机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器展开式

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置 专业 班设 计 者： 指导老师： 2012年07月04日目录一设计任务书11.设计题目12.设计任务13.设计要求1二传动方案的拟定11.传动方案说明12.传动方案简图2三电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算21.电动机的选择22.各级传动比的分配33.计算各轴的转速、功率和转矩44.各轴运动和动力参数汇总表5四传动零件的计算51.链的设计计算52.齿轮的设计计算6五 .轴的设计计算131.初算轴径132.轴的结构设计133.轴的强度校核15六键连接的选择和计算191.键连接的选择192.键连接的强度校核19七轴承的选择和计算211

2、.各轴轴承的选择212.各轴轴承的寿命计算21八联轴器的选择23九箱体设计231.箱体结构形式及材料232.箱体主要结构尺寸表243.箱体附件设计24十润滑和密封设计251.齿轮传动的润滑252.轴承的润滑与密封253.减速器的密封264.链轮的润滑26设计小结26参考资料26计算项目及内容主要结果一、 设计任务书（一）、设计题目 设计一带式输送机传动装置，其工作条件如下：1、 输送带滚筒的直径450mm。2、 输送带的速度为1.4 m/s。3、 输送带的牵引力为2.1kn。4、 小批量生产。（二）、设计任务 设计一带式运输机的传动装置1、 确定传动装置的总体设计方案。2、 选择电动机。3、

3、计算传动装置的运动和动力参数。4、 传动零件及轴的设计计算。5、 轴承、连接件、润滑密封和联轴器的计算及选择。6、 减速器箱体结构及其附件的设计7、 绘制装配图1张（a0图纸）和零件工作图3张，分别为轴（a3图纸）、齿轮（a3图纸）、 箱座（a1图纸）。8、 编写设计计算说明书9、 进行总结和答辩。（三）、设计要求1、 输送机的工作轴转速允许误差为±5%，即滚筒实际n'-已知n已知n±5%。2、 工作使用期为10年（每年300个工作日），两班制工作。二、 传动方案的拟定（一） 、传动方案的说明1. 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况

4、下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。 2. 将链传动布置于低速级 链传动的瞬时传动比是变化的，会引起速度波动和动载荷，故不适宜高速运转，应布置在传动系统的低速级。 3. 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上，本方案具有一定的可行性和合理性。（二）、传动方案简图1-电动机 2-联轴器 3-双级展开式圆柱齿轮 4-链传动 5-输送带 6-输送带滚筒图2-1 带式输

5、送机传动简图三、 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算（一）、电动机的选择根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。故优先选用卧式封闭型y系列三相交流异步电动机。由【1】p12 式3-1 pw=fwvw1000w=2.1×1.41000×0.96=3.0625kw=链·承3·齿2·联 由【1】p13 表3-1链=0.96 齿=0.98 承=0.99 联=0.99

6、=链·承3·齿2·联=0.88565pd=pw=3.4579kw由【1】p178 表17-7 选择y132m1-6型电动机电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min质量kgy132m1-641000 2.0960 73（二）、各级传动比的分配 1、理论总传动比输送带滚筒轴转速：nw=60×1000vd=59.42r/min 总传动比：i总=n满nw=16.163、 各级传动比的分配要求高速级传动比i1=(1.31.4)i总由【1】p14 表3-2 可选i1=4.58，i2=2.8i减= i1·i2=12.824，

7、i链=1.26(三)、计算各轴的转速、功率和转矩 1）、各轴转速由【1】p15 式3-10得n1=n满=960r/minn2=n1i1=209.6r/minn3=n2i2=74.87r/minnw=n3i链=59.42r/min 2）各轴的输入功率由【1】p16 式3-11p1=p满联=3.96kwp2=p1承齿=3.84kwp3=p2承齿=3.737kwpw=p3承链=3.54kw3）各轴的输入转矩由【1】p16 式3-12t1=9550p1n139.39nmt2=9550p2n2=174.69nmt3=9550p3n3=475.84nmtw=9550pwnw=568.95nm （四）、各轴

8、运动和动力参数汇总表轴号电动机轴轴轴轴工作轴转速n（r/min）960960209.674.8759.42功率p（kw）43.963.843.743.54转矩t(n·m)39.3939.39183.32533.23522.55传动比i14.582.81.26效率0.990.97020.97020.9504四、 传动零件的计算 （一）、链的设计计算输入功率p=3.74kw, 转速n=74.87r/min, 传动比i=1.261. 确定链轮齿数先假定链速v=0.63m/s,由【2】p92 表7-2选z1=17,则大链轮齿数z2=222. 初定中心距取a0=30p3. 计算链长由【2】p9

