機械設(shè)計計算例

1、 燕山大學(xué)課設(shè)說明書燕山大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目： 帶式輸送機傳動裝置 學(xué)院（系）： 機械工程學(xué)院年級專業(yè)： 09級機電控制3班學(xué) 號： 090110050007 學(xué)生姓名： 威力旺 指導(dǎo)教師： 韓曉娟 教師職稱： 教授 目錄1設(shè)計任務(wù)書22傳動方案的擬定與分析23電動機的選擇以及參數(shù)計算24傳動裝置的動力和運動參數(shù)的計算45傳動零件的設(shè)計計算66軸的設(shè)計計算147軸承的選擇與校核248鍵的選擇與鍵連接強度的強度計算259聯(lián)軸器的選擇2710潤滑與密封的選擇2811減速箱體的附件的說明2812拆裝及調(diào)整說明2913設(shè)計小結(jié)3014參考文獻31附：燕山大學(xué) 機械設(shè)計 課程設(shè)計綜評32 計

2、算 及 說 明結(jié)果二、傳動方案的擬定與分析2.1傳動方案見下圖，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下煤廠長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。2.2帶傳動 帶傳動承載力低，但傳動平穩(wěn)，緩沖吸振能力強，布置在高速級。因此，錐柱齒輪傳動帶傳動對此工作條件而言，這樣的傳動方案是比較合理的。三電動機的選擇以及參數(shù)計算3.1原始數(shù)據(jù)如下：運輸帶牽引力f=1358n輸帶工作速度v=1.46m/s 滾筒直徑d=0.26m3.2 電動機型號選擇主要參數(shù)： (1）選擇電機類型 按照工作要求和工作條

3、件，選擇y系列三相籠形異步電動機全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)。(2）確定電機容量 電動機的輸出功率為 由式 式中 取 傳動總效率 式中 所以有 (3）選擇轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 rmin由于二級圓錐-圓柱齒輪減速器推薦傳動比，固電動機轉(zhuǎn)速 min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 rmin，1500 rmin，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格等因素，選擇同步轉(zhuǎn)速為1000 rmin，型號為y132s-6 。 電動機主要性能參數(shù) 型號額定功率（w）同步轉(zhuǎn)速（rmin）滿載轉(zhuǎn)速（rmin）額定轉(zhuǎn)矩y132s-l6310009602.0四、傳動裝置的動力和運動參數(shù)的計算4.1 傳動裝置總傳動比滿載時

4、電機轉(zhuǎn)速 rmin總傳動比4.2 分配各級傳動比高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動比可大些。所以可取 , 4.3各軸的轉(zhuǎn)速（各軸的標(biāo)號均已在圖中標(biāo)出）軸轉(zhuǎn)速rmin軸轉(zhuǎn)速rmin軸轉(zhuǎn)速rmin卷筒軸的轉(zhuǎn)速rmin4.4各軸輸入功率軸輸入功率 軸輸入功率 軸輸入功率 卷筒軸輸入功率 由得，各軸輸出轉(zhuǎn)矩值如下電動機軸 軸 軸 軸 卷筒軸 4.5將計算結(jié)果匯總列表如下表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機軸高速軸i中間軸ii低速軸iii卷筒軸iv轉(zhuǎn)速（r/min）960960342.86107.2107.2功率（kw）2.512.4852.2892.1762.111轉(zhuǎn)矩()24

5、.9724.7263.76193.85188.06傳動比12.83.21效率0.990.920.950.97五、傳動零件的設(shè)計計算5.1 斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計已知輸入功率為=2.289kw，小齒輪轉(zhuǎn)速為=342.86r/min、齒數(shù)比為3.2。工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），一班制，帶式輸送，受中等沖擊，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度。（gb10095.1-2001） （2）材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200hbs，二者材料

6、硬度相差40hbs，合適。（3）選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)， （4）初選螺旋角，齒寬系數(shù)=1。（軸承相對齒輪不對稱布置）2、按齒面接觸強度設(shè)計 按式(1） 確定載荷系數(shù)k 由表知使用系數(shù) 齒輪為8級精度,估計圓周速度v=4m/s, ，動載系數(shù) 由圖齒間載荷分布系數(shù)，齒向載荷分布系數(shù) (2） 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 (3） 查教材圖6-19得 區(qū)域系數(shù)(4） 重合度系數(shù) 因 (5） 螺旋角系數(shù) 。由教材圖6-5查的影響彈性系數(shù)(6） 由圖可查得接觸疲勞極限應(yīng)力，(7） 由公式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) (8） 查系數(shù) (9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，則 取(10） 計算小齒輪分度圓

