机械专业课程设计.doc

机械设计课程设计
目 录
设计任务书……………………………………………1

传动方案确实定及说明………………………………2

电动机选择……………………………………………4

计算传动装置运动和动力参数………………………5

带设计计算……………………………………………5

齿轮设计计算…………………………………………………8

轴设计和计算……………………………………………9

滚动轴承选择及计算……………………………………14

设计小结………………………………………………………14

参考资料目录……………………………….…………………15

一）设计任务书（附传动方案简图）
课程设计是机械设计课程关键教学步骤，是培养学生机械设计能力关键实践步骤

1机械设计目标
（1）经过课程设计使学生综合利用机械设计基础课程及相关先修课程知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展相关机械设计方面知识作用，树立正确设计思想。
（2）经过课程设计实践，培养学生分析和处理工程实际问题能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械通常设计方法和步骤。
（3）提升学生相关设计能力，如计算能力、绘图能力和计算机辅助设计（CAD）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册）使用，掌握经验估算等机械设计基础技能。

2课程设计内容和任务
课程设计通常选择机械传动装置或简单机械作为设计课题（比较成熟题目是以齿轮减速器为主机械传动装置），设计关键内容通常包含以下多个方面：
1、拟订，计算传动装置运动和动力参数；
3、进行传动件、分析传动装置设计方案；
2、选择电动机设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；
4、设计说明书1份。
5、轴系零件装配图一张。

课程设计要求在1周时间内完成以下任务：
1、在A3图纸上绘制减速器低速轴部件装配图一张；
2、用A4纸书写完成说明书一份，装订成册。
（20页，封面计算机打印，心得体会500字左右）

3课程设计步骤
关键内容
课时百分比
3.1设计准备工作
（1）熟悉任务说明书，明确设计内容和要求；
（2）熟悉设计指导书，相关资料、图纸等；
（3）观察录像、实物、模型，或进行减速器装拆试验等，了解减速器等结构特点和制造过程。
10%
3.2总体设计
（1）确定传动方案；
（2）选择电动机；
（3）计算传动装置总传动比，分配各级传动比；
（4）计算各轴转速、功率和转矩。
10%
3.3传动件设计计算
（1）计算齿轮传动、带传动关键参数和几何尺寸；
（2）计算各传动件上作用力。
10%
3.4部件装配图草图绘制
（1）确定部件装配图结构方案
（2）绘制部件装配图草图（草图纸），进行轴、轴上零件和轴承组合结构设计；
（3）校核轴强度、选择深沟球轴承；
（4）选择联轴器
10%
3.5部件装配图绘制
（1）画底线图，画剖面线；
（2）选择配合，标注尺寸；
（3）编写零件序号，列出明细栏；
（4）加深线条，整理图画；
（5）书写技术条件、减速器特征等。

30%

3.6编写设计计算说明书
（1）编写设计计算说明书，内容包含全部计算，并附有必需简图；
（2）说明书中最终一段内容应写出设计终止。首先总结设计课题完成情况，其次总结个人所设计收获和体会和不足之处
30%
5工作组
题号：28
参数：输送带牵引力F=4.5输送带速度V=1.35s滚圆直径D=280mm

6工作条件
1、带式输送机送碎粒物料，如含物型砂、煤等。
2、输送机运转方向不变，工作载荷稳定。
3、工作机传动效率为0.97。
4、使用期限，每十二个月300个工作日，每日工作8小时.

