毕业论文-和面机

1、郑州轻院轻工职业学院专科毕业设计（说明书） 题 目：和面机的传动设计 学生姓名：葛 玉 朝 学 号：200813028 院 系：郑州轻院轻工职业学院机电工程系 专业班级：分段自动化081 指导老师：利歌（高级讲师） 完成时间：2010年1月 22 号 和面机的传动设计和面机的传动设计摘 要和面机的设计是我们对自己完成本专业教学计划的最后一个极为重要的实践性教学环节，是使我们综合运用所学过的基本课程，基本知识与基本技能去解决专业范围内的工程技术问题而进行的一次基本训练。我们在完成毕业设计的同时，也培养了我们正确使用技术资料，国家标准，有关手册，图册等工具书，进行设计计算，数据处理，编写技术文件等

2、方面的工作能力，也为我们以后的工作打下坚实的基础，所以我们要认真对待这次综合能力运用的机会！其主要目的是：1.培养学生综合分析和解决本专业的一般工程问题的独立能力，拓宽和深化所学的知识。2. 培养学生树立正确的设计思想，设计思维，掌握工程设计的一般程序，规范和方法。 3.培养学生正确的使用技术知识，国家标准，有关手册，图册等工具书，进行设计计算，数据处理，编写技术文件等方面的工作能力和技巧。4. 培养学生进行调整研究，面向实际，面向生产，向工人和工程技术人员学习的基本工作态度，工作作风和工作方法。关键词：和面机传动部分改进、蜗轮装配图、蜗杆轴、各轴计算及校准。目 录摘要 1第一章.绪论 51.

3、1 和面机概述51.2 和面机设计选择 9第二章.力学计算 112.1 电动机的选择计算112.1.1电动机选择112.2 传动装置总传动比确定及各级传动比分配122.2.1 总传动比12第三章 V带及皮带轮设计 133.1 确定计算功率 133.2 确定带轮直径 133.3 确定中心距a和带长Ld 133.3.1 初选中心距 133.3.2 求带的计算基础准长度 143.3.3 计算中心距 143.3.4 确定中心距调整范围143.4 验算小带轮包角14 3.5 确定V带根数 143.6 计算单根V带初拉力 153.7 计算对轴的压力153.8 确定带轮的结构尺寸 153.8.1 各级传动比

4、的分配153.8.2 计算传动装置的运动和动力参数15第四章.传动零件的设计计算174.1 蜗杆蜗轮设计计算174.1.1 选择材料174.1.2 确定许用压力174.1.3 按接触疲劳强度设计 184.1.4 求蜗轮圆周数度并校核效率194.1.5 校核蜗轮的齿面接触强度204.1.6 校核蜗轮齿根弯曲强度214.1.7 热平衡校核214.1.8 计算蜗杆传动主要尺寸22第五章.轴的设计计算及校核 235.1 蜗轮轴的设计235.1.1 轴的材料的选择，确定许用应力235.1.2 轴承和键 235.1.3 轴的结构设计 235.1.4 轴向尺寸的确定235.1.5 计算蜗轮受力235.1.6

5、 弯矩235.1.7 键的强度校核255.2 蜗杆轴的设计265.2.2 轴承265.2.3 轴的结构设计265.2.4 轴向尺寸的确定26第六章.箱体的设计计算266.1 箱体的结构形式和材料266.2 箱体主要结构尺寸和关系26第七章.键等标准件的选择27第八章.减速器结构与润滑28结束语29致 谢32参考文献331 绪论1.1和面机发展前景及场运行参数情况中国和面机产业发展出现的问题中，许多情况不容乐观，如产业结构不合理产业集中于劳动力密集型产品；技术密集型产品明显落后于发达工业国家；生产要素决定性作用正在削弱；产业能源消耗大、产出率低、环境污染严重、对自然资源破坏力大；企业总体规模偏小

6、、技术创新能力薄弱、管理水平落后从什么角度分析中国和面机产业的发展状况？以什么方式评价中国和面机产业的发展程度？中国和面机产业的发展定位和前景是什么？中国和面机产业发展与当前经济热点问题关联度如何诸如此类，都是和面机产业发展必须面对和解决的问题中国和面机产业发展已到了岔口；中国和面机产业生产企业急需选择发展方向。 中国和面机产业发展阐述了世界和面机产业的发展历程，分析了中国面机产业发展现状与差距，开创性地提出了“新型和面机产业” 及替代品产概念，在此基础上，从四个维度即“以人为本”、“科技创新”、“环境友好”和“面向未来”准确地界定了“新型和面机产业” 及替代产品的内涵。根据“新型和面机产业”

