kHkF1.2 载荷系数kkAkVkHkH1.76 11.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1d1t3kktm2 50.72 12.计算模数 mnd1cos/z12.14 （3）、按齿根弯曲强度设计 mn32kT1Ycos2YFaYFadz12[F] （1）1. 计算载荷系数 kkAkVkFkF1.72 2.纵向重合度 1.9822 查得螺旋角影响系数 Y0.88 3计算当量齿数 zv1z1 zv2z2coscos33 25.2 98.5 （4）查取齿形系数 YFa12.616 YFa22.183 （5）查取应力校正系数 YSa11.596 YSa11.7885 YSa（6）.计算大小齿轮的Y[Fa F]YFaYSa[F]YFa12.616 YFa22.183 =2.1.604/[F]1 （7）确定公式内各参数 1.查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1520MPaFE2380MPa取 s=1.4 2.弯曲疲劳系数 kFN10.91kFN20.95 3.[F]12.143 [F]2300.83 YFaYSaFaYSa4.Y=0.010588 =0.013679 [F]1[F]2 （4）.设计计算 计算的mn1.12 （1）取mn=2 zd1cosmn25 取z125 Z296 （2）.几何尺寸的计算 a(z1z2)mn2cos124.70 取a=96 （3）正螺旋角 arcos[z1z2]mn2a14.22 （4） 计算大小齿轮的分度圆直径 d152 d2197 （5）计算齿宽 bdd52 圆整后取B152 B257 （5）、计算齿轮其他参数 *m122mm 齿顶高 haha 顶隙 ccm0.2520.5mm 齿根高 hf2.5mm 全齿高 hhahf22.54.5mm 分度圆直径 d1mZ152mm d2197mm * 齿顶圆直径 da1d12ha56 da2d22ha201 齿根圆直径 df1d12hf47 df2d22hf192 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计 2.2.1选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数 （1）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用7级精度。 （3）材料选择 选则小齿轮材料为40Cr，调质淬火处理，硬度为55HRC。大齿轮材料为40Cr，调质淬火处理，硬度为55HRC. （4）选小齿轮齿数z118 则：z2i1z12.841851.12，取z251。 Z318 2.2.2按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献[1]式10-9a计算 ZEKT1即 d1t2.92310.52u HRR（1)确定公式内的各项数值 ①试选载荷系数 Kt=1.3. ②计算小齿轮的转矩：T1108.22Nm ③由《机械设计》201页表10-6查出材料的弹性影响系数： ZE1.8MP 122Z451 20o ④由参考文献[1]209页表10-21按齿面硬度查出： 小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=1100MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=1100MPa ⑤由参考文献[1]式10-13计算应力循环次数： N160n1jLh=8.5×108 N2N1/i2=3.0×108。 ' ⑥由参考文献[1]207页图10-19查出得接触疲劳寿命系数： KHN1=0.9,KHN2=0.95。 ⑦计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。 H1KHN1Hlim1=0.9×1100MPa=990MPa SH2KHN2Hlim2S=0.95×1100MPa=1045MPa ⑧由参考文献[1]193页10-2取KA1；由《机械设计》194页10-8试选动载系数KV1.08；由《机械设计》226页表10-9取KH及KH为1；KHKF1.5KHbe,KHbe1.25，则K=1.5×1.25=1.875，所 以： KKAKVKK1.72 ⑨锥齿轮传动的齿宽系数常取ΦR=1 3(2)计算 ①计算小齿轮分度圆直径d1t ZEKT1d1t2.92310.5R2u HR1.821.721082202.93()65.4mm 299031110.52.84332 ②计算圆周速度v=dmn1601000=1.27m/s ③计算载荷系数 V=1.27m/s,7级精度 ④计算小齿轮模数md165.43.63mm z1182.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 mt34KT1YFaYSaR10.5Rz221u12F （1）确定计算参数 ①计算载荷系数KKAKVKFaKF1.25×1.3×1×1.06=1.72。 ② 由参考文献[1]208页表10-21查出： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=600MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=600MPa ③由参考文献[1]206页10-18查表弯曲疲劳寿命系数KFE1=0.82,KFE2=0.92。 ④计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1 F1K0.82600FE1FE1==528MPa S1F2KFE2FE2=0.92600=552MPa S1 11926'18\" 270o33'42\" ⑤计算节圆锥角 1arctanZ11926'18\" Z22902157'38\"7033'42\" ⑥计算当量齿数zv1z2z154 19，zv2cos2cos1⑦由参考文献[1]200页10-5查取齿形系数及应力校正系数 查表得：YFa1=2.85，YFa2=1.54，YSa1=2.304，YSa2=1.712。 ⑧计算大小齿轮的YFa1YSa1YFaYSa 并加以比较 F F1=0.0105；YFa2YSa2F2=0.0094。 小齿轮值较大 （2）计算 mt34KT1R10.5Rz221u12YFaYSa F me5 =3.65 综合分析取m=4mm Z119,Z254,d1mz166mm 2.2.4几何尺寸计算 （1）锥齿端分度圆直径 d166mm,d2=185mm （2）计算锥距R u21Rd198.16mm 2R255mm （3）节圆锥角： 11926'18\",27033\"42\" （5）计算齿宽 11BRR98.1629.5,BR, 33 取B135B230mm 2.2.5计算齿轮其他参数 分度圆直径 d166 d2185 齿顶高 ha14 齿根高 hf5mm 全齿高 h=9mm 顶隙 c=0.8 齿顶圆直径 d174 d2193 齿宽 bR/3，,b30mm 顶锥角 a111926' 27033' 3.