油冷式电动滚筒设计

目 录绪论1第一章 查阅相关资料2第二章 装置整体方案设计3第三章 传动方案设计4第四章 分配传动比4一、电动机选择4二、确定传动装置的总传动比4第五章 传动机构结构设计5一、高速级齿轮传动的几何计算5二、低速级齿轮传动的几何计算14三、齿轮轴的设计计算25四、齿轮轴上的轴承设计计算29五、法兰轴的设计计算31六、法兰轴上的轴承设计计算35七、弹性挡圈的选用37八、吊环的选用及几何参数38九、键的选用及几何参数39十、螺栓的计算39第六章 滚筒其它结构设计40一、滚筒设计40二、端盖设计41总结44致谢45参考文献461绪 论经过大学四年的时间，我们先后学习了公共文化、设计基础和零件设计等课程，比较系统地学习了所需的专业知识，已初步掌握本专业的各类专门技能，根据教学目标和教学计划要求，我们进行了这次毕业设计课程。毕业设计是教学计划中最后一个综合性实践环节，是学生在教师的指导下，独立从事设计工作的又一次尝试，其基本目的是培养学生综合运用所学的基础理论、专业知识、基本技能研究和处理问题的能力。是我们对所学知识进行系统化、综合化运用、总结和深化的过程。设计题目选油冷式电动滚筒设计，因为在当今社会中电动滚筒有着非常重要的意义。带式输送机是最重要的现代散状物料输送设备，它广泛的应用电力、粮食、冶金、化工、煤炭、矿山、港口、建材等领域。近年来，带式输送机因为它所拥有的输送料类广泛、 输送能力范围宽、输送路线的适应性强以及灵活的装卸料和可靠性强费用低的特点，已经在某些领域逐渐开始取代汽车、机车运输。成为散料运输的主要装备，在社会经济结构中扮演越来越重要的角色。特别是电动滚筒驱动的带式输送机在粮库的散料输送过程中更加有无可比拟的优势和发展潜力因此我们开拓思维、努力创新并结合自己原有的知识和现有的资料对其进行创新完善。在此过程中检验自己的创新能力使其应用的范围更加广泛,在国民经济的各个领域起到更加重要的作用。以电动滚筒作为驱动装置的带式输送机有着极其重要的意义。因其拥有结构紧凑、传动效率高、噪声低、使用寿命长、运转稳定、工作可靠性和密封性好、占据空间小等特点，并能适应在各种恶劣工作环境下工作包括潮湿、泥泞、粉尘多等。因此国内外将带式输送机（电动滚筒驱动）广泛应用于采矿、粮食、冶金等各个生产领域，思维的不断开阔、制造技术的不断提高和制造材料的不断改进，带式输送机将以前所未有的速度发展。保障散料输送工作高效、安全、可靠的运转，并将在社会和经济发展领域继续起到更加重要的意义。这次毕业设计的任务是设计一个滚筒驱动器，包括减速器、零件及滚筒外观的设计，给定该滚筒驱动器的大致尺寸从而计算滚筒内部具体的尺寸，即电动滚筒受到空间的限制，这是这次设计主要的考查之处。由于我的经验有限，所以在设计中难免出现错误，恳请老师批评改正。2油冷式电动滚筒设计第一章 查阅相关资料经过查阅相关资料，滚筒的大致尺寸如下：图 1 滚筒外观尺寸其它原始数据：适用胶带速度 B650m滚筒直径 D胶带运行速度 v1.电机功率 NKW电机转速 n98/inr电机型号 236YGMB3第二章 装置整体方案设计图（2）为油冷式电动滚筒装置图。图中 1接线盒；2支座；3端盖；4滚筒；5、11法兰轴；6电机；7、8齿轮；9齿轮轴；10内齿轮。4第三章 传动方案设计图（3）为传动装置减速器的简图 图 3 传动装置传动顺序为外啮合小齿轮外啮合大齿轮内啮合小齿轮内齿轮滚筒第四章 分配传动比一 电动机选择 按工作条件和要求，选用三相型异步电动机，封闭式结构，电压 ， 型，电380VY机型号 。 2136YGMB二 确定传动装置的总传动比 滚筒轴工作转速为 n601vD5式中 胶带运行速度， ；v/msD滚筒直径， 。 601.61.53.4n由选定电动机满载转速 和工作机主动轴转速 ，可得传动装置总传动比为mnain12:式中 、 分别为高速级和低速级的传动比。1i2故 98016.5mani由于滚筒内部结构受空间的限制，经过查阅资料，直径 的滚筒内减速50m器齿轮中心距为 ，因此综合考虑取高速级和低速级的传动比分别为 ，130 13.i。24.8i第五章 传动机构结构设计一 高速级齿轮传动的几何计算小齿轮用 ，调质处理，硬度 ，平均取为 ；大齿轮用40rC24186HB:260HB钢，调质处理，硬度 ，平均取为 。