用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器设计书.doc

用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器设计书 (一)、总体布置简图(二)、工作情况：速的容许误差为5%。工作有轻振，单向运转(三)、原始数据输送机工作轴上的功率P (kW) ：5输送机工作轴上的转速n (r/min)：65输送机工作转速的容许误差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2(四)、设计内容电动机的选择与运动参数计算；1.斜齿轮传动设计计算2.轴的设计3.滚动轴承的选择4.键和连轴器的选择与校核；5.装配图、零件图的绘制6.设计计算说明书的编写(五)、设计任务1.减速器总装配图一张2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张3.设计说明书一份(六)、设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算第二阶段：轴与轴系零件的设计第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二电动机的选择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) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=45根据机械设计课程设计10表2-2式中：1、2、 3、4、5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。取=0.99，0.99，0.97，0.93、5.9则：总=0.990.9940.970.990.93 =0.85所以：电机所需的工作功率：Pd=/总 =5/ 0.85 =5.88 (kw)3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为：n【（1-5%）（1+5%）】65r/min61.7568.25 r/min根据机械设计课程设计10表2-3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=3。取开式圆锥齿轮传动的传动比：=3 。则总传动比理论范围为：a =18。故电动机转速的可选范为：Nd=a n =(618)65=3901170r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M2-65.51000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格。和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325203453152161781228801041电动机主要外形和安装尺寸。三计算传动装置的运动和动力参数（一）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n可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n=960/65=14.77 总传动比等于各传动比的乘积（二）分配传动装置传动比ia=i0i（式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）（三）分配各级传动装置传动比： 根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=23）因为：iai0i所以：iiai014.77/34.92（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01，12，.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,.为各轴的输入转速 （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）计算各轴的转速： 轴：n= nm=960（r/min）轴：n= n/ i=960/4.92=195.12r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i 0=195.12/3=65.04 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴： P=Pd01 =Pd1=5.880.99=5.821（KW）轴： P= P12= P23 =5.8120.990.97=5.581（KW）III轴： P= P23= P24=5.5810.990.93=5.14（KW） 螺旋输送机轴：PIV= P25=5140.99099=5.04（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95505.88/960=58.5 Nm轴： T= Td01= Td1=58.50.99=57.9 Nm 轴： T= Ti12= Ti23 =57.94.920.990.97=273.56NmIII轴：T = T24=246.78 Nm螺旋输送机轴：TIV = T i025=790.94Nm（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=5.8120.99=5.75KWP= P轴承=5.5810.99=5.523KWP = P轴承=5.140.99=5.09KWPIV= PIV轴承=5.040.99=4.99 KW（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=57.90.99=57.32 NmT = T轴承=273.560.99= 270.82NmT = T轴承=246.780.99= 244.31NmTIV= TIV轴承=790.940.99=783.03 Nm综合以上数据，得表如下轴名功效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴5.8858.596010.99轴5.8215.7557.957.329600.964.92轴5.5815.523273.56270.82195.120.98轴5.145.09246.78244.31195.1230.92输送机轴5.044.99790.94783.0365.04四 传动件的设计计算(一)减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=21 ，u=4.92 Z2=Z1u=214.92=103.32 取Z2=103由表10-7选取齿宽系数d=0.5（u+1）a=1.15（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t2.32 1.确定各参数值2.试选载荷系数Kt=1.33.计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P/n1=9.551065/960 =4.97104Nmm4.材料弹性影响系数5.由机械设计表10-6取 ZE=189.86.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。7.由式1013计算应力循环次数N160n1jLh609601（283005）1.382109 N2N1/4.922.8108由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.94；KHN20.988.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.94600MPa564MPaH20.98550MPa539MPa（4）、计算1.小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值 d1t2.32=2.32=56.2mm2.圆周速度v=2.82m/s3.齿宽b及模数mtb=dd1t=156.2mm=56.2mmmt=2.68 mmh=2.25mt=2.252.68mm=6.03mmb/h=56.2/6.03=9.324.载荷系数K 已知工作有轻振，查表10-2取KA=1.25，根据v=2.82m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1.5；由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH=1.348由图1013查得KF=1.28直齿轮KH=KF=1。故载荷系数5. K=KAKVKHKH=1.251.511.348=2.528按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=70.15mm6.模数m m =mm=3.34 mm（5）按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1.