一级圆柱齿轮减速器设计说明书(模板).doc

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1、沈 阳 工 程 学 院课 程 设 计设计题目：带式运输机的展开式一级圆柱齿轮减速器 系 别 能源与动力学院 班级 建环本112 学生姓名 学号 指导教师 徐秀玲 张陈 职称 起止日期：2013年6月17日起至 2013 年6月30日止沈 阳 工 程 学 院 机械设计基础 课程设计成绩评定表系（部）： 能源与动力学院 班级： 建环本112 学生姓名： 指 导 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分调研论证能独立查阅文献,收集资料；能制定课程设计方案和日程安排。0.15432工作能力态度工作态度认真，遵守纪律，出勤情况是否良好，能够独立完成设计工作， 0.25432工作量按期

2、圆满完成规定的设计任务，工作量饱满，难度适宜。0.25432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.55432指导教师评审成绩（加权分合计乘以12） 分加权分合计指 导 教 师 签 名： 年 月 日评 阅 教 师 评 审 意 见评价内容具 体 要 求权重评 分加权分查阅文献查阅文献有一定广泛性；有综合归纳资料的能力0.25432工作量工作量饱满，难度适中。0.55432说明书的质量说明书立论正确，论述充分，结论严谨合理，文字通顺，技术用语准确，符号统一，编号齐全，图表完备，书写工整规范。0.35432评阅教师评

3、审成绩（加权分合计乘以8）分加权分合计评 阅 教 师 签 名： 年 月 日课 程 设 计 总 评 成 绩分机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.5二、电动机的选择 .6三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.8四、传动装置的运动和动力设计. 8五、普通V带的设计11六、齿轮传动的设计.14七、传动轴的设计.17八、箱体的设计.25九、键连接的设计.27十、滚动轴承的设计.28十一、润滑和密封的设计.29十二、联轴器的设计.30十三、设计小结.31一、设计课题： 设计一用于带式运输上的一级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限10

4、年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为96%，运输带允许速度误差为5%。运输带拉力F（N）1250运输带速度V（m/s）1.50卷筒直径D（mm）240设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（A0图纸）2. 轴、传动零件图纸各一张（2号图纸）3. 设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第二组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：卷筒圆周力F=1250N；带速V=1.5m/s；卷筒直径D=240mm；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况

5、要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96，0.

6、98，0.97，.则：总=0.960.990.970.990.96 =0.895所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总=1.875/0.895 =2.095 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.5)/（240） =119.37 r/min根据设计书10表2-推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=35。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a60。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian卷筒 =(620)119.37 =716.22387.4 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r

7、/min根据功率和转速，由相关手册查出适用的电动机型号：此选定电动机型号为Y100L1-4三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒=1430/119.37=11.98总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书取i0=3因为：iai0i所以：iiai011.98/33.99四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，

8、12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=1430/3=476.67 （r/min）轴：n= n/ i1 =476.67/3.99=119.47r/min 卷筒轴：n= n=119.47 r/min（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=2.0950.96=2.01（KW）轴： P= P12= P23 =2.010.990.97 =1.931（KW）

9、卷筒轴： P= P23= P24 =1.9310.990.99=1.893（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95502.095/1430=13.99Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=40.29 Nm 轴： T= Ti112= Ti124 =154.38Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =151.31 Nm由指导书的表1得到：1=0.962=0.993=0.974=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率电动机轴 2.213.99143030.96

10、轴2.0140.29476.670.95轴1.931154.38119.473.990.96卷筒轴1.893151.31119.47五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KAP=1.52.2=3.3（ KW） 根据课本P219图13-15得知其交点在A处，故取A型V带取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=90mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =390(1-0.02)=268.65mm 由表13-9取d2=280mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060）由课本查得KA=1.5 由课本P13

11、2表13-9得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm =143090/（100060） =6.74m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（90+280）a02（100+274） 259 a0740 初定中心距a0=600 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）、2+（d2-d1）2/(4a0) =2600+（90+280）/2+（280-90）2/(4600) 2 =1780.9 mm 由表13-9选用Ld=1800 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1780.9)/2=609.