7、 及替代品的评价体系和量化指标体系，从全新的角度对中国和面机产业发展进行了推演和精准预测，在此基础上，对中国的行政区划和几大地区的和面机产业发展进行了全面的研究。.和面机市场运行参数情况2003-2009年行业固定资产增长情况单位：千元 二、2003-2009年企业数量情况2003-2009年行业从业人数 2003-2009年行业销售收入增长情况2003-2009年行业利润总额增长情况一、2003-2009年产品产量 单位万台2003-2009年和面机产业产品产量统计表 年份产量同比增长2003年3105%2004年41010%2005年4909%2006年5607%2007年6208%200

8、8年7509%2009年86011%二、产品产地分布和面机产业产品产量地区分布图一、2003-2009年市场需求量2003-2009年和面机产业产品需求量统计表年份需求量同比增长2003年3504%2004年4607%2005年5709%2006年68010%2007年76011%2008年8409%2009年91010%二、市场需求分布和面机产业产品需求市场分布图 1.2面机概述用以和面的机械。有真空式和面机和非真空式和面机。分为卧式、立式、单轴、双轴、半轴等。同义词：和粉机、搅拌机。和面机功能介绍：功能多样，用途广泛，可以用来： 和面机A、搅-搅黄油、搅奶酪、搅鲜奶、打鸡蛋等； C、揉-揉

9、面团 D、拌-打果汁、拌果酱、拌面、拌冰沙、拌凉菜等； 在酒店，面包房，蛋糕店，咖啡厅，酒吧，茶厅，家庭等场合都有着广泛的用途1.3面机设计目的及内容要求一本课程设计的内容选择具有代表性中小型作为设计课题使学生能在较短时间内（二周）完成和面机整体设计全部过程和基本训练一 设计内容（1）数设计根据课题要求确定和面机种类用途及生产能能力来确定和面机主要部件（例如桨叶、容器、电机、冲动部分）结构形式和尺寸参数运动参数（例如桨叶转数）及动力转数（电动机功率）。（2）方案设计根据和面机主要部件的形式性质、及运动参数，拟定整机的机械传动链和传动系统图。计算并确定各级传动的传动比。皮带传动、齿轮传动。蜗杆传

10、动等传动机构参数及尺寸。拟定整机的结构方案图（3）结构设计根据结构的方案图，在正规图纸上拟定传动够件与执行构件的位置，然后依次进行执行构件及传动系统设计机体，操纵机构设计，密封及润滑的结构设计。二 基本要求；和面机生产能力，以每次调面粉的重量为准5kg/次、10kg/次、15kg/次（2）机型；卧式和面机（3）搅拌浆形式；桨叶式、花环式、叶片式、滚笼式。（4）工艺要求；调和面团分别为；水面团、韧性面团、酥性面团。 三 图样设计要求（1）图量；完成一号图纸一张进行和面机传动部分改进图（2）完成三号图纸一张，进行零件图设计（3）方案设计合理，必须标明每个零件尺寸相互配合的性质及运动关系，必须标明所

11、有配合尺寸，定位及总体尺寸第二章.力学计算2.1电动机的选择计算2.1.1 选择电动机2.1.1.1 选择电动机的类型根据市场的调查Y系列的电动机最为常用，因此，按工作要求和条件选取Y系列一般用途笼型三相异步电动机。2.1.1.2 选择电动机容量 电动机输出功率： kw工作机所需的功率： 所以 kw 由电动机至工作机之间的总效率： 其中 分别为联轴器，轴承，窝杆，齿轮，联轴器和搅拌轴传动效率。查表可知=0.99（凸缘联轴器）、=0.98（滚子轴承）、=0.80双头窝杆 、 =0.90（闭式齿轮传动）、=0.95（带轮）=0.9（搅拌轴） 所以：电动机的输出功率： 取 2.1.1.3 确定电动机