二传动装置总体设计

1方案简图
运输带
滚筒
减速器
V带传动
凸缘联轴器
电机
弹性套柱
销联轴器
齿轮1
齿轮2
F
V

依据设计要求及工作条件确定为一级圆柱齿轮减速器
2电动机选择

3.确定总传动比和各级传动比

4计算传动装置各轴运动和动力参数

现在应用最广泛是Y系列自扇三相异步电动机，其结构简单，起动性能好，工作可靠，价格低廉，维护方便适适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体，无特殊要求场所，如运输机、机床、风机、农机、轻工机械等。
1、 确定电动机功率
（1）电动机功率选择直接影响到电动机工选择电动机型号
1、 选择电动机类型，按已知工作条件和要求选择Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2、 选择电动机功率，工作机所需电动机输出功率为：
Pd= Pw /η Pw=Fv/1000
则有Pd=Fv/1000η
η＝ η2联轴器 · η带传动 · η圆柱齿轮 · η3滚动轴承· η滚筒
＝0.992×0.95×0.97×0.983×0.96 ＝0.82
所以Pd=4500×1.35/1000×0.82=7.4KW
3、 确定电动机转速
卷筒轴工作转速 Nw=60×1000V/3.14×D
=60×1000×1.35/（3.14×280）=92.13r/min
按推荐合理传动比范围，取V带传动传动比i’=2-4单级齿轮传动比i’=3-5,则合理总传动比范围为i’=6-20故电动机转速可迭范围为：
n’d=I’×nw=6~20
符合这一范围同时转速有750r/mm 1000r/mm 1500r/mm再依据计算出容量由附表8.1查出有三种适用电动机型号其技术参数及传功比比较情况见下表：

电动机转速（r/min）
传动装置传动比
方案
电动机型号
额定功率Ped/kw
同时
转速
满载
转速
总传
动比
带传
动比
齿轮
传动比
1
Y160L-8
7.5
750
720
7.82
3
2.61
2
Y160M-6
7.5
1000
970
10.53
3.14
3.35
3
Y132M-4
7.5
1500
1440
15.63
3.5
4.47

中心高H
外型尺寸
L(Al/2+AD)HD
底角安装栓孔直径
A×B
k
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×GD
160
600×417.5×385
254×210
15
42×110
12×45
综合考虑电动机和传动装置尺寸，重量和带传达室动和减速器传动比，比较三个方案可得方案1：转速低，外廓尺寸重量较大，价格较高，即使总传动比不大，但电动机转速较低，造成传动装置尺寸较大；方案3：电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大；方案2：适中，较适宜。故此选择型号为Y160M-6所选电动机额定功率Ped=7500W，满载转速nm=970r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑，所选电动机关键处型和安装尺寸以下所表示：

总传动比：i＝ nm /nw

（以下数据没有核实）
由已知条件和计算结果、计算传动装置各轴运动和动力参数：
1、 各轴转速
由公式2.8－2.10得
Ⅰ轴 n1=nm/i0=970/3.14=308.92r/min
Ⅱ轴 n2=n1/i1=308.92/3.35=92.21r/min
卷筒轴 nw=n2=92.21n/min
2、 各轴输入功率
由公式2.11－2.13得
Ⅰ轴P1=Pd·η01=7.23×0.96=6.94kw
Ⅱ轴P2=P1×η12=6.940.99×0.97=6.66kw
卷筒轴P3= P2η12=6.66x0.99x0.97=6.40kw
3、 各轴输出转矩
由公式2.11计算电动机轴输出转矩Td
Td=9550×Pd/nm=9550×(7.23÷970)=71.18N·m
由公式2.14－2.16得
Ⅰ轴 T1=Td·i0·η01=71.18×3.14×0.96=214.56N·m
Ⅱ轴 T2=T1·i1·η12=T1×i1×η2×η5=214.56×3.35×
0.99×0.97=690.24N·m
卷筒轴T3=T2=690.24N·m

Pd=7.4KW

Y160M-6所选电动机额定功率
Ped=7500W，满载转速nm=970r/min

轴名
参数
电动机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴
卷筒轴

转速r/min
970
308.92
92.21
92.21
输入功率P/kw
7.23
6.94
6.66
6.40
输入转矩T/N·m
71.18
214.6
609.24
609.24
传动比i
3.14
3.35
1
效率η
0.96
0.96
0.96

三 计算传动装置运动和动力参数
计算项目
计算说明
计算结果
四.带设计
V带轮设计
解：选择V带型号
1、 由设计书表7－6查得K=1.1 由式（7-11）得Pc=KAP
Pc=1.1×7.23=7.95kw 再由n1=970r/min
查图7-8选B型V带
2、 确定带轮基准直径并验算带速
由图7-8可知，推荐带轮基准直径112~140mm
依据表7-7取dd1=125mm
所以dd2=dd1·n1/n2=125×970/308.92=392.5mm
(n2=970/3.14=308.92r/min)
取标准直径dd2=400mm
带速V=πηdd1n1/60×1000=3.14×100×970/(60×1000)=6.35m/s
V在5-25m/s范围内，所以两带轮直径适宜
3、 确定带长和中心矩
由式（7-13）知0.7(dd1+dd2）≤a0≤2(dd1+dd2)
所以0.7(125+400)≤a0≤2(125+400)
367.5≤a0≤1050
则 a0取450mm
由公式知：L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2 /4a0
=2×450+3.14(125+400)/2+(400-125)2/4×450
=1766.26mm
由表（7-2）取Ld=1800mm
由式（7-14）得a≈ a0+(Ld-L0)/2
=450+(1800-1766.26)/2
=466.87mm 符合题意

