课程设计带式运输机传动装置课程设计.doc

机械课程设计 学生姓名 李杰 学 号 20096988 学 院 制造科学与工程学院专 业 机械设计制造及其自动化指导教师 岳大鑫二一一 年 十二月 五 日目 录一、机械零件课程设计任务书3二、电动机的设计4三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、运动参数及动力参数计算5五、传动零件的设计计算6六、轴的设计计算11七、 减速箱的结构设计24八、滚动轴承的选择及校核计算26九、键联接的选择及校核计算28十、密封和润滑的设计29十一、设计小结29十 一、参考资料30一、机械零件课程设计任务书设计题目：带式运输机传动装置电动机V带传动联轴器运输带FV已知条件1 工作参数运输带工作拉力F12 kN运输带工作速度V3 m/s（允许带速误差±5%）滚筒直径D= 500 mm滚筒效率hi0.96（包括滚筒与轴承的效率）2 使用工况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。3 工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35。4 动力来源三相交流电，电压380/220V。5 寿命要求使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。6 制造条件一般机械厂制造，小（大）批量生产。设计工作量：减速器装配图1张（A0或A1），零件工作图 1 张，计算说明书1份。二、电动机的设计设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。原始数据：运输带工作拉力F=3000N；带速V=2.5m/s；滚筒直径D=500mm；电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.850（2）电机所需的工作功率：P工作=Fv/1000总=3000×2.5/(1000×0.85)=8.82KW （3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.5/(×500)=95.49r/min按表11推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（624）×95.49=573.02291.8r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由P1673查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选nd=1000r/min 。根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比：i总=nd/n筒=970/95.49=10.16（2）分配各级传动比据表12，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=36合理）i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=10.16/=2.54四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI =n电动/i带=970/2.54=381.89(r/min)nIII=nII= nI /i齿轮=381.89/4=95.47(r/min)计算各轴的输入功率（KW）PI=P工作=Pm带=8.82×0.96=8.47KWPII=PI×齿轮=8.47×0.97=8.21KWPIII=PII×联轴器=8.21×0.99 =8.13KW2、 计算各轴的输出功率（KW）PI出=P工作=Pm带轴承=8.82×0.96×0.98=8.30KWPII出= PII×轴=8.21×0.9 8=8.05KWPIII出= PIII×轴承=8.13×0.98 =7.97KW3、 计算各轴输入扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ n电动= 9550×8.82/970 =86.84NmTI=9550×PI/nI=9550×8.47/381.89=211.81N·mTII=9550×PII/nII=9550×8.21/95.47 =821.26N·mTw=9550×PW/nW=9550×8.13/95.47 =813.26N·m4、计算各轴输出扭矩（N·mm）T0 = 9550×Pm/ nd= 9550×8.82/970 =86.84 N·mTI出=9550×PI出/nI=9550×8.30/381.89=207.56N·mTII出=9550×PII出/nII=9550×8.05/95.47 =805.25N·mTw出=9550×PW出/nW=9550×7.97/95.47 =797.25N·m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算选择普通V选带截型，由表5.53得：kA=1.2PC=KAP=1.2×11=13.2KW由图5-143得：选用B型V带，确定带轮基准直径，并验算带速由图5-143得，推荐的小带轮基准直径为125200mm 则取dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=2.54×160=406.4mm由表5-63，取dd2=400mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=970×160/400=388r/min转速误差为：(n2-n2)/n2=(381.89-388)/381.89 =-1.6%<5%(允许)带速V：V=dd1n1/（60×1000） =×160×970/60×1000 =8.13m/s在525m/s范围内，带速合适。（1）确定带长和中心矩0. 55(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 55(160+400)a02×(160+400)所以有：308mma01120mm（2）初取a0=500L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(160+400)+(400-160)2/（4×500）=1908mm根据表5-23取Ld=1800mmaa0+（Ld-L0）/2=500+(1800-1908)/2 =500-54=446mm（3）验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =1800-(400-160)/446×57.30=1800-30.830 =149.170>1200（适用）（4）确定带的根数根据表5.33 P1=2.70KW 表5.43P1=0.30KW表5.7 3 K=0.92 表5.23 KL=0.95得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =13.2/(2.70+0.30) ×0.95×0.92 =3.85取Z=4根（5）计算轴上压力由表5.13 查得q=0.17kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×13.2/（4×8.13）×(2.5/0.92-1)+0.17×8.132N =360.31N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin1/2=2×4×360.31sin149.2/2=2778.99N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级选取一对斜齿轮。齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度229286HBS；确定许用应力（MPa）图6.143 、图6.153 得sHlim1=700 MPa (HBS= 250 )，sHlim2= 600 MPa (HBS =210 )、 sFlim1= 280 MPa (HBS=250 )、 sFlim2= 220 MPa (HBS =210 )、 由表6.53 取 SHmin =1.2 ，SFmin =1.6 使用寿命 N1=60n1 jLh= 60*381.89*8*300*16 =8.80×108 （按每年300个工作日计算） N2= N1/ i = 8.80×108 /4 = 2.20×108 由图6.163曲线1：ZN1= 1 ，ZN2= 1.12 由图6.173得：YN1= YN2= 1 ，YST= 2sHP1=583.33MPa ，sHP2= 500 MPa 。sFP1= 350 MPa ，sFP2= 275 MPa 。（2）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动），工作转矩 T1=9.55×106= 211.81 NmZH= 2.42 （图6.123），ZE= 189.8 （表6.33），Ze = 0.8 ，yd = 1.（表6.83）Z=0.98载荷系数 K= KA×Kv×Ka×Kb = 1.8 其中： KA = 1.25 （表6.23 ），Kv = 1.2，Kb = 1，Ka= 1.2。(3)确定中心距 尽量使尾数为0或5,以便于制造和测量，所以初定。 (4)选定模数、齿数、和螺旋角 一般，取螺旋角为150初选， 则 由标准模数取 ，则 取 则 取 则 齿数比：误差允许范围内，可用。于是 满足要求。（5）计算齿轮分度圆直径小齿轮 大齿轮 （6）齿轮宽度 圆整大齿轮宽度 取小齿轮宽度 （7）校核齿轮弯曲疲劳强度取根据、查表取：，又 名称符号公式齿1齿2齿数zz28107分度圆直径dd=mz86.60330.93齿顶高haha=ha*m3.03.0齿根高hfhf=(ha*+c*)m3.753.75齿顶圆直径dada=d+2ha92.60336.93齿根圆直径dfdf=d-2hf79.1323.43标准中心距aa=m(z1+z2)/2202.5齿宽bb=dd19590所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。六、轴的设计计算输入轴的设计计算在单级减速器中，可将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称布置，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，周向采用键和过渡或过盈配合，两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向定位采用过渡或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左端装入，齿轮、套筒和右轴承依次从右端装入。（1）按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS，-1=60Mpa根据表11.33，取C=112由式11.23 考虑有键槽，将直径增大5%，则选d=33.04mm（2）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接。按d由表4-12查得平键截面b×h=20×12，键槽用键槽铣刀加工，长取70mm，键槽用键槽铣刀加工，长取90mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为b×h×L=16×10×70，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴各段直径和长度 左起第一段轴=35mm，带轮宽度B=82mm,B<1.5D, 取60mm左起第二段取=40mm。取第二段的长度=50mm 左起第三段，取小齿轮距箱体内壁间距a=14mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承有径向力，选用30209型轴承，其尺寸为d×D×T=45×85×20.75，那么该段的直径为=45mm，长度为=47mm。 左起第四段为齿轮轴段，齿轮宽为b=95mm，为了保证定位的可靠性，=50mm,取轴段长度为=91mm。 左起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为=60mm ,长度取=8mm。左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取=52mm，长度取= 14mm。 左起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为=45mm，长度=21（4）按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=86.60mm求转矩：已知T1=91470N·mm求圆周力Ft， 求径向力Fr, 求轴向力Fa, Fa=Ft·tan=4891.66×tan14.10=1228.7N 轴承支反力：该轴两轴承对称:LA=LB=72.5 = =2445.83垂直面内支反力： 得=1284.66N =550.82N 作出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：=177322.68N·mm =93137.85N·mm =39934.45N·mm总弯距 =200294.76N·mm =181763.85N·mm 作出计算弯矩图 =221785.12N.mm 校核轴的强度 =18.98MPa<-1故安全。轴的载荷分布图如下： （5）精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最重要，截面和的应力影响相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核截面左右两侧即可。