《机械设计课程设计》带式输送机说明设计

《《机械设计课程设计》带式输送机说明设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《《机械设计课程设计》带式输送机说明设计（39页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

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/(Nm)690630760620运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直径D/mm320380320360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%。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）减速器装配图及零件工作图。4）设

2、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/（Nm）690。运输机带速V/（m/s）08。卷筒直径D/mm320。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o第一部分传动装置总体设计一、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

3、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系列三相交流异电动机的输出功率：PdP w = 沁 4.23Kw d n 0.85a选择电动机为Y132M1-6型（见课设表19-1）技术数据：额定功率（K）w4满载转矩（）mm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。结果计算与说明三、原动机选择（Y系列

4、三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pw 耳=096（见课设P9）w一08一 二 48 R min -13.14 x 0.32传动装置总效率：耳（见课设式2-4）an胡耳耳耳耳耳耳耳a12345678n 二 0.99 n 二 0.99 n 二 0.99 n 二 0.97 n = 99 耳二 0.97123456n 二 0.99 n 二 0.95（见课设表 12-8）78n 二 0.99 x 0.99 x 0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.95 二 0.85a（见课设式2-1）取 P - 5.5 Kdw额定转矩（N m）20 最大转矩（N m）2.0Y13

5、2M1-6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： 238L： 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（见课设式2-6）2、an 9601=m = 20a n48各级传动比分配：（见课设式2-7）初定i = i i ia123i = 20 = 2.62 X 3.07 x 2.5ai = 2.621i = 3.072i = 2.53第二部分V带设计外传动带选为 普通V带传动1、确

6、定计算功率:Pca1）、由表5-9查得工作情况系数 = 1.1ca2）、由式 5-23（机设）匚=K P =1-1 x% = 5&kw2、选择V带型号查图5-12a （机设）选A型V带。3确定带轮直径d dala 2（1）、参考图5-12a （机设）及表5-3 （机设）选取小带轮 直径 d 112mm（电机中心高符合要求）（2）、验算带速由式5-7 （机设）V = ny d1 = 96mx 112 沁 5.63 ms-1160 X100060 X1000（3）、从动带轮直径dald = id = 2.61 X112 = 293.24mma 2查表5-4 （机设）取d22 = 280mm（4）、

7、传动比i_d _ 280 十i a2 2.5d 112a1（5）、从动轮转速nn =2 i 2.5960 沁 380 Rmin -14确定中心距a和带长L d（1）按式（5-23机设）初选中心距0.7（d + d ） a 2（d + d ）a1a 20a1a 2274.4 a 120。1a6.确定V带根数Z（1）、由表（5-7 机设）查得 ddl=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。1 8 1 00P = （1.00 +X （960 800） Kw = 1.16

8、Kw0980- 800（2）、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 F.96。（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）PZ -(P +VpK K00 a l_5.56(1.16 + 0.11) x 0.96 x 1.03q 4.49取Z=5根7计算单根V带初拉力F0,由式（5-29 ）机设。F o _500 x 2(K -1)+qv 2 _160 naq由表5-5机设查得8计算对轴的压力FQ,由式（5-30机设）得a160F Q 2ZF sin 1 _ （2X5x 160xsin ）

9、N _ 1588N q0229 确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径d =112mm采用实心式结构。大带轮基 di准直径d =280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。d2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Rai6,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=Zli=34 x 2.62=892设计计算。(1) 设计准则，按齿面

10、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)月 iZ Z Z 2Ktd = 3 H Z E1a Xit ybHdT1=9.55 x 106 x p/n=9.55 x 106 x 5. 42/384=134794 N mm由图(7-6)选取材料的接触疲劳，极限应力为6=5806=560HILimHILin由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6=2306=210HILimHILin应力循环次数N由式(7-3)计算N =60n, at=60 x (8 x 360 x 10)=6.64 x 109N = N1/u=6.64 x 109/2. 62=2.53

