1、 汽車設計課程設計題目：csu1030貨車總體設計及驅(qū)動橋總成設計 一、課程設計任務課題內(nèi)容為給定基本設計參數(shù)的汽車進行總體設計，計算并匹配合適功率的發(fā)動機，軸荷分配和軸數(shù)，確定主要尺寸參數(shù)；詳細計算驅(qū)動橋的設計參數(shù)，繪出驅(qū)動橋的裝配圖和主要零件圖。給定參數(shù)如下：額定裝載質(zhì)量 1500kg最大總質(zhì)量 3160kg最大車速： 100km/h課題任務要求總體設計計算要求1.根據(jù)已知數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)、驅(qū)動形式、布置形式。注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。2. 確定汽車主要尺寸、軸荷分配，可參考同類車型選取參數(shù)。3. 選定發(fā)動機功率、轉(zhuǎn)速、扭矩，確定發(fā)動機型號。4. 確定汽車輪胎。5. 確定傳動系

2、最小傳動比，即主減速器傳動比。6. 確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。總成設計要求驅(qū)動橋結構型式，主減速器、差速器、橋殼等主要零部件的設計。 課題完成后應提交的資料（或圖表、設計圖紙）1驅(qū)動橋總裝配圖1張（零號圖）2半軸零件圖1張（a3圖紙）3設計計算說明書1份（含設計方案論證，設計分析與計算，設計總結、結論，參考文獻等）。主要參考文獻1 王望予.汽車設計（第4版）.機械工業(yè)出版社，20042 劉惟信.驅(qū)動橋.人民交通出版社，19873 余志生.汽車理論（第3版）.機械工業(yè)出版社，20004 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊.人民交通出版社，20015 陳家瑞.汽車構造.機

3、械工業(yè)出版社，20056 機械設計手冊編委會.機械設計手冊（新版）.機械工業(yè)出版社，2004同組設計者 二、課程設計進度表：階段日期應 完 成 任 務 內(nèi) 容檢查日期檢 查 結 果12月18日前布置題目，借閱參考資料，完成方案選型、論證。12月21日前設計、計算并編寫說明書12月28日前繪圖、修改、完成csu1030貨車總體設計及驅(qū)動橋設計摘要我這次課程設計的內(nèi)容主要包括兩個部分：csu1030貨車的總體設計和驅(qū)動橋總成設計。 在貨車的總體設計中，根據(jù)已知的幾個基本設計參數(shù)，參考國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范，考慮其用途，經(jīng)濟性等方面的要求，計算并匹配合適功率的發(fā)動機，軸荷分配和軸數(shù)，確定

4、主要尺寸參數(shù)。發(fā)動機的選擇時，根據(jù)估算的發(fā)動機功率，在國內(nèi)主要發(fā)動機廠家中選取一個比較接近的發(fā)動機型號，確定其各性能參數(shù)。然后通過考慮汽車動力性、通過性、操縱穩(wěn)定性、制動性及行駛安全性的方面要求，選擇合適型號的輪胎。最后根據(jù)相關的公式確定傳動系的最小傳動比和最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。在驅(qū)動橋的總成設計中，參考了一些國家相關標準，同時考慮和其他汽車總成之間的協(xié)調(diào)，爭取做到滿足汽車使用要求的同時，能減少自身的重量，以減小制造的成本。驅(qū)動橋各零件設計時，需要選取各種各樣的參數(shù)，參數(shù)的選擇是根據(jù)具體的條件來的，有些參數(shù)在書上找不到相應的根據(jù)，所以必須查閱相關的工具書籍和資料，以保證設計的

5、科學性和準確性。通過以上的設計和有關計算，在老師審批通過合格后，運用autocad繪制出驅(qū)動橋總成裝配圖和一個主要零件圖，完成整個的課程設計。關鍵詞：驅(qū)動橋；軸荷分配；動力性；通過性；操縱穩(wěn)定性；autocad目 錄1 csu1030型貨車總體設計72 主減速器的基本參數(shù)的選擇與計算 82.1驅(qū)動橋結構形式 92.2主減速器的齒輪類型 92.3主減速器的減速形式 92.4主減速器的基本參數(shù)的選擇與計算 92.5主減速器錐齒輪強度計算 122.6主減速器軸承設計 132.7齒輪軸承載荷的計算 143 差速器的設計173.1 圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)設計 173.2差速器齒輪強度計算 194