轴结构设计 3.1、高速轴的设计 3.1.1选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理. 3.1.2初估轴径 按扭矩初估轴的直径,则: pDIminC3 n 确定参数，C为材料系数，查得C 118-107，在这里取118，再考 虑键对轴的削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键槽增 大3%-5%,两个增大7%-10%。 D117.49mm D226.95mm D326.69mm D436.60 3.2.3、初选轴承 1）I轴选轴承为6208 2）II轴选轴承为6208 3）III轴选轴承为6209 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=40mm D3=45mm 3.2.4、联轴器的选择 联轴器选择为HL3和GL5刚性联轴器 DImin17.49mm 3.2.5结构设计 现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示. DIImin26.95mm （1） 各轴直径的确定 初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径。 1）第一段轴要安装联轴器HL3，故该段轴径为D1=30mm 2） 该轴轴段安装轴承6208,故该段直径为D240mm。 3） 轴承右段有轴肩，故该段直径为D345mm。 DIIImin26.69mm 4）轴肩过后为一段D=40mm轴，齿轮处，直径为D457mm。 5） 齿轮右端用轴肩固定。 6） 轴肩过后为安装轴承处。 D1=40mm D2=40mm D3=45mm （2）各轴段长度的确定 1） 轴段1的长度为联轴器的长度L182 2） 轴段2为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处，取L245mm 3） 轴段3为轴肩，取L315mm 4） 轴段4为齿轮左断面和轴肩之间的距离，取L415mm。 5） 轴段5为齿轮，取长度L557mm。 6） 轴段6安装轴承和挡油盘，长度为L633mm （3）轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。与轴承内圈配合轴应 选用k6，轴与联轴器均采用C型普通平键联接，轴与齿轮均采用A 型普通平键联接。 （4）轴上倒角与圆角 为保证6208轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB03.4-1986，轴的左右端倒角均为145。 o3.2.5轴的受力分析 1）画轴的受力简图 2）计算支座反力 作用于齿轮上的圆周力 Ft2T1245.93451913.98N d147.99 径向力 FrFttan20o/cos717.96N 在水平面上 FAVFrLA717.9668.5358.98N L137 FBVFrLB358.98N LFtLA956.99N L在垂直面上 FAHFBHFLtB956.99N L3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图 作垂直面弯矩图 LMVFAV358.9868.524.59N•m 2作水平面弯矩图 MHFAHL956.9968.565.56N•m 2计算合成弯矩，作合成弯矩图 MAMHMV65.56224.59270.02N•m 22计算转矩 T9.55Pn45.9345N•m 计算危险截面当量弯矩： MMAT70.0220.645.934575.25N•m 222其中，应力校正系数为0.6。 D120.91mm 3.2.6判断危险截面 如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。 其危险截面为A D230.22mm4d23.141592412.57cm2 43.2.7轴的弯扭合成强度校核 查表可得 折合系数0.6 计算抗扭截面系数W0.1d30.1434.6m3 D329.92mm M2Te17.4MPa W2D438.714 轴受力图 FAzFtMAvFBz 联轴器 YL8 YL9 FAyFBy FrMAhMA L138 T L284mm 图.1 L35mm 3.2.8.轴的安全系数校核 由表10-1查得 B0MPa,1275MPa,1155MPa,02,0.1 L415mm 由表查得K2.80，K1.62 L55mm弯曲应力 bM75.2516.36MPa W6.4 应力幅 ab16.36MPa 平均应力 m0 切应力 TT45.93459.9MPa W6.49.9amT5MPa 22L633mm 2安全系数 S15.94 KamS116.1 KtamSSSS2S5.571.5 S在需用安全系数范围内，故a-a剖面安全。 Ft1913.98N 4. 校 核 4.1、高速轴轴承 FaFttan359.09N Fr717.96N FBV358.98N FAV358.98NFr540.16N Fa/Cor0.0199N FAH956.99N FBH956.99 选择轴承的型号为6208，Cr29.5KN e=0.024 x=0.56 y=2.1 1） ： P=fp(xFrYa)1.2(0.565401602.1359.03)1267.74(fp1.2) 2） 验算60208的寿命 1029500 Lh60nP610/3416350h38400h MH24.59N•M 4.2、键的校核 键1 8×7 L=70 MH65.56N•m 2T1038.99MPa 则强度条件为 Plkd 查表许用挤压应力[P]100MPa 所以键的强度足够 M70.02N•m 4.3、联轴器的选择 联轴器选择为HL3和GL5型弹性联轴器 4.4、减速器的润滑 （1） 齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速齿轮浸入油里约1/3，高速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。 （2） 滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V＜2m/s所以采用脂润滑。 5.