截面IV左侧抗弯截面模量按表11.53中的公式计算： W=0.1=9112.5mm抗扭截面模量： =0.2=18225mm截面IV右侧的弯矩M为：截面扭距T1为：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因 r/d=2.0/45=0.044 ,D/d=50/45=1.11=2.4 又查图1.13得轴的材料敏性系数为=0.70故有效应力集中系数为 =1+0.6(1.98-1)=1.59 查图11.173得尺寸系数=0.70，扭转尺寸系数=0.70因轴按磨削加工，得表现质量系数为=0.88， =0.6*0.88+0.4=0.93轴未经表面强化处理，即=1 ，则得综合系数值为 =材料特性系数取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取计算安全系数 =1.5故可知其安全。截面IV右侧抗弯截面模量按表11.53中的公式计算： W=0.1=12500mm抗扭截面模量： =0.2=25000mm截面IV右侧的弯矩M为：截面扭距T1为：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：过盈配合处的/值，并且=0.8/=3.16，=0.8*3.16=2.53因轴按磨削加工，得表现质量系数为=0.88， =0.6*0.88+0.4=0.93则得综合系数值为 =材料特性系数取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取计算安全系数 =1.5故可知其安全。输出轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据表11.33，取C=112由式11.23 考虑有键槽，将直径增大5%，则d>51.91mm （2）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定（3）确定轴的各段直径和长度 从联轴器开始左起第一段，联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查表10.133取KA=1.5 则 Tca=1.5×805250=1207875 N·mm 选用弹性注销联轴器，型号为LX4，其公称转矩为2500000 N·mm半联轴器的孔径=55mm，故取=55mm，查表得联轴器轴孔长度选用 =84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该段轴的长度应比L1略短一些，取为82mm。左起第二段，由于要轴肩定位该段的直径取D2=60mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与开始小齿轮左端面的距离为20mm，故取该段长为L2=50mm左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用7213C型轴承，其尺寸为d×D×B=65×120×23，套筒为20mm,那么该段的直径为D3=65mm，长度为L3=49mm左起第四段，该段装有齿轮，按照标准尺寸取D4=70mm,齿轮宽为b=90mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=86mm左起第五段，为齿轮的定位轴肩,取D5=80mm，两轴承对称布置，长度取L5= 10mm左起第六段，该段为滚动轴承的定位轴肩，取轴径为D6=74mm，长度L6=12mm左起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为=65mm，长度L7=23mm（4）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=330.93mm求转矩：已知T2=821.26N·m求圆周力Ft, 求径向力Fr, 求轴向力Fa, Fa=Ft·tan=4963.35×tan14.070=1246.71N 该两轴承对称，LA=LB=64mm水平面内支反力： 垂直面内支反力： 得=2943.94N =-1081.59N 作出弯矩图根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：=158827.52N·mm =194300.04N·mm =71384.94N·mm总弯距 =250955.52N·mm =174132.11N·mm 作出计算弯矩图 =522618.82N.mm 校核轴的强度 =16.12MPa<-1故安全。轴的载荷分布图如下：（5）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最重要，截面和的应力影响相近，但截面轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核截面左右两侧即可。 截面IV左侧抗弯截面模量按表11.53中的公式计算： 待添加的隐藏文字内容3抗扭截面模量： 截面IV右侧的弯矩M为： 截面扭距T2为： 截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因 , 由图1.153得 =2.4 又查图1.163得轴的材料敏性系数为=0.82故有效应力集中系数为 查图1.173得尺寸系数=0.67，扭转尺寸系数=0.67因轴按磨削加工，得表现质量系数为=0.92，轴未经表面强化处理，即=1 ，则得综合系数值为 材料特性系数取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取计算安全系数 =1.5故可知其安全。截面IV右侧抗弯截面模量： 抗扭截面模量： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力：过盈配合处的/值， /=0.8/，于是得 /=3.16 /=0.8×3.16=2.53 轴按磨削加工，得表面质量系数为=0.92故得综合系数为： 材料特性系数取=0.10.2 ，取 =0.050.10，取计算安全系数 =1.5 故该轴在左侧的强度也是足够的。又因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。七、 减速箱的结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩 在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。根据表32P26，得如下表格:名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度1.512箱座凸缘厚度1.512箱座底凸缘厚度2.520地脚螺钉直径0.036a+12M20地脚螺钉数目a<250,n=44轴承旁联接螺栓直径0.75M16机盖与座联接螺栓直径(0.50.6) M12联接螺栓的间距150200180轴承端盖螺栓直径(0.40.5) M10 视孔盖螺钉直径(0.30.4) M8定位销直径(0.70.8) M8、到外箱壁距离见表426,22,18、至凸缘边缘距离见表424,16轴承旁凸台半径22凸台高度由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。