6、車輪傳動裝置的設計194.1 全浮式半軸直徑的設計計算 194.2 全浮式半軸的強度計算和校驗 205 驅(qū)動橋殼設計215.1 驅(qū)動橋殼的結構型式 215.2 驅(qū)動橋殼的受力分析及強度計算 216 參考文獻247 心得體會258 附錄（設計參考貨車的基本參數(shù)271 csu1030貨車總體設計已知設計參數(shù)如下：裝載質(zhì)量（kg）汽車型號最大總質(zhì)量（kg）最大車速（km/h）1500csu103031601001.1 已知數(shù)據(jù)，查有關書籍得以下初步總體設計方案：軸數(shù)：兩軸驅(qū)動形式：后輪雙胎布置形式：平頭式發(fā)動機前置后驅(qū)動1.2 主要參數(shù)：外形尺寸(mm)：521518562150貨箱尺寸(mm)：3

7、60017603801.3 軸荷分配:滿載時，前軸25% 后軸75%.空載時，前軸45% 后軸55%1.4 軸距(mm)：27251.5 前懸/后懸(mm)：1015/12951.6前/后輪距：1420/13871.7根據(jù)下式估算發(fā)動機的最大功率： 因此選取的發(fā)動機功率為58.8kw，型號是昆明云內(nèi)動力有限公司的4100qb發(fā)動機。發(fā)動機參數(shù)技術特點:1.可靠性高  2.動力性好 3.油耗低型式立式、直列、水冷、四沖程缸數(shù)缸徑x行程(mm)4100x105氣缸套形式濕式燃燒室型式直噴w型燃燒室活塞總排量(l)3.298進氣方式自然吸氣最低空載穩(wěn)定轉(zhuǎn)速(r/min)750壓縮比17：1

8、標定功率/轉(zhuǎn)速(kw/r/min)58.8/3200最低燃油消耗率(g/kw.h)238最大扭矩/轉(zhuǎn)速(n.m/r/min)201/20002200冷卻方式強制循環(huán)水冷式排放歐或歐（帶機外凈化裝置）1.8輪胎選擇型號：tr106 輕型載重汽車輪胎 規(guī)格：6.50-16技術指標：層級12，標準輪輞，輪輞型號5.50f，花紋深度10mm, 斷面寬185mm(±3.5%),外直徑750mm(±1.0%),最大負荷雙胎1070kg，單胎1215kg，氣壓雙胎740kpa,單胎740kpa生產(chǎn)廠家：山東省三角輪胎制造有限公司1.9傳動系最小傳動比和最大傳動比的確定1) 最小

9、傳動比4.52，取5.4(最高檔為直接檔)2) 最大傳動比 由=3.7 =7.9因此取為5.8，所以發(fā)動機最大傳動比為31.322. 主減速器的基本參數(shù)的選擇與計算2.1 驅(qū)動橋結構形式本貨車采用非獨立懸架，所以驅(qū)動橋用非斷開式驅(qū)動橋。2.2主減速器的齒輪類型當發(fā)動機縱向布置時，主減速器要將從變速器傳來的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化成直角以改變方向，通常采用螺旋錐齒輪或雙曲面齒輪。當主減速比2時，選用螺旋錐齒輪比較好。當24.5時，螺旋錐齒輪和雙曲面齒輪都可選用，當主減速比>4.5時,采用雙曲面齒輪比較合理。由于設計的主減速器比為5.4，因此此貨車主減速器齒輪采用雙曲面齒輪，所用的雙曲面齒輪的材料是，經(jīng)過滲

10、碳，淬火，回火后，再對齒面進行噴丸處理。2.3 主減速器的減速形式主傳動比7的汽車采用單級主減速器， =712的汽車可采用雙級主減速器，故采用單極主減速器。2.4 主減速器的基本參數(shù)的選擇與計算1) 主、從動錐齒輪齒數(shù)和綜合考慮各種因素，選主動錐齒輪齒數(shù)為8，從動錐齒輪齒數(shù)為432) 從動錐齒輪大端分度圓直徑 的端面模數(shù)可根據(jù)經(jīng)驗公式初選，即 =為直徑系數(shù)，取為15，=，現(xiàn)在先計算和：是按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和最低擋傳動比確定的從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 是按驅(qū)動輪打滑轉(zhuǎn)矩確定從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 公式中各參數(shù)意義：為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)，取1 為液力變矩器變矩系數(shù)，取1 為變速器一檔傳動比，為5.