dd1=125mm
dd2=400mm

计算项目
计算说明
计算结果
四.带设计
验算小带轮包角x
由式（7-15）知 a1=1800-（dd2-dd1）×57.30/a
=1800-(400-125)×57.30/563.72
=146.250＞1200 适宜
4、 确定V带根数
由表（7-4）查得P0=1.66 ▲P0=0.3
由表（7-5）查得kx=0.91
由表（7-2）查得kL=0.95
由表（7-16）得 z=7.95/(1.66+0.3)×0.91×0.95=4.69
取z=5根
5、 计算对轴压力Q
查得q=0.1kg/m
由式（7-17）单根V带初拉力为
F0=(500Pc/zv)(2.5/kx-1)+＠V2
=(500×7.95/5×6.35)(2.5/0.91-1)+0.1×6.352
=225.6N
则由式（7-18）得作用在轴上压力Q为
Q=2zF0sinx1/2=2×5×225.6×sin146.250/2
=2159N
6、 V带轮结构设计
（1）轮缘尺寸
小带轮基准直径dd1=125mm做成实心式结构参考机械设计书图7-4（a）和表7-3，可求其结构尺寸和轮缘横截面尺寸。
大带轮基准直径dd2=400mm做成孔板式结构参考机械设计书图7-4(c)和表7-3，可求出其结构尺寸，最终画出大带轮零件工作图。
带轮宽B=（z-1）e+2f=(5-1)×19+2×12.5=101mm
顶圆直径de1=dd1+2ha=125+2×3.5=132mm
de2=dd2+2ka=400+2×3.5=407mm
轮槽深h=ha+hf=3.5+10.8=14.3mm
轮槽角=380
槽宽b0=13.2mm
轮缘直径dr1=de1-2(hf+f)=132-2(10.8+7.5)=95.4mm
dr2=de2-2(hf+f)=407-2(10.8+7.5)=307.4mm
(2)轮
轴径ds1=42mm ds2=33mm
轮 长度L1=(1.5～2)ds1=(1.5～2)×42=63～84mm
取L1=70mm
长度L2=(1.5～2)ds 2=(1.5～2)×33=49.5～68mm
取L 2=55mm

(3)轮幅尺寸
凸缘直径db1=(1.8～2)ds1=(1.8～2)×42=75.6～84mm
取db1=80
db2=(1.8～2)ds2=(1.8～2)×33=59.4～66mm
取db2=60mm
辐板厚s=(0.2～0.3)B=(0.2-0.3)×101=20.2～30.3mm
取s=25mm

z=5

B=101mm
de1=132mm
de2=407mm
h=14.3mm
=380
b0=13.2mm
dr1=95.4mm
dr2=307.4mm
ds1=42mm ds2=33mm
L1=70mm
L 2=55mm

d01 =88mm
计算项目
计算说明
计算结果

d01=(db1+dr1)/2=(80+95.4)/2=87.7mm 取d01 =88mm
d02 =（db2+dr1）/2=(60+370.4)/2=215.2mm 取d02=216mm
d02=216mm