11、x 1092由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Z =11 Z =1.04N1N2由图7-9查得弯曲；Y =1 Y =1N1N2由图7-2查得接触疲劳安全系数：S =1.4又Y =2.0试选FminSTKt=13由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力b H limPmN1aH minb -H4imPH 2 SN 2aB Lpii“ st Y 二 328K PF1SN1aF min1 B Y、B=F2lin一ST Y= 300M PF 2SN 2aF min将有关值代入式(7-9)得力 |ZZZ 2KT一凹=65.10u则 Vl=(ndltnl/60 x 1000)=1.3m/s(Z1

12、 V1/100)=1 3 x (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 P =108取Ka =105则KH=KAKVK |3Ka=1.42 ,修正d = d 13= 66.68mm111.3M=d1/Z1=1.96mm由表7-6取标准模数：m=2mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2 x 34=68mmd2=mz2=2 x 89=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb= ddt=1 x 68=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.

13、1, YFS2=4.0 取 Y e =072心由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.x 4.1 x 0.7 二 40.53M2 x 1.37 x 1367841 x 342 x 23 =Gfs2 = 40.53x40 二 39.54M P F 2F1 Y41aF 2FS1二、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Ra16,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=

14、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。u 土 1E1a x du(2) 按齿面接触疲劳强度设计，由式(7-9)叮厂弋HLT1=9.55 x 106 x P/n=9.55 x 106 x 5. 20/148=335540 N mm由图(7-6 )选取材料的接触疲劳，极限应力为6=5806=560HILimHILin由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6=230HILim6 =210HILin应力循环次数N由式(7-3 )计算N=60n at=60xl48 x (8 x 360 x 10)=2.55 x 1091N = N1/u=2.5

15、5 x 109/307=833 x 1082由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=11 2=104由图7-9查得弯曲；Y =1 Y =1N1N2由图7-2查得接触疲劳安全系数：S =14又Y =2.0试FminST选 Kt=1.3由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力L 17O=s H lim Z=580M PaH minP 1=H lim Z = 586M PH 2 SN 2aH minP L Pst Y = 328KPF1SN1aF min1 P Y、P=ST Y= 300M PF 2SN 2aF mind =1t将有关值代入式(7-9)得=70.43mm则 V1=(nd1

16、tn1/60 x 1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55 x (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 KB=1.08取 Ka= 1.05则 KH=KAKVK P Ka =1.377，修正d 1=dt 3 罟=71.8mmM=dl/Zl=2llmm由表7-6取标准模数：m=25mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.5 x 34=85mmd2=mz2=2.5 x 104=260mma=m(z1 + z2)/2=172 5mmb= ddt=1 x 85=85mm取 b2=85mmb1=b2+10=95

17、3.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，Y =4.1, Y =4.0 取 Y=0.7FS1FS2e由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.2 Kd 12 x 1.37 x 335540x 4.1 x 0.7 二 127.9 MPY=Ofs2 = 127.9 xF 2F1 YFS140 二 124.8M P dmin。(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=32mmo 2段应比 齿轮宽略小2mm,为12=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算 13=1 4h;去 13=6mm, 4 段：14=109mm。

18、15 和轴承 6008 同宽取 15=15mm。16=55mm, 7段同大带轮同宽，取17=90mm。其中14, 16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=525mm, L2=159mm, L3=1075mm。(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。

19、其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB64034-1986，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。2 x 128.65Ft=2T1/d1=68二3784NFr=Fttg20。=3784X 0.3639 二 1377NFQ=1588N在水平面上F 13784 x 52.5r 3 = 966NF = 1 +1153 + 52.5FR1H 23F =Fr-FR1H=1377-966=411NR2H在垂直面上二 1377 X E 二 352N FR1V= 12 + 3153 + 525Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3) 画

20、弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧M =FR1Hl3=966x52.5=50.715N mAha-a剖面右侧M =FR2Hl2=411 x 153=62.88 N mAh在垂直面上MAv=MAV=FR1V12=352 x 153=53. 856 N m合成弯矩，a-a剖面左侧M = -M 2 + M 250.7152+53.8562 =73.97 N - maAHAV a-a剖面右侧M =：M. + M.円 62.882+53.8562 二 82.79 N - m a aHaV 画转矩图转矩 T = F t-d/2二 3784 x( 68/2 ) =1287N m6判断危险截面显然，如图所示，a