计算步骤如下:452986:240表 1 高速级齿轮的校核计算计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转矩 1T6119.50PTn6.8式中 电机功率， KW高速轴转速，1n/minr15387TNm:6齿宽系数 d由机械设计表 ，取12.31.0d.d接触疲劳极限 limH由机械设计图 7clim170HaMPli258初步计算的许用接触应力 H 1Hlim10.9 7 2li2.0958 1H639aP 25M值dA由机械设计表 ，取1.685dAd初步计算小齿轮直径直径 1312()dHTuA:132597.8().03取 160dm初步齿宽 b=1db6b2.校核计算圆周速度 v10nv3.46983.1/vms精度等级 由机械设计表 2. 选 级精度8齿数 和模数zm初取齿数 1z23.480i162.5dz取 ，则 ， m.14z280 m2.514z280使用系数 AK由机械设计表 .9.5AK7动载系数 vK由机械设计图 12.91.6vK齿间载荷分配系数 Hk由机械设计表 ，先求01253786.tTFdN.4.60AtKb/m1/N12.83()cosz. 1.7480.3Z由此得 221.30.87HK1.7Z0.8HK1.32齿向载荷分布系数 HK由机械设计表 31()HbABCd:23.706.1061.37HK载荷系数 KAVHK1.56.32173.15弹性系数 EZ由机械设计表 89EaZMP节点区域系数 H由机械设计图 . 2.H接触最小安全系数 minHS由机械设计表 124min105S总工作时间 ht1038htht24应力循环次数 LN16Lhrnt924019.0LN8219/.40/3.LNi2LN90.41接触寿命系数 Z由机械设计图 21817Z2.N许用接触应力 H1lim1n70.95HNZS2li2mn8.1H1H68.7aMP20验算 12EKTuZbdg3.597.31189.50.760589HaMP2计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径 d12.5460mzm28160dm2中心距 a12daa130齿宽 b160dbm为了便于装配和调整，根据 和 求1d出齿宽 后，将小齿轮宽度再加大510: 取 165bm齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 Y .750.75.2.21Y0.67齿间载荷分布系数 FK由机械设计表 .10.67FKY FK1.499齿向载荷分布系数 FK/65/(2.)10.7bh由机械设计图 4FK1.45载荷系数 AVFK1.56.9153.76齿形系数 FaY由机械设计图 2125FaY.应力修正系数 Sa由机械设计图 1. 17Sa2.Y弯曲疲劳极限 limF由机械设计图 2.3clim160FaMPli245弯曲最小安全系数 minFS由机械设计表 1.4min.FS应力循环次数 LN1160Lhrnt98240219/./3.Li 19.40LN2弯曲寿命系数 NY由机械设计图 1.87NY20尺寸系数 X由机械设计图 12.5.X许用弯曲应力 Flim11nFNXYS60.8725lim2nFNXYS401.751F47.6aMP238510验算 112FFaSKTYbdm3.76590.221FaSFY.37561F25.aMP2F18.4aP传动无严重过载，故不作静强度校核齿轮图形及其几何参数如下：图 4 外啮合小齿轮表 2 外啮合小齿轮的基本尺寸齿轮项目名称 几何参数齿形角 0齿顶高系数 ah1ah顶隙系数 c.25c齿根圆半径系数 fp038fp分度圆螺旋角 11齿宽 b65bm齿顶高 ahah12.5齿顶圆直径 d()(4).6dzm齿根高 f 023.15fac齿高 h2.531.fh基圆直径 bdcos6.8bddom精度等级 (10958)GB98HK齿圈径向跳动公差 rF查互换性与技术测量表 得0.71rm( 18)公法线长度变动公差 w查互换性与技术测量表.56(得17)齿形公差 f 查互换性与技术测量表0.4fm(得 )基节极限偏差 pbf 查互换性与技术测量表.18pbf(得3)齿向公差 F 查互换性与技术测量表0.25Fm(得14)公法线长度 W，其计算过程如下：0.25839.76(1).4mkz254029.