設計任務書 設計帶式運輸機傳動裝置

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1、設計任務書 1、 課程設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數(shù)據(jù)： 數(shù)據(jù)編號 3 5 7 10 運輸機工作轉矩 T/（N.m） 690 630 760 620 運輸機帶速 V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑 D/mm 320 380 320 360 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為 10 年， 小批量生產(chǎn)， 單班制工作（ 8 小時 / 天） 運輸速度允許誤差為 。 2、 課程設計內(nèi)容 1 ）傳動裝置的總體設計。 2 ）傳動件及支承的設計計算。 3 ）減速器裝配圖及零件工作圖。 4 ）設計計算說明書編寫。

2、 每個學生應完成： 1 ） 部件裝配圖一張（ A1 ） 。 2 ） 零件工作圖兩張（ A3 ） 3 ） 設計說明書一份（ 6000~8000 字） 。 本組設計數(shù)據(jù)： 第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉矩 T/（N.m） 690 。 運輸機帶速 V/（m/s） 0.8 。 卷筒直徑 D/mm 320 。 已給方案：外傳動機構為 V 帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 第一部分 傳動裝置總體設計 一、 傳動方案（已給定） 1 ） 外傳動為 V 帶傳動。 2 ） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 3 ） 方案簡圖如下： 二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，

3、由于 V 帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且 該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化 程度高， 大幅降低了成本。 減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速， 這是兩級減速器中應用最廣泛 的一種。 齒輪相對于軸承不對稱， 要求軸具有較大的剛度。 高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端 的一邊， 以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。 原動機部分為 Y 系列三相交流 異 步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺 寸緊湊、成本低傳動效率高。 計 算 與 說 明

4、 結果 三、原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動機） 工作機所需功率： =0.96 （ 見課設 P9） 傳動裝置總效率： （見課設式 2-4 ） （見課設表 12-8 ） 電動機的輸出功率： （見課設式 2-1 ） 取 選擇電動機為 Y132M1-6 m 型 （見課設表 19-1 ） 技術數(shù)據(jù)：額定功率（ ） 4 滿載轉矩（ ） 960 額定轉矩（ ） 2.0 最大轉矩（ ） 2.0 Y132M1-6 電動機的外型尺寸（ mm ） ： （見課設表 19-3 ） A： 216 B ： 178 C ： 89 D ： 38 E ： 80 F ： 10 G ： 33 H ： 1

5、32 K ： 12 AB ： 280 AC ： 270 AD 210 HD ： 315 BB ： 238 L ： 235 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 1 、 總傳動比： （見課設式 2-6 ） 2 、 各級傳動比分配： （見課設式 2-7 ） 初定 第二部分 V 帶設計 外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1 、 確定計算功率： 2 ）、由表 5-9 查得工作情況系數(shù) 3 ） 、由式 5-23 （機設） 4 、選擇 V 帶型號 查圖 5-12a（ 機設 ） 選 A 型 V 帶。 5 . 確定帶輪直徑 1 ）、參考圖 5-12a （機設）及表 5-3

6、（機設）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求） 2 ） 、驗算帶速 由式 5-7 （機設） （ 3 ） 、從動帶輪直徑 查表 5-4 （機設） 取 （ 4 ） 、傳動比 i （ 5 ） 、從動輪轉速 6 . 確定中心距 和帶長 （1 ）、按式（ 5-23 機設）初選中心距 取 （ 2 ） 、按式 （5-24 機設 ） 求帶的計算基礎準長度 L0 查圖 .5-7（ 機設 ） 取帶的基準長度 Ld=2000mm 3） ） 、按式 （5-25 機設 ）計算中心距 :a 4） ） 、按式（ 5-26 機設）確定中心距調(diào)整范圍 5） 驗算小帶輪包角 a 1 由式 （5-11

7、機設 ） 6） 確定 V 帶根數(shù) Z （1） 、由表（ 5-7 機設）查得 dd1=112 n1=800r/min 及 n1=980r/min 時，單根 V 帶的額 定功率分呷為 1.00Kw 和 1.18Kw ，用線性插值法求 n1=980r/min 時的額定功率 P0 值。 （2）、由表（5-10 機設）查得△ P0=0.11Kw （3） 、由表查得（ 5-12 機設）查得包角系數(shù) （4） 、由表 （5-13 機設 ）查得長度系數(shù) KL=1.03 （5） 、計算 V 帶根數(shù) Z ，由式（ 5-28 機設） 取 Z=5 根 7 ．計算單根 V 帶初拉力 F0 ，由式（ 5-