7、直徑 （11）計算圓周速度 (12）修正載荷系數(shù)： 按 查表得 可查得 (13）校正試算的分度圓直徑 (14）計算法向模數(shù) ，化為標(biāo)準(zhǔn)值，取 (15）計算中心距 圓整取 a=135mm(16）按圓整后的中心距修正螺旋角 由于值變化很小，所以參數(shù)值不必修正(17） 計算分度圓直徑 (18）計算齒輪寬度 圓整取 3、校核齒根彎曲疲勞強度 由公式 (1） 重合度系數(shù) (2） 螺旋角系數(shù)(3） 計算當(dāng)量齒數(shù) (4） 查取齒形系數(shù)可得 (5） 查取應(yīng)力修正系數(shù)可得 (6） 查取彎曲疲勞極限應(yīng)力及壽命系數(shù) 可得分別查得(7） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效率為1，安全系數(shù)s=1,由公式得(8） (9） 計算

8、彎曲應(yīng)力 5.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計已知輸入功率為、小齒輪轉(zhuǎn)速為、齒數(shù)比為2.8由電動機驅(qū)動。工作壽命8年（設(shè)每年工作300天），一班制，帶式輸送，受中等沖擊，轉(zhuǎn)向不變。1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用8級精度（gb10095.1-2001） （2）材料選擇 錐齒輪的材料與斜齒輪保持一致，小齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為200hbs，二者材料硬度相差40hbs，合適。（3）選取齒數(shù) 選小齒輪齒數(shù)=23，傳動比=2.8，取=65，齒數(shù)比的誤差為，在允許范圍內(nèi)。（4）選取齒寬系數(shù) 2、按

9、齒面接觸強度設(shè)計 按式（1） 確定載荷系數(shù)k 由表6-4得使用系數(shù)，估計圓周速度。所以，查教材圖6-11a得動載系數(shù) 由圖6-17，得齒向載荷分布系數(shù)，齒間載荷系數(shù) ，則 k= 。（2）計算轉(zhuǎn)矩 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為。（3）由教材圖6-19查得區(qū)域系數(shù) zh=2.5。（4）由教材表6-5查得彈性影響系數(shù) （5）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由教材式6-25得 （6）由教材圖6-27c)查得接觸疲勞極限應(yīng)力=590mpa由教材圖6-27b) =460mpa。（7）由教材圖6-25查得壽命系數(shù)（允許一定的點蝕）。（8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1， ?。?）試算小齒輪分度圓直徑（10）

10、計算圓周速度 （11）修正載荷系數(shù) 按 查得（12）校正試算的分度圓直徑 （13）計算大端模數(shù) 圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=3mm（14） 計算分度圓錐角、錐距 ，（15）計算大端分度圓直徑 （16）確定齒寬 圓整取3、校核齒根彎曲疲勞強度 由式6-22得（1）計算當(dāng)量齒數(shù) ，（2）查取齒形系數(shù) 由圖6-21 （3）查取應(yīng)力修正系數(shù) 由圖6-22 （4）查取彎曲疲勞極限應(yīng)力及壽命系數(shù) 由圖6-28c) =mpa 由圖6-28b) =390mpa由圖6-26分別查得 （5）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)s=，由式6-24得（6）計算彎曲應(yīng)力 合適六、軸的設(shè)計計算6.1初步計算軸徑當(dāng)軸的支

11、撐距離未定時， 無法由強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力確定軸徑d，計算公式為： ，軸為外伸軸， 軸為非外伸軸，3根軸的材料都選用常用的45鋼，查表取c=112，則 考慮到1軸要與電動機聯(lián)接，初算直徑d1必須與電動機軸和聯(lián)軸器空相匹配，所以初定6.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.2.1 輸入軸（1）輸入軸的初步設(shè)計，如下圖： （2）裝配方案是：從左到右依次是聯(lián)軸器、端蓋、套杯、軸承、軸承、套筒、齒輪和軸端擋圈。（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.選取聯(lián)軸器輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計

12、算轉(zhuǎn)矩,查機械設(shè)計，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3x24.97=32.46n.m 查機械設(shè)計課程設(shè)計表15-5，選hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其工稱轉(zhuǎn)矩為630n.m，而電動機軸的直徑為38mm，但由于加工工藝需要，暫取聯(lián)軸器的軸孔直徑與計算所得的最小輸入軸直徑相對應(yīng)，取=18mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。2. 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，a段軸右端需制出一定位軸肩，則，a段長度應(yīng)適當(dāng)小于聯(lián)軸器轂孔長度l所以取=58mm。3.初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，查機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游隙組，標(biāo)