查互换性与技术测量表 得10.ptfm121020sptEfm63sitco.7sinws rF20.210o5mcos.7sinwii rEF20式中 齿距极限偏差ptf齿厚上偏差sE齿厚下偏差si公法线平均长度上偏差ws公法线平均长度下偏差iE跨齿数 k/90.5kz24/.3图 5 外啮合大齿轮13表 3 外啮合大齿轮基本尺寸齿轮项目名称 几何参数齿形角 20齿顶高系数 ah1ah顶隙系数 c.5c齿根圆半径系数 fp038f分度圆螺旋角 齿宽 b6bm齿顶高 ahah12.5齿顶圆直径 d()(80).205dzm齿根高 f 3.1fac齿高 h2.531.6fh基圆直径 bdcos0s87.94bdmo精度等级 (10958)GB8HK齿圈径向跳动公差 rF查互换性与技术测量表 得.rm( 18)公法线长度变动公差 w查互换性与技术测量表 得071 7齿形公差 f 查互换性与技术测量表 得.8f ()基节极限偏差 pbf 查互换性与技术测量表0.2pbfm(得13)齿向公差 F 查互换性与技术测量表 得.5F( 14)公法线长度 W，其计算过程如下：0.27319141.476(2)0.14Wmkz598.3查互换性与技术测量表 得120.2ptfm1020sptEfm635sitco.7sinws rF20.280omcos.7sinwii rEF3520.280o1m式中 齿距极限偏差ptf齿厚上偏差sE齿厚下偏差si公法线平均长度上偏差ws公法线平均长度下偏差iE跨齿数 k/90.58/.9kz二 低速级齿轮传动的几何计算小齿轮用 ，调质处理，硬度 ，平均取为 ；大齿轮用40rC24186HB:260HB钢，调质处理，硬度 ，平均取为 。计算步骤如下:452986:240表 4 低速级齿轮传动的校核计算15计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算转速 2n129803.ni297/minnr转矩 2T21Tg597.0式中 传动效率2T1564N齿宽系数 d由机械设计表 ，取12.3.d.d接触疲劳极限 limH由机械设计图 7clim170HaMPli258初步计算的许用接触应力 H 1Hlim10.9 7 2li2.0958 1H639aP 25M值dA由机械设计表 ，取1.685dAd初步计算小齿轮直径直径 1321dHTuAg1327564.88.3取 1d68m初步齿宽 b=1db.mb752.校核计算圆周速度 v1260n3.4897v1./ms精度等级 由机械设计表 .6选 级精度8齿数 和模数zm初取齿数 1z16214.872zi16dm取 ，则， ；41z728m41z728使用系数 AK由机械设计表 .91.5AK动载系数 v由机械设计图 v齿间载荷分配系数 Hk由机械设计表 ，先求12.02175648tTFNd.10.92/AtKmsb/s12.83()cosz.0781.0341.3.95Z由机械设计表 2.01.0395Z.2HK齿向载荷分布系数 HK由机械设计表 1.31()0HbKABCd:23.76.1751.36HK载荷系数 AVH1.5. 2.8弹性系数 EZ由机械设计表 1219EaZMP17节点区域系数 HZ由机械设计图 12.62.5HZ接触最小安全系数 minHS由机械设计表 4min10S总工作时间 ht1038htht24应力循环次数 LN16hrnt2974021/./3.Li81.30LN729接触寿命系数 NZ由机械设计图 182.NZ13许用接触应力Hlim11n70.15HNZSli22mn8.3H1H74.8aMP236验算 21EKTuZbdg2.871564.189.250. 8g69HaMP2计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。3.