计算参数计算载荷系数K=KA*KV*KF*KF=1.251.511.28=2.4查取齿型系数由表105查得YFa1=2.76；YFa2=2.18=36 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.79 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 FN1=0.91，KFN2=1.45取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）F= ，带入数据得：F1=325Mpa F2=393.6MPa计算大、小齿轮的并加以比较=0.01325=0.00992 大齿轮的数值大。（6）、设计计算m=1.84mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.84并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.15mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=70.15/2=35.075，取Z1 大齿轮齿数 Z2=4.92.636=117.12，取Z2=180（7）、几何尺寸计算计算分度圆直径d1=mZ=235=70 mm d2=mZ1=2180=360mm计算中心距a=m （Z1+Z2）=2（35+180）/2= 215 mm计算齿轮宽度b= d1d=70取B2=70mm B1=80mm （8）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图10-39（机械设计）（二）、减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=26，u=3 Z2=Z1u=263=72 取（3）确定许用应力 A: 定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS 查图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查图10-20得=450Mpa, =380MpaB: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN N1=60n3jLh =60195.121（283005）=2.810108N2=N1/u=2.810108/3=0.937108查图1019得kHN1=0.95,kHN2=0.97C：计算接触许用应力 取 由许用应力接触疲劳应力公式查图10-18得kFE1=0.95 kFE2=0.97（4）初步计算齿轮的主要尺因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1026）试算，即 dt.定各参数值试选载荷系数K=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P/n3=9.551065.14/195.12 =2.52105Nmm材料弹性影响系数由机械设计表10-6取 ZE=189.84）试算小齿轮分度圆直径d1tdt =39.7mm 5）计算圆周速度 v=0.405m/s因为有轻微震动，查表10-2得KA=1.25。根据v=0.3405m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=0.88寸 故载荷系数 K=KA*KV*KH*KH=1.250.8811.2=1.32 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=39.9mm 39.9=33.91mm计算大端模数m m =mm=1.5 mm（5）、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(1023) m确定计算参数1.载荷系数K=1.3由表10-9查得KHbe=1.25 则KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1.251.0311.875=2.4142）齿形系数和应力修正系数因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中 查表10-5 齿形系数 YFa1=2.57；YFa2=2.06应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）计算大、小齿轮的并加以比较=0.01346=0.01541 大齿轮的数值大。4）设计计算m =1.919对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.919并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=39.9mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=39.9/2=19.95取Z1=20 大齿轮齿数 Z2=3x20=60（7）、几何尺寸计算1）计算分度圆直径d1=mZ=220=40 mm d2=mZ1=260=120mm2)计算锥距R=63.253)计算齿轮宽度b= RR=63.25x0.3=18.97 取B2=25mm B1=20mm五轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为P1=5.821 KW转速为nI=960r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm而 Ft1=1654.285NFr1=Ft=602.11N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封 盖7轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器 2）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=22mm，根据计算转矩TC=KATI=1.357.9=75.27Nm，查标准GB/T 50141986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径，取30mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm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，那么该段的直径为35mm，长度为L3=20mm右起第四段，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，取D4=45mm，长度取L4= 22.5mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为54mm，分度圆直径为50mm，齿轮的宽度为55mm，则，此段的直径为D5=54mm，长度为L5=55mm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，取D6=45mm 长度取L6= 22.5mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=35mm，长度L7=20mm4、求轴上的的载荷1）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。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =827.14N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=301.1N 1.作出轴上各段受力情况及弯矩图2 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=70.36Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=70.361000/(0.1453)=7.72-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1243)=25.61 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。（二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=5.581KW 转速为nI=195.12r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=360mm而 Ft1=1520NFr1=Ft=553.23N圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案1滚动轴承2轴 3齿轮 4套筒 5滚动轴承6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器2）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32mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3273.56=355.63N.m，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm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，那么该段的直径为45mm，长度为L3=41mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为180mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=56mm ,长度取L5=6mm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，取D6=60mm 长度取L6= 20mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=45mm，长度L7=19mm4、求轴上的的载荷1）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。