課程設計--帶式蝸輪蝸桿減速器傳動設計

1、<p>　　渦輪蝸桿減速器課程設計說明</p><p>　　課程名稱： 機械設計課程設計 </p><p>　　題目名稱： 帶式蝸輪蝸桿減速器傳動設計說明書 </p><p>　　班 級：2006級 機制 專業(yè) 06機制教 班</p><p>　　姓 名：

2、 </p><p>　　學 號： </p><p>　　指導教師： </p><p><b>　　評定成績：</b></p><p><b>　　教師評語：&l

3、t;/b></p><p>　　指導老師簽名： </p><p>　　年 月 日</p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　一、設計任務書…………………………………………………………………3</p><p>　　1、帶式運輸機工作原理……………………

4、…………………………………3</p><p>　　2、已知條件……………………………………………………………………3</p><p>　　3、設計數(shù)據(jù)……………………………………………………………………3</p><p>　　4、傳動方案……………………………………………………………………3</p><p>　　5、設計內容………………………

5、……………………………………………3</p><p>　　二、總體傳動方案的選擇與分析……………………………………………4</p><p>　　1、傳動方案的選擇……………………………………………………………4</p><p>　　2、傳動方案的分析……………………………………………………………4</p><p>　　三、原動機的選擇…………

6、……………………………………………………4</p><p>　　1、原動機功率的確定…………………………………………………………4</p><p>　　2、原動機轉速的確定…………………………………………………………5</p><p>　　3、原動機的選擇………………………………………………………………5</p><p>　　四、傳動裝置運動

7、及動力參數(shù)計算…………………………………………5</p><p>　　1、各軸轉速的計算……………………………………………………………5</p><p>　　2、各軸功率的計算……………………………………………………………5</p><p>　　3、各軸轉矩的計算……………………………………………………………6</p><p>　　五、蝸桿的

8、設計計算……………………………………………………………6</p><p>　　六、低速軸的設計計算及校核………………………………………………7</p><p>　　七、聯(lián)軸器的選取擇……………………………………………………………11</p><p>　　1、高速級聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………11</p><p>　　

9、2、低速級聯(lián)軸器的選擇………………………………………………………11</p><p>　　八、低速級滾動軸承和鍵的校核……………………………………………12</p><p>　　九、潤滑方式的選擇……………………………………………………………13</p><p>　　十、心得體會……………………………………………………………………13</p><

10、p><b>　　一、課程設計任務書</b></p><p>　　1．帶度運輸機的工作原理</p><p>　　帶式動輸機傳動示意圖如下所示：</p><p>　　圖1.1 帶式運輸機傳動示意圖</p><p><b>　　2．設計已知條件</b></p><p>　

11、　1）工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度為35℃；</p><p>　　2）使用折舊期：8年；</p><p>　　3）檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；</p><p>　　4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；</p><p>　　5）運輸帶速度允許誤差：±

12、;5%；</p><p>　　6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。</p><p><b>　　3．設計數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　4．傳動方案</b></p><p>　　本課題采用的是蝸輪蝸桿封閉式減速器傳動。</p><p><b&g

13、t;　　5．課程設計內容</b></p><p>　　1）按照給定的數(shù)據(jù)及傳動方案設計減速器裝置；</p><p>　　2）完成減速器裝配圖1張（A0或A1）；</p><p>　　3）零件工作圖1 3張；</p><p>　　4）編寫設計計算說明書一份；</p><p>　　二、總體傳動方案的選擇與分析

14、</p><p><b>　　1．傳動方案的選擇</b></p><p>　　該傳動方案在任務書中已確定，采用一個一級蝸輪蝸桿封閉式減速器傳動裝置傳動，如下圖所示：</p><p><b>　　2．傳動方案的分析</b></p><p>　　該工作機采用的是原動機為Y系列的三相異步電動機，三相異步電

15、動機在室內比較實用，傳動功率大，傳動轉矩也比較大，噪聲??；另外價格相對于其它種類的各種原動機稍微便宜，在室內使用比較環(huán)保。傳動裝置采用一級蝸輪蝸桿減速器組成的封閉式減速器，采用蝸桿傳動能實現(xiàn)較大的傳動比，結構緊湊,傳動平穩(wěn)，但效率低，多用于中、小功率間歇運動的場合。工作時有一定的軸向力，但采用圓錐滾子軸承可以減小這缺點帶來的影響，但它常用于高速重載荷傳動，所以將它安放在高速級上。并且在電動機心軸與減速器輸入軸及減速器輸出軸與卷筒軸之間采