13、準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7205c，其尺寸為,這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，查得7205c型軸承的定位軸肩高度，因此取4. 取安裝齒輪處的軸段f的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，e段應(yīng)略短于軸承寬度，故取，5軸承端蓋的總寬度為21mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取。6.錐齒輪輪轂寬度為35mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取。由于兩軸承支撐點間的距離等于另一軸承到軸端距離的兩倍，故取。6.2.2 中間軸（1）中間軸的初步設(shè)計，如下圖（2）裝配方案是：從左到右依次是端蓋、軸承、套筒、大錐齒輪、小斜齒圓柱齒輪、套筒、軸承和端蓋。（3）根

14、據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.初步選擇滾動軸承根據(jù)最小軸頸的計算選取,因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，查機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7205c，其尺寸為,這對軸承均采用套筒進行軸向定位。2. 取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位這里取，則軸環(huán)處的直徑為。3 已知圓柱斜齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取。4. 齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離。則取。

15、6.2.3 輸出軸（1）輸出軸的初步設(shè)計，如下圖（2） 裝配方案：端蓋、軸承、套筒、大斜齒圓柱齒輪、軸承和端蓋。（3） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1.選取聯(lián)軸器輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查機械設(shè)計，由于其轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則 =1.3x193.85=252n.m查機械設(shè)計課程設(shè)計表15-5，選hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其工稱轉(zhuǎn)矩為630n.m，取=35mm，半聯(lián)軸器長度l=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。2 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，h段軸左端需制出一定位軸肩，故取g段的

16、直徑，h段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故h段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。3. 初步選擇滾動軸承因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承，參照工作要求并根據(jù)，查機械設(shè)計課程設(shè)計初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列角接觸球軸承7209c，其尺寸為,左端的用套筒定位，右端的軸承采用軸肩進行軸向定位。查得7209c型軸承的定位軸肩高度，因此取，為了使b段的套筒可靠壓緊軸承，使略大于軸承的寬度，取，。4. 齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取

17、,齒輪的輪轂直徑取為54mm，所以。齒輪的右端采用軸肩定位，取，則軸環(huán)處的直徑為。取軸環(huán)寬度。5. 軸承端蓋的總寬度為38mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故。6. 齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離?？汕蟮?。7. 初步取，當(dāng)裝配草圖畫完之后， 測得。6.3輸出軸的校核1、齒輪上的作用力：2、計算軸承反力水平面 豎直面 （1）裝配圖： （2）軸受力圖： （3）水平面受力圖：（4）水平面彎矩圖：（5）垂直面受力圖：（6）垂直面彎矩圖：（7）合成彎矩圖：（8）扭矩圖：3、用安全系數(shù)法校核輸出軸 （1）判斷危險

18、截面由彎矩和扭矩圖可以看出齒輪中點處的應(yīng)力最大，從應(yīng)力集中對軸的影響來看，齒輪兩端處過盈配合引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，且影響程度相當(dāng)。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中點處雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑比較大，故也不要校核。其他截面顯然不要校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核齒輪右端處的截面。（2）軸選用45鋼調(diào)質(zhì)，疲勞極限b=650mpa ,s=360mpa，由表查的疲勞極限-1 =0.45b=0.45650mpa=293 mpa0=0.81b=0.81650 mpa =527mpa-1=0.26b=0.26650 mpa=169 mpa0=0.50b=0

19、.5650 mpa=325 mpa由式，得= 得（3）求齒輪右端截面的應(yīng)力彎矩（4）求該截面的有效應(yīng)力集中系數(shù)因在此截面處有軸直徑變化，過渡圓角半徑r=1mm,其應(yīng)力集中可由教材表10-9查得 ， ，由b=650mpa（用插值法）查得k=1.45 ，k= 1.15。（5）求表面狀態(tài)系數(shù)及尺寸系數(shù)由表10-13查得=0.92（ra=3.2m，b=650mpa），（6）求安全系數(shù)（設(shè)為無限壽命，）得則綜合安全系數(shù)為 結(jié)論：截面a足夠安全七、軸承的選擇與校核由前面的敘述可知低速軸選擇使用角接觸球軸承，根據(jù)軸徑選擇軸承的型號為7209c,其中軸向力 基本額定靜載荷 co=28.5 kn基本額定動載荷

