毕业设计（论文）-变速装置设计.doc

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1、兰州理工大学 毕业设计（论文）第 1章 设计任务书1.1 已知条件1.出轴功率： ；2.轴转速 ：，； 3.情况：三班制间隙工作，载荷有轻微冲击，电动机单向运转，电机的基准负载率：=60 (按连续工作计算)；4.折旧期（5年）；5.环境：有灰尘，环境温度为35；6.间隔期：三年一次大修，两年一次中修，一年一次小修。 7.动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。8.速度允许误差: 2。1.2 设计工作量1.减速器转配图1张（）；2.零件工作图1张（）；3.设计说明书（43页）。1.3 设计简图 设计简图给出了基本的传动装置和结构。简图如下： 图1.1第2章 传动装置的确定2.1 组成传动

2、装置由电动机，变速装置，工作机组成。2.2 特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴间载荷分布不均匀，要求轴有较大德尔刚度，采用锥齿和直齿结合的方式传动平稳。2.3 确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其最终确定的传动方案如设计简图所示。第3章 选择电动机3.1 计算电机所需功率V带传动功率滚子轴承（稀油润滑）效率圆锥齿轮传动效率圆柱齿轮传动效率链传动联轴器电机至工作机之间的传动装置的总功率工作机所需功率电动机所需功率=0.96 =0.98 =0.97 =0.98 =0.96 =0.95=0.960.970.980.960.95=0.76=100.960.95=9.12k

3、w=3.2 确定电动机的转速取v带传动比i=24 圆柱齿轮和圆锥齿传动各为1.电机所需功率9.6kw，电机的基准负载率为60，三班倒间歇工作，载荷有轻微冲击，电动机单向运转，按连续工作计算；确定电动机的转速为额定功率13kw，型号YZR180L6电动机外形尺寸如下：表3.1机座号安装尺寸HABCCAKDEFGGD螺栓直径180L1802792791211801555110821419.99M12外形尺寸180LACABHDBBLLCHA360360460380685800223.3 计算传动装置的总传动比总传动比取=2.0 则 =(1.31.5) 取=1.4 经计算=1.76 =1.25带轮传

4、动比高速级传动比低速级传动比3.4 计算传动装置的运动和动力参数将传动装置的各轴由高速到低速依次定位1轴，2轴，3轴，4轴，5轴，各轴的转速（），各轴的输入功率（kw），各轴的转矩（Nm），相邻两轴间的传动效率电动机额定功率电动机满载转速（）电动机实际所需的输出功率（kw）工作机所需功率工作机转速（）工作机上的转矩（Nm）3.4.1 各轴转速3.4.2 各轴输入功率3.4.3 各轴输入转矩运动和动力参数结果如下表：表3.2 运动和动力参数结果轴名功率kw转矩Nm转速输入输出输入输出电机轴9.695.2096319.229.03182.78179.1248028.948.76312.06305.

5、82272.7338.768.58382.27374.6021848.328.15363.16355.9021858.07.84348.63341.65218第四章 传动零件的设计计算4.1 普通v带传动4.1.1 设计V带V带与带相比，当量摩擦系数大，能传递较大的功率，且结构紧凑，在机械传动中应用最广。其主要步骤有：确定计算功率、选择普通v带的型号、确定两带轮的基准直径 、验算带速、确定中心距a和带的基准长度、验算小带轮包角、计算v带根数z、计算单根v带的初拉力、带轮的结构设计、计算作用在轴上的压力。1. 确定计算功率在反复启动，工作条件恶劣的场合，应取表值的1.2倍。查表得 =1.2则工作

6、情况系数2. 选择普通v带的型号根据=11.52 =960 选择B型v带3. 确定两带轮的基准直径B型v带 =112140mm 取=125mm =（1-）=960 =480 =（1-） =21251 =250mm带传动的滑动率 =0.010.02取整=250mm符合带轮直径：4. 验算带速V=6.30带速v在525范围内，符合要求5. 确定中心距a和带的基准长度初步确定中心距 0.7（+）2（+） 0.7（125+250）2（125+250） 22.5750取=1.5（+）=1.5（125+250）=560mm带的基准长度计算公式由下求得：=2+（+）+ =2560+(125+250)+ =1