11、8 為分動器傳動比，取1為汽車最大加速度時的后軸負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，取1.1 為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，取0.9 為計算驅(qū)動橋數(shù)，為1 為主減速器主動齒輪到車輪之間的傳動效率，取0.9 為輪胎和路面之間的附著系數(shù)，取0.85 為主減速器從動齒輪到車輪之間的傳動比，為1代入各已知數(shù)據(jù)計算得出=5455.9 nm，=9048.5 nm，因此=5455.9 nm，代入公式得=264mm由下式計算 =/，代入數(shù)據(jù)得=6同時，還滿足=式中，為模數(shù)系數(shù)，取0.341,在0.30.4之間，符合要求。3) 主，從動錐齒輪齒面寬和對于從動錐齒輪齒寬0.3，式中為其節(jié)錐距，而且應滿足10，其中=，=，代入數(shù)據(jù)

12、得=134.3mm，所以取=40mm, =40mm 4) 雙曲面齒輪副偏移距一般對于乘用車和總質(zhì)量不大的商用車，且，根據(jù)計算結果取為31.7mm。5) 中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的，輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端的螺旋角最小，雙曲面齒輪副的中點螺旋角是不相等的。汽車主減速器弧齒錐齒輪螺旋角或雙曲面齒輪副的平均螺旋角一般為，乘用車選用較大的值以保證較大的，使運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲低；商用車選用較小的值以防止軸向力過大，這里取主動雙曲面齒輪副的中點螺旋角為，從動雙曲面齒輪副的中點螺旋角為。6) 法向壓力角對于弧齒錐齒輪，乘用車的一般選用或者，商用車的為或。對于雙曲面齒輪，從動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是相同的

13、，但是主動齒輪輪齒兩側(cè)的壓力角是不相等的。選取平均壓力角為或，商用車為或。這里我們?nèi)∑骄鶋毫嵌葹椤?.5 主減速器錐齒輪強度計算1) 單位齒長圓周力按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時 將=5.8和其他參數(shù)值代入上式得：=1068.10n/mm,小于其許用值1429n/mm,符合要求。將=1和其他參數(shù)值代入上式得：=184.16n/mm,小于其許用值250n/mm,符合要求。按驅(qū)動輪打滑的轉(zhuǎn)矩計算時 將各參數(shù)值代入上式可得=1713.7n/mm,高出其許用值1429n/mm19.1%，但是由于材質(zhì)和加工工藝等制造質(zhì)量的提高，該單位齒長圓周力還是符合要求的。2) 輪齒彎曲強度錐齒輪輪齒的齒根彎曲應力為 校驗

14、主動齒輪：=5455.9，主動齒輪的計算轉(zhuǎn)矩式中為主、從動錐齒輪間的傳動效率，由于6取=90%代入式子可得=1122.6 nm為過載系數(shù)取1，為尺寸系數(shù)，代入數(shù)據(jù)得=0.70，齒輪采用跨置式，取1.05，為質(zhì)量系數(shù)取1，b=40mm,為主動齒輪的大端分度圓直徑其值為45mm,查表可得=0.305， 將以上數(shù)據(jù)代入公式得=500.98mpa,小于700mpa,符合要求。校驗從動齒輪：汽車日常行駛平均轉(zhuǎn)矩確定的從動錐齒輪的計算轉(zhuǎn)矩 =5455.9，=264mm，查表可得=0.29，其他參數(shù)同上，按計算的最大彎曲應力=436.50mpa，小于700mpa,符合要求。3) 輪齒接觸強度錐齒輪輪齒的齒面