8、29 ）機設。 q 由表 5-5 機設查得 8 ．計算對軸的壓力 FQ ，由式（ 5-30 機設）得 9 ．確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑 dd1=112mm 采用實心式結構。 大帶輪基準直徑 dd2=280mm ， 采用孔板式 結構，基準圖見零件工作圖。 第三部分 各齒輪的設計計算 一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表 面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形式

9、為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 貝ij Z2=Z1i=34 X 2.62=89 2. 設計計算。 （ 1 ）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2 ）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（ 7-9 ） T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.42/384=134794 N?mm 由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim=580 6 HILin=560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極限應力 6 HILim=230 6 HILin=210 應力循環(huán)次數(shù) N 由式（ 7-3 ）計算

10、 N1=60n, at=60 X （8 X360 X 10）=6.64 X109 N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X109 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖 7-9 查得彎曲 ； YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)： SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式 （7-1）（7-2） 求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式 (7-9) 得 貝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=1.3m/s (Z1 V1/100)=1.3 )(34/100)

11、m/s=0.44m/s 查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 K0 =1.08. 取 Ka =1.05. 則 KH=KAKVKKa =1.42 , 修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表 7-6 取標準模數(shù)： m=2mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2 x 34=68mm d2=mz2=2 X 89=178mm a=m(z1 ＋ z2)/2=123mm b=(|)ddt=1 x 68=68mm 取 b2=65mm b1=b2+10=75 3. 校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得，YFS1=4.1

12、, YFS2=4.0 取 Y =0.7 （7-12） 校核大小齒輪的彎曲強度 . 二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1. 齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7-1 選取，都采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表 面精糙度為 Ra1.6 ，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取 Z1=34 則 Z2=Z1i=34X 3.7=104 2. 設計計算。 （ 1 ） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2 ）按齒面接觸疲勞強度設計，

13、由式（ 7-9 ） T1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.20/148=335540 N?mm 由圖（ 7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 6 HILim=580 6 HILin=560 由圖 7-7 選取材料彎曲疲勞極陰應力 6 HILim=230 6 HILin=210 應力循環(huán)次數(shù) N 由式（ 7-3 ）計算 N1=60n at=60 X 148 X （8 X360 X 10）=2.55 X 109 N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X108 由圖 7-8 查得接觸疲勞壽命系數(shù)； ZN1=1.1 ZN2=1.

14、04 由圖 7-9 查得彎曲 ； YN1=1 YN2=1 由圖 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù)： SFmin=1.4 又 YST=2.0 試選 Kt=1.3 由式 （7-1）（7-2） 求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式 (7-9) 得 貝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s (Z1 V1/100)=0.55 )(34/100)m/s=0.19m/s 查圖 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得 K0 =1.08. 取 Ka =1.05. 則 KH=KAKVKKa =1.377 , 修正

15、 M=d1/Z1=2.11mm 由表 7-6 取標準模數(shù)： m=2.5mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2.5 X 34=85mm d2=mz2=2.5 X 104=260mm a=m(z1 ＋ z2)/2=172.5mm b=(|)ddt=1 x 85=85mm 取 b2=85mm b1=b2+10=95 3. 校核齒根彎曲疲勞強度 由圖 7-18 查得，YFS1=4.1 , YFS2=4.0 取 Y =0.7 由式 （7-12） 校核大小齒輪的彎曲強度 . 總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 軸

16、的設計 高速軸的設計 1. 選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料 45 鋼 , 調(diào)質(zhì)處理 . 2. 初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑 , 查表 10-2, 得 c=106 至 117, 考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用 . 取 c=110 則 : D1min= D2min= D3min= 3. 初選軸承 1. 軸選軸承為 6008 2. 軸選軸承為 6009 3. 軸選軸承為 6012 根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為 : D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4. 結構設計 （ 現(xiàn)只對高速軸作設計

17、 , 其它兩軸設計略 , 結構詳見圖 ） 為了拆裝方便 ,減速器殼體用剖 分式 , 軸的結構形狀如圖所示 . （1） . 各軸直徑的確定 初估軸徑后 , 即可按軸上零件的安裝順序 , 從左端開始確定直徑 . 該軸軸段 1 安裝軸承 6008, 故該 段直徑為 40mm 。 2 段裝齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 44mm 。齒輪右端用軸肩固定，計算 得軸肩的高度為 4.5mm ，取 3 段為 53mm 。 5 段裝軸承，直徑和 1 段一樣為 40mm 。 4 段不 裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 42mm 。 6 段應與密封毛氈 的尺寸同時確定，