16、用彈性聯(lián)軸器聯(lián)接，因為三相電動機及輸送帶工作時都有輕微振動，所以采用彈性聯(lián)軸器能緩沖各吸振作用，以減少振動帶來的不必要的機械損耗。</p><p>　　總而言之，此工作機屬于小功率、載荷變化不大的工作機，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本低；結構較為簡單，傳動的效率比較高，適應工作條件能力強，可靠性高，能滿足設計任務中要求的設計條件及環(huán)境。</p><p><b>

17、　　三、原動機的選擇</b></p><p>　　1．原動機的功率的確定</p><p>　　1）工作機各傳動部件的傳動效率及總效率：</p><p>　　查《機械設計課程設計手冊》書中表1- 7得各傳動部件的效率分別為：</p><p><b>　?。?；</b></p><p>

18、<b>　??； </b></p><p><b>　　工作機的總效率為：</b></p><p><b>　　2）原動機的功率：</b></p><p>　　2．原動機的轉速的確定</p><p>　　1）傳動裝置的傳動比的確定：</p><p>　　查

19、《機械設計課程設計手冊》書中表13 – 2得各級齒輪傳動比如下：</p><p><b>　　理論總傳動比：</b></p><p><b>　　2）原動機的轉速：</b></p><p><b>　　3．原動機的選擇</b></p><p>　　根據(jù)上面所算得的原動機的功率與

20、轉速范圍，可由《機械設計課程設計手冊》書中表12 – 1可選擇合適的電動機。本設計選擇的電動機的型號及參數(shù)如下表：</p><p>　　四、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算</p><p>　　1．各軸的轉速的計算</p><p>　　1）實際總傳動比及各級傳動比的他配：</p><p>　　由于是蝸桿傳動，傳動比都集中在蝸桿上，其他不分配傳動比。

21、</p><p>　　則總傳動比=1430/95.5=14.9</p><p><b>　　所以取=15</b></p><p><b>　　2）各軸的轉速：</b></p><p><b>　　第一軸轉速：</b></p><p><b>　

22、　第二軸轉速：</b></p><p><b>　　2．各軸的功率</b></p><p><b>　　第一軸功率：</b></p><p><b>　　第二軸功率：</b></p><p><b>　　第三軸功率：</b></p>

23、<p><b>　　3．各軸的轉矩</b></p><p><b>　　第一軸轉矩：</b></p><p><b>　　第二軸轉矩：</b></p><p><b>　　第三軸轉矩：</b></p><p>　　五、蝸輪蝸桿的設計及其參數(shù)計

24、算(用機械設計手冊V3.0設計的)</p><p><b>　　1．傳動參數(shù)</b></p><p>　　蝸桿輸入功率：2.32kW</p><p>　　蝸桿類型：阿基米德蝸桿(ZA型)</p><p>　　蝸桿轉速n1：1430r/min</p><p>　　蝸輪轉速n2：95.5r/min&l

25、t;/p><p>　　使用壽命：46080小時</p><p>　　理論傳動比：14.974</p><p><b>　　蝸桿頭數(shù)z1：2</b></p><p><b>　　蝸輪齒數(shù)z2：30</b></p><p><b>　　實際傳動比i：15</b>

26、</p><p><b>　　2．蝸桿蝸輪材料</b></p><p><b>　　蝸桿材料：45</b></p><p>　　蝸桿熱處理類型：調質</p><p>　　蝸輪材料：ZCuSn10P1</p><p>　　蝸輪鑄造方法：離心鑄造</p><p

27、>　　疲勞接觸強度最小安全系數(shù)SHmin；1.1</p><p>　　彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)SFmin；1.2</p><p>　　轉速系數(shù)Zn：0.726</p><p>　　壽命系數(shù)Zh；0.903</p><p>　　材料彈性系數(shù)Ze：147N^0.5/mm</p><p>　　蝸輪材料接觸疲勞極限應力σ