7、120+588.75+6.98 =1715.72选定与计算值相近的带的基准长度的标准值长度修正系数=0.95 + =560+ 602.14mm 取a=602mm考虑到安装调整和张紧的需要中心距应有调整量一般取 =-=602.14-0.0151800=575.14mm =+0.03=602.14+0.031800=656.14mm6. 验算小带轮包角=180-57.3 =180-57.3 =168120由于120满足条件 包角数=0.987. 计算v带根数z在=2 ，=963的情况下单根B型v带的基本额定功率=1.67，单根B型v带的额定功率冲量=0.30单根v带在实际工作条件下所能传递的许用功

8、率 =(+) =(1.67+0.30) 0.980.95 =1.83kwz=6.30取z=7根一般情况下z10根，则符合条件8. 计算单根v带的初拉力查B型v带的每米长质量q=0.17单根v带的初拉力为：=（）+ = （-1）+0.17=2.09.329. 计算作用在轴上的压力 =2zsin = 27209.32sin =2914.42N10. 带轮的结构设计V带轮的一般有具有轮槽的轮缘（带轮的外缘部分） 、轮辐（轮缘与轮毂相连的部分）和轮毂（带轮和轴相配合的部分）三部分组成。普通v带轮最常用的材料是灰铸铁；当带的速度v25时，可用HT150。11. 设计结果选用7根B1800GB115441

9、989普通v带，中心距a=602mm，直径=125mm， =250mm，轴上压力=2914.42N，带轮的具体结构形式及尺寸可参考图纸 。表4.1 B型v带的轮槽尺寸：带 项目 BdefBB型 v带14412191.25813940B=(Z-1)e +2f =(7-1) 19+212.5 =139mm4.2 锥齿轮设计4.2.1 精度等级材料为45刚度，硬度为250HBS;若为减速器，精度等级为8级；用途为一般机械中的齿轮，不属于分度系统的机床齿轮，飞机，拖拉机中不重要的齿轮，纺织机械，农业机械中的重要齿轮；圆周速度：v3。4.2.2 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬

10、度HBS小于或等于350的软齿面、齿面点蚀为主要的失效形式。应选按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸。然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。4.2.3 按齿面接触疲劳强度设计4.2.3.1 转矩 = =95.202.00.96Nm =182.78Nm4.2.3.2 转矩载荷系数K工作机械的载荷特性为中等冲击，取K=1.44.2.3.3 齿数和齿宽系数锥齿轮1的齿数取为24，则锥齿轮2的齿数圆整得=43实际齿数比为齿数比的误差为54.2.3.4 分度圆锥角 和 的计算Tan=1.1917 =60.83齿轮相对于轴承的位置为不对称布置而且齿面为软吃面，故取=0.54.2.3.

11、5 许用接触应力查得安全系数 =1.0=60nj=604801（105240）=N齿轮转速，J除了转一转时同侧齿面啮合次数齿轮的工作寿命有接触疲劳寿命系数曲线得 =1.04 =1.09=624Mpa=654Mpa材料的弹性系数=189.8（Mpa） gu = = =10.88mm m=4.4 圆整得 取标准模数m=4.54.2.3.6 主要尺寸计算=m=4.524=108mm=m=4.543=193.5mm锥距 ： R=110.79110.80mm齿宽 ： bR=110.8=36.9mm取b=30mm4.2.3.7 按齿根弯曲疲劳强度校核1. 齿形系数由标准外齿轮的齿数系数表查的 =2.6 =

12、2.42. 应力修正系数由标准外齿轮的应力修正系数表查得 =1.59 =1.683. 许用弯曲应力由试验齿轮的弯曲疲劳极限图查得=220Mpa =230Mpa由软齿面（350HBS）的安全系数查表得=1.3由其安全疲劳寿命系数表查得=1齿根弯曲疲劳许用应力为 故 = = =4.24 圆整取=4.5与齿面接触疲劳计算结果相吻合。则强度满足要求盐酸齿轮的圆周速度由常用精度等级齿轮的加工发放表校核得选B级精度是合适的4. 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图以大齿轮为例，齿轮的齿顶圆直径为=+=193.5+24.5=197.88mm由于200mm,所以齿轮应采用实体式结构。5. 齿轮3与齿轮1呈对称分布