确定传动主要尺寸实际分度圆直径 d14768mz223m1d68m23中心距 a1daa10齿宽 b1.68db75为了便于装配和调整，根据 和 求1d出齿宽 后，将小齿轮宽度再加大 取 1b80m18510m:齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数 Y .750.75.2.213Y0.98齿间载荷分布系数 FK由机械设计表 . FK1.2齿向载荷分布系数 F/75/(2.4)8.3bh由机械设计图 1F.8载荷系数 AVFK1.5.28K2.65齿形系数 FaY由机械设计图 19FaY2.应力修正系数 Sa由机械设计图 12. 15Sa2.78Y弯曲疲劳极限 limF由机械设计图 .3clim160FaMPli245弯曲最小安全系数 minFS由机械设计表 12.4min.FS应力循环次数 LN1160Lhrnt98240219/./3.Li 19.40LN2弯曲寿命系数 NY由机械设计图 1.95NY20尺寸系数 X由机械设计图 12.5.X许用弯曲应力 Flim11nFNXYS1960.9512lim2nFNXYS450.911F456aMP23.验算 211FFaSKTYbdm.6574.9520.88221FaSFY.379651F96aP2F104aMP传动无严重过载，故不作静强度校核齿轮图形及其几何参数如下：锻造小齿轮结构适用于内啮合小齿轮，适用于 的齿轮。当ad20m时，齿轮与轴做成一体；当 时，齿轮与轴分开制造。2.5tXm2.5tX若内啮合小齿轮与轴分开制造，则齿轮轴直径选为 ，键槽尺寸 ，413.8tm齿轮分度圆直径为 ，齿根圆直径为1478dzm。如图（6）所示()(20.).fadzhc，式中 为轴的直径，故 ，所12fXt 5403.85.22X.10以齿轮与轴做成一体。20图 6图 7 齿轮轴表 5 外齿轮几何参数齿轮项目名称 几何参数齿形角 20齿顶高系数 ah1ah顶隙系数 c.5c齿根圆半径系数 fp038fp分度圆螺旋角 齿宽 bbm21齿顶高 ah ahm14齿顶圆直径 d(2)(7)6dzm齿根高 f 0.25fac齿高 h49fh基圆直径 bdcos683.8bdmo精度等级 (10958)GB9HK齿圈径向跳动公差 rF查互换性与技术测量表 得0.rm( 18)公法线长度变动公差 w查互换性与技术测量表.56(得17)齿形公差 f 查互换性与技术测量表0.2fm(得 )基节极限偏差 pbf 查互换性与技术测量表.pbf(得13)齿向公差 F 查互换性与技术测量表0.25Fm(得4)公法线长度 W，其计算过程如下：0.27319.6().4mkz4720171.58查互换性与技术测量表 得20.ptfm2210250sptEfm64sitco.7sinws rF250.280omcos.7sinwii rEF3520.280o8m式中 齿距极限偏差ptf齿厚上偏差sE齿厚下偏差si公法线平均长度上偏差ws公法线平均长度下偏差iE跨齿数 k/90.517/.2kz表 6 内齿轮几何参数齿轮项目名称 几何参数齿形角 20齿顶高系数 ah1ah顶隙系数 c.5c齿根圆半径系数 fp038f分度圆螺旋角 齿宽 b75bm齿顶高 ah ah1423齿顶圆直径 ad(2)(8)436adzmm齿根高 fh10.25fhc齿高 9af基圆直径 bdcos6838.1bdmo精度等级 (10958)GBHK齿圈径向跳动公差 rF查互换性与技术测量表 得0.1rm( 18)公法线长度变动公差 w查互换性与技术测量表 得7 7齿形公差 f 查互换性与技术测量表 得.2f ()基节极限偏差 pbf 查互换性与技术测量表0.5pbfm(得13)齿向公差 F 查互换性与技术测量表 得.2F( 14)公法线长度 W，其计算过程如下：0.3962817.4(1).4mkz6017.58查互换性与技术测量表 得20.28ptfm10280sptEfm64sitcos.7sinwsi rF4820.120o24396mcos0.72sinwi rEF28.10om式中 齿距极限偏差ptf齿厚上偏差sE齿厚下偏差si公法线平均长度上偏差ws公法线平均长度下偏差iE跨齿数 k/90.582/.10kz25图 8 内齿轮26三 齿轮轴的设计计算图 9 齿轮轴轴的材料为 ，轴速为 。