20、c =38.5 kn 對角接觸球軸承7209c所以2端是壓緊端，1端是放松端，則 ，查表得x1=1，y1=0，用線性插值法得x2= 0.44， y2=1.39 將兩者中的較大值代入到下式中結(jié)論：選用7209c型角接觸球軸承符合要求。八、鍵的選擇與鍵連接強度的強度計算8.1輸入軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度則鍵聯(lián)接的強度為： 故單鍵即可。 2、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。8.2中間軸鍵計算 1、校核圓錐齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與

21、輪轂鍵槽的接觸高度則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強強度為： 故合格。8.3輸出軸鍵計算 1、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。 2、校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。則鍵聯(lián)接的強度為： 故合格。九聯(lián)軸器的選擇（1） 選取聯(lián)軸器在軸的計算中已選定了聯(lián)軸器型號。（2）聯(lián)軸器的主要參數(shù)根據(jù)計算轉(zhuǎn)距輸入軸與輸出軸都選擇撓性聯(lián)軸器hl3型聯(lián)軸器，主要參數(shù)如下：輸入軸上公稱扭距 （滿足要求）許用

22、轉(zhuǎn)速 （滿足要求）軸孔直徑 軸孔長度 半聯(lián)軸器長度 軸孔形狀 z形軸孔十潤滑和密封說明（1） 潤滑說明因為中間軸上浸油齒輪分度圓圓周速度為： v=2m/s故取潤滑油潤滑。取浸油深度h=85mm；小斜齒圓柱齒輪與小錐齒輪采用飛濺潤滑；潤滑油使用普通工業(yè)齒輪油sh-150 滑油。軸承采用潤滑油飛濺潤滑，結(jié)構(gòu)設(shè)計油溝。（2） 密封說明在試運轉(zhuǎn)過程中，所有聯(lián)接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃。軸伸處密封應(yīng)涂上潤滑脂。十一減速箱體的附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標(biāo)是剛度，箱體的一些結(jié)構(gòu)尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質(zhì)量和成本，均有

23、重大影響，但由于其形狀的不規(guī)則和應(yīng)力分布的復(fù)雜性，未能進行強度和剛度的分析計算。但是可以根據(jù)經(jīng)驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數(shù)也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據(jù)內(nèi)部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的；窺視孔蓋尺寸是以保證可以看到傳動件嚙合取位置，并有足夠大小保證能伸手操作，原則上孔蓋長度l140mm，取150mm，寬b =120；放油螺塞安排在油池最低處并且不予其他零件干涉的區(qū)域，以便放油，加密封圈加強密封，尺寸m201.5；油標(biāo)尺高度及角度保證油孔位置在油面上，同時油標(biāo)尺應(yīng)足夠長深入油液中，油液高度對低速齒輪可淹沒至大齒輪2個齒高到1/3齒輪半徑處，尺寸為m16；

24、通氣器結(jié)合煤廠環(huán)境選擇螺紋聯(lián)接小尺寸通氣器m241.5；啟蓋螺栓螺紋長度大于機蓋凸緣厚度，頭部做成圓柱形，尺寸為m1040；定位銷配置在箱體聯(lián)接凸緣對角線方向，尺寸840；箱蓋上鑄造吊耳，內(nèi)徑d=20。十二拆裝和調(diào)整的說明在安裝調(diào)整角接觸球軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。對軸和軸（高速級和中間級）軸直徑分別為18mm和25mm時，選取軸承型號均為7205c，可取軸向游隙為0.030.05mm；對軸（低速級）的角接觸球軸承7209c，軸直徑為35mm，可取軸向游隙為0.040.07mm。在安裝齒輪后，必須保證需要的側(cè)隙及齒面接觸斑點，側(cè)隙和接觸斑點是由傳動精度確

25、定的，可查手冊。當(dāng)傳動側(cè)隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調(diào)整傳動件的嚙合位置。十三設(shè)計小結(jié)經(jīng)過三周的努力,我終于將機械設(shè)計課程設(shè)計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設(shè)計方案修改這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，接受了盲目計算的教訓(xùn)。至于畫裝配圖和零件圖,由于前期計算比較充分,整個過程用時不到三天,在此期間,我還得到了許多同學(xué)和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠摯的謝意.盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學(xué)生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學(xué)過的相關(guān)知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不足,以待改進.有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美!由于時間緊迫，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計