减速器箱体尺寸 箱体壁厚8mm 箱盖壁厚18mm 箱盖凸缘厚度b112mm 箱座凸缘厚度b12mm 地脚螺栓直径dfM18 地脚螺栓数目n4 定位销直径d8mm 箱盖，箱座肋厚m1m27mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离110mm 齿轮端面与内箱壁距离215mm 大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距340mm 6. 附件设计 6.1.视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有 足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥 视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。 6.2放油孔与螺塞 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，与便放油，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撑面，并加封油圈加以 密封。 6.3油标 油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不 能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 6.4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， 在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。 6.5起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端 部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6.6定位销 为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联 凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 6.7吊环 在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体 7.其他技术说明 7.1、对零件的要求 装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。 （1）对滚动轴承游隙的调整要求 为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为0.25至0.4mm。对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙0.3mm。 7.2啮合传动侧隙和接触斑点 传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。 传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺或 者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于0.16 mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。 接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动2至3周后，观察从动轮齿上的着色情况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%；按齿长接触斑点不小于50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。 若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、跑和。 7.3对润滑密封的要求 减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，但决不允许使用垫片和使用任何填料。 7.4对试验的要求 减速器装配完毕后，在出厂前一半要进行空载试验和整机性能试验，根据工作和产品规范，可选择抽样和全部产品试验。 先做空载试验，在额定转速下正反转各1至2h。要求运转平稳.噪声小，连接固定处不松动，不漏油。 负载试验时要求在额定转速和额定功率下，油池温升不要超过35摄氏度，轴承温升不能超过40摄氏度。 7.5对外观、包装和运输的要求 减速器应根据箱体的要求，在箱体表面涂上灰色油漆。轴的外伸端及各附件应涂有包装。运输用的减速器包装箱应牢固可靠，装卸时候不可倒置，安装搬运时候不得使用箱盖上的吊钩、吊耳、吊环等。 7.6对润滑油的要求 机座内采用L-CKD150润滑油，并装润患有至规定高度。 8.设计心得 机械设计基础的课程设计可以说是对机械专业学生的一种非常直接、非常有效的综合考察方法。 也是机械专业基础知识学习的毕竟途径。通过这为期两周的课程设计，基本上，我又把书本教材看了一遍，而且比以前看的更加仔细了。通过理论验算，受力分析，画零件图，装配图，让我对于设计一个成品的过程，当然，不仅仅是本次设计的减速器，有了更深的了解，对机械的有关各零部件的有机结合有了深刻的认识。并且，把所学的理论力学，材料力学，公差与测量技术，工程材料，CAD，等等许多机械的学科很好的综合起来。对我而言，这样的一种练习，不仅仅只是课程设计，而是对专业综合知识的强化训练。 虽然，经过将近两周的努力，任务基本完成，但是整个设计还是存在很多缺陷，在设计过程中还是遇到了很多问题，如标准件的选择，装配图的绘制等等，虽然是设计出来，但是我也明白，对于其中的尺寸的设计，以及查表之后的计算过程中产生的误差等都没能够很好的把握。让我更加彻底的认识到自己专业知识的不足之处。从而更加明确了自己今后要努力的方向。 我一直觉得，把理论知识应用到实际当中去，这不仅比上理论课有意思，而且更能够让我们明白机械设计基础这门课程的重要性，也让我们十分清楚的知道，对于所学知识，哪些是非常重要，必须掌握的。以实践的方式去学习，我觉得是十分有意义的，而且也是值得提倡的。 希望学院以后能多改变教学方式，多注重实践性的学习，把培养学生的兴趣作为教学的主要目的，在教学时尽量把理论知识通俗化，而不是学术化。多提供我们一些途径让我们把所学知识在实践中得到应用。或许，这种教学方式可以说成是科研型教学模式吧。 参考文献 [1].《机械设计》蒲良贵 纪名刚 高等教育出版社 [2].《机械设计课程设计》陆玉 何在洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业出版社 [3].《机械制图》 刘朝儒 吴志军 高政一 主编 [4].《机械设计手册》 蔡春源 主编 辽宁科学科技出版社 [5].《机械设计课程设计手册》 张龙 主编 国防工业出版社