五.设计齿轮传动

设计齿轮传动、
1、选择材料热处理方法
依据工作条件通常见途减速器采取闭式传动软齿面，查表6-5得
小齿轮 45钢 调质处理 HBS1=220
大齿轮 45钢 正火处理 HBS2=180
2、确定许用接触应力
因为属闭式传动软齿面，故按齿面接触弧度，设计用齿根，弯曲强度校核，查表6-10，试验齿轮接触，疲惫极限为:бHlim1=559Mpa
бHlim2=522Mpa
查表6-11接触疲惫强度最小安全系数，SHmin=1.0则两齿轮许用接触应力为：〔бH〕1=бHlim1/SHmin=559/1=559Mpa
〔бH〕2=бHlim2/SHmin=522/1=522MPa
3、齿面接触强度设计（设计书P76页）
d1≥=｛671/〈бH〉｝2·KT/4d·i+1/i
小齿轮转矩T1=9.55×106p1/n1=9550000×6.94/308.92
=215000N·mm
载荷系数K查表6-7取K=1.4 ，齿宽系数d=1
依据接触强度设计小齿轮分度圆直径，
d
d=87mm
4、几何尺寸计算
中心矩 a=d1/2(1+i)=87/2(1+3.35)=190.5mm
齿轮模数 m=(0.01－0.02)a=(0.01－0.02)×190.5=1.91-3.81
由表6-1取标准模数m=3mm
齿数z1=2a/m(1+i)=2×190.5/3·(1+3.35)=29
z2=iz1=29×3.35=98
齿轮宽度 b2=d xd1=1×85=85mm
b1=b2+(5-10)=92mm
5、校核齿根弯曲强度
校核公式 6F=2kπ/bm2z1×YF≤〔6F〕
查表6-9齿轮系数为 z1=29 YF1=2.55
Z2=98 YF2=2.21
查表6-10弯疲惫极限为6Flim1=207Mpa
6Flim2=199Mpa
查表6-11弯曲疲惫强度最小安全系数SFmin=1.0
齿根许用弯曲应力为〔6F〕1=6Flim1/SFmin=207Mpa
〔6F〕2=199Mpa
比较YF/〔6F〕1=2.55/207=0.0123
YF2/〔6F〕2=2.214/199=0.0111
将较大值YF/〔6F〕1和其它参数代入公式
6F1=(2×1.2×215000×2.55/85×32×29)×=59.31Mpa≤〔6F1〕 =207Mpa
齿轮弯曲强度足够
6、齿轮其它尺寸计算

d1=87mm

a=145.26mm
m=3mm

z1=29
z2=98
b2=85mm
b1=92mm

计算项目
计算说明
计算结果
五.设计齿轮传动
分度圆直径d1=mz1=3×29=87mm
d2=3×98=294mm
齿顶高 ha=ham=1×3=3mm
齿根高 hf=(ha+c)m=(1+0.25)×3=3.75mm
全齿高 h=ha+hf=3+3.75=6.75mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha=87+2×3=93mm
da2=d2+2ha=294+2×3=300mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=87-2×3.75=79.5mm
df2=d2-2kf=300-2×3.75=286.5mm
中心矩 a=190.5mm
齿宽 b1=92mm b2=85mm
7、选择齿轮精度
齿轮圆周速度V1=πn1s1/60×1000=3.14×316.31×72.5/60×1000=1.2m/s
查表6-6选齿轮精度，第Ⅱ公差组为7级（通常减速器选7级），由“齿轮传动公差”查得
小齿轮8-7-7 GJ GB 10095-88
大齿轮8-7-7 HK GB 10095-88
8、确定齿轮结构，绘制齿轮工作图
大小齿轮结构，齿轮工作图，图1所表示

d1=87mm
d2=294mm
ha=3mm
hf=3.75mm
h=6.75mm
da1=93mm
da2=300mm
df1=79.5mm
df2=286.5mm
a=190.5mm
b1=92mm
b2=85mm
六主动轴
轴计算说明
选择轴材料确定许用应力
一般用途，中小功率减速器定用45钢正火处理，由表11-1查得6b=600Mpa,由表〔6b〕-1=55mpa
2、精估最小轴径
由表11-2查得A=110，按式（11-2）得d≥A·=110×=31.04mm
轴上开一键槽将轴径增大5%
d×1.05=31.04×1.05=33mm
因该段轴外端安有大带轮，故取键B10x95 GB1096-79
3、轴初步设计，绘制轴结构草图 。