28、Hlim：340N/mm^2</p><p>　　蝸輪材料許用接觸應力[σH]：202.654N/mm^2</p><p>　　蝸輪材料彎曲疲勞極限應力σFlim：190N/mm^2</p><p>　　蝸輪材料許用彎曲應力[σF]：158.333N/mm^2</p><p>　　3．蝸輪材料強度計算</p><p>

29、　　蝸輪軸轉矩T2:185.6N.m</p><p>　　蝸輪軸接觸強度要求:m^2d1≥1355.784mm^3</p><p><b>　　模數(shù)m:5mm</b></p><p>　　蝸桿分度圓直徑d1:50mm</p><p>　　4．蝸輪材料強度校核</p><p><b>　　

30、蝸輪使用環(huán)境：平穩(wěn)</b></p><p>　　蝸輪載荷分布情況：平穩(wěn)載荷</p><p>　　蝸輪使用系數(shù)Ka：1</p><p>　　蝸輪動載系數(shù)Kv：1.2</p><p>　　蝸輪動載系數(shù)Kv：1.2</p><p>　　導程角系數(shù)Yβ：0.906</p><p>　　蝸輪齒

31、面接觸強度σH:200.532N/mm^2，通過接觸強度驗算！</p><p>　　蝸輪齒根彎曲強度σF:15.262N/mm^2，通過彎曲強度計算！</p><p>　　5．幾何尺寸計算結果</p><p>　　實際中心距a：100mm</p><p>　　齒根高系數(shù)ha*:1</p><p>　　齒根高系數(shù)c*:0

32、.2</p><p>　　蝸桿分度圓直徑d1：50mm</p><p>　　蝸桿齒頂圓直徑da1：60mm</p><p>　　蝸桿齒根圓直徑df1：38mm</p><p>　　蝸輪分度圓直徑d2：150mm</p><p>　　蝸輪變位系數(shù)x2：0</p><p>　　法面模數(shù)mn：4.90

33、3mm</p><p>　　蝸輪喉圓直徑da2：160mm</p><p>　　蝸輪齒根圓直徑df2：138mm</p><p>　　蝸輪齒頂圓弧半徑Ra2：20mm</p><p>　　蝸輪齒根圓弧半徑Rf2：31mm</p><p>　　蝸輪頂圓直徑de2：161mm</p><p>　　蝸

34、桿導程角γ：11.31°</p><p>　　軸向齒形角αx：20°</p><p>　　法向齒形角αn：19.642°</p><p>　　蝸桿軸向齒厚sx1：7.854mm</p><p>　　蝸桿法向齒厚sn1：7.701mm</p><p>　　蝸桿分度圓齒厚s2：7.854mm&

35、lt;/p><p>　　蝸桿螺紋長b1≥：64mm</p><p>　　蝸輪齒寬b2≤：45mm</p><p>　　齒面滑動速度vs：3.818m/s</p><p>　　六、低速軸的設計計算及校核</p><p>　　1、低速軸的設計計算</p><p>　　１)選擇軸的材料及熱處理</p

36、><p>　　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,調質處理.</p><p>　　2 )初估軸的最小直徑</p><p>　　已知功率為1.806kw ， 轉速為95.5r/min 。</p><p>　　按扭矩初估軸的直徑,查參考文獻[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭

37、矩作用.取Ao=115則:</p><p><b>　　又軸上有二個鍵槽</b></p><p><b>　　則取</b></p><p>　　3 )軸的設計參數(shù)及校核 (用機械設計手冊V3.0設計的):</p><p>　　1、軸的總體設計信息如下：</p><p>　　軸

38、的編號：001 軸的名稱：階梯軸</p><p>　　軸的轉向方式：單向恒定 軸的工作情況：無腐蝕條件</p><p>　　軸的轉速：95.5r/min 功率:1.806kW </p><p>　　轉矩：180600N·mm 所設計的軸是實心軸</p>

39、;<p>　　材料牌號：45調質 硬度(HB)：230</p><p>　　抗拉強度：650MPa 屈服點：360MPa</p><p>　　彎曲疲勞極限：270MPa 扭轉疲勞極限：155MPa</p><p>　　許用靜應力：260MPa 許用疲勞應力：180Mpa</p&g