13、，平衡轴向和径向间的摆动，其结构尺寸与齿轮1相同。6. 计算齿轮1，2，3的结构参数 分度圆锥角： =19.17 =60.83 分度圆直径： =105.88mm =193.5mm齿顶高： =4.51=4.5mm齿根高： =（+）=（1+0.25）4.5=53625mm齿顶圆直径： =+cos=105.88+24.5cos39.17=112.85mm =+cos=193.5+24.5cos60.38=197.88mm齿根圆直径： =-cos=105.88-24.5cos39.17=98.90mm =-zhacos=193.5-24.5cos60.38=189.11mm =110.80mm =11

14、0.80=36.9mm 取 =35mm 齿顶角： =10.62 =10.62 齿根角： =arctan=arctan=10.62 =arctan=arctan=10.62齿顶圆锥角： =+=39.17+10.62=49.79 =+=60.83+10.62=71.45齿根圆锥角： =-=39.17-10.62=28.55 =-=60.83-10.62=50.21当量齿数： =30 =88齿轮1，2，3的结构参数表：表4.2 齿轮1，2，3的结构参数齿轮项目齿轮1齿轮2齿轮3分度圆锥角39.1760.8339.17分度圆直径105.88193.5105.88齿顶高4.54.54.5齿根高5.625

15、5.6255.625齿顶圆直径112.85197.88112.85齿根圆直径98.90189.1198.90锥距110.80110.80110.80齿宽353535齿顶角120.6210.6210.62齿根角10.6210.6210.62齿顶圆锥角49.7971.4549.79齿根圆锥角28.5550.2128.55当量齿数3088304.3 齿轮设计4.3.1 选择齿轮材料及精度等级齿轮4选用45 调质，硬度220250HBS，齿轮4选用45正火，硬度为170210HBS由于该机构为普通变速装置，许昂9级精度，要求齿面粗糙度6.3um4.3.2 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿

16、轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿面，齿面电蚀为主要的失效形式，应选用按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度。4.3.3 按齿面接触疲劳强度设计1. 转矩 182.781.760.97312.06nm2. 载荷系数由原动机工作机械的载荷特性为中等冲击 则 取1.23. 齿数和齿宽系数齿轮4的齿数取为24，齿轮的齿数取为33则大齿数 1.252430 小齿数 2427实际齿数比为： 1.25齿数比的误差为：05因二级齿圆柱齿轮为不对称布置，而齿轮表面为软齿面，选取0.54. 许用接触应力 =580Mpa =580Mpa =600Mp

17、a由试验齿轮接触疲劳极限图查的硬度350HBS 软齿面的安全系数表 1.360 60272.731（105240） 3.460 60272.731（105240） 3.4=2.7=2.75. 由接触疲劳寿命系数表查得 1.1 1.1580Mpa580Mpa故 76.43 =76.43 =118.29M 4.9mm圆整取得m5.0 ； 4.54.3.4 主要计算尺寸5.024120mm5.030150mm0.512060mm60+565mm同理：4.533148.5mm 4.527121.5mm 0.5148.574.25mm取75mm 80mm 则+=65+80=145mm4.3.5 按齿根弯

18、曲疲劳强度校核1. 齿形系数2.6 2.54 2.5 2.62. 应力修正系数1.59 1.63 1.64 1.603. 许用弯曲应力 由试验齿轮得弯曲疲劳极限图可知240Mpa 270Mpa230Mpa 250Mpa由安全系数表查得软齿面350HBS得安全系数为 1.3弯曲疲劳寿命系数表查得1 1 1 1=184.62Mpa=169.23Mpa=176.92Mpa=192.30Mpa故： = =2.61.59 =86Mpa= =2.541.63=63.61Mpa= =2.461.65=37.53Mpa = =2.461.65=30Mpa齿根弯曲强度校验合格。4.3.6 验算齿轮的圆周速度=1