18、查機械設計手冊，選用 JB/ZQ4606-1986 中 d=36mm 的毛氈圈，故取 6 段 36mm 。 7 段裝大帶輪，取為 32mm>dmin 。 （ 2 ）各軸段長度的確定 軸段 1 的長度為軸承 6008 的寬度和軸承到箱體內(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加 上 2mm ， l1=32mm 。 2 段應比齒輪寬略小 2mm ，為 l2=73mm 。 3 段的長度按軸肩寬度公 式計算 l3=1.4h ；去 l3=6mm ， 4 段： l4=109mm 。 l5 和軸承 6008 同寬取 l5=15mm 。 l6=55mm ， 7 段同大帶輪同寬，取 l7=90mm 。

19、其中 l4 ， l6 是在確定其它段長度和箱體內(nèi)壁 寬后確定的。 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 L1=52.5mm ， L2=159mm ， L3=107.5mm 。 （3 ） .軸上零件的周向固定 H7/r6 k6 ，齒輪與 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接， 分別為 16*63 GB1096-1979 及鍵 10*80 GB1096-1979 。 （4 ） .軸上倒角與圓角 為保證 6008 軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1mm 。其他軸肩圓角半徑均為 2mm 。根據(jù)標準 GB64

20、03.4-1986 ，軸的左右端倒角均為 1*45 。 。 5. 軸的受力分析 （ 1 ） 畫軸的受力簡圖。 （ 2 ） 計算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20 。 =3784 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （ 3 ） 畫彎矩圖 在水平面上， a-a 剖面左側 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m a-a 剖面右側 M’ Ah=FR2Hl2=411 153=6 2.88 N

21、?m 在垂直面上 MAv=M AV=FR1Vl2=352 X 153=53.856 N?m 合成彎矩， a-a 剖面左側 a-a 剖面右側 畫轉矩圖 轉矩 3784X （68/2 ） =128.7N?m 6. 判斷危險截面 顯然，如圖所示， a-a 剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 T ，該截面左側可能是危險截面； b-b 截 面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮， a-a ， b-b 截 面右側均有應力集中，且 b-b 截面處應力集中更嚴重，故 a-a 截面左側和 b-b 截面左、右側又 均有可能是疲勞破壞危險截面。 7. 軸的彎扭合成強

22、度校核 由表 10-1 查得 （1）a-a 剖面左側 3=0.1 X 443=8.5184m3 =14.57 （ 2 ） b-b 截面左側 3=0.1 X423=7.41m3 b-b 截面處合成彎矩 Mb: =174 N?m =27 8. 軸的安全系數(shù)校核 : 由表 10-1 查得 (1) 在 a-a 截面左側 WT=0.2d3=0.2 義 443=17036.8mm3 由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得絕對尺寸系數(shù) ; 軸經(jīng)磨削加工 , 由附表 數(shù) .則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數(shù) 查表10-6得許用安全系數(shù) =1.3?1

23、.5,顯然S> ,故a-a剖面安全 (2)b-b 截面右側 抗彎截面系數(shù) 3=0.1 X 533=14.887m3 抗扭截面系數(shù) WT=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3 又 Mb=174 N?m, 故彎曲應力 切應力 由附表 10-1 查得過盈配合引起的有效應力集中系數(shù) 。 則 顯然 S> , 故 b-b 截面右側安全。 ( 3 ) b-b 截面左側 WT=0.2d3=0.2 義 423=14.82 m3 b-b 截面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 切應力 (D-d ) /r=1 r/d=0.05 ，由附表 10-2 查得圓角引起的有效應力集中系數(shù)

24、 10-5 查得質(zhì)量系 10-4 查 得絕對尺寸系數(shù) 。又 。則 顯然 S> , 故 b-b 截面左側安全。 第五部分 校 核 高速軸軸承 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號為 6008 ， Cr=16.2 kN 1 ) FA/COr=0 2 ) 計算當量動載荷 查表得 fP=1.2 徑向載荷系數(shù) X 和軸向載荷系數(shù) Y 為 X=1 ， Y=0 =1.2 X (1 X352 ) =422.4 N 3 ) 驗算 6008 的壽命 驗算右邊軸承 鍵的校核 鍵 1 10X8 L=8

25、0 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 鍵 2 12 X 8 L=63 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 TL8 型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84 減速器的潤滑 1 . 齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度 <12 m/s ，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約 0.7 個齒高，但不小于 10mm ，低速級齒輪浸入油高度約為 1 個齒高(不 小于 10mm ) ， 1/6 齒輪。 2 ．滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件(齒輪)的圓周速度 VR1.5?2m/s