40、t;<p>　　2、確定軸的最小直徑如下：</p><p><b>　　所設計的軸是實心軸</b></p><p>　　A值為：118 許用剪應力范圍：30～40MPa</p><p>　　最小直徑的理論計算值：31.44mm 滿足設計的最小軸徑：40mm</p><p>　　3、軸的結構造型如

41、下：</p><p>　　軸各段直徑長度： 長度 直徑</p><p>　　左起第一段 25mm 50mm </p><p>　　二 10mm 60mm </p><p>　　三 58mm

42、 54mm </p><p>　　四 37mm 50mm </p><p>　　五 47mm 46mm </p><p>　　六 45mm 40mm </p>

43、<p>　　軸的總長度：222mm 軸的段數(shù)：6</p><p><b>　　軸段的載荷信息：</b></p><p>　　直徑 距左端距離 垂直面彎矩 水平面彎矩 軸向扭矩</p><p>　　54mm 64mm 180600N·mm 65733N·mm 18060

44、0N·mm </p><p>　　40mm 199.5mm 0N·mm -165000N·mm 0N·mm </p><p>　　軸所受支撐的信息： 直徑 距左端距離</p><p>　　50mm 12.5mm

45、 </p><p>　　50mm 111.5mm </p><p><b>　　4、支反力計算</b></p><p>　　距左端距離 水平支反力Rh1 垂直支反力Rv1</p><p>　　12.5mm -751.13N -2979.58N

46、 </p><p>　　距左端距離 水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2</p><p>　　111.5mm 1374.71N 571.6N </p><p><b>　　5、內力</b></p><p>　　x/mm d/

47、mm m1/N·mm m2/N·mm </p><p>　　12.5 50 0 0</p><p>　　64 54 158249.12 38326.28</p><p>　　111.5 50 33002.04 33002.04</p>

48、;<p>　　199.5 40 165003.8 5.07</p><p>　　6、彎曲應力校核如下：</p><p>　　危險截面的x坐標：111.5mm 直徑：50mm</p><p>　　危險截面的彎矩M：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm

49、</p><p>　　截面的計算工作應力：9.76MPa 許用疲勞應力：180MPa</p><p>　　111.5mm處彎曲應力校核通過</p><p>　　結論：彎曲應力校核通過</p><p>　　7、安全系數(shù)校核如下：</p><p><b>　　疲勞強度校核如下：</b&

50、gt;</p><p>　　危險截面的x坐標：111.5mm 直徑：50mm</p><p>　　危險截面的彎矩M：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm</p><p>　　有效應力集中系數(shù)（彎曲作用）：2.62 （扭轉作用）：1.89</p><p>　　截面的疲勞

51、強度安全系數(shù)S：7.89 許用安全系數(shù)[S]：2.0</p><p>　　111.5mm處疲勞強度校核通過</p><p>　　結論：疲勞強度校核通過</p><p><b>　　靜校核計算：</b></p><p>　　危險截面的x坐標：111.5mm 直徑：50mm</p>

52、;<p>　　危險截面的彎矩M：33002.04N·mm 扭矩T：180600N·mm</p><p>　　截面的靜強度安全系數(shù)：29.21 許用安全系數(shù)[Ss]：1.8</p><p>　　111.5mm處靜強度校核通過</p><p>　　結論：靜強度校核通過</p><p>　

53、　8、扭轉剛度校核如下：</p><p>　　圓軸的扭轉角：0.059(°) 許用扭轉變形：0.9°/m</p><p><b>　　扭轉剛度校核通過</b></p><p>　　9、彎曲剛度校核如下：</p><p><b>　　撓度計算如下：</b></

54、p><p>　　x/mm νi/mm</p><p>　　1 3.125 0.003108</p><p>　　2 6.25 0.002072</p><p>　　3 9.375 0.001036</p><p>　　4 12.5

55、0</p><p>　　5 37.25 -0.001036</p><p>　　6 62 -0.001513</p><p>　　7 86.75 -0.000875</p><p>　　8 111.5 0</p><p>　　9 125.