19、.7=2.12由常用精度等级齿轮的加工方法可知，选9级精度是合适的4.3.7 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图以大齿轮为例，齿轮的齿顶园直径为=+zha=225+251=235mm由于200mm500mm，所以采用腹板式结构。齿轮零件工作图略。1. 齿轮5和6的尺寸参数计算分度圆直径： =120 =148.5 =150 =121.5基圆直径： =cos20=120cos20=112.76mm =cos20=150cos20=140.95mm =cos20=148.5cos20=139.54mm =cos20=121.5cos20=114.17mm齿顶高： =1.05=5.0 =1.04.5=4

20、.5齿根高： =（+）=（1+1.25）5=6.25 =（+）=（1+1.25）5=5.625齿高： =+=5.0+6.25=11.25 =+=4.5+5.625=10.125齿隙： =0.255=1.25 =0.254.55=1.125齿顶圆直径： =+=120+25=130 =+=150+25=160 =+ =148.5+24.5=157.5 =+=121.5+24.5=130.5齿根圆直径：=-=120-25=110 =-=150-25=140 =- =148.5-24.5=139.5 =-=121.5-24.5=112.5齿距： =5.03.14=15.6 =4.53.14=14.13

21、齿厚： =8.8 =7.06齿槽宽： =8.8 =7.06标准中心距： =135 =135 =符合滑移变速要求。2. 齿轮4，5及滑移齿轮6（61和62两个单齿轮）的几何尺寸数据表如下表所示：表4.3 齿轮4、5、6的结构参数齿轮项目齿轮4齿轮5齿轮61齿轮62分度圆直径120148.5150121.5基圆直径112.76139.54140.95114.17齿顶高5.04.55.04.5齿根高6.255.6256.255.625齿高11.2510.12511.2510.125齿隙1.251.1251.251.125齿顶圆直径130157.5160130.5齿根圆直径110139.5140112

22、.5齿距15.614.1315.614.13齿厚8.87.068.87.06齿槽宽8.87.068.87.06标准中心距135135135135第5章 轴的结构设计5.1 高速轴的设计5.1.1 材料选用45号钢调质处理，查到45号钢的值D和C值。 =35Mpa C=110 又由轴的常用材料及其主要力学性能表查得 =627Mpa =60Mpa5.1.2 按扭转强度估算轴径（最小直径） 由轴的设计公式的：=110=27又由于装小带轮的电动机轴径=55mm，且告诉轴第一段轴径装配大带轮，考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将轴的直径加大35，由设计手册取得标准直径=45mm5.1.3

23、 轴承的选择根据=45mm，选定深沟球轴承6309其=100， =25； =25极限转速在润滑油的条件下为80005.1.4 设计轴的结构并绘制结构草图1. 作出装配简图，拟定轴上零件的装配方案确定轴上零件的位置和固定方式确定各轴段的直径确定各轴段的长度选定轴的结构细节，如圆角，倒角。退刀槽等的尺寸。按弯扭合成强度校核轴径做水平面内的弯矩图，焦点反力为=1030N截面处的弯矩为=1030Nmm=60770Nmm截面处的弯矩为 =1030Nmm=60770Nmm作垂直面内的弯矩图，交点反力为=N=-73.65N=763.8-(-73.65)=837.5N截面左侧弯矩为 =-73.65=-4345

24、Nmm截面右侧弯矩为 =837.529=2487.5Nmm截面处的弯矩为=837.529=2487.5Nmm做合成弯矩图 =截面 截面 作转矩图 2. 求当量弯矩因变速装置单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数=0.6截面截面确定危险面及校核强度截面截面又知=60Mpa，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有了一定的裕度3. 修改轴的结构因设计轴的强度裕度不大，此轴不必再进行结构修改4. 绘制轴的零件图此为轴1的校核，对轴2，轴3只画出受力图，对强度不再进行校核5. 滚动轴承的静强度计算已知轴承上的径向载荷=10000N，轴颈的直径=45mm，转速n=315，轴承预期寿命=6000