12、5mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(280-90)57.3/609.5=162120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =3.3/（1.05+0.17）0.961.01 = 2.97 故要取3根V带计算轴上的压力 由书初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =135.45 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) = 802.4 N 由机械教材表13-3得P0=1.05由表13-5得P0=0.17 由表13-7得K=0.96查得KL=1.01六、齿轮传动的设计：(1)、选定

13、齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为197286HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度156217HBS。齿轮精度初选8级，则取齿宽系数d=0.8(2)、初选主要参数 小齿轮:Hlim1=600MpaFE1=450Mpa大齿轮Hlim2=380MpaFE2=300Mpa最小安全系数SH=1.1 ,SF=1.25由教材表11-3取载荷系数K=1.5由教材表11-4取弹性系数ZE=188（3）按齿面接触疲劳强度计算则小齿轮上的转矩T1=9.55106P/n1=9.551062.0112/476.67 =4.03104 N

14、mm计算小齿轮分度圆直径 d1 =66mm又求得许用应力 (4)确定模数 取小齿轮齿数Z1=32,则大齿轮齿数Z2=3.99X32=127 m=d1/Z166/32=2.06 取标准模数值 m=2.5(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核式中 小轮分度圆直径d1=mZ1=2.532=80mm大齿轮分度圆直径d2=mZ2=2.5127=317.5 mm齿轮啮合宽度b=dd1 =0.866=52.8mm所以取大齿轮齿宽b2=55mm,小齿轮齿宽b1=60mm.则可得齿轮中心距a=(d1+d2)/2=198.75mm由教材表11-8取复合齿轮系数 YFa1=2.56 YFa2=2.23由教材表11

15、-9取重合度系数 YSa1=1.63 YSa2=1.77= 119.90=119.902.231.77/2.561.63=113.41F2 =240Mpa安全，故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 齿轮几何尺寸计算由教材可知ha*=1,c*=0.25齿根高：hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) 2.5=3.125mm齿顶高：ha=ha*m= 12.5=2.5mm齿根圆直径:df1=d1-2hf=80-23.125=73.75mmdf2=d2-2hf=317.5-23.125=311.25mm齿顶圆直径:da1=d1+2ha1=80+22.5=85mm da2=d2+2ha2=317.5+22

16、.5=322.5mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度圆周速度V= n1d1/（100060）=1.99m/s由表2-3可知选择8级精度合适。七 轴的设计1， 齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=2.0112 KW 转速为n=476.67 r/min根据课本并查表14-2，取C=113则轴径d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，

17、取D1=20mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）18+26=48 mm 则第一段长度L1=48mm右起第二段直径，由于此处存在定位轴肩由设计书表5-1可得D2=D1+41.6=26.4mm,取D2=27mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求则取第二段的长度L2=30mm. 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为dDB=357217，由于此处为非定位轴肩，则D3=D2+22=31mm，长度为L3=B+13=30mm(挡油环处须留1015mm)右起第四段，该处存在定位轴肩, 由设计书表5-1可得D4=D

18、3+42=39mm, L4=10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮存在定位轴肩，则该段轴径D5=D4+42=47mm由于齿轮的宽度为60mm，长度为L5=60mm.右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，则D6=D5+42=55mm 又因为定位轴肩宽度b=1.4h(h为定位轴肩高度，h=(0.07d+3)(0.1d+5)mm),所以长度取L6= 13mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=31mm，长度L7=30mm(4)轴的强度校核 小齿轮分度圆直径：d1=80mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =4.029104 Nmm 求圆周力：FtFt=2

19、T1/d1=24.029104/80=1007.25N 求径向力FrFr=Fttan=1007.25tan200=402.9N因为直齿轮，所以轴向力=0Ft，Fr的方向如下图所示 K=75mm L=100mm（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2 =503.625N 垂直面的支承反力：F1v=F2v=0.5402.9=201.45N F力在支点产生的反力：F1F=FK/L=29075/100=217.5NF2F=290+217.5=507.5N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC

20、= 0.5503.25100/1000=25.16Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=201.450.05=10.07N F力产生的弯距：McF=F1FL/2=217.50.05=10.875N 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=1007.250.04=40.29N （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=45Nm , 轴的材料选用45钢调质处理，由课本表14-3有:-1=60Mpa，则d15.57

21、4mm 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%,故d=1.0515.574=16.3520mm 所以确定的尺寸是安全的 。待添加的隐藏文字内容2在前面带轮的计算中已经得到Z=3其余的数据手册得到D1=20mmL1=48mmD2=26.4mmL2=30mmD3=31mmL3=30mmD4=10mmL4=10mmD5=47mmL5=60mmD6=55mmL6= 13mmD7=31mmL7=30mmFt=1007.25NmFr=402.9NmF1H=F2H= =503.625N =0.6 输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7

