机械设计课程设计-带式输送机说明书和总装图设计

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1、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设计任务书一、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35710运输机工作转矩T/(N.m)690630760620运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直径D/mm320380320360工作条件:运输速度允连续单向运转，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)许误差为5% o二、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

2、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 q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O3)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

3、变化不大，可以采用V带这种简单的结构，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:Pw=0.96（见课设P9）V 0.8n - D 3.14 0.3248R?min传动装置总效率：

4、（见课设式2-4 ）aa 12345d 0.99 o0.99。1230.95（见课设表12-8 ）0.99 0.99 0.99 0.976780.99, 0.9740.99 0.97 0.99 0.950.850.9770.99电动机的输出功率：pd（见课设式2-1 ）Pw JAPd0.85a4.23KW 取 pd 5.5Kw选择电动机为 Y132M1-6 型（见课设表19-1 ）技术数据：额定功率（kw）4满载转矩（min）960额定转矩（N m）2.0最大转矩（N m）2.0Y132M1-6电动机的外型尺寸（ mm ）:（见课设表19-3 ）A: 216 B: 178 C: 89 D :

5、38 E: 80 F: 10 G: 33 H: 132 K: 12 AB : 280 AC: 270AD : 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：i a （见课设式2-6）,Dm 960ia n 48202、 各级传动比分配：（见课设式2-7 ）11 i2 |320 2.62 3.07 2.5ia初定 i1 2.6212 3.0713 2.5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：PcaK“ 1.1A2）、由式 5-23 （机设）Pca KA P 1.1 5.5 5.65kw2、选择V带型号查

6、图5-12a（机设）选A型V带112mm3 .确定带轮直径 da1 da2（1）、参考图5-12a （机设）及表 5-3 （机设）选取小带轮直径d a1dl H2（电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由式5-7 （机设）V1n da160 100096011260 100015.63m s（3）、从动带轮直径da2da2 i da1 2.61 112 293.24mm查表5-4 （机设）280mm取d a2（4）、传动比 ii 业280 2.5da1 112（5）、从动轮转速n19601n2 ；2-5 380 R minI 2.54 .确定中心距a和带长Ld （1 ）、按式（5-23机设）初

7、选中心距0.7 da1 da2a02 da1 da2274.4 a0 787 取a0 700mm（2）、按式（5-24机设）求带的计算基础准长度L0L。2a。2(dd1 dd2)29d1 ddJ(2 700 -(112 280)1960mm2 (280 112) 4 7002-)mm查图.5-7（机设）取带的基准长度Ld=2000mm、按式（5-25机设）计算中心距:aa a0(700 运21960、 )mm27.20mm(4)、按式(5-26机设）确定中心距调整范围amax a0.03Ld (720 0.03 2000)mm780mmamin a0.015Ld (720 0.015 2000

8、)mm 690mm5 .验算小带轮包角a 1由式（5-11机设）d d 2 d d11 180d2d1 60166120a6 .确定V带根数Z（1）、由表（5-7机设）查得dd1=112n1=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。P0(1.001.18 1.00980 800(960800)Kw 1.16Kw、由表（5-10 机设）查得 P0=0.11Kw（3）、由表查得（5-12机设）查得包角系数k 0.96、由表（5-13机设）查得长度系数 KL=1.03、计算V带

9、根数Z,由式（5-28机设）ZPca(PoPo)K Kl5.56(1.16 0.11) 0.964.491.03取Z=5根7.计算单根V带初拉力F0 ,由式（5-29）机设。Fo 500Pca / 2.5(VZ Ka21) qv 160Nq由表5-5机设查得8 .计算对轴的压力 FQ ,由式（5-30机设）Fq 2ZFsin= (2 5 160160sin )N 1588N29.确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图,采用孔板式结构,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)

10、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=34 X2.62=892 .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 ),3ZHZZZE 2Ktla U 1d1t H duT1=9.55 X106 xP/n=9.55X106 X5.42/384=134794 Nmm由图（7-6

11、）选取材料的接触疲劳，极限应力为6HILim =5806HILin =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力OHILim =230（DHILin =210应力循环次数 N由式（7-3 ）计算N 1=60n, at=60 X（8 X360 X 10）=6.64 X109N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X109由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Zni =1.1 Z N2=1.04由图7-9查得弯曲；Yni=1 Y N2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin =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H lim

12、 _Z N1 min638M pa葭 ZN2 582M PaFiiin Y stF1Yn1 328K PaSf minF2“2 300M PaSf min将有关值代入式(7-9)得dit 3(ZuZEZ)22KTU 65.10H2贝ij V1=( Ttd1tn1/60X1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=1.3x(34/100)m/s=0.44m/s贝ij KH=KAKVK66.68mm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 0=1.08.取 Ka=1.05.0Ka=1.42 ,修正M=d1/Z1=1.96mm由表7-6

