帶式運輸機的二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、目錄一、設計題目2二、傳動裝置總體設計2三、選擇電機3四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5六、齒輪的設計8七、軸的設計10八、高速軸大齒輪的設計23九、聯(lián)軸器的選擇23十、減速器機體結構尺寸如下24十一、裝配圖設計 25十二、零件圖設計 27十三、其他有關數(shù)據(jù)28十四、設計小結 28一、 設計題目：帶式運輸機的二級斜齒圓柱齒輪減速器。1 工作條件：有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動，單班制工作，輸送帶速度容許誤差為5%，減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命為五年。2 己知條件：輸送帶拉力：F=3000N，滾筒直徑為D=300mm，帶速度為：V=0.8m/s。二、 傳動裝

2、置總體設計：1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、聯(lián)軸器、輸送帶、滾筒組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機1、 計算電機所需功率：查機械設計課程設計書本第100頁表14-7：滾子軸承傳動效率：0.98七級精度齒輪傳動效率：0.99齒式聯(lián)軸器傳動效率：0.99卷筒傳動效率：0.96求出電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：=0.85求出工作機所需功率式中：F工作機的工作阻力，N； V工作機的線速度，m/s。求出所需電動機功率： 2、確定電機轉速：

3、卷筒轉速為： 二級圓柱齒輪減速器傳動比所以電動機轉速的可選范圍是： =（840）×50.96=407.682038.4可見，符合這一范圍的電動機轉速有：750、1000、1500三種。根據(jù)電動機所需功率和轉速查手冊第272頁表22-1有3種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率KW滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量kg額定轉矩額定轉矩1314202.22.234239602.02.045337102.02.063綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1種方案比較合適，因此選用電動機型號為，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉速同步轉

4、速質量kgADEFGHLAB2.214201500341602860824100380205四、 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：式中：電動機滿載轉速， ；工作機轉速，。二級傳動中，總傳動比，式中、分別為一級和二級傳動機構的傳動比。按二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取=1.4，得注：為高速級傳動比，為低速級傳動比。五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。1、 各軸轉速：軸1：軸2： 軸3：2、 各軸輸入功率：軸1：軸2：軸3：軸4：3、 各軸輸入轉矩：電動機

5、軸輸出轉矩：軸1：軸2： 軸3：卷筒軸輸入轉矩：4、 各軸輸出功率：軸1：軸2：軸3：卷筒軸：5、各軸的輸出轉矩分別為各軸的轉矩乘軸承效率0.98：軸1： 軸2：軸3： 卷筒軸輸出轉矩：運動和動力參數(shù)計算結果如下表所示：軸名功率P KW轉矩T Nm轉速傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.8218.9714201軸2.792.7318.7618.39142010.992軸2.712.66113.73111.46227.566.240.973軸2.632.58492.29482.4451.024.460.97卷筒軸2.552.50477.31467.7650.9610.97六、齒輪的設計：1、

6、高速級大小齒輪的設計：材料：高速級小齒輪選用鋼調質處理，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為200HBS。查課本第166頁表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；查課本第171頁表11-5得：。=1.25, =1.6；故 = / =600/1.25=480Mpa；450/1.6=281.25 Mpa按齒面接觸強度設計：7級精度制造，查課本第169頁表11-3得：載荷系數(shù)，表11-6齒寬系數(shù)取0.8；查課本第171頁表11-4得彈性系數(shù)=188，區(qū)域系數(shù)取2.5， 計算中心距：由課本第171頁式11-3得：設=20，=37.24/20=1.86，取m=2。由=2&#

7、215;20=40mm, =6.24×20=124.8 取125；2×125=250mm齒寬：=0.8×40=32mm,取=35mm；考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大，大齒輪取=35mm,小齒輪取40mm.實際傳動比：=125/20=6.25傳動比誤差：（6.25-6.24）/6.25×100%=0.16%驗算輪齒彎曲強度：查課本第173、174頁表11-8、11-9得：=2.93 =1.56按最小齒寬了b=40計算：2×1.2×18.76×1.56×2.93/（40×2×2×2