22、键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=1.931 KW 转速为n=119.47 r/min根据课本并查表14-2，取C=113d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=31mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准GB/T 50142003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取D2=D1+42=39mm,根据轴承端盖的装

23、拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取该段长为L2=35mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6209型轴承，其尺寸为dDB=458519，由于此处为非定位轴肩，那么该段的直径D3=D2+22=43mm，又由于此处存在套筒，所以长度取L3=B+11+12=42mm右起第四段，该段装有齿轮，由于齿轮存在定位轴肩，则该段轴径D4=D3+42=51mm.由于齿轮的宽度为55mm，长度为L4=55mm.右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,所以此处为定位轴肩，取轴肩的直径为D5=D4+42.5=61mm ,由定位轴肩宽度计算公式取长度L5=10mm右起第六段，该段为

24、滚动轴承安装出处，取轴径为D6=43mm，长度L6=30mm(4) 轴的强度校核 大齿轮分度圆直径：d2=317.5mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =154.38Nm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2154380/270=1143.56N 求径向力FrFr=Fttan=1143.56tan200=457.424NK=90mm L=130mm （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2=571.78N 垂直面的支反力：F1v=F2v=Fr/2=228.712NF力在支点产生的反力：F1F=29090/130

25、=200.77NF2F=290+200.77=490.77N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=F1H/2L/1000=37.17N 垂直面的弯矩：MC1= MC2=F1vL/2=14.87 NmF力产生的弯距：McF=F1FL/2=13.05N 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=90.77Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度已知MeC2=76.05Nm ,由课本表14-3有:-1=60Mpa 则：d23.316mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故

26、d=23.3161.05=24.4831mm 所以确定的尺寸是安全的 。D1=31mmL1=82mmD2=39mmL2=35mmD3=43mmL3=42mmD4=51mmL4=55mmD5=61mmL5=10mmD6=43mmL6=30mmFt=1143.56NmFr=457.424Nm=0.6-1=60Mpa八箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标

27、油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在

28、机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 115机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉

29、数目n4轴承旁联结螺栓直径d115机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 18,16df，d1 d2至凸缘边距C224, 16 14轴承旁凸台半径R114凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准45外机壁至轴承座端面距离l1 35大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m26.8 8.5轴承端盖外径D256.25轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九键联接设计1

30、输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=20mm,L1=36mm查表得，选用A型平键，得：l=L1-b=36-6=30mmbhl=6630T=4.029104Nm p=4 T/(dhl)=44.029104/（20630） =44.77Mpa p (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=47mm L2=45mm T=4.029104Nm查表 选A型平键 l=L2-b=45-14=31mm h=9mm bhl=14931p=4 T/（dhl）=44.029104/（47931） = 12.29Mpa p (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=51mm

31、L3=45mm T=154.38103Nm查表选用A型平键l=L3-b=51-16=45mm h=10mmbhl=161045p=4T/（dhl）=4154.38103/（511045）=26.91Mpa p (110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命1.主动轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=402.9N（2） 选择轴承型号查设计书表12-1选择6207轴承 Cr=25.5KN由教材式有预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=4

32、57.424N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6209轴承 Cr=31.5KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距

33、离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.5154.38=231.57Nm其中KA为工况系数，由课本表13-8得KA=1.5（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n，选用GY5型连轴器，其额定

34、转矩T=400Nm, 许用转速n=8000r/m ,故符合要求。十三、设计小结首先，这次课程设计由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，其实正向老师说得一样，机械设计的课程设计没有那么简单，你想抄袭或者你想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步

35、走了过来，最终完成了我的任务。十几天的机械原理课程设计结束了，在这次实践的过程中学到了一些除技能以外的其他东西,领略到了别人在处理专业技能问题时显示出的优秀品质,更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制,最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化.在今后的学习中，一定要戒骄戒躁,态度端正,虚心认真。要永远的记住一句话:态度决定一切.经过两周的奋战我的课程设计终于完成了。在没有做课程设计以前觉得课程设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次做课程设计发现自己的看法有点太片面。课程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己

36、原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。在这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！同时，也感谢两位指导老师的细心指导 。p=100120Mpa