设计过程如下：40rC27/minnr表 7 齿轮轴的计算计算项目 计算内容 计算结果计算齿轮受力估算轴径 由机械设计表 得 ，故16.20C33510279Pdmnd26.7m圆周力 2164tTF2tF15.4N径向力 2tan75.tan20r 2r6.外啮合大齿轮 法向力 164costn nF18圆周力 238tTFd3t504N径向力 3tan5046ta2r 3rF187内啮合小齿轮 法向力 costn n5027画齿轮轴受力图计算支撑反力水平面反力 321491.58.rrRF764212310.2.51837Rr1RF0.4N2垂直面反力 4.598ttF7646.23175.028.RttR1RF8.N2R30.水平面受力图垂直面受力图画轴弯矩图28水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 合成弯矩 2XyzM画轴转矩图轴受转矩 2T T17564Nm29转矩图许用应力许用应力值 用插入法由机械设计表 查得：16.3；012.5baMP0baP应力校正系数 06.b 0.59画当量弯矩图当量转矩 ，见转矩图.59174TT123Nm当量弯矩 在轴齿轮中间截面处 22M179403 M19742当量弯矩图校核轴径齿根圆直径 12fadhcm680.541fd58m轴径 31.bMd3972.632.30四 齿轮轴上轴承的设计计算根据轴径，分别选用内径 和 的深沟球轴承。其尺寸和主要参数如下：45m0表 8 轴承参数基本尺寸 /基本额定载荷 /KN极限转速轴承代号 dDbrC0r脂 /minr6209458193.52.7080818图 10 轴承示意图表 9 轴承计算寿命计算、 值XY由机械设计表 得0arFe18.712X0Y冲击载荷系数 df考虑中等冲击，由机械设计表得18. .5df当量动载荷 111draPfXFY.50.4222draf1.1P5.6N2803轴承寿命 因 ，只计算轴承 的寿命2P3110267hCLnP395071810hL24583静载荷计算、0XY由机械设计表 .20.6X5Y当量静载荷取大者则011rRPXF01.4rRPFN取大者则022rR0210rRPFN01rP.402r安全系数 0S正常使用球轴承，由机械设计表 8.4 01.3S计算额定静载荷0202.3rrCS（ ,只计算轴承 ）1rrP2rC562.N轴承 0r许用转速验算载荷系数 15.60.3rC由机械设计图 18.926950rP由机械设计图 .1f12f载荷分布系数，由机械设计图1aRF18.20，由机械设计图20aR .21.5f2.f许用转速 1210.570Nf1N05/minr322120.580Nf2N10/minr均大于工作转速 97/i结论：所选轴承满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。五 法兰轴的设计计算33图 11 右法兰轴为了便于计算分析，可以把整个滚筒的法兰周电机轴简化为如图（12）图 12表 10 法兰轴的计算计算项目 计算内容 计算结果计算滚筒受力滚筒所受皮带的拉力计算牵引力 5.347.516/NKWFNvms式中 电机功率；胶带运行速度摩擦条件 1LSeFn式中 输送带在分离点张力 L驱动滚筒与输送带间的摩擦系数驱动滚筒的围包角摩擦力备用系数n其数值为均为已知则 1LFSe0.34752268.yLS2635.8Ny07T1246N34式中 输送带在相遇点张力yS滚筒所受拉力 26073.yT为了便于计算， 中包括滚筒的重力等其它力轴受力的平移简化图计算支撑反力水平面反力 121856.7.51643.520RRyTTF073. 7.1 2214.57.8356.0RRyTTF6073.17.1yF872.N2y506.垂直面反力 12.560RRzF28.7.3.15122.580RRzF8.7.3.51zF52.7N2z7.35水平面受力图垂直面受力图画弯矩图水平面弯矩图垂直面弯矩图合成弯矩图 合成弯矩 2XyzM画轴转矩图轴受转矩 1T T5397Nm36转矩图许用应力许用应力值用插入法由机械设计表 查得：16.3；012.5baMP0baP应力校正系数 06.b 0.59画当量弯矩图当量转矩 ，见转矩图.5937TT3162Nm当量弯矩 在轴两端轴承中间截面处 22M846351 M8469当量弯矩图校核轴径轴径 310.bMd384690.d52m70六 法兰轴上的轴承设计轴承结构尺寸见图（10）表 11 轴承参数轴承代号 基本尺寸 /m基本额定载荷 /KN极限转速37dDbrC0r脂 /minr63157160371276.840表 12 轴承计算寿命计算、 值XY由机械设计表 得0arFe18.712X0Y冲击载荷系数 df考虑中等冲击，由机械设计表得18. .5df当量动载荷 111draPfXFY.572.