15、接觸應力為 式中，=49mm，=40mm, 為尺寸系數(shù)取1.0，為齒面品質(zhì)系數(shù)取1.0，為綜合彈性系數(shù)取=232.6 ，為齒面接觸強度的綜合系數(shù)，查表得=0.175，其他參數(shù)同上。按計算的最大接觸應力=2754.8mpa，小于2800 mpa，符合要求。2.6 主減速器軸承設計 本次設計主減速器時主動雙曲面齒輪的螺旋方向是右旋（從齒輪頂看），旋轉(zhuǎn)方向是順時針；從動雙曲面齒輪的螺旋方向是左旋，旋轉(zhuǎn)方向是逆時針。為齒寬中點處的圓周力，為作用在從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩，=5455.9 nm；為從動齒輪齒寬中點處的分度圓直徑，為從動齒輪大端分度圓直徑，=264mm,=40mm,為從動齒輪節(jié)錐角，其值為，由此可

16、以算出=224.67mm, =48.60kn，可知，=45.40kn。主動齒輪受到的軸向力=31.20kn主動齒輪受到的徑向力=32.80kn從動齒輪受到的軸向力=31.90kn從動齒輪受到的徑向力=27.30kn式中：主動齒輪的面錐角，從動齒輪的根錐角，2.7 齒輪軸承載荷的計算當雙曲面齒輪齒面上所受的圓周力、軸向力和徑向力計算確定后，我們可以根據(jù)主減速器齒輪軸承的布置尺寸求出軸承所受的載荷。設計的主減速器主動齒輪采用的軸承支承方式是懸臂式支承，從動齒輪采用的軸承支承方式是跨置式支承，支承簡圖如下 其中a=90m,b=35mm，c=90mm,d=120mm主減速器軸承上的載荷軸承a徑向力軸向

17、力軸承b徑向力軸向力0軸承c徑向力軸向力軸承d徑向力軸向力0軸承a受到的徑向力=82.25kn軸承a受到的軸向力=31.20kn軸承b受到的徑向力=26.68 kn軸承b受到的軸向力=0軸承c受到的徑向力=27.81 kn軸承c受到的軸向力=31.90 kn軸承d受到的徑向力=35.51 kn軸承d受到的軸向力=0我們初步確定導向軸承的型號為nu307e的圓柱滾子軸承，由以上所算的軸承a和軸承b受到的徑向力和軸向力和小齒輪軸和差速器的設計，小齒輪軸的軸承a、軸承b選用的圓錐滾子軸承的型號為30308，導向軸承選用n208e圓柱滾子軸承，差速器軸承選用的圓錐滾子軸承型號為30310。1) 軸承當

18、量載荷及壽命計算：在齒面圓周力，軸向力，徑向力確定之后，根據(jù)主減速器軸承的布置尺寸確定軸承上的載荷和壽命。軸承a載荷和壽命計算（30308圓錐滾子軸承）徑向載荷=82.25 kn 軸向載荷=31.20 kn 軸承a的當量動載荷=85.94 kn軸承a的壽命h軸承b載荷和壽命計算（30308圓錐滾子軸承） 徑向載荷=26.68 kn 因為軸承b不承受軸向力，所以軸承b的當量動載荷=26.68 kn軸承b壽命軸承c載荷和壽命計算（30310圓錐滾子軸承）徑向載荷=27.81 kn 軸向載荷=31.90 kn 軸承c的當量動載荷=65.35 kn軸承c的壽命軸承d載荷和壽命計算（30310圓錐滾子軸

19、承） 徑向載荷=35.51 kn 軸向載荷=0軸承d的當量動載荷=35.51 kn軸承d的壽命經(jīng)過以上的軸承壽命的計算，四個軸承的壽命基本能滿足主減速器、差速器的正常使用，選用合格。 3.差速器設計結構形式采用對稱式圓錐行星齒輪差速器。1. 圓錐行星齒輪差速器的基本參數(shù)設計1) 行星齒輪數(shù)n由于此貨車承載量比較大，所以行星齒輪數(shù)n取4。2) 行星齒輪球面半徑 根據(jù)經(jīng)驗公式來確定為行星齒輪球面半徑系數(shù)取2.65，為差速器計算轉(zhuǎn)矩，=5455.9 nm，計算得=46.65mm行星齒輪節(jié)錐距,取為46.18mm3) 行星齒輪和半軸齒輪齒數(shù)、 選取為11，為22，傳動比4) 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、