8、0）=42.89Mpa=281.25Mpa所以安全。齒輪的圓周速度：=(3.14×40×1420)/(60×1000)=2.97m/s查課本第168頁表11-2知選用7級的的精度是合適的。2、 低級軸齒輪設計材料：低速級小齒輪選用鋼調質處理，齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為200HBS。查課本第166頁表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；查課本第171頁表11-5得：。=1.25, =1.6；故 = / =600/1.25=480Mpa；450/1.6=281.25 Mpa按齒面接觸強度設計：7級精度制造，查課本第169頁表1

9、1-3得：載荷系數(shù)，齒寬系數(shù)取0.8；查課本第171頁表11-4得彈性系數(shù)=188，區(qū)域系數(shù)取2.5， 計算中心距：由課本第171頁式11-3得：設=25，=64.90/25=2.596，取m=3。由=3×25=75mm, =4.61×25=115.25,取116；3×116=348mm齒寬：=0.8×75=60mm,取=65mm；考慮低速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大，大齒輪取=65mm,小齒輪取70mm.實際傳動比：=116/25=4.64傳動比誤差：（4.67-4.64）/4.67×100%=0.64%驗算輪齒彎曲強度：查課本第173、1

10、74頁表11-8、11-9得：=2.93 =1.56按最小齒寬了b=70計算：2×1.2×78.08×1000×1.56×2.93/（80×3×3×25）=54.38Mpa=281.25Mpa所以安全。齒輪的圓周速度：=(3.14×75×220.16)/(60×1000)=0.86m/s查課本第169頁表11-2知選用7級的的精度是合適的。七、 軸的設計：1、高速軸設計：1）、材料：選用45號鋼調質處理。查課本第245頁表14-2取=35Mpa, C=110。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本

11、第245頁式14-2mm 式中：P軸所傳遞的功率，KW n軸的轉速，r/min C由軸的許用切應力所確定的系數(shù)得：=12.04mm查課程設計課本第194頁得到電動機軸徑d=28，所以取=28mm；查課程設計課本第145頁聯(lián)接器型號結合考慮得第一段軸長為62mm，L1=62mm。取35mm，查課程設計課本第282頁結合計算得= m+e+2=40mm。取40mm，查課程設計課第131頁表15-3,選用N208E軸承,得軸承寬度為b=18mm, 所以取=35mm，=18+17=35mm。取45mm,因為要與中間軸中大齒輪相對齊，所在取=45 mm，=70mm。為小齒輪直徑，所以=60 mm，為小齒輪

12、寬度，即=40mm為軸肩直徑，其值要比裝軸承的直徑段大，所以取=44，取3mm為裝軸承和軸套段，結合取=35mm，=17+18-3=32mm其中，為齒輪軸。2）、校核該軸和軸承：L1=62mm，=28mm，=35mm，=70mm，=40mm，=3mm，=32mmL1= 185mm L2=40mm L3=35mm作用在齒輪上的圓周力為：=2×12.51×1000/40=625.5N徑向力為=625.5×0.364=227.68N求垂直面的支反力：=(55×227.68)/(185+40)=52.18N=227.68-52.18=175.5N求垂直彎矩，并繪

13、制垂直彎矩圖：=175.5×40/1000=9.65N.m=52.18×185/1000=9.65 N.m求水平面的支承力：由得=40×625.5/(185+40)=143.34N=625.5-143.34=482.16N求并繪制水平面彎矩圖：=143.34×185/1000=26.52N.m=482.16×40/1000=26.52 N.m求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把直接求得。=28.22N.m=28.22N.m求危險截面當量彎矩：最危險截面其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）=29.02N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本第

14、166頁表11-1得，許用彎曲應力，則：mm因為>=40mm>d，所以該軸是安全的。3）、軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取取按最不利考慮，則有：= 152.54N=513.11N則=32.2年>5年因此所該軸承符合要求。4）、彎矩及軸的受力分析圖如下：5）、鍵的設計與校核: 參考課程設計課本第123頁表14-24,由于公稱直徑d=28mm,在2230范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：8×7, 采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=60mm,綜合考慮取=50得=4×12.51×1000