9、2 式7-9lp=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2p40p=98.65804、 计算功率由【2】p95 表7-5查的工作情况系数 ka=1.0故 pca= kap=3.74kw 5、确定链号由【2】p95 式7-12 p0kapkzklkp进行计算。由【2】p94图7-12按小链轮转速估计，可能产生链板疲劳破坏。由【2】p96表7-4中查得kz=0.887,从【2】p96表7-5查的kp=1.7，从【2】p96图7-14查得kl=0.93则 p0=2.667kw从【2】p94图7-12中选择合适的短节链，链号为16a，节距p=25.406、确定实际中心距 将中心距设计成可调节的，不必

10、计算实际中心距，可取aa0=30p=762mm7、验算链速 v=z1pn160×1000=0.53883m/s 链速与原假设相符，由【2】p95图7-13选择润滑方式为滴油润滑。 （二）、齿轮的设计计算为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动。1、高速级齿轮设计计算 输入功率p=3.96kw, 转速n=960r/min, 传动比i=4.58，扭矩t=39.39 n·m 1）、材料的选择 小轮选择40cr调质，hbs1=241286大轮选择45钢调质，hbs2=217255 2）、齿数的

11、选择 初选小齿轮齿数z1=17 大齿轮齿数z2=ixz1=78i=z2z1=4.575 3)、选择螺旋角 4）、计算当量齿数，查齿形系数 zv1=z1cos3=18.86 zv2=z2cos3=86.28由【2】p111表8-8查得 yfa1=2.884yfa2=2.203 5）、齿宽系数的选择 6）、计算几何参数 t=20.6469o=20o3849 b=14.0761o=14o434 =12costz1+2cos2-z1cost2+z2+2cos2-z2cost2-z1+z2sint=1.507 =1dz1tan=1.457）、按齿面接触疲劳强度设计对于斜齿圆柱齿轮，应以大齿轮材料所决定的

12、许用接触应力为准，对于45钢，取hbs2=230,由【2】p109表8-7取较低极限应力值，hlim=hlim2=539mpa又由【2】p109表8-6，取安全系数为sh=1.0,计算接触疲劳的寿命系数khn=6n0n,式中n=60nth=60x960/4.58x8x300x10=3.018x109n0=30(hbs)2.4=1.379x107,因为n>n0,故khn=1许用接触应力h=khnhlimsh=539mpa区域系数，载荷系数由【2】p117式8-19有， mn=d1z1cos=2.224mm8）、按弯曲疲劳强度设计 螺旋角系数按【2】p117式8-19计算，=1.45>

13、1，所以=1 y=1-120=0.875 计算齿形系数与许用应力之比值yfa1f1=0.0155053yfa2f2=0.0148851 用小齿轮的参数yf1f1代入公式，mn32kt1ycos2dz12yfa1f1=1.6249）、决定模数 按照齿面接触强度决定模数值 mn=2.510）初算传动尺寸 a=mn(z1+z2)2cos=122.94 标准化后取 a=125mm11）、修正螺旋角按照标准中心距修正螺旋角=cos-1mn(z1+z2)2a=18.194=18°11'38''12）、计算端面模数 mt=mncos=2.63213）、计算传动的其他尺寸d1

14、=z1mt=44.744mmd2=z2mt=205.296mmb2=dd1=45mmb1=b2+3=48mm14）、计算齿面上的载荷ft=2ttd1=1761nfr=fttant=675nfa=fttan=579n2、低速级齿轮设计计算 输入功率p=3.84kw, 转速n=209.6r/min, 传动比i=2.8 扭矩t=183.32 n·m1）、材料的选择 小轮选择40cr调质，hbs3=241286大轮选择45钢调质，hbs4=217255 2）、齿数的选择 初选小齿轮齿数z3=19 大齿轮齿数z4=ixz1=53i=z3z4=2.789 3)、选择螺旋角 4）、计算当量齿数，查

15、齿形系数 zv3=z3cos3=21.08 zv4=z4cos3=58.8由【2】p111表8-8查得 yfa3=2.767yfa4=2.286 5）、齿宽系数的选择 6）、计算几何参数 t=20.6469o=20o3849 b=14.0761o=14o434 =12costz3+2cos2-z3cost2+z4+2cos2-z4cost2-z3+z4sint=1.58 =1dz3tan=1.627）、按齿面接触疲劳强度设计对于斜齿圆柱齿轮，应以大齿轮材料所决定的许用接触应力为准，对于45钢，取hbs4=230,由【2】p109表8-7取较低极限应力值，hlim=hlim4=539mpa又由【