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =760N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=276.6N作出轴上各段受力情况及弯矩图2）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=121.83Nm ,由课本表15-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=124.831000/(0.1503)=9.75-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=1061000/(0.1323)=32.35Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。六箱体的设计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。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。油标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。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。1.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。2.定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在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。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3.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。4.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110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b 115机座底凸缘厚度b 225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C128, 24, 20df，d1, d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R112, 8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 20机盖、机座肋厚m1 ,m28， 8轴承端盖外径D290， 105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=D2七键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=50mm L3=48mm T=273.56Nm查手册 选用A型平键A键 1610 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm根据课本（6-1）式得p=2 T/(dkL)=2273.561000/（16532）=138.02Mpa R (150Mpa)输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d2=24mm L2=50mm T=51.68Nm查手册 选C型平键 GB1096-2003B键87 GB1096-79l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 T/（dhl）457.91000/（8740）= 103.39Mpa p (150Mpa)3. 输出轴与联轴器2联接采用平键联接轴径d2=32mm L2=80mm T=176.67Nm查手册 选C型平键 GB1096-2003C键108 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=2 T/（dkl）=2273.561000/（10470）= 135.4Mpa p (150Mpa)八滚动轴承的选择及计算根据条件，按每年工作300天计算 , 轴承预计寿命Lh=283005=24000小时1.输入轴的轴承设计计算（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=602.11N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号选择6207轴承 Cr=19.8KN预期寿命足够此轴承合格2.输入轴的轴承设计计算（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=553.23N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 3选择轴承型号选择6209轴承 Cr=24.5KN预期寿命足够此轴承合格九联连轴器的选择（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，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC2=KAT=1.3273.56=355.628Nm， TC1=KAT=1.357.9=72.27Nm，其中KA为工况系数，KA=1.3（3）型号选择根据TC2，轴径d2，轴的转速n2， 查标准GB/T 50141985，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5600r/m ,故符合要求。根据TC1，轴径d1，轴的转速n1， 查标准GB/T 58431985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩T=100Nm, 许用转速n=5200r/m ,故符合要求十、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.5十一、润滑与密封齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十二、设计小结机械课程设计是我们学完了大学的全部基础课、专业基础课以及大部分专业课之后进行的.这是我们在进行毕业设计之前对所学机械课程的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我大学生活中占有重要的地位。 我的题目是螺旋输送机上用的单级蜗杆减速器，对于我们这些新手来说，这是很大的考验，我一千次一万次的问自己，怎么才能找到课堂所学与实际应用的最佳结合点？怎么才能让自己的设计在篇幅上简单，在使用价值上丰富？怎样让自己的业余更近专业？怎样让自己的计划更具有序性，而不会忙无一用？机会是老师，学校，以及无数代教育工作者给的，而能力是自己的，耐性是需要的。经过自己的琢磨，听取了学姐，学长们的建议，还查阅了很多书籍，才做到了心中有数，才了解了机械课程设计的真正用意培养自学能力，养成程序编辑的好习惯。我从来不相信车到山前必有路的说法，认为那只是懒惰者自寻懒惰的借口，我要积极，要把握，要努力。我们自己能做到的仅此而已，因为人力也有所不能及。就我个人而言，我希望能通过这次课程设计对自己的大学学习情况做出总结,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的研究生生活打下一个良好的基础。但是这次课程设计的确显得有点心有余而力不足:首先是自己的心态问题,轻视这次课程设计,以为可以像以前一样轻轻松松地通过,其次就是基本知识问题,由于以前上课不太认真，结果就落下了很大一截,自己很想好好的把它补上来,但一直没补上来,说起这事情自己心里不免有些惭愧!从而就这样,自己面对课程设计困难重重,在一次又次的打击与挫折下,自己心里不免有点不满起来,然而现实就是现实,没办法,课程设计是必须完成的.虽然自己心里有这样的失败感,但在外人看来,我就是行,结果自己只能强迫自己去前进!然而自己心里怎么也没有高兴感!结果拿去给老师检查的时候,也许一两次还可以接受,但是在需要面对改正错误四五次的时候自己的心里不免郁闷和烦躁,同时也存在一定的不满,但