外箱壁至轴承座端面距离c1+c2+(812)50大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.210齿轮端面与内箱壁距离>10箱盖、箱座肋厚、0.8 0.85=7、=7轴承端盖外径轴承孔直径+（55.5）d3140,160轴承端盖凸缘厚度(11.2) 9轴承旁联接螺栓距离S140八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命(一年按300个工作日计算） Lh=16×300×8=38400h对初选轴承30209校核（1）计算轴承所承受轴向力R=2762.69NR =2507.09N表6-73得C=67800N；C=83500N。表8.63取fp=1.1，由表8.73知：派生轴向力S=R/2y，于是S=R/0.8cota =2762.69×0.4/1.5/0.8=920.90NS=R/0.8cota=2507.09×0.4/1.5/0.8=835.70N因Fa=1228.7N指向2轴承，所以2轴承压紧,1轴承放松，于是 A = S+Fa =2064.4N A = S=920.9N（2）计算当量动负荷表8.53知，判断系数e=0.4。又P=fp(xR+yA)因=0.33<e，则有P=1.1×(1×2762.69+0×920.9)= 2762.69N因=0.82>e，则有P =1.1×(0.4×2507.09+0.4*3.73*2064.4) =4082.8N（3）轴承寿命计算因P <P，按右轴承计算寿命L=（）> ()=509896h >L=32000h所选轴承30209合格。 对初选轴承7013AC校核（1）计算轴承所承受轴向力R=3850.39NR =2707.13N表6-61得Cr=69800N；C0r=55200N。表8.63取fp=1.1，由表8.73知：派生轴向力S=0.7R，于是S=0.5R =0.5×3850.39=1925.20NS=0.5 R=0.5×2707.13=1353.57N因Fa=1246.71N指向1轴承，所以1轴承压紧、2轴承放松，于是 A = S+Fa =3171.91N A = S=1353.57N（2）计算当量动负荷由表8.53知，判断系数e=0.39。又P=fp(xR+yA)因=0.82>e，则有P =1.1×(0.44×3850.39+1.45×3171.91)=6293.44N因=0.50 >e，则有P =1.1×(0.44×2707.13+1.45×1353.57)=3153.82N（3）轴承寿命计算因P> P，按左轴承计算寿命L=（）= ()=531136.62h >L=32000h所选轴承7013AC合格。九、键联接的选择及校核计算（1）大带轮与输入轴的联接 轴径d1=35mm,L1=60mm 查P531选用A型平键，得： GB/T 1096 键 10×8×50 (A型）, （2）输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=50mm, L2=91mm 查P531选A型平键，得： GB/T 1096 键 14×9×80 (A型） （3）输出轴与半联轴器联接用平键联接轴径d3=55mm , L3=112mm 查P53 1选用普通平键（C型），对称布置，得：GB/T 1096 键 C16×10×70 （4）输出轴与齿轮2之间的联接轴径d4=70mm , L4=86mm 查手册P53 选用A型平键，得：GB/T 1096 键 20×12×70(A型） 十、密封和润滑的设计（1） 密封由于在轴承端处的表面速度对于轴的轴承v=0.90 m/s对于轴的轴承v=0.32m/s两者的速度都小于4m/s，所以均选择毡圈油封。选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。（2）润滑对于闭式齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量=0.350.7m3。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十一、设计小结 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。 (1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。十 一、参考资料（1）机械设计课程设计手册/吴宗泽，罗圣国主编.北京：高等教育出版社，2006（2）机械设计课程设计指导书/龚溎义主编，罗圣国等编.北京：高等教育出版社，1990（3）机械设计/杨明忠，朱家诚主编.武汉：武汉理工大学出版社，2009（4）机械设计课程设计图册/龚溎义主编；北京：高等教育出版社，2011（5）材料力学/刘鸿文主编.北京：高等教育出版社，2004（6）机械原理/郑文纬，吴克坚主编；郑星河等编.北京：高等教育出版社，1997Employment tribunals sort out disagreements between employers and employees.You may need to make a claim to an employment tribunal if:· you don't agree with the disciplinary action your employer has taken against you· your employer dismisses you and you think that you have been dismissed unfairly.For more information about dismissal and unfair dismissal, see Dismissal.You can make a claim to an employment tribunal, even if you haven't appealed against the disciplinary action your employer has taken against you. However, if you win your case, the tribunal may reduce any compensation awarded to you as a result of your failure to appeal.Remember that in most cases you must make an application to an employment tribunal within three months of the date when the event you are complaining about happened. If your application is received after this time limit, the tribunal will not usually accept it.If you are worried about how the ti