16、2】p109表8-6，取安全系数为sh=1.0,计算接触疲劳的寿命系数khn=6n0n,式中n=60nth=60x209.6/2.8x8x300x10=1.078x109n0=30(hbs)2.4=1.379x107,因为n>n0,故khn=1许用接触应力h=khnhlimsh=539mpa区域系数，载荷系数由【2】p117式8-19有， mn=d3z3cos=3.49mm8）、按弯曲疲劳强度设计 螺旋角系数按【2】p117式8-19计算，=1.62>1，所以=1 y=1-120=0.875 计算齿形系数与许用应力之比值yfa3f4=0.014876yfa3f4=0.015446

17、用小齿轮的参数yfa4f4代入公式，mn32kt1ycos2dz12yfa4f4=2.369）、决定模数 按照齿面接触强度决定模数值 mn=410）初算传动尺寸a=mn(z3+z4)2cos=149.079 标准化后取 a=150mm11）、修正螺旋角按照标准中心距修正螺旋角=cos-1mn(z3+z4)2a=16°15'37''12）、计算端面模数 mt=mncos=4.16713）、计算传动的其他尺寸d3=z3mt=79.173mmd4=z4mt=220.851mmb4=dd3=79mmb3=b4+3=82mm14）、计算齿面上的载荷ft=2ttd1=46

18、31nfr=fttant=1756nfa=fttan=1370n高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级z11744.7449.7438.497z278205.29210.29199.04传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.581252.518°11'38''45低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级z31979.17387.17369.1737z453220.85228.27210.85传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)2.8150479齿轮1采用齿轮轴，齿轮2、

19、4采用腹板式，齿轮3采用实心式。五、 轴的设计计算（一）、轴的结构设计1、低速轴的结构设计低速轴的结构图1).初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取a0=115，则得轴的最小直径为dmin=a03p2n2=18.953mm2). 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度a段与联轴器配合取d1 =20mm可根据所选联轴器的型号确定该段长度，取la=52mmb段与轴承端盖和毡圈油封配合，毡圈油封为标准件，查【1】p164表16-9，根据f与e之间的定位轴间，选择毡圈 25 jb/zq 4606=1986取d2=25mm为了在不拆下轴端零件的情况下拆卸轴承盖螺钉，根据结构取lb=69

20、mmc段b与c之间为非定位轴肩，由【1】p152表15-3初选角接触球轴承取d3=30mm考虑轴承定位稳定，根据结构取lc=30mmd段根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸及轴肩取d4=36mm，ld=157mme段与轴承配合取d5=36mm，le=30mm中间轴的结构2、中间轴的结构设计1).初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取a0=115，则得轴的最小直径为dmin=a03p2n2=28.725mm.2). 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度 a段根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸及轴肩取d1 =30mm可根据结构确定该段长度，取la=48

21、mmb段安装齿轮2，ab之间为非定位轴间取d2=36mm与齿轮相配的轴段长度应比轮毂宽度短23mm,以便套筒可靠的压紧齿轮取lb=43mmc段bc之间为定位轴间，取d3=42mm，ld=8mmd段安装齿轮3，de之间为非定位轴间取d4=36mm，ld=60mme段与轴承配合取d5=30mm，le=36mm低速轴的结构3、低速轴的结构设计1).初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，取a0=115，则得轴的最小直径为dmin=a03p2n2=39.65mm.2). 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度a段与链轮连接取d1 =40mm可根据结构确定该段长度，取la=60mmb段与轴

22、承端盖和毡圈油封配合，毡圈油封为标准件，查【1】p164表16-9，根据f与e之间的定位轴间，选择毡圈 45 jb/zq 4606=1986取d2=45mm为了在不拆下轴端零件的情况下拆卸轴承盖螺钉，根据结构取lb=76mmc段与轴承配合取d3=50mm，lc=39mmd段根据结构决定取d4=60mm，ld=65mme段安装齿轮4，ef之间为非定位轴间取d5=54mm与齿轮相配的轴段长度应比轮毂宽度短23mm,以便套筒可靠的压紧齿轮取le=77mmf段与轴承配合取d6=50mm，lf=44mm（二）、轴的强度校核载荷分析图1. 高速轴的强度校核1） 求轴上的载荷 垂直面 水平面 总弯矩载荷水平

23、面h垂直面v支反力ffnh1=136.82nfnh2=538.18nfnv1=525.67nfnv2=1235.33n弯矩mm h1 =n·mmm h2 =3.23×104n·mmmv =7.41×104 n·mm总弯矩m 2=8.08×104n·mm扭矩tt=n·mm2） 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。由【2】表12-1查得b=650mpa,则为（0.09-0.1）b,即=60mpa，轴的计算应力为 因此该轴满足强度要求2. 中间轴的强度校核 求轴上的载荷（1）.垂直面（2）.水平面（3）.总弯矩轴的计