25、h，使用条件正常按寿命计算选取轴承对于向心轴承，只承受径向载荷时由载荷系数表查得=1.2计算额定动载荷Cjs=如果给定了轴承的预期寿命和轴承的当量动载荷，则轴承所需求的基本额定动载荷的计算值cjs，因该不大于所选轴承的基本额定动载荷其式为：选取轴承型号由机械设计手册查得1209轴承5.1.5校核该轴和轴承： 作用在齿轮上的圆周力为： 径向力为： 作用在轴1带轮上的外力： 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力 由得并绘制水平面弯矩图求F在支点产生的反力并绘制F力产生的弯矩图F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图 考虑到最不利的情况，把与直接相加=+=+=求危险截面当量弯矩从图可见，处截面最危

26、险，其当量弯矩为：（取折合系数=0.6）=计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45钢调质，查课本225页表14-1得=650Mpa查表得许用弯曲应力=60Mpa，则：因为=50mm，所以该轴是安全得.5.1.6轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷得作用，所以=，查课本259页表16-9，10取=1，=1.2 ，取按最不利考虑，则有：= =则=，因此该轴符合要求。5.1.7弯矩及轴的受力分析图： 图5.1 高速轴弯矩及受力分析5.1.8键的设计与校核 根据=36， =106.9，确定V带轮选铸铁HT200，草考教材表10-9由于=36在（3038）内，故轴段上采用键b好：

27、 108，采用A型普通键键校核为=1.75-3=60综合考虑取=50得查表=（5060）所选键为：bhl：108505.2 中间轴的设计5.2.1 选取轴承材料选用45号钢调质处理。查表取=35MpaC=100段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取=40查手册62页表6-1选用6208轴承，段装配低速级小齿轮，且，取=45，。因为要比吃了孔长度少（23）。段主要是定位高速级大吃了，所以=60，。段装配高速级大齿轮，取=45，段要求装配轴承，所以查手册第9页表1-16取=45，查手册选用6208轴承，5.2.2 校核该轴和轴承： =74 =117 作用在2，3齿轮上得圆周力： 径向力： 求垂

28、直面得支反力计算垂直弯矩：求水平面得支承力：计算，绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，最不利情况考虑：求危险截面当量弯矩：从图可键，mm nn处截面最危险，其当量弯矩为：（取取折合系数=0.6）=计算危险截面处轴得直径：Nn截面：Mm截面：由于=45mm，所以该轴是安全得.轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷得作用，所以=，查课本259页表16-9，10取=1，=1.1，取按最不利考虑，则有：= =则=轴承使用寿命在（23）范围内，因此该轴承符合要求。5.2.3 弯矩及轴的受力分析如图所示： 图2 中间轴弯矩及受力分析5.2.4 键的设计与校核根据=45， =470.3N

29、m，参考设计手册；由于（4450）所以取bh: 149 因为齿轮材料为45钢。查课本155页表1010的采用A型普通键=128-18=110取键长110。=8212=70取键长为70 根据挤压强度条件，键的校核为：所选键为：bhl=14970 5.3 从动轴的设计5.3.1 确定各轴段的直径1. 计算最小轴段直径因为轴主要承受转矩作用，所以按钮转强度计算， 考虑到该轴段上开有键槽，因此取查手册9页表116圆整成标准值，取。2. 为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，在第二端轴径=70mm。查手册85页表72，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取 =70mm3. 设计轴段，为使轴承拆装方便，查

30、手册62页，表61，取采用挡油环给轴承定位。选轴承6215：D=130,B=25, =84。=754. 设计轴段，考虑到挡油环轴向定位，故取 =805. 设计另一端轴颈取=75mm，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。6. 轮装拆方便，设计轴头，查手册92页表1-16， 取=80mm。设计轴环及宽度b7. 使齿轮轴向定位，故取=+2h=80+2（0.0780+3）=97.2，取=100mm b=1.4h=1.4（0.0780+3）=12mm，5.3.2 确定各轴段长度有关联轴器的尺寸决定=107mm，=m+e=L+5=50因为m=-B-=54-25-10=19mm，所以=m+e=L