56、3125 0.000978</p><p>　　10 139.125 0.002123</p><p>　　11 152.9375 0.003591</p><p>　　許用撓度系數(shù)：0.003</p><p>　　最大撓度：0.003591mm</p><p><b>　　彎曲

57、剛度校核通過</b></p><p>　　10、臨界轉速計算如下：</p><p>　　當量直徑dv：53.19mm</p><p>　　軸截面的慣性距I：392906.75mm^4</p><p>　　支承距離與L的比值：0.45</p><p>　　軸所受的重力：400N</p><

58、p>　　支座形式系數(shù)λ1：9.0</p><p>　　軸的一階臨界轉速ncr1：36614.45r/min</p><p>　　5 )低速軸的受力分析：</p><p><b>　　蝸輪軸上的力：</b></p><p>　　圓周力 　　 </p><p&

59、gt;　　徑向力　 </p><p><b>　　軸向力</b></p><p>　　6 )低速軸零件圖及各彎矩圖和扭矩圖(用機械設計手冊V3.0設計的)：</p><p><b>　　零件圖</b></p><p><b>　　垂直面彎矩：<

60、;/b></p><p><b>　　水平面彎矩：</b></p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p><b>　　扭矩：</b></p><p><b>　　七、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p>　　

61、1、高速級聯(lián)軸器的選擇</p><p>　　1.1、選擇軸的材料及熱處理</p><p>　　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,調質處理.</p><p>　　1.2、初估軸的最小直徑</p><p>　　已知扭矩為2.303kw ， 轉速為1430r/min 。</p><p>

62、;　　按扭矩初估軸的直徑,查參考文獻[2]中的表15-3,得Ao=106至118,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取Ao=115則:</p><p><b>　　又軸上有1個鍵槽</b></p><p><b>　　則取</b></p><p><b>　　1.3、載荷計算</b></p&g

63、t;<p>　　已知轉矩為15.380N.m , 查文獻[2]中的表14-1得 = 1.5</p><p><b>　　1.4、選擇聯(lián)軸器</b></p><p>　　而所選的聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器，查文獻[1]中的表8-5選用其型號為LT3。它的公稱扭矩為31.5N·m，故滿足要求。</p><p>　　2、低速級聯(lián)

64、軸器的選擇</p><p><b>　　2.1、載荷計算</b></p><p>　　已知轉矩為376.476N.m , 查文獻[2]中的表14-1得 = 1.5</p><p><b>　　2.2、選擇聯(lián)軸器</b></p><p>　　而所選的聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器，查文獻[1]中的表8-5選

65、用其型號為LT7。它的公稱扭矩為500N·m，故滿足要求。</p><p>　　八、低速級滾動軸承和鍵的校核</p><p>　　1、低速級軸鍵的校核</p><p>　　1, 低速級軸蝸輪軸上鍵的校核(用機械設計手冊V3.0設計的)</p><p>　　平鍵連接（靜連接）校核計算結果</p><p>　　傳

66、遞的轉矩 T =180600N·mm 軸的直徑 d=54 mm 鍵的類型　sType =A型</p><p>　　鍵的截面尺寸b×h =16x10mm 鍵的長度L=50mm 鍵的有效長度L0 =34.000 mm</p><p>　　接觸高度k =4.000 mm 最弱的材料　Met =鋼 載荷類型PType =靜載荷</p><p&g

67、t;　　許用應力[σp] =135 Mpa 計算應力σp =49.183 MPa</p><p>　　校核計算結果： σ≤[σ] 滿足</p><p>　　2, 低速級軸聯(lián)軸器上鍵的校核(用機械設計手冊V3.0設計的)</p><p>　　平鍵連接（靜連接）校核計算結果</p><p>　　傳遞的轉矩 T =180600 N·m

68、m 軸的直徑 d =40 mm 鍵的類型　sType =A型</p><p>　　鍵的截面尺寸b×h=10x8 mm 鍵的長度L=32 mm 鍵的有效長度L0=22.000 mm</p><p>　　接觸高度k=3.200mm 最弱的材料Met=鋼 載荷類型PType =靜載荷</p><p>　　許用應力[σp] =135 Mpa

69、 計算應力σp =128.267 MPa</p><p>　　校核計算結果： σ≤[σ] 滿足</p><p>　　2、低速級滾動軸承的選用及校核</p><p>　　1、設計參數(shù)(用機械設計手冊V3.0設計的)</p><p>　　徑向力 Fr=876.44 (N)</p><p>　　軸向力 Fa=615.2