12、转速 根据市场调查和网上数据和面机的工作转速为 2550 根据机械设计基础中查的蜗杆的传动比在一般的动力传动中；i=580，电动机的转速的范围因为 N=(2080)*n=（2080）*35=7002800r/min方案电动机型号额定功率同步转速r/min满载转速r/min1Y90S-41.1KW150014002Y90S-41.5KW150014003Y90L-41.5KW150014004Y90L-61.1KW1000940综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y90S-4， 2.2 传动装置总体传动比的确定及各级传动比的

13、分配2.2.1 总传动比(nw=60*1000v/ d)2.2.1.1 各级传动比分配(为各级传动比) 初定 ： 第三章 V带设计皮带轮设计3.1 确定计算功率 查得工作情况系数Ka=1.0 由式5-23（机设） 选择V带型号 查图5-12a(机设)选A型V带。3.2 确定带轮直径 选取小带轮直径 （H为电机中心高） 验算带速 由式5-7 从动带轮直径 =120mm 取： 皮带轮传动比 i 从动轮转速3.3确定中心距a和带长Ld3.3.1 初选中心距 取3.3.2 求带的计算基础准长度L0取带的基准长度Ld=1000mm3.3.3 计算中心距:a a=a0+LdL0/2=(300+1300-1

14、000/2)mm=1100mm3.3.4 确定中心距调整范围 3.4 验算小带轮包角 3.5 确定V带根数Z因：dd1=60 n1=800r/min及n1=980r/min时，单根V带的额定功率分别为1.00Kw和1.18Kw，用线性插值法求n1=980r/min时的额定功率P0值。 1：P0=0.11Kw2： 包角系数3: 长度系数KL=1.034: 计算V带根数Z 取Z=2根 3.6 计算单根V带初拉力F0 3.7 计算对轴的压力FQ 3.8 确定带轮的结构尺寸 小带轮基准直径dd1=60mm采用实心式结构。大带轮基准直经dd2=150mm，采用孔板式结构。因此，大皮带轮与小皮带轮的传动比

15、：所以：蜗杆的转速为：n= 3.8.1 各级传动比的分配 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 3.8.2 计算传动装置的运动和动力参数 3.8.2.1 蜗杆蜗轮的转速： 蜗杆转速和大皮带轮的转速相同 蜗轮转速： 搅拌轴的转速和蜗轮的转速相同 3.8.2.2 功率 蜗杆的功率：p=3.57*0.99=3.534KW 蜗轮的功率：p=3.534*0. 8*0.99=2.799kW 搅拌轴的功率：p=2.799*0.97*0.98=2.661kW 将所计算的结果列表： 参数电动机蜗杆蜗轮搅拌轴转速r/mi率P/kw1.53.5342.7992.661转

16、矩N.m2.224.1370.29355.59传动比i14.5效率0.990.790.90第四章.传动零件的设计计算4.1 蜗杆蜗轮设计计算4.1.1 选择材料蜗杆 选40Gr，表面淬火4555HRC；由表8-7查得， 40Gr ZCuSn10P14.1.2 确定许用压力蜗轮边缘选择ZCuSn10P1。金属模铸造查表8-7得许用压力为查8-7初步估计Vs的值 : 查图8-13得Vs3/s，滑动系数影响系数Zvs : 查图8-14得Zvs=0.93（浸油润滑）应力循环的次数 : =60N2jL=6063.713651610=223204800 接触强度寿命系数Zn Zn=0.68弯曲强度寿命系数

17、Yn Yn=0.65许用接触应力由式（8-7）=Yn=800.60= 4.1.3 按接触疲劳强度设计载荷系数K ： 从K=11.4 取 K=1.2 传动比i : 初步估计蜗杆传动效率 由上式计算结果得： %=%0.800确定蜗杆的头数 查表8-2 =2-3 取Z1=2蜗轮齿数 =i=14.52=29 确定模数及蜗杆直径确定蜗杆传动基本参数 由式（8-10） 由表8-1取m=4，分度圆d=35.5查表8-4按i=14.5，m=3.15，d=35.5得基本参数为：中心距a=63，=2，=29，X2=-0.1349所以： =m=3.1529=91.35mm 4.1.4 求蜗轮圆周数度并校核效率 蜗轮