13、取标准I数：m=2mm(3)计算几何尺寸d1=mz1=2X34=68mm a=m(z1 +z2)/2=123mmd2=mz2=2X89=178mmb= (|)ddt=1 X68=68mm取 b2=65mmb1=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2KF12 3Z1 md 12 1.37 1367841 342 234.1 0.740.53MPaF1F2Y FS2F1Yfs140.53 40 39.54M pa4.1Pa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

14、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 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，取级，轮齿表面精糙度为Ra1.6 ,软Z1=34贝ij Z2=Z1i=34X3.7=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 ）,3 ZHZZZE2Kt1aU 1d1t . H d uT1=9.55 X106 XP/n=9.55X106 X5.20/148=335540 N-mm由图（7-6 ）选取材料的接触

15、疲劳，极限应力为6HILim =5806HILin =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力0HILim =230（DHILin =210应力循环次数 N由式（7-3 ）计算N 1=60n at=60 X148 X（8 X360 X 10）=2.55 X109N2= N1/u=2.55X109/3.07=8.33 X108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 Y N2 =1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin =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H limSh min

16、Zn1 580M PaH limSh minZN2 586M PaF1f 1lin y st _Yn1328K PaSf min2 300M Pa F min将有关值代入式(7-9)得d1t 3(ZuZeZ)2 2KT1U 70.43mmu贝IJ V1=( Ttd1tn1/60X1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55x(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 0=1.08.取 Ka=1.05.贝U KH=KAKVK0Ka=1.377 ,修正1.37d1 d1t3 1.371.8m

17、mM=d1/Z1=2.11mm由表7-6取标准I数：m=2.5mm(3)计算几何尺寸d1=mz1=2.5X34=85mmd2=mz2=2.5X104=260mma=m(z1 +z2)/2=172.5mmb= (|)ddt=1 X85=85mm取 b2=85mmb1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，Yfsi=4.1 , Yfs2=4.0取 丫/0.7由式（7-12）校核大小齿轮的弯曲强度2KfiZT23Z1 md 12 1.37 3355401 342 2.534.1 0.7 127.9M paF1F2Y FS2F1Yfsi127.94.04.1124.8M paF

18、2总结：高速级z1=34z2=89m=2低速级z1=34z2=104m=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=P1105.4227mmD2min=P3 5.20110 ； 14836mmD3min=c31105.004852mm3 .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

19、=45mmD3=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 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

20、中d=36mm 的毛毡圈，故取 6段36mm。7段装大带轮，取为 32mmdmin 。2 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L1=52.5mm, L2=159mm, L3

21、=107.5mm。3 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*63GB1096-1979 及键10*80GB1096-19794 4).轴上倒角与圆角其他为保证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*455 .轴的受力分析(1)画轴的受力简图(2) 计算支座反力Ft=2T1/d1 =2 128.65683784NFr=Fttg20。=37840.3639

22、1377NFQ=1588N在水平面上Frl3Frih = l 2 l 33784 52.5153 52.5966NFr2h =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Ft?l3l2 l 31377 52.5153 52.5352NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3)画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧M Ah =FR1Hl3=96652.5=50.715N ma-a剖面右侧M Ah=FR2Hl2=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=MAV=FR1Vl2=352X 153=53.856 N合成弯矩，a-a剖面左侧MamAh M Av22

23、50.715 53.856 73.97 N ma-a剖面右侧Maf 2MaH2MaV62.88 53.85682.79N m画转矩图转矩T Ftd /23784 X (68/2 ) =128.7N6 .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a-a , b-b截面右侧均有应力集由表10-1查得1b 60Mpa0 b 100Mpa(1)a-a剖面左侧1 b0b0.6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, 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险截面

24、。7 .轴的弯扭合成强度校核W 0.1d 3=0.1 X443=8.5184m3M2 (aT)2 ,742 06 128.72(2)b-b截面左侧8.5184=14.57 MPaW 0.1d 3=0.1 X423=7.41m3b-b截面处合成弯矩 Mb:Mb42.5153 42.582.79 l352.5=174 N mM2 (aT)21742 0.6 128.72W7.418 .轴的安全系数校核：由表10-1查得R 650MPa,1B1300MPa, 1 155MPa,02,0.1(1)在a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2X443=17036.8mm3由附表10-1查得K 1, K 1.

25、63,由附表10-4查得绝对尺寸系数0.81,0.76；轴经磨削加工，由附表10-5查得质量系数1.0 .则弯曲应力73.978.51848.68MPa应力幅8.68MPa平均应力切应力128.717.03687.57MPa安全系数7.573.79MPa300281.0 0.818.68 0.2 01KLam1551.631.0 0.763.79 0.1 3.7918.2228 18.2215.272228 18.22查表10-6得许用安全系数S =1.31.5,显然S S，故a-a剖面安全.(2)b-b 截面右侧抗弯截面系数 W 0.1d 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系数

26、WT=0.2d3=0.2X533=29.775 m3又Mb=174 N m,故弯曲应力MbW17414.88711.7MPa11.7MPa切应力Wt128.74.32MPa29.775T 2.16MPa m 2由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数K 26K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,3002.60.1O则37.741.0 0.8111.7 0.2 01551.892.16 0.1 2.16m 1.0 0.7627.7437.74 27.74237.74227.7422.36显然S S ,故b-b截面右侧安全。(3) b-b截面左侧WT=0.2d3=0.2X423=