70、(N)</p><p>　　圓周力 Ft=2408 (N)</p><p>　　軸頸直徑 d1=50 (mm)</p><p>　　轉速 n=95.5 (r/min)</p><p>　　要求壽命 Lh'=46080 (h)</p><p>　　作用點距離 L=99 (mm)</p><p&

71、gt;　　Fr與軸承1距離 L1=47.5 (mm)</p><p>　　Fr與軸心線距離 La=75 (mm)</p><p><b>　　溫度系數(shù) ft=1</b></p><p>　　潤滑方式 Grease=脂潤滑</p><p><b>　　2、選擇軸承型號</b></p>&

72、lt;p>　　軸承類型 BType=圓錐滾子軸承</p><p>　　軸承型號 BCode=30210</p><p>　　軸承內徑 d=50 (mm)</p><p>　　軸承外徑 D=90 (mm)</p><p>　　軸承寬度 B=22 (mm)</p><p>　　基本額定動載荷 C=73200 (N)&

73、lt;/p><p>　　基本額定靜載荷 Co=92000 (N)</p><p>　　極限轉速(脂) nlimz=4300 (r/min)</p><p><b>　　3、計算軸承受力</b></p><p>　　軸承1徑向支反力 Fr1=1252.69 (N)</p><p>　　軸承1軸向支反力

74、Fa1=1015.24 (N)</p><p>　　軸承2徑向支反力 Fr2=1456.31 (N)</p><p>　　軸承2軸向支反力 Fa2=1630.44 (N)</p><p><b>　　4、計算當量動載荷</b></p><p>　　當量動載荷 P1=1503.23 (N)</p><p

75、>　　當量動載荷 P2=1906.21 (N)</p><p><b>　　5、校核軸承壽命</b></p><p>　　軸承工作溫度 T=<=120 (℃)</p><p>　　軸承壽命 L10=190812 (10^6 轉)</p><p>　　軸承壽命 Lh=33300574 (h)</p>

76、<p>　　驗算結果 Test=合格</p><p><b>　　九、潤滑方式的選擇</b></p><p><b>　　1．齒輪的潤滑</b></p><p>　　因齒輪的圓周速度為3.818m/s<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。</p><p>　　低速級齒輪浸入

77、油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。</p><p><b>　　2．滾動軸承的潤滑</b></p><p>　　因在減速器中各軸的軸頸圓周速度v=0.29m/s所以采用脂潤滑。</p><p><b>　　十、心得體會</b></p><p>　　機械設計課程設計是機械課程當中的一個

78、重要環(huán)節(jié)，通過3周的課程設計我學了很多平時在書本上學不到的東西。對機械傳動的理解能力加深了，對各個零部件有機的結合有了深刻的認識。</p><p>　　盡管這次課程設計的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了一些基本的傳動裝置的設計計算，也對制圖軟件Auto CAD2007有了更進一步的掌握。我深知對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們

79、這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的課程設計對我們的幫助還是很大的,它需要我們把學過的東西聯(lián)系起來,形成一個統(tǒng)一的整體以便隨時可以用的上。我做這次的課程設計基本上把我們以前學過的課本都拿出來看了。</p><p>　　在這種這次課程設計讓我感受最深的是：只要你有一種信念，你就能沖向成功的彼岸。我在設計計算的過程中是遇到了很多的問題可在多方的

80、思考下還是把問題給解決了，但在這些過程中我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會更加努力。</p><p>　　當然本次課程設計是在**老師的悉心指導和熱情關懷下完成的。通過這次課程設計，讓我對機械的理解，又有了一個新的看法。也要感謝同學們的幫助，才能讓我此次課程設計得以圓滿完成。在這里我要感謝楊文敏老師和給予我?guī)椭耐瑢W們。</p><p>　　總的來

81、說通過這次機械設計，使我受益很大，發(fā)現(xiàn)了自己的不足，鞏固了自己以前所學的知識，又學到了以前所沒有學到的東西。同時也希望老師能多給我們這樣的機會。</p><p><b>　　參考文獻 </b></p><p>　　[1]、吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊.3版.北京：高等教育出版社，1999.</p><p>　　[2]、紀名剛，濮良貴.