18、分度圆导程角=arctan m/d=arctan 23.15/35.5=10度3分48秒蜗轮的实际转速n 根据蜗轮蜗杆传动比 i i=/=29/2=14.5得：n=n1/i=700/14.5=48r/mm 蜗轮的圆周数度v 滑动速度Vs Vs=啮合效率 查表8-10搅油效率0.940.99取0.96 轴承效率0.980.99 取 0.98 蜗杆的传动效率得：=0.9030.960.98=0.854.1.5 校核蜗轮的齿面接触强度 材料弹性系数Ze 查表8-8 Ze=155使用系数Ka 查表8-9 Ka=1（间隙工作）动载系数Kv 由于V2=0.9373m/s，Kv=11.1，取Kv=1载荷系数

19、 =1（载荷平稳）蜗轮实际转矩T2 滑动速度影响系数Zvs 查表8-14 Zvs=0.93许用接触应力H H= 2200.930.68=139.13N/mm校核蜗杆轮齿接触疲劳强度： =125.62H=139.13 4.1.6 校核蜗轮齿根弯曲强度蜗轮综合齿形系数 按=/cos =29/cos =14 查表7-32 = 4.0及=+0.246导程角系数 =1-/120=1-100348/120= 0.906校核弯曲强度 =81.278 F=81 4.1.7 热平衡校核 初步估计散热面积A 周围空气的温度t和 热散系数K 得：热平衡校核： 取t=20C 从K=1417.5 取K=17W/（mC）

20、 由式（8-14） =54.13C 85C 4.1.8 计算蜗杆传动主要尺寸 因： 蜗轮与蜗杆的中心距 a=63mm蜗杆齿顶圆直径da1 ： 蜗杆分度圆直径 d1=35.5mm da1=d1+2ham=35.5+2*1*3.15=41.8mm 蜗杆齿根圆直径df1 df1=d1-2m（ha+c ）=35.5-23.15（1+0.2）=27.94mm 导程角 =100348 蜗杆轴向齿距 Px1 Px1=m=3.143.15=9.891mm蜗杆齿宽b1 蜗轮分度圆直径d2 d2=90.5mm 蜗轮齿顶圆直径da2 da290.5+2*3.15=96.8mm蜗轮齿根圆直径df2 df2=d2-2h

21、f2 =d2-2m（ha-X2+C） =90.5-23.15（1-0.246+0.2） =84.4898mm 蜗轮齿宽b2 b20.75da1=0.7541.8=31.35mm蜗轮齿顶圆弧半径 Ra2 =d1/2-m=35.5/2-3.15=14.6mm蜗轮螺旋角 = =100348 第五章.轴的设计计算及校核5.1 输出轴的设计5.1.1 轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩因此选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa5.1.2 轴承和键轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用无弹性元件的联轴器，由转速和转矩得Tc

22、=KT=1.59.5502.799/63.67=315Nm采用滚子轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定，轴伸处用C型普通平键联接，实现周向固定。用A型普通平键连接蜗轮与轴5.1.3 轴的结构设计从图纸上轴段最小直径d1=17mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h22（20.07）=24mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。应取d2=24mm；d3与轴承的内径相配合，查表得到滚子轴承30206的内经是30，取d3=30mm，选定轴承型号为30206，d4与蜗轮孔径相配合。按标准直径系列，取d4=40mm；d5起定位作用

23、，由h=（0.070.1）d=（0.070.1）40=2.84mm，取h=3mm，d5=46mm；d6与轴承配合与与d3相同，取d6=d3=30mm； 5.1.4 轴向尺寸的确定与传动零件相配合的轴段长度，略小于传动零件的轮毂宽。轮毂的宽度B2=（1.21.5）d4=（1.21.5）40=4860mm，取b=50mm，联轴器凸缘联轴器B2=22mm，取联轴段L1=52mm。与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为17.25mm，取挡油板厚为3mm，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗轮端面与箱体的距离取5-10mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；，轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，初步估计

24、两轴承的中心的跨度为80mm，轴的总长为190mm。5.1.5 计算蜗轮受力 蜗轮的分度圆直径d=334mm； 转矩T=513.27Nm蜗轮的切向力Ft=2T/d=2513.27/334=3073.47N蜗轮的径向力Fr=Fttan/cos=3073.47tan20/cos111835=1158.4蜗轮轴向力Fx=Fttan=3073.47tan111835=619.72N5.1.6 弯矩 水平平面： N 垂直平面：Fv1=N水平平面弯矩：垂直平面弯矩：合成弯矩： 单向运转，转矩为脉动循环 a=0.6aT=0.6513270=307962Mmm截面 ： Mea=Mel=aT=0.6428430