15、/28×50×(50-7)=0.83Mpa<所以，所選鍵為： b×h×l:8×7×502、 中間軸的設計：1）、材料：選用45號鋼調質處理。查課本第245頁表14-2取=35Mpa, C=110。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第245頁式14-2mm式中：P軸所傳遞的功率，KW n軸的轉速，r/min C由軸的許用切應力所確定的系數(shù)得：=22.16mm取=40mm ，因為段要裝配軸承，所以查課程設計課本第134頁表15-4，選用N208E軸承，L1=18+18=36mm。裝配低速級小齒輪，且取=40mm，因為要比齒輪孔長度少23mm

16、 ,所以取L2=68mm。段主要是定位高速級大齒輪，所以取=45mm，=6mm。裝配高速級大齒輪，取=38mm,L4=30mm。段要裝配軸承，所以查課程設計課本第134頁表15-4，選用N208E軸承， =18+220=38mm。校核該軸和軸承：L1=36mm L2=116mm L3=38mm作用在2、3齒輪上的圓周力：=2×78.08×1000/258=605.27N =2×78.08×1000/75=2082.13N徑向力：=605.27×0.364=220.32N=2082.13×0.364=757.90N求垂直面的支反力:=-

17、757.90×38+220.32×(116+38)/(36+116+38)=27N=757.90+27-220.32=564.58N計算垂直彎矩：=27×36/1000=0.972N.m=27×(36+116)/1000-220.32×116/1000=-21.45N.m求水平面的支承力： =907.01 N=605.27+2082.13-907.01=1780.39N2)、計算、繪制水平面彎矩圖：=907.01×36/1000=32.65N.m=-1780.39×(36+116)/1000-2082.13×116

18、/1000=-512.15N.m求合成彎矩圖，按最不利情況考慮： =32.66N.m=512.60N.m求危險截面當量彎矩： 最危險截面當量彎矩為：（取折合系數(shù)）=57.11N.m=514.74N.m計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調質，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應力，則：mm因為=42mm>d，所以該軸是安全的。3）、軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取取按最不利考慮，則有：=+605.27=1512.68N=+2082.13=3949.89N則=14.5年軸承使用壽命在5年范圍內(nèi)，所以該軸承符

19、合要求。4）、彎矩及軸的受力分析圖如下：5）、鍵的設計與校核：已知 參考課程設計課本第123頁表14-24,由于公稱直徑d=42mm,在38344范圍內(nèi)，故、軸段上采用鍵：12×8, 采用A型普通鍵:鍵校核:根據(jù)擠壓強度條件，因為=70mm,綜合考慮取=60mm得=4×78.08×1000/42×60×10=12.39Mpa<所以，所選鍵為： b×h×l:12×8×60因為=30mm,綜合考慮取=25mm得=4×78.08×1000/38×25×10= 32.

20、87Mpa<所以所選鍵為: b×h×l:10×8×253、從動軸的設計：1）、確定各軸段直徑各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第245頁式14-2mm 式中：P軸所傳遞的功率，KW n軸的轉速，r/min C由軸的許用切應力所確定的系數(shù)得：=36.48mm結合聯(lián)軸器結構要求，第一段軸徑=40mm, 取112mm。為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，取=44mm。取24mm;設計軸段，為使軸承裝拆方便，取=50 mm,查課程設計課本第177頁，先軸承N210E:d=50mm,D=90mm,B=20mm。=37mm;設計軸段，考慮到有足夠位置與軸2中的大齒輪

21、對齊且不相影響，故取=57mm，=62；設計齒輪軸段，取=55mm，由齒輪寬度決定，其長度為齒輪寬度少23mm ,即=62 mm。設計軸頭，因為與均為軸承段，所以取=50，由軸承和結構決定，取=41mm。2) 、校核該軸和軸承：L1=63mm L2=121mm L3=144mm求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 2×349.93×1000/348=2011.09N徑向力：=2011.09×0.364=732.04N求垂直面的支反力：121×732.04/(63+121)= 481.40mm=732.04-481.04=25

22、0.64mm計算垂直彎矩：= =250.64×121/1000=30.33 N.m=481.40×63/1000=30.33 N.m求水平面的支承力。=121×2011.09/(63+121)= 1322.51N=2011.09-1322.51=688.58N計算、繪制水平面彎矩圖。=1322.051×63/1000=83.32N.m=688.58×121/1000=83.32N.m求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把直接求得。=88.66N.m求危險截面當量彎矩。最危險處截面當量彎矩為：（取折合系數(shù)）=227.91N.m計算危險截面處軸的直徑:

23、因為材料選擇調質，查課本第166頁表11-1得，許用彎曲應力，則：33.62mm因為=55mm>d，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取取按最不利考慮，則有：= 1407.40N則=31.52年該軸承壽命為31.52年,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設計與校核：因為d1=40mm軸段裝聯(lián)軸器，參考課程設計課本第123頁表14-24,由于公稱直徑d=40mm,在3844范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：12×8, 采用A型普通鍵:鍵校核:根據(jù)擠壓強度條

24、件，因為=112mm,綜合考慮取=104mm得=4×349.93×1000/40×104×8=42.06Mpa<所以所選鍵為: 因為=53mm，這一軸段裝夾齒輪，參考課程設計課本第123頁表14-24,由于公稱直徑d=55mm,在5058范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：16×10, 采用A型普通鍵:鍵校核:根據(jù)擠壓強度條件，因為=62mm,綜合考慮取=56mm得=4×349.93×1000/55×56×10=51.29Mpa<所以所選鍵為: 八 、 高速軸大齒輪的設計因 采用腹板式結構代號結構尺寸和計

25、算公式結果輪轂處直徑64輪轂軸向長度40倒角尺寸1齒根圓處的厚度6腹板最大直徑225板孔直徑26腹板厚度16.5九.聯(lián)軸器的選擇：計算聯(lián)軸器所需的轉矩： 查機械設計課本第291頁中表17-1得：取 軸1：查課程設計課本第210頁表19-5，選用型號為TL5的彈性套柱銷聯(lián)軸器。軸3：查課程設計課本第210頁表19-5，選用型號為TL6的彈性套柱銷聯(lián)軸器。十減速器機體結構尺寸名稱符號計算公式結果箱座厚度8箱蓋厚度8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑M14蓋與座聯(lián)結螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.

26、5）M6視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112202018，至凸緣邊緣距離查手冊表1122016外箱壁至軸承端面距離=+（510）45大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.212齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>12箱蓋，箱座肋厚1010軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）115（2軸）210（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離120（1軸）115（2軸）210（3軸）十一、裝配圖設計（一）、裝配圖的作用作用：裝配圖表明減速器各零件的結構及其裝配關系，表明減速器整體結構，所有零件的形狀和尺寸，相關零件間的聯(lián)接性質及減速器的工作原理，是減速器裝配、調試、

27、維護等的技術依據(jù)，表明減速器各零件的裝配和拆卸的可能性、次序及減速器的調整和使用方法。（二）、減速器裝配圖的繪制1、裝備圖的總體規(guī)劃：（1）、視圖布局：、選擇3個基本視圖，結合必要的剖視、剖面和局部視圖加以補充。、選擇俯視圖作為基本視圖，主視和左視圖表達減速器外形，將減速器的工作原理和主要裝配關系集中反映在一個基本視圖上。布置視圖時應注意：a、整個圖面應勻稱美觀，并在右下方預留減速器技術特性表、技術要求、標題欄和零件明細表的位置。b、各視圖之間應留適當?shù)某叽鐦俗⒑土慵蛱枠俗⒌奈恢谩＃?）、尺寸的標注：、特性尺寸：用于表明減速器的性能、規(guī)格和特征。如傳動零件的中心距及其極限偏差等。、配合尺寸：

28、減速器中有配合要求的零件應標注配合尺寸。如：軸承與軸、軸承外圈與機座、軸與齒輪的配合、聯(lián)軸器與軸等應標注公稱尺寸、配合性質及精度等級。查文獻【3】表34、表35、外形尺寸：減速器的最大長、寬、高外形尺寸表明裝配圖中整體所占空間。、安裝尺寸：減速器箱體底面的長與寬、地腳螺栓的位置、間距及其通孔直徑、外伸軸端的直徑、配合長度及中心高等。（3）、標題欄、序號和明細表：、說明機器或部件的名稱、數(shù)量、比例、材料、標準規(guī)格、標準代號、圖號以及設計者姓名等內(nèi)容。、裝備圖中每個零件都應編寫序號，并在標題欄的上方用明細表來說明。（4）、技術特性表和技術要求：、技術特性表說明減速器的主要性能參數(shù)、精度等級、表的格

