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贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 1 -页目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计4第二部分 V 带设计6第三部分 各齿轮的设计计算9第四部分 轴的设计13第五部分 校核19第六部分 主要尺寸及数据21贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 2 -页设 计 任 务 书、 课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号 3 5 7 10运输机工作转矩 T/(N.m)690 630 760 620运输机带速V/(m/s)0.8 0.9 0.75 0.9卷筒直径D/mm320 380 320 360贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 3 -页工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10 年，小批量生产，单班制工作（8 小时/天）。运输速度允许误差为 。%5、 课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。每个学生应完成：1、 部件装配图一张（A1）。2、 零件工作图两张（A3）3、 设计说明书一份（60008000 字）。本组设计数据：第三组数据：运输机工作轴转矩 T/(N.m) 690 。运输机带速 V/(m/s) 0.8 。卷筒直径 D/mm 320 。已给方案：外传动机构为 V 带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 4 -页第一部分 传动装置 总体设计、 传动方案（已给定）1、 外传动为 V 带传动。2、 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3、 方案简图如下：二、该方案的 优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V 带有 缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 5 -页简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结 构简单、尺寸紧凑、成本低 传动 效率高。计 算 与 说 明 结果三、原动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）工作机所需功率： =0.96 (见课设 P9)Pwmin.14832.01RDVn传动装置总效率： （见课设式 2-4）a87654321a9.09.09.0397.04.597.06（见课设表 12-8）78 8.7 a电动机的输出功率： （见课设式 2-1）Pd取KwaWdP23.485.06wd5.选择电动机为 Y132M1-6 型 （见课设表 19-1）贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 6 -页技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） Kw minr960 额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） mN N2.0 Y132M1-6 电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表 19-3）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1 总传动比： （见课设式 2-6）ia204896nima2 各级传动比分配： （见课设式 2-7）ia3215.2076.初定 .1i07325.i第二部分 V 带设计外传动带选为 普通 V 带传动 1 确定计算功率： Pca贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 7 -页1）、由表 5-9 查得工作情况系数 1.KA2）、由式 5-23（机设） kPwAca 65.12、选择 V 带型号查图 5-12a(机设)选 A 型 V 带。3.确定带轮直径 da12（1）、参考图 5-12a（机设）及表 5-3（机设）选取小带轮直径 mda2（电机中心高符合要求）Ha1（2）、验算带速 由式 5-7（机设）smdnVa 111 63.50612906（3）、从动带轮直径 a2midaa 4.931.212查表 5-4（机设） 取 da280（4）、传动比 i5.21802dai（5）、从动轮转速 min112380.96Rni4.确定中心距 和带长aLd（1）、按式（5-23 机设）初选中心距贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 8 -页dadaa 210217.0取784. m70（2）、按式(5-24 机设) 求 带的计算基础准长度 L0mmddaL1960)704128()21(72( )20查图.5-7( 机 设)取带的基准长度 Ld=2000mm(3)、按式 (5-25 机设)计算中心距:amaLd 20.7)219607(200 (4)、按式（ 5-26 机设）确定中心距 调整范围ad 780)03.7(3.mx mL69215015in 5.验算小带轮包角 1由式(5-11 机设)1206018012ad6.确定 V 带根数 Z(1)、由表（5-7 机设） 查得 dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时，单根 V 带的额定功率分呷为 1.00Kw 和1.18Kw，用 线性插值法求 n1=980r/min 时的 额定功率 P0 值。KwP16.)8096(80.1.(0 (2)、由表（5-10 机设 ）查得P0=0.11Kw贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 9 -页(3)、由表查得（5-12 机设）查得包角系数 96.0k(4)、由表(5-13 机设) 查得长度系数 KL=1.03(5)、计算 V 带根数 Z，由式（5-28 机设）49.03.196).016(5KPLca取 Z=5 根 7计算单根 V 带初拉力 F0，由式（5-29）机设。NqVZvKPFac160)5.2(502q 由表 5-5 机设查得8计算对轴的压力 FQ，由式（5-30 机设）得NZQ 158)260sin152(sin210 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=112mm 采用实心式 结构。大 带轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式结构，基准 图见零件工作图。第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢， 锻选项毛坯，大齿贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 10 -页轮、正火处理，小 齿轮调质，均用 软齿面。齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式 为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则Z2=Z1i=342.62=89 2.设计计算。（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）3112udKHtZdaEt T1=9.55106P/n=9.551065.42/384=134794 Nmm由图（7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim=580 HILin=560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 由式（7-3）计算N1=60n, at=60(836010)=6.64109N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；Z N1=1.1 ZN2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：S Fmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 11 -页由式(7-1)(7-2)求许用接触 应力和许用弯曲 应力PZSaNHmM6381inla52inl2YaNFSTli K381mn1PaFSTli M02n22将有关值代入式(7-9)得10.652)(3 11 udtHEUt Zd则 V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s( Z1 V1/100)=1.3(34/100)m/s=0.44m/s查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查得 K=1.08.取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.42 ,修正 mtd68.3.1421M=d1/Z1=1.96mm由表 7-6 取标准模数：m=2mm(3) 计 算几何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm 贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 12 -页b=ddt=168=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=753.