6b=600Mpa
〔6b〕-1=55Mpa

计算项目
计算说明
计算结果
六主动轴
依据轴上零件位置，齿轮、套筒、左轴承、轴承差和大带轮由左端装配，右轴承从右端装配，轴上零件要做到定位正确，固定可端，因为是直齿轮，采取深沟球轴承，嵌入式轴承轴承盖使轴系两端固定，齿轮通常采取油浴润滑，轴承采取脂润滑。
4、轴结构设计
1、轴径确定
d1=33mm
d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=33×(1+2×0.07)=37.62mm该段装毡圈取标准直径d2=40mm
d3=45mm （符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号初选为6009深沟球轴承
d4=93mm(因和小齿轮一体)
d5=51mm(依据轴承内圈高度h1确定)
d6=d3=45mm（两轴承型号相同）
2、轴段长度确定
L4=20mm
L1=98mm(因为轴外端连接大带轮B=101mm L比B短2-3mm
L6=19mm
L5=92mm(因为齿轮和轴为一体)
L3=16mm
L2=50mm
(依据箱体宽度，轴承盖结构尺寸和螺钉头到联轴器间矩初步确定为42-55mm)
3、两轴承间跨矩（认为支点在轴承宽度中点）
L=B+2l2+2▲2+B2=16+2(5-10)+2(10-15)+92=150mm
4、齿轮受力计算
分度圆直径d=mz=3×29=87mm
转矩T=9.55×106×p/n=9550000x6.94/308.92=214544mm
圆周力Ft=lT/d=2×214544/87=4932N
径向力Fn=Ftxtana=1759N
5、轴径强度校核
1、画轴受力图（见图a）
2、将齿轮受力分解成水平面H和铅垂面V内力，见图（b）（d）
3、求水平面和铅垂面内支反力
H面内KHI=Fr/2=897.5N
V面内：RVⅠ=RvⅡ=Ft/2=2466
4、绘弯矩圆
H弯矩圆（C）
Mhb=M′Hb=75×RHI=75×897.5=67312.5N.mm
V面内弯矩圆（e）
Mrb=75Rvi=75×2466=184950N.mm
5、 弯矩圆
Mb===196818N.mm
绘制转矩图 T=689762N.mm
6、绘制当量弯矩圆（见图）单向传动，转矩为脉动循环 a=0.6
B截面 Med==235160N.mm
Ⅰ截面和x截面
Mea=Mei=xT=0.6×214544=128726Nmm

d1=33
d2=40mm
d3=45mm
d4=93mm
d5=51mm
d6=45mm
L1=98mm
L2=50mm
L3=19mm
L4=20mm
L5=92mm
L6=19mm

计算项目
计算说明
计算结果
六主动轴
6、校核危险截面a 、b
da===28.6m
db===35mm
考虑键槽da=28.6×1.05=30.03mm<d1=33mm
Db=35×1.05=36.75mm<d4=47.5mm
强度足够，无需修改结构

计算项目
计算说明
计算结果
七.从动轴

轴计算说明

选择轴材料确定许用应力
一般用途，中小功率减速器定用45钢正火处理，由表11-1查得6b=600Mpa,由表〔6b〕-1=55mpa
2、精估最小轴径
由表11-2查得A=110，按式（11-2）得d≥
X3=A·=110×=45.8m
轴上开一键槽将轴径增大5%
d×1.05=45.8×1.05=48.1
该轴外端安装联轴器，为赔偿轴偏移，选择弹性柱销联轴器。
Tc=KT=1.2×9.55×106×6.66/92.2=827.7N.mm
查手册选择HL4弹性柱销联轴器孔径d1=50mm和轴外伸直径相符
3、轴初步设计绘制轴结构草图
依据轴上零件位置，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和联轴器左端装配，右轴承从右端装配，轴上零件要做到定位正确固定可靠。
直齿轮无轴何力，采取深沟球轴承，凸缘式轴承盖，使轴系两端固定，齿轮通常采取油浴润滑，轴承采取脂润滑。
4、轴结构设计
1、轴径确定
d1=50mm
d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=50×(1+2×0.07)=57mm
该段装毡圈取标准直径d2=60mm
d3=65mm （符合轴承内径，便于轴承装拆）轴承型号初选为6013深沟球轴承
d4=67mm(取标准直径d4>d3便于装配)
d5=d4+2h=67+(1+2×0.08)=78mm(定位轴承) d7=d3=65mm（两轴承同型号）
d6=72mm（依据轴承内圈高度h1确定）
2、轴段长度确定
L4=88mm(齿轮轮宽B=90mm L4比B小2-3mm)
L1=82mm(HL4联轴器J型轴孔B1=84 L1短2-3mm)
L7=19mm（轴承宽18mm挡油环厚1mm）
L5=8mm（轴环宽度b≥1.4h=1.4〔d5-d4〕/2）
L3=B+l2+2+(2-3)mm=18mm+(15-10)mm+(10-15)mm+(2-3)mm=40