25、=307962Mmm5.1.7 键的强度校核 考虑到键d1=105%36.02=37.821mm；d2=105%38.69=40.62mm。实际直径分别为38mm和53mm，强度足够。应为选用A型平键联接，根据轴径d=22，由GB1095-79，查键宽b=6mm；键高h=6mm，故取标准键长22mm。查得静荷时的许用挤压应力p=120p，所以挤压强度足够由普通平键标准查得轴槽深t=2.5，5.2 蜗杆轴的设计5.2.1 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。也选用45号钢，正火处理 b=600MPa b1=55MPa5.2.2 轴承采

26、用滚子轴承，并采用凸缘式轴承盖，实现轴承系两端单向固定。5.2.3 轴的结构设计从最小轴段d1=18mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内，故d2=d1+2h18（1+20.07）=20mm，该直径处安装密封毡圈，标准直径。因与轴承配合应取d2=20mm；选定轴承型号为30204 d4起定位作用，由h=（0.070.1）d3=（0.070.1）40=2.84mm，取h=3mm，d4=d8=40+3=43mm；取蜗杆齿顶圆直径d6=40mm。5.2.4 轴向尺寸的确定由GB5014-85查联轴段长度53mm，与轴承配合的轴段长度，查轴承宽度为18mm

27、，取挡油板厚为3mm ，其他轴段的尺寸长度与箱体等的设计有关，蜗杆端面与箱体的距离取1015mm，轴承端面与箱体内壁的距离取5mm；轴承盖螺钉至联轴器距离1015mm，蜗杆轴总长229mm 第六章.箱体的设计计算6.1 箱体的结构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于V=1m/s4m/s）铸造箱体，材料HT200。6.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 名称 减速器型式及尺寸关系箱座壁厚 =5mm 箱盖壁厚1 1=5mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2 b=1.5=7.5mm b1=1.51=7.5mm b2=2.5=12.5mm地脚螺钉直径及数目 df=10mm n=4箱盖

28、，箱座联接螺栓直径 d2=6mm 轴承端盖螺钉直径 d3=5mm 螺钉数目6检查孔盖螺钉直径 d4=5mm轴承端盖外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm轴承旁凸台半径 R1=16mm轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 6mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 10mm 第七章.键的相关标准选择本部分含键的选择联轴器的选择，螺栓，螺母，螺钉的选择垫圈，垫片的选择，具体内容如下：1：键的选择查表10-33机械设计基础课程设计：GB1095-79蜗杆轴与大皮带轮配合的普通平键，b*h=6*6GB1095-

29、79蜗轮轴与蜗轮配合的普通平键，b*h=12*7GB1095-79蜗轮轴与联轴器相配合的普通平键b*h=6*6A 型，6*6A型， 6*6A型， 12*72：联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表10-43机械设计基础课程设计，选用联轴器的型号HL3。 GB5014-85HL3GB5014-853：螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓GB5782-86， M6*35， 数量为4个 M6*80， 数量为4个 螺母GB6170-86 M6 数量为8个 螺栓GB5782-86 M5*20 数量为25个油标 数量为1个 （参考机械设计基础课

30、程设计装配图）M6*35M6*80M6M5*204：销，垫圈垫片的选择选用销GB117-86，B6*20，数量为4个选用M10的弹簧垫圈GB93-87数量为8个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片2个 （参考机械设计基础课程设计图装配图）GB117-86GB93-87石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图第八章.减速器结构与润滑的概要说明在以上设计选择的基础上，对该减速器的结构，减速器箱体的结构，轴承端盖的结构尺寸，减速器的润滑与密封，减速器的附件作一简要的阐述。 减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照机械设计基础课程设计图10-8装配图

31、的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放汕螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使

32、用与箱座铸成一体的吊钩；减速气用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图 减速器的润滑与密封蜗轮传动部分采用润滑油，润滑油的粘度为118cSt（100C）查表5-11机械设计基础课程设计轴承部分采用脂润滑，润滑脂的牌号为ZL-2查表5-13机械设计基础课程设计 减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。具体结构详见装配图具体结构装配图详见零件工作图润滑油118Cst润滑脂ZL-2 详见装配图结束语通过设计一级蜗杆减

33、速器，觉得自己受益非浅。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力；让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为我今后的设计工作打了良好的基础。通过本次课程设计，还提高了我的计算和制图能力；我能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准（如GB、JB等），获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。当一份比较象样的课程设计