24、算应力为 因此该轴满足强度要求3. 中间轴的强度校核 求轴上的载荷(1)垂直面(2)水平面(3)总弯矩轴的计算应力为 因此该轴满足强度要求六、 键连接的选择和计算（一） 键连接的选择1. 联轴器与轴的连接（1） 根据d =20mm，l=52mm选用a型，b×h=6×6，l=34mm 2. 齿轮与轴的连接 （1）高速级大齿轮与轴的连接 根据d =36mm，l=43mm选用a型，b×h=10×8，l=36mm （2）低速级小齿轮与轴的连接根据d =36mm，l=80mm选用a型，b×h=10×8，l=70mm（3）低速级大齿轮与轴的连接

25、根据d =54mm，l=80mm选用a型，b×h=16×10，l=70mm 3. 减速器输出轴与链条连接选用a型，b×h=12×8，l=50mm（二）键联接强度校核1. 联轴器与轴的连接a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = l -b= 34-6=28mmk = 0.5h = 3mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat1 =n.mmp = 键安全合格2. 齿轮与轴的连接1）高速级大齿轮与轴的连接a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = l -b= 36-10=30mmk = 0.5h = 4mmb.强度校

26、核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat2 =n.mmp =键安全合格（2）低速级小齿轮与轴的连接a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = l -b= 70-10=60mmk = 0.5h = 4mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat2 =n.mmp = p键安全合格（3）低速级大齿轮与轴的连接a.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = l -b= 70-16=54mmk = 0.5h = 5mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat2 =n.mmp = p键安全合格3. 减速器输出轴与链条连接选用a型，b

27、×h=12×8，l=50mma.键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = l -b= 50-12=38mmk = 0.5h = 4mmb.强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110mpat2 =n.mmp = p键安全合格七、 轴承的选择和计算（一）各轴轴承的选择项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）ddbdamindamaxrasamax高速轴7206c30621636561中间轴7206c30621636561低速轴7210c50902057831（二）、轴承寿命计算 低速轴轴承寿命计算1.预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为10年(

28、年工作日为300天)。预期寿命=8×300×10=24000 h2.寿命验算载荷分析图（俯视）1）轴承所受的径向载荷fr1和轴向载荷fr2fr1v=1902.94nfr2v=-146.95nfr1h=3041.25nfr2h=1589.7nfr1=3587.32nfr2=1595.78n2) 求两轴承实际承受的轴向力fa1和fa2fd1=0.68 fr1=2467.9fd2=0.68 fr2=1084.6fa1=2467.9fa2=1084.63)求两轴承的当量动载荷p1和p2.fa1fr1=0.687e, fa2fr2=0.68=e查得x1=0.41,y1=0.87,x2

29、=1,y2=0因轴承在运转中无冲击载荷，查表取fp=1.1p1=fp(x1 fr1+ y1 fa1)=4101p2=fp(x2 fr2+ y2 fa2)=17554)验算轴承寿命因为p1p2，所以按照前者计算故能满足预期计算寿命要求。八、 联轴器的选择联轴器类型的选择由工作要求决定。对于中小型减速器，输入中输出轴均可采用弹性柱销联轴器，则选用弹性柱销联轴器，制造容易，装拆方便，成本较低，并且能缓冲减震。根据最小轴径=20mm,计算转矩t=39.39n.m由【1】p173表17-4选用lt4联轴器y型轴孔型号公称转矩(n.m).许用转速(r/min)轴孔直径(mm)轴孔长度(y型)质量kg转动惯

30、量(kg.m2)lt463670020522.840.0037九、 箱体设计（一）箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用ht150制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。（二）箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=

31、12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径m16箱盖、箱座联接螺栓直径m10轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用m6n=6中间轴选用m6n=6低速轴选用m8n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴92中间轴92低速轴130df、d2、d3至箱外壁距离dfc1=26d1d2df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfc2=24d1d2轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，r= c1外壁至轴承端面的距离l1=+c2+c1+(510)=55（三）主要附件作用及形式1.通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱

32、内高压气体排出。由1p47表7-1选用通气器尺寸m16×1.52.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由1p46图7-10 取a=130mm3.油标尺油塞为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由1p48表7-3 选用油标尺尺寸m124. 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由1p49表7-4 选用油塞尺寸 m16×1.55.保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘

33、上配两个定位销。由1p145表14-28 gb117-86 a8×306.启盖螺钉在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取m10×1.57.起吊装置减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩十、 润滑和密封设计 （一）齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相

34、近。（二）轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用脂润滑。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。（三）减速器的密封减速器外伸轴采用毡圈油封的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。（四）链轮的润滑 由【2】p95图7-13选择润滑方式为滴油润滑。设计小结 这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深

35、入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。2.在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。3、在本次设计中我还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。附：参考资料【1】 机械设计课程设计