29、式可查文獻【2】例題，布置在裝配圖右下方空白處。、技術要求包括減速器裝配前、滾動軸承游隙、傳動接觸斑點、嚙合側隙、箱體與箱蓋接合、減速器的潤滑、試驗、包裝運輸要求。2、繪制過程：（1）、畫三視圖：、繪制裝配圖時注意問題： a先畫中心線，然后由中心向外依次畫出軸、傳動零件、軸承、箱體及其附件。b、先畫輪廓，后畫細節(jié)，先用淡線最后加深。c、3個視圖中以俯視圖作基本視圖為主。d、剖視圖的剖面線間距應與零件的大小相協(xié)調，相鄰零件剖面線盡可能取不同。e、對零件剖面寬度的剖視圖，剖面允許涂黑表示。f、同一零件在各視圖上的剖面線方向和間距要一致。、軸系的固定：a、軸向固定：滾動軸承采用軸肩和悶蓋或透蓋，軸套

30、作軸向固定；齒輪同樣。b、周向固定：滾動軸承采用內(nèi)圈與軸的過渡配合，齒輪與軸除采用過盈配合還采用圓頭普通平鍵?？刹槲墨I【2】P85（2）、潤滑與密封、潤滑：因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，查課程設計課本第142頁，根據(jù)各種潤滑油的主要性質和用途，箱體內(nèi)選用全損耗系統(tǒng)用油（GB443-89）中的L-AN100潤滑油，軸承用ZGN69-2脂，裝至規(guī)定高度。、密封：防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。?）、減速器的箱體和附件：、箱體：用來支持旋轉軸和軸上零件，并為軸上傳動零件提供封閉工作空間，防止外界灰砂侵入和潤滑逸出，并起油箱作用，保證傳動零件嚙合過程良好

31、的潤滑。、附件：包括窺視孔及窺視孔蓋、通氣器、軸承蓋、定位銷、啟箱螺釘、油標、放油孔及放油螺塞、起吊裝置。3、完成裝配圖：（1）、標注尺寸：可參考文獻【3】，標注尺寸包括的特性尺寸、配合尺寸、安裝尺寸、外形尺寸、其他重要尺寸。（2）、零件編號（序號）：裝配圖中所有零部件，按順時針方向依次編號，并對齊。（3）、技術要求：參考文獻【3】（4）、審圖（5）、加深十二、零件圖設計（一）、零件圖的作用：1、 反映設計者的意圖，是設計生產(chǎn)部門組織設計、生產(chǎn)的重要技術文件。 2、表達機器（或部件）對零件的要求，同時還要考慮到結構和制造的可能性與合理性，是制造、檢驗和制定技術規(guī)程的依據(jù)。（二）、零件圖的內(nèi)容及

32、繪制：1、用一組視圖，完整、準確、清楚地表示出零件各部分的結構形狀：（1）、軸：采用主視圖和剖視圖。主視圖按軸線水平布置，再在鍵槽處的剖面視圖。（2）、齒輪：采用主視圖和側視圖。主視圖按軸線水平布置（全剖），反映基本形狀；側視圖反映輪廓、輻板、鍵槽等。2、正確、完整、清晰、合理地標注零件結構形狀及相對位置尺寸：（1）、軸：參考文獻【3】，徑向尺寸以軸線為基準標注，有配合處徑向尺寸應標尺寸偏差；軸向尺寸以軸孔配合端面及軸端面為基準，反映加工要求，不允許出現(xiàn)封閉尺寸鏈。（2）、齒輪：參考文獻【3】：徑向尺寸以軸線為基準，軸孔、齒頂圓應標相應的尺寸偏差；軸向尺寸以端面為基準，鍵槽尺寸應相應標出尺寸偏

33、差。3、用一些規(guī)定的符號、數(shù)字、字母、和文字注解，簡明準確的給出零件在使用、制造安裝和檢驗時應達到的某些技術要求：如表面粗糙度、尺寸公差、形狀和位置公差，表面熱處理及材料熱處理等方面的要求。4、畫出標題欄。十三.其他有關數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關數(shù)據(jù)。十四、設計小結這次關于一級圓柱齒輪減速器的課程設計是我們第一次真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實際鍛煉。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.1、 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、CAD技術、工程材料等于一體。2、 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。3、 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的