27、14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同弯曲应力1747.4123.48MPa切应力128.714.828.68MPa4.34MPa(D-d)/r=1r/d=0.05由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数K 1.48, K 1.36o由附表10-4查得绝对尺寸系数0.83,0.78 寸O又1.0,0.2,0.1O则S IKZ300 7.16.23.48 0.2 01.0 0.83S K1551.364.34 0.1 4.3491.0 0.7819.387.16 19.386.72227.16 19.38显然S S ,故b-b截面左侧安全第五部分校 核高速轴轴承FR1H Fl1 3

28、784 52.5 966Nl2 l3153 52.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFR1V 皿 ZZ_ 352N l2 l3153 52.5Fr2V =Ft- F riv =1377-352=1025N轴承的型号为 6008 , Cr=16.2 kN1) FA/COr=02）计算当量动载荷Prf p xFr YFaPr fp3) 验算6008的寿命Lh316667 162003843422.42448486 28800验算右边轴承Lh16667384316200399177 288001.2 1025键的校核键 110 X8L=80GB1096-79则强度条件为2T/dp

29、 lk2 128.65/0.032 33.5MPa0.08 0.003查表许用挤压应力p 110Mpa所以键的强度足够键 2 12 X8L=63GB1096-79查表得fP=1.2 径向载荷系数 X和轴向载荷系数 丫为X=1 , Y=0XFR YFa =1.2 X(1 X352 ) =422.4 N2T/dp lk则强度条件为2 128.65/0.044 30.95MPa0.063 0.003查表许用挤压应力p 110Mpa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1.52m/s所以采用飞溅润滑，第六部分主要尺寸及数

30、据箱体尺寸箱体壁厚10mm箱盖壁厚8mm箱座凸缘厚度 b=15mm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4 2=10mm箱盖，箱座肋厚 m1

31、=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P17 P21传动比原始分配传动比为:i1=2.62i2=3.07i3=2.5修正后:i1=2.5i2=2.62i3=3.07各轴新的转速为:n1=960/2.5=3.84各轴的输入功率n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48P1=pdr8 y7 =5.5X0.95X0.99=5.42P2=p1r6 y5=5.42X0.97X0.99=5.20P3=p2r4 y3=5.20X0.97X0.99=5.00P4=p3r2 y1=5.00X0.99X0.99=4.90各轴的输入转矩T1

32、=9550Pdi1 r8 r7/nm=9550X5.5X2.5 X0.95 X0.99=128.65T2= T1 i2 716 rl5=128.65 X2.62X0.97X0.99=323.68T3= T2 i3 714 rl3=323.68X3.07 X0.97 X0.99=954.25T4= T3 712 rl1=954.23 X0.99 X0.99=935.26轴号功率p转矩T转速n传动比i效率刀电机轴5.52.09601115.42128.653842.50.9425.20323.681482.620.9635.00954.25483.070.96工作机轴4.90935.264810.

33、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车仑z1尺寸z=34d1=68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=1 X2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)X2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2X2=72mmdf=d1 - 2hf=68 2X2.5=63p= Ttm=6.28mms= Ttm/2=3.14X2/2=3.14mme= Ttm/2=3.14X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=0.5mm齿车仑z2的尺寸由轴可得 d2=178z2=89m=2b=65d4=49ha=ha*m=1 X

34、2=2mmh=ha+hf=2+2,5=4.5mmhf=(1 + 0.5) X2=2.5mmda=d2 +2ha=178 +2X2=182df=d1 -2hf=178-2X2.5=173p= Ttm=6.28mms= Ttm/2=3.14X2/2=3.14mme= Ttm/2=3.14X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=0.5mmDo D378.4 162120DT 弋 22D3 =1.6D4=1.6X49=78.4D0 =da-10mn=182-10X2=162D2 弋0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5c=0.2b=0.2X65=13齿车仑3尺寸由轴

35、可得，d=49d3=85z3=34m=2.5 b=95ha =ha*m=1 X2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)X2.5=3.125da=d3+2ha=85+2X2.5=90df=d1-2hf=85-2X3.125=78.75p= 7tm=3.14 X2,5=7.85s= 7tm/2=3.14X2.5/2=3.925e=sc=c*m=0.25X2.5=0,625齿轮4寸由轴可得d=64d4=260z4=104m=2.5ha =ha*m=1X2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1

36、+0,25)xo.25=3,125da=d4+2ha=260+2X2,5=265df=d1-2hf=260-2X3.125=253.75b=85p= 7tm=3.14X2,5=7,85s=e= 7tm/2=3.14X2.5/2=3,925c=c*m=0.25X2,5=0,625DO da-10m=260-10X2,5=235D3 F.6 X64=102.4DDl2理回168.7D2=0,25(D0-D3)=0.25X(235-102.4)=33,15r=5c=0.2b=0.2X85=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版机械工业出版社机械设计手

37、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。