计算说明
计算说明
计算结果
七.从动轴

L2=50mm (依据箱体宽度，轴承盖结构尺寸和螺钉头到联轴器间矩初步确定为42-55mm)
3、两轴承间跨矩（认为支点在轴承宽度中点）
L=B+2l2+2▲2+B2=18+2(5-10)+2(10-15)+85=142mm
4、齿轮受力计算
分度圆直径d=mz=3×98=294mm
转矩T=9.55×106×p/n=9550000x6.66/92.21=689762N.mm
圆周力Ft=lT/d=2×689762/297=4620N
径向力Fn=Ftxtana=1708N
5、轴径强度校核
1、画轴受力图（见图a）
2、将齿轮受力分解成水平面H和铅垂面V内力，见图（b）（d）
3、求水平面和铅垂面内支反力
H面内KHI=Fr/2=1708/2=854N
V面内：RVⅠ=RvⅡ=Ft/2=2346N
4、绘弯矩圆
N面内弯矩圆（C）
Mnb=M′Hb=M〞Hb=71×RHI=71×854=60634N
V面内弯矩圆（e）
Mrb=71Rvi=71×2346=166566N
5、合成弯矩圆
Mb===177259Nmm
绘制转矩图 T=689762N.mm
6、绘制当量弯矩圆（见图）单向传动，转矩为脉动循环 a=0.6
B截面 Med=
=450222Nmm
Ⅰ截面和x截面
Mea=Mei=xT=0.6×689762=413857Nmm
6、校核危险截面a 、b
da===42.22mm
db===43.42mm
考虑键槽da=42.22×1.05=44.33mm<d4=50mm
db=43.42×1.05=45.59<d4=67mm
强度足够，无需修改结构

计算项目
计算说明
计算结果
七.从动轴

八.主动轴轴承校核
主动轴轴承校核
6009深沟球轴承型额定静载荷Cor=14800N
基础当量动载荷Cr=21000N，预期寿命Lh=24000h
Fr=1795N
由表12-11 查得X=1，Y=0
Fp=1.5
当量动载P=Fp（XFr）=1.5×1×1795N=2693N
计算轴承寿命
因轴承为常温工作Ft=1 球轴承＆=3
Lh=106/60n（Foc/P）3=106/（60×308.92）×（1×21000/2693）3
=25583h〉Lh=24000h
所以选择轴承6009适宜

九从动轴轴承校核
6013深沟球轴承 额定静载荷Cor=24800N，基础当量动载荷Cr=3N，预期寿命Lh=24000h Fr=1708N
由表12-11查得X=1，Y=0 Fp=1.5
当量动载P=Fp（XFr）=1.5×1×1708N=2562N
计算轴承寿命
因轴承为常温工作Ft=1 球轴承＆=3
Lh=106/60n（Foc/P）3=106/（60×79.1）×（1×3/2562）3
=352195h〉Lh=24000h
所以选择轴承6013适宜

十设计总结
 时间过真快，转眼间我期望已久实训周已经结束。经过一周实训练习让我学到了很多知识，让我受益不少获益不浅！我感受最深，有几下几点：
其一、实习是对每个人综合能力检验。要想做好任何事，除了自己平时要有一定功底外，我们还需要一定实践动手能力，操作能力。
        其二、此次实习，我深深体会到了积累知识关键性。俗话说：“要想为事业多添一把火，自己就得多添一捆材”。我对此话深有感慨。      

计算项目
计算说明
计算结果

   再次，此次实习增强我对毕业就业勇气。这次实习， 我们班同学表现不错，由此看来，我们在大学里全部学到了不少东西，只是自己感觉不到而已。即使我们有就业危机是应该，但不能过于自卑和担忧，不然会妨碍自己学习。现在我们能做就是吸收知识，提升本身综合素质，自己有了能力，到时候才会是“车到山前必有路”。
       总而言之，这次实习为我们提供了和众不一样学习方法和学习体会，从书本中面对现实。为我们走上社会打下坚实基础。从实践工作中总结出部分属于自己实践经验，社会是不会要一个一无是处人。所以我们要更多愈加快从一个学生向工作者转变，我相信在不远未来定会有属于我们自己一片美好天空 .11.17

十一参考资料
1.机械设计基础课程设计指导书/陈立德主编.-2版 北京：高等教育出版社，
2.张萍. 机械设计基础 ，呼和浩特：内蒙古文化出版社，1999