20、和模數(shù)m = =錐齒輪大端的端面模數(shù)m為 ,計算得m為3.755) 壓力角 該貨車的差速齒輪采用壓力角為、齒高系數(shù)為0.8 。6) 行星齒輪軸直徑d及支承長度l 行星齒輪軸直徑d（mm）為 式中，為差速器殼傳遞的轉(zhuǎn)矩（）為5455.9 nm；n為行星齒輪數(shù)，取4；為支承面中點到錐頂?shù)木嚯x（mm），約為半軸齒輪齒寬中點處平均直徑的一半，即，又，為半軸齒輪齒面寬中點處的直徑，所以，為支承面允許擠壓應力，取98mpa，計算得d約為19.58mm。 行星齒輪在軸上的支承長度l為 l=1.1d=21.54mm2. 差速器齒輪強度計算對于差速器齒輪，主要進行彎曲強度計算。齒輪彎曲應力為 式中，為半軸齒輪計

21、算轉(zhuǎn)矩，=3273.54 nm，為綜合系數(shù)，查表得， 為半軸齒輪齒寬取=13.85mm, 為大端分度圓直徑，=82.5mm, 根據(jù)公式取0.62，其他參數(shù)同前，計算得到按計算的輪齒彎曲應力=975.2 mpa，小于=980 mpa符合要求。差速器齒輪所用的材料是4.車輪傳動裝置設計結構形式此貨車采用全浮式半軸。1. 全浮式半軸直徑按下式初選全浮式半軸桿部直徑： k為直徑系數(shù)，取2.052.18，為半軸的計算轉(zhuǎn)矩也就是車輪的附著力矩： 式中為驅(qū)動橋的最大靜載荷；為車輪滾動半徑；為負荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=1.1；為附著系數(shù)，取=0.8，由此計算可得=3832.29 nm，代入公式可得=（32.0834.1

22、1）mm，所以初選半軸桿部直徑為33mm。2. 校驗半軸的強度：1) 半軸的扭轉(zhuǎn)切應力的校驗 式中為半軸直徑, =33 mm，故半軸的扭轉(zhuǎn)切應力，符合要求。2) 半軸的扭轉(zhuǎn)角的校驗 式中為半軸長度,mm,取=673 mm；為材料的切變模量,半軸所用的材料是40cr，查資料可知=80.8；為半軸截面的極慣性矩 ，=116368.50 ，由以上這些數(shù)據(jù)可計 算出，符合要求。=500700mpa，3) 校驗半軸花鍵的剪切應力 校驗半軸花鍵的擠壓應力 式中：半軸承受的最大轉(zhuǎn)矩，nm；=3832.29 nm; 半軸花鍵（軸）外徑，mm; =40mm; 相配的花鍵孔內(nèi)徑，mm; =34mm; 花鍵齒數(shù)；=

23、14 花鍵工作長度，mm; =45 mm; 花鍵齒寬，mm; =7.85mm; 載荷分布不均勻系數(shù)，計算時取0.75;由以上所給定的數(shù)據(jù)可算出半軸花鍵的剪切應力=55.84mpa，半軸花鍵的擠壓應力=146.13mpa。 當傳遞最大轉(zhuǎn)矩時，半軸花鍵的剪切應力不應超過71.05mpa，半軸花鍵的擠壓應力不應超過196mpa。通過計算說明半軸強度足夠了。5.驅(qū)動橋殼設計結構形式采用整體式橋殼。驅(qū)動橋殼強度計算橋殼的危險斷面通常在鋼板彈簧座內(nèi)側(cè)附近，橋殼端部的輪轂軸承座根部。1. 當牽引力或制動力最大時，橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力和扭轉(zhuǎn)切應力分別為 式中：為地面對車輪垂直反力在危險斷面引起的