由于两个轴承对称布置，为了便于分析近似认为 211P80.3N2.轴承寿命 10267hCLnP31098. 10hL34962静载荷计算、0XY由机械设计表 .20.X5Y当量静载荷取大者则011rRPXF015872.rRN01rP872.N安全系数 0S正常使用球轴承，由机械设计表 .4 0.3S计算额定静载荷0202.3.rrCSPrC764N轴承 02r许用转速验算38载荷系数 180.3792rPC由机械设计图 18. 10.9f载荷分布系数，由机械设计图10aRF.2021.5f许用转速 120.9154NfN940/minr大于工作转速 8/i结论：所选轴承满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。七 弹性挡圈的选用挡圈几何参数如下：图 14 孔用弹性挡圈 A 型表 13 孔用挡圈参数孔径/mm D/mm S/mm b/mm d1/mm85 90.5 2.5 6.8 380 85.5 2.5 6.5 3 39图 15 轴用弹性挡圈 A 型表 14 轴用挡圈参数轴径/mm d/mm S/mm b/mm d1/mm70 65.5 2.5 6.32 3八 吊环的选用及几何参数图 16 吊环螺钉 A 型表 15 吊环参数/mmdD1/mm d2/mm d4/mm l/mm b/mm20 40 41.4 72 35 1940九 键的选用及几何参数图 17 键(一) 外啮合大齿轮所选用的键111840210268175444ppThldhlbd Nm :（二） 外啮合小齿轮所选用的键 73934ppll（三） 法兰轴在支座处所选用的键 11126012085744ppThldhlbd Nm :表 16 键的参数d/mm b/mm h/mm t/mm t1/mm L/mm38:12 8 5.0 3.3 选用 L=40210:208 7 4.0 3.3 选用 L=308965720 12 7.5 4.9 选用 L=6056十 螺母的计算当用受拉螺栓联接时，需要的螺栓预紧力: 126fskTFrr式中 考虑摩擦传力的可靠系数，fk f.5:41接合面摩擦系数，当接合面干燥时， ；当接合面有油时，s s0.1.6:s0.6.1:、 各螺栓中心至底板旋转中心的距离1r2故 F.3597012638N24sspdm式中 接合面数目m屈服极限s安全系数，ps1.2螺栓性能等级选用 级5.6故 ，min10Bmin0BaMP式中 材料最小拉伸强度极限in故 ，min6sBminsin0.6B.503aP30251.spMP624saFdm3850.1=341.2.4m端盖与滚筒联接选用 M8 螺栓，6 个均布；内齿轮选用 M8 螺栓，6 个均布；电机与法兰轴联接选用 M8，共 10 个。第六章 滚筒其它结构设计一 滚筒设计滚筒材料选用 Q235 钢板卷起焊接而成。两根钢条分别焊在滚筒两端，在滚筒内部42均布六个刮油板，与滚筒焊接联接。如图：图 18 焊接滚筒二 端盖设计端盖材料为 HT200。43图 19 大端盖44图 20 左小端盖图 21 右小端盖45总 结随着毕业日子的到来，毕业设计也接近了尾声。经过努力我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的单纯总结，但是通过这次设计发现自己的看法有点太片面。毕业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。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，通过这次毕业设计，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