26、所以采用飛濺潤滑， 第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù) 箱體尺寸 : 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 b=15mm 箱蓋凸緣厚度 b1=15mm 箱座底凸緣厚度 b2=25mm 地腳螺栓直徑 df=M16 地腳螺栓數(shù)目 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=M12 聯(lián)接螺栓 d2 的間距 l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3=M8 定位銷直徑 d=6mm df 、 d1 、 d2 至外箱壁的距離 C1=18mm 、 18 mm 、 13 mm df、 d2 至凸緣邊緣的距離 C2=16mm 、 11 mm 軸承旁凸臺半徑 R1=11mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定

27、 外箱壁至軸承座端面距離 L1=40mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△ 1=10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離4 2=10mm 箱蓋，箱座肋厚 m1=m=7mm 軸承端蓋外徑 D2 :凸緣式端蓋： D+ (5?5.5 ) d3 以上尺寸參考機械設計課程設計 P17?P21 傳動比 原始分配傳動比為： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ： i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各軸新的轉速為 ： n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各軸的輸入功率 P1=pd 8 Y] 7 =5.5

28、 X 0.95 X 0.99=5.42 P2=p1 刀 6 Y] 5=5.42 X 0.97 X 0.99=5.20 P3=p2 4 Y] 3=5.20 X 0.97 X 0.99=5.00 P4=p3 712 rl 1=5.00 X099 X0.99=4.90 各軸的輸入轉矩 T1=9550Pdi1 718 rl 7/nm=9550 X 5.5 X 2.5 X 0.95 X 0.99=128.65 T2= T1 i2 716 rl 5=128.65 X 2.62 X 0.97 X 0.99=323.68 T3= T2 i3 714 rl

29、3=323.68 X 3.07 X 0.97 X 0.99=954.25 T4= T3 712 rl 1=954.23 X 0.99 X 0.99=935.26 軸號功率p轉矩T轉速n傳動比i效率r] 電機軸 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98 齒輪的結構尺寸 兩小齒輪采用實心結構 兩大齒輪采用復板式結構 齒輪Z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44

30、b=75 d1=68 ha=ha*m=1 x 2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25) x 2=2.5mm h=ha+hf=2+2,5=4.5mm da=d1 + 2ha=68+2 x 2=72mm df=d1 - 2hf=68 -2 X2,5=63 p= 7t m=6.28mm s= 7t m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= 7t m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm 齒輪z2的尺寸 由軸可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1 x 2=2mm

31、h=ha+hf=2+2,5=4.5mm hf=(1 + 0.5) >2=2.5mm da=d2 + 2ha=178 + 2 x 2=182 df=d1 -2hf=178 - 2 X2,5=173 p= 7t m=6.28mm s= 7t m/2=3.14 X 2/2=3.14mm e= 7t m/2=3.14 x 2/2=3.14mm c=c*m=0.25 x 2=0.5mm DT^ D3 弋 1.6D4=1.6 X 49=78.4 D0^ da-10mn=182-10 x 2=162 D2 y 0.25(D0 -D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=

32、0.2b=0.2 X 65=13 齒輪3尺寸 由軸可得，d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 x 2,5=2,5 h=ha+hf=2.5+3.125=5,625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) X 2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2 x 2.5=90 df=d1-2hf=85-2 X3.125=78.75 p= 7t m=3.14 X 2,5=7,85 s= 7t m/2=3.14 X 2.5/2=3,925 e=s c=c*m=0.25 x 2,5=0,625 齒輪4寸 d=64 d4=260 z4=104 m

33、=2.5 b=85 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) X 0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2 義 2.5=265 df=d1-2hf=260-2 X3.125=253.75 p= Tt m=3.14 X 2.5=7.85 s=e= Tt m/2=3.14 X 2.5/2=3.925 c=c*m=0.25 X 2.5=0.625 D0y da-10m=260-10 義 2.5=235 D3 弋 1.6 義 64=102.4 D2=0.25(D0-D3)=0.2

34、5 義(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2 X85=17 ，、 [y 、. f f- 參考文獻： 《機械設計》徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社 《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第 3 版 機械工業(yè)出版社 《機械設計手冊》 設計心得 機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環(huán)節(jié)通過了 3 周的課程設計使我從各個方面都受到 了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經(jīng)驗， 理論知識學的不牢固， 在設計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題， 如： 在選擇計算標準件是可能會出現(xiàn)誤差， 如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大， 在查表 和計算上精度不夠準 在設計的過程中， 培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產(chǎn)實際知識解 決工程實際問題的能力， 在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神， 大家共同解決了許多個人 無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足， 在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 由于本次設計是分組的， 自己獨立設計的東西不多， 但在通過這次設計之后， 我想會對以后自己 獨立設計打下一個良好的基礎。 。 。