24、垂直平面內(nèi)的彎矩，輪胎中心平面到板簧座之間的橫向距離，=190mm=2427.12 nm為一側(cè)車輪上的牽引力或制動力在水平面內(nèi)引起的彎矩一側(cè)車輪上的牽引力或制動力，=9871.05n=1875.50為牽引或制動時，上述危險斷面所受轉(zhuǎn)矩，=3701.64、分別為危險斷面處的垂直平面內(nèi)和水平面彎曲的抗彎截面系數(shù)及抗扭截面系數(shù)。橋殼在兩鋼板彈簧座附近的斷面形狀如下所示這里我們選取橋殼在兩鋼板彈簧座附近的內(nèi)徑=37mm, 外徑=52mm 橋殼在兩鋼板彈簧座附近的垂向彎曲截面系數(shù)=10260.58橋殼在兩鋼板彈簧座附近的水平彎曲截面系數(shù) =10260.58橋殼在兩鋼板彈簧座附近的扭轉(zhuǎn)截面系數(shù) =2052

25、1.16 橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的彎曲應力=419.33mpa 橋殼鋼板彈簧座處危險斷面的扭轉(zhuǎn)切應力=180.38mpa2. 當側(cè)向力最大時，橋殼內(nèi)、外板簧座處斷面的彎曲應力 式中：為外側(cè)車輪的地面垂直反力 汽車質(zhì)心高度， 后輪距，=1387mm側(cè)滑附著系數(shù)，=1.0=26683.94n為內(nèi)側(cè)車輪的地面垂直反力 =3457.94n將以上這些數(shù)據(jù)代入公式可得：=190.41mpa，方向與規(guī)定的正方向相反 =480.12 mpa，方向與規(guī)定的正方向相反3. 當汽車通過不平路面時，危險斷面的彎曲應力為 代入數(shù)據(jù)可以算得=215.04mpa 橋殼的許用彎曲應力為300500mpa，許用扭轉(zhuǎn)切應力為1

26、50400mpa。綜合以上計算說明橋殼的強度足夠。參考文獻 1 王望予.汽車設計（第4版）.北京：機械工業(yè)出版社，20042 劉惟信.汽車車橋設計.北京：清華大學出版社，20043 余志生.汽車理論（第3版）.北京：機械工業(yè)出版社，20004汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊.北京：人民交通出版社，20015 陳家瑞.汽車構造.北京“機械工業(yè)出版社，20056機械設計手冊編委會.機械設計手冊（新版）.北京：機械工業(yè)出版社，20047 濮良貴，紀名剛.機械設計.北京：高等教育出版社，20008 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社.20009 孫恒，陳作模.機械原理.北京：高等教育出版社.2

27、000心得體會本次汽車設計課程設計是我們學院首次開設的，這次設計可以說為我們下學期的畢業(yè)設計打下了很好的基礎，兩個星期的設計時間內(nèi)，在老師和同學的幫助下我的設計任務完成了。回首這兩個星期來所做的一切，最初我不知道從哪先開始設計感到困難重重，就好象是大三時候搞機械設計那個樣子，后來在同組高手的指點迷津之下，一想到明年自己就將走出校園走入社會，而且以后很有可能從事汽車設計類的工作，為了自己以后的工作也為了自己的夢想，我一開始強迫自己跟上同組同學的設計進度，到后來我基本上可以自己從圖書館，閱覽室，上網(wǎng)查資料，在我和其他設計人員的共同努力之下，我終于完成了任務，我想這其中的滋味值得我們同組的每個人去細細品味，感想和收獲都很多。每次設計，我都能學到好多的東西，收獲很多。國外發(fā)達國家的大學他們的學生不管是做作業(yè)還是搞課程設計都很強調(diào)學生查閱資料的能力，相對而言，我們在方面的能力上還是差了點。通過這次的課程設計，我查閱資料的能力有了一定的提高，我需要的是對照自己所設計的驅(qū)動橋從很厚的設計手冊中找出我們需要的表格數(shù)據(jù)，再從中進行選擇確定，這考驗的不僅是我的耐心，更能考察我所學理論知識掌握的程度。到圖書館借書、到網(wǎng)上搜索資料、到閱覽室查