21、-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 险截面。J 二 100MPab7轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得匚丄-1 二60MPaa = -% = 6%00 = 0.6(1)a-a剖面左侧W 二o.id 3=01 X 443=85184m3!M 2+(aT )2742；Q -e=14.57 MPa L8.5184.6 x128 7(2)b-b截面左侧W 0.1d

22、 3=01 X 423=741m3b-b截面处合成弯矩Mb:1 - 42.5153 42.5Mb = M 2 i = 82.79 xa1352.5 =174 N m_ M 2+（aT）2_ 174277.41=27 MPa.6 x12872）&轴的安全系数校核：由表10-1查得O 二 650MPa,O = 300MPaT = 155MPa，屮 二 02,屮 二 0.1 仃）在 a-aB11ot截面左侧WT=02d3=0.2 x 443=170368mm3由附表10-1查得Ko =1,K广1.63,由附表10-4查得绝对尺寸系数 *o= 0-81，8 = 76 ；轴经磨削加工，由附表10-5查得

23、质量系数0二L0则弯曲应力二 M 二 73.97 二 8.68MPa b W 8.5184应力幅o =o = 8.68MPaab平均应力切应力TT =T WT=128.7 = 7.57MPa17.0368=T亠=也=3.79 MPa2 2安全系数300S oS 二 K1二1二 28o , o +屮 o X 8.68 + 0.2 X 0芮 a o m 1.0 X 0.81o155T1551二二 18.22T +屮 T* x 3.79 + 0.1 x 3.79a T m 1.0 X 0.76S = 役 %1822= 15.27:S 2 + S2282+18.222 at 查表10-6得许用安全系数

24、k=13 15,显然S k剖面安全.(2)b-b截面右侧抗弯截面系数W 二o.id 3=0. 1 X 533=14 887m3抗扭截面系数WT=02d3=02 x 533=29.775 m3又Mb=174 N m,故弯曲应力a = b = 174 = 11.7 MPa b W 14.887a =a = 11.7 MPaa切应力T128.7t = 4.32MPat W29.775Ttt =t =t = 2.16 MPaam 2由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数K 二 2.6, K 二 1.89,a二 0.81,二 0.76,0 二 1.0,V 二 0.2,V 二 0.1tatSa3

25、0037 74S 二 1二2-6=37.74aa + V a 26 x 11.7+0.2 x 0aa m 心 0.81aSt=1t t +V t1554 x 2.16 + 0.1 x 2.16 = 2741.0 x 0.7637.74 x 27.74v37.742+27.742=22.36显然S b ，故b-b截面右侧安全。(3) b-b截面左侧WT=02d3=0.2 x 423=14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力o =b = !Zi = 23.48MPab W 7.410=0 = 23.48MPaab(5切应力=128.7 = 8.68MPa14.82T T=T =

26、t = 4.34 MPa m 2(D-d)/r=l r/d=0.05,由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数oK = L4&K二1.36。由附表10-4查得绝对尺寸系数8o= 0.83,8t = 0.78。又卩=1.0,屮=0.2,屮=0.1 则S o-1 Ko-o + 屮 o0ao moST-1TJK-T +屮 T300上x 23.48 + 0.2 x 0 = 7.161.0 x 0.8315536= 19.38_ x 4.34 + 0.1 x 4.3491.0 x 0.78sitsat7.16 x 19.38v7.162+19.382显然S b 故b-b截面左侧安全。第五部分校核高速

27、轴轴承FR1H _ 雪 _ 3784 x 525 _ 966Nl +1153 + 52.523FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFR1V _ 13力 X E _ 352Nl +1153 + 52.523F =Ft- F =1377-352=1025Nr2VR1V轴承的型号为6008, Cr=16.2 kN1) FA/COr=02) 计算当量动载荷P _f Qf + yF )rPRA查表得fP=12径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1,Y=0 P _ f (y F + YF )_ /XFr + YF a =1 2 x( 1 x 352 ) =4224 N3) 验算6008的寿