31、+5=19+9+16+5=50mm轴头长度=-（23）=125-3=122因为此段要比轮孔的长度短（23） =B+（23）=38其他各轴段长度由结构决定。5.3.3 校核该轴和轴承： =97.5 =204.5 求作用力，力矩，危险截面的当量弯矩作用在齿轮上得圆周力： 径向力： 求垂直面得支反力计算垂直弯矩：求水平面得支承力：计算，绘制水平面弯矩图：求F在支点产生的反力求F在支点产生的弯矩求F在a产生的弯矩求合成弯矩图，最不利情况考虑：把和直接相加+=100.1求危险截面当量弯矩：从图可键，mm 处截面最危险，其当量弯矩为：（取取折合系数=0.6）=计算危险截面处轴得直径：因为材料选择45号钢调

32、质，考课表得=650Mpa，查 表得许用弯曲应力=60Mpa考虑到键槽的影响取=1.0557.5=60.3mm因为=80mm，所以该轴是安全得.5.3.4 轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷得作用，所以=，查课本259页表16-9，10取=1，=1.2，取按最不利考虑，则有：= =则=，轴承使用寿命为64.8，因此该轴的轴承符合要求。1. 弯矩及轴的受力分析如图所示：图3 低速轴的弯矩及受力分析2. 键的设计与校核根据=63， 装联轴器查课本153页表10-9，选键bh： 1011，查本表得=（100120）因为=107初选键长为100，校核所以所选键bhl：181

33、1100 =80齿轮查表所选键为：bh：2214查课本155页表1010的=(100120)因为=122初选键长为100，校核所以所选键为： bhl=2214100 第6章 变速装置机体结构尺寸变速装置机体结构尺寸：表6.1 变速装置机体结构尺寸称名项目符号计算公式结果箱座厚度=0.025a+310箱盖厚度=0.02a+39箱盖凸缘厚度=1.513.5箱座凸缘厚度=1.515箱底座凸缘厚度=2.525地角螺钉直径=0.036a+12M24地角螺钉数目6轴承旁连接螺栓直径=1.7M12盖与座连接螺栓直径=(0.50.6)M10轴承端盖螺钉直径=(0.40.5)10定位销直径=(0.30.4) 8

34、,分别到外箱壁的距离34，22，18分别到凸缘边缘的距离28，16外箱壁至轴承端面的距离=50大齿轮顶圆与内箱壁距离=1.215齿轮端面与内箱壁距离10箱盖厚=0.859箱座肋厚=0.850.5轴承端盖外径=+（55.5）120（轴1）125（轴2）150（轴3）轴承旁联结螺栓距离120（轴1）125（轴2）150（轴3）结论本设计主要目的是使学生将理论与实践相结合，综合运用大学所学知识，并且提高其分析问题、解决问题的能力。设计要求完成机械变速装置。要求数据准确、方案可行。设计思路是结合设计任务书要求，首先了解变速装置设计的内容组成，从而可以把握编写的重点。其次，查阅编制依据及相关资料，列出几

35、个比较方案，从中确定最佳的可行方案、方法及工艺，并绘制装配图、零件图。预期成果：设计任务书、装配图、零件图。 结束语 本设计为机械课程毕业设计，设计题目是“机械变速装置”。全文主要包括三章：带的选择和带轮的设计，直齿圆锥齿轮的设计和圆柱齿轮的设计，轴的设计及校验其中轴的计较为复杂，它的尺寸及直径的确定需要反复校核。因为是第一次写毕业设计，里面涉及的计算和数据不是十分准确，而且图纸的零件图和装配图有一些问题，主要是设计的时候没有注意细节，装配的时候有一些误差。为期两个月的毕业设计终于结束了，但还是比较担心，因为自己的设计比较简单，老师的眼光比较锐利，害怕把自己刷掉。我认为自己已经尽力了，由于专业的原因，机械方面的知识比较贫乏，不是很扎实，设计的水平有限，所以找了一个课程设计的任务书来做。做完了觉得挺充实的，因为自己掌握了机械类的专业知识，而且还熟悉了绘图的一些要领，是对自己能力的一个挑战吧！这两个月用一个字来描述的话就是“忙”，早出晚归，一开始不知道写什么，就像一只苍蝇，满世界乱撞。上网查资料，问同学，问老师，一个个谜团随之而解。要特别感谢的是我们的指导老师，给予我们的特别帮