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，YFS1=4.1， YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 1323211 53.407.14687. FadF PMmZK2122 5.9.05. FaFSFY二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表 7-1 选取，都采用 45 号钢，锻选项 毛坯，大 齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。 齿轮精度用 8 级，轮齿表面精糙度为 Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为 占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=343.7=1042.设计计算。1 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）3112udKHtZdaEt 贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 13 -页T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由图（7-6 ）选取材料的接触疲劳，极限应力为HILim=580 HILin=560由图 7-7 选取材料弯曲疲劳极阴应力HILim=230 HILin=210应力循环次数 N 由式（7-3）计算N1=60n at=60148(836010)=2.55109N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 Z N2=1.04 由图 7-9 查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1由图 7-2 查得接触疲劳安全系数：S Fmin=1.4 又 YST=2.0 试选 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求许 用接触应力和许用弯曲 应力PZSaNHmM5801inla62inl2YaNFSTli K381mn1PaFSTliFM02n22将有关值代入式(7-9)得mudtHEUt Zd43.701)(321 贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 14 -页则 V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4查得 K=1.08.取 K=1.05.则 KH=KAKVKK=1.377 ,修正mtd8.713.1M=d1/Z1=2.11mm由表 7-6 取标准模数：m=2.5mm(3) 计 算几何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，Y FS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 1323211 9.127.045.47. FadF PMmZK2122 8.1.09FaFSFY总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 15 -页低速级 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分 轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表 10-2,得 c=106 至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取 c=110 则:D1min=103npc27m84.53D2min=36.3D3min=103npc5248.33.初选轴承1 轴选轴承为 60082 轴选轴承为 60093 轴选轴承为 6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D1=40mmD2=45mm贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 16 -页D3=60mm4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图) 为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴 的结 构形状如图所示.(1).各 轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段 1 安装轴承 6008,故该段直径为 40mm。2 段装齿轮，为了便于安装，取 2 段为 44mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为 4.5mm，取 3 段为 53mm。5 段装 轴承，直径和 1 段一样为 40mm。4 段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴 承的安装，取 4 段为 42mm。6 段应与密封毛毡的尺寸同时确定， 查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1986 中d=36mm 的毛毡圈，故取 6 段 36mm。7 段装大 带轮，取为32mmdmin 。（2）各轴段长度的确定轴段 1 的长度为轴承 6008 的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm，l1=32mm。2 段应比齿轮宽略小 2mm，为 l2=73mm。3 段的长 度按 轴肩宽度公式计算 l3=1.4h；去 l3=6mm，4 段：l4=109mm 。l5 和轴承 6008 同宽取 l5=15mm。l6=55mm，7 段同大带轮同宽 ，取 l7=90mm。其中l4，l6 是在确定其它段 长度和箱体内壁宽后确定的。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 17 -页L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合 H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，齿轮与大带轮均采用 A 型普通平键联接，分别为 16*63 GB1096-1979 及键 10*80 GB1096-1979。（4）.轴上倒角与圆角为保证 6008 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 1*45。5.轴的受力分析1 画轴的受力简图 。2 计算支座反力。Ft=2T1/d1= N378465.12Fr=Fttg20。=3784 19.0FQ=1588N在水平面上FR1H=Nlr 965.2137842FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 18 -页FR1V=NlFt 352.15732Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N3 画弯矩图在水平面上，a-a 剖面左侧MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715Nma-a 剖面右侧MAh=FR2Hl2=411 153=62.88 Nm在垂直面上MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm合成弯矩，a-a 剖面左侧AVHa22 mN 73.9856.71.022 a-a 剖面右侧 2.6222 MaVaH画转矩图转矩 3784（68/2）=128.7Nm2/dTFt6.判断危险截面显然，如图所示， a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩 为T，该 截面左 侧可能是危 险截面；b-b 截面处 合成湾矩虽不是最大，但该截面左 侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b 截面右侧均有应力集中，且 b-b 截面 处应力集中更严重，故 a-a 截面左 侧和 b-b 截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 19 -页险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得 MPab601Pab10.061ba(1)a-a 剖面左侧3=0.1443=8.5184m3dW1.=14.57 5184.60( 72)222 aTMeMPa（2）b-b 截面左侧3=0.1423=7.41m3dW1.0b-b 截面处合成弯矩 Mb:=174 Nm5.241379.85.42Mb3 la=27 41.60( 78)222WTeMPa8.轴的安全系数校核:由表 10-1 查得(1)在 a-a1.0,2,5,30,65011 PaMaPaB截面左侧WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得绝对尺,63.1,K寸系数 ;轴经 磨削加工, 由附表 10-5 查得质量76.0,81.系数 .则贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 20 -页弯曲应力 MPaWb68.514.973应力幅 ba平均应力 0m切应力 MPaT57.368.12Tma 9.257.安全系数 280.68.10.31 maKS.179.3.76.351ma 2.1582.2 S查表 10-6 得许用安全系数 =1.31.5,显然 S ,故 a-a 剖SS面安全.(2)b-b 截面右侧抗弯截面系数 3=0.1533=14.887m3dW1.0抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又 Mb=174 Nm,故弯曲应力 MPaWb7.18.4ba贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 21 -页0m切应力MPaTW32.475.918Tma6.2由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数。 1.0,2.,0.1,76.,81.0,9.1,6.2 K则 74.302.718.06231 maS.676.1951 maK3.24.322S显然 S ,故 b-b 截面右侧安全。（3）b-b 截面左侧WT=0.2d3=0.2423=14.82 m3b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力MPaWb48.231.7ba0m贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 22 -页切应力MPaTW68.2.147Tma3.（D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表 10-2 查得圆角引起的有效应力集中系数 。由附表 10-4 查得绝对尺寸36.1,48.K系数 。又 。则7.0,83. 1.0,2.,016.702.48.3.011 maS38.9.1.78.651maK2.39.22 S显然 S ,故 b-b 截面左侧安全。第五部分 校 核高速轴轴承 NlFr 965.213784 R1H2FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 23 -页NlFt 352.157R1V32Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N轴承的型号为 6008，Cr=16.2 kN1 FA/COr=02 计算当量 动载荷FfPARrYX查表得 fP=1.2 径向载 荷系数 X 和轴向载荷系数 Y 为X=1，Y=0=1.2（1352）=422.4 NfARPrYX3 验算 6008 的寿命28046384167.203Lh验算右边轴承28091738416705.3h键的校核键 1 108 L=80 GB1096-79则强度条件为 MPalkdTp 5.30.82/6512/ 查表许用挤压应力 p1所以键的强度足够键 2 128 L=63 GB1096-79贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 24 -页则强度条件为 MPalkdTp 95.30.063.4/5128/ 查表许用挤压应力 p1所以键的强度足够联轴器的选择联轴器选择为 TL8 型弹性联轴器 GB4323-84减速器的润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高（不小于 10mm），1/6 齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V1.52m/s 所以采用飞溅润滑，第六部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚 m10箱盖壁厚 8箱座凸缘厚度 b=15mm贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 25 -页箱盖凸缘厚度 b1=15mm箱座底凸缘厚度 b2=25mm地脚螺栓直径 df=M16地脚螺栓数目 n=4轴承旁联接螺栓直径 d1=M12联接螺栓 d2 的间距 l=150mm轴承端盖螺钉直径 d3=M8定位销直径 d=6mmdf 、d1 、d2 至外箱壁的距离 C1=18mm、18 mm、13 mmdf、d2 至凸缘边缘的距离 C2=16mm、11 mm轴承旁凸台半径 R1=11mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离 L1=40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10mm齿轮端面与内箱壁距离2=10mm箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖：D+（55.5）d3以上尺寸参考机械设计课程设计 P17P21传动比原始分配传动比为：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各轴新的转速为 ：n1=960/2.5=3.84贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 26 -页n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各轴的输入功率P1=pd87 =5.50.950.99=5.42P2=p165=5.420.970.99=5.20P3=p243=5.200.970.99=5.00P4=p321=5.000.990.99=4.90各轴的输入转矩T1=9550Pdi187/nm=95505.52.50.950.99=128.65T2= T1 i265=128.652.620.970.99=323.68T3= T2 i343=323.683.070.970.99=954.25T4= T3 21=954.230.990.99=935.26轴 号 功率 p 转矩 T 转速 n 传动比 i 效率 电机轴5.5 2.0 9601 11 5.42 128.65 3842.5 0.942 5.20 323.68 1482.62 0.963 5.00 954.25 48 3.07 0.96贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 27 -页工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用复板式结构齿轮 z1 尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68 ha=ha*m=12=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d12ha=68+22=72mmdf=d1 2hf=6822.5=63p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mm齿轮 z2 的尺寸由轴可 得 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)2=2.5mm 贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 28 -页da=d22ha=178 22=182df=d12hf=17822.5=173 p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mmDT 12064.78230DD31.6D4=1.649=78.4D0da-10mn=182-102=162D20.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.265=13齿轮 3 尺寸由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.125da=d3+2ha=85+22.5=90 df=d1-2hf=85-23.125=78.75p=m=3.142.5=7.85 s=m/2=3.142.5/2=3.925贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 29 -页e=s c=c*m=0.252.5=0.625齿轮 4 寸由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)0.25=3.125da=d4+2ha=260+22.5=265 df=d1-2hf=260-23.125=253.75p=m=3.142.5=7.85 s=e=m/2=3.142.5/2=3.925c=c*m=0.252.5=0.625D0da-10m=260-102.5=235D31.664=102.4 7.16824.03501 DD2=0.25(D0-D3)=0.25(235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.285=17参考文献：机械设计徐锦康 主编 机械工业出版社机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编第 3 版 机械工业出版社贵 州 大 学 设 计 用 纸第 - 30 -页机械设计手册设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了 3 周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。
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