28、命L _16667h162003)3sT 422.43V丿=2448486 28800验算右边轴承L _16667(162003 (1.2x1025=99177 28800键的校核键 110x8L=80GB1096-79384则强度条件为_ 如 _ 2x 曲/0.032 _ 33.5MPapIk0.08 x 0.10 MPa查表许用挤压应力所以键的强度足够键 2 12x8L=63GB1096-79则强度条件为2T / d 2 x 128.65/0.044lk0.063 x 0.查表许用挤压应力_ 30.95MPa110 MPa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GB432

29、3-84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07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V152m/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 6 = 10 mm箱盖壁厚6广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=6mm

30、df、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l=10mm齿轮端面与内箱壁距离厶2=10mm箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+(555)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：订=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=3.84n2=384/2.61=147n

31、3=147/3.07=48各轴的输入功率P1=pd n 8 n 7 =5. 5x0 95 X o .99=5.42P2=p1 n 6 n 5=5.42 x 0. 97 x 0.99=5.20P3=p2 n 4 n 3=5.20 x 0.97 x 0. 99=5.00P4=p3 n 2 n 1=500 x 0.99 x 0. 99=4.90各轴的输入转矩T1=9550Pdi1 n 8 n 7/nm=9550 x 5.5 x 2.5 x 0.95 x0.99=128. 65T2= T1 i2 n 6 n 5=128.65 x 2.62 x 0.97 x0. 99=323. 68T3= T2 i3

32、n 4 n 3=323. 68 x 3. 07 x 0.97 x0. 99=954.25T4= T3 n 2 n 1=954.23 x 0. 99 x 0. 99=935.26轴号功率P转矩T转速n传动比i效率n电机5.52.09611轴015.412 8.6382.50.9254425.2323.6142.620.9088635.0954.2483.070.9056工作机轴4.9935.24810.9068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 dl=68 m=2 d=44 b=75d1=68ha=ha*m=1 x 2=2mmhf=( ha*+c*)m=

33、(1+0.25) x 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4. 5mmda=dl + 2ha=68+2 * 2=72mmdf=d1 - 2hf=68 - 2 x 2.5=63p= n m=628mms=nm/2=3.14 x 2/2=3.14mme=nm/2=3.14 x 2/2=3.14mmc=c*m= 0.25 x 2=0. 5mm齿轮z2的尺寸d4=49由轴可 得 d2=178z2=89m=2b=65ha=ha*m=1 x 2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4. 5mmhf=(1 + 0.5) x 2=2.5mmda=d2 + 2ha=178 + 2 x 2=182df=d1-

34、2hf=178-2x2.5=173p= n m=628mms=nm/2=3.14 x 2/2=314mme=nm/2=3.14 x 2/2=314mmc=c*m= 0.25 x 2=0. 5mmDT78.4 +1622二 120D3 16D4=1.6 x 49=78.4D0 da-10mn=182-10 x 2=162D2 0. 25(D0-D3)=0.25 (162-78. 4)=20R=5 c=02b=02 x 65=13齿轮3尺寸由轴可得，d=49 d3=85z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=1 x 2. 5=2.5h=ha+hf=2 5+3125=5625hf=(ha*

35、+c*)m=(1+0.25) x 2.5=3.125da=d3+2ha=85+2 x 2. 5=90df=dl-2hf=85-2 x 3.125=78.75p= nm=3.14 x 2.5=7.85s=nm/2=3.14 x 2. 5/2=3.925e=sc=c*m=O.25 x 2.5=0.625齿轮4寸由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5b=85ha =ha*m=1 x 2. 5=2.5h=ha+hf=2.5+3. 25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) x 0.25=3.125da=d4+2ha=260+2 x 2. 5=265df=d1-2hf

36、=260-2 x 3.125=25375p=nm=3.14 x 2.5=7.85s=e=nm/2=3.14 x 2. 5/2=3.925c=c*m=0.25 x 2.5=0.625D0da-10m=260-10 x 2. 5=235D3 1.6 x 64=102.4235 +102.42二 168.7D2=025(D0-D3)=0.25 x (235-102.4)=33.15 r=5c=02b=02 x 85=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