麦秸打包机机构及传动装置设计机械原理课程设计说明书.doc

机械原理课程设计设计计算说明书设计题目：麦秸打包机机构及传动装置设计设 计 者： 王添丁 学 号： 20090498 专业班级： 机械工程及自动化11班 指导教师： 吕惠娟 完成日期： 2011年12月4日 天津理工大学机械工程学院目 录一、设计题目11.1设计目的11.2设计题目11.3设计条件及设计要求21.4设计任务2二、执行机构运动方案设计42.1功能分解与工艺动作分解42.2功能机构方案的分析与选择52.3执行机构运动方案的分析与选择122.4执行机构的整体设计162.5机械系统方案设计运动简图：23三、传动系统方案设计243.1传动方案设计243.2电动机的选择253.3传动装置的总传动比和各级传动比分配273.4传动装置的运动和动力参数计算27四、设计小结29五、参考文献31一、设计题目1.1设计目的机械原理课程设计是我们第一次较全面的机械设计的初步训练，是一个重要的实践性教学环节。设计的目的在于，进一步巩固并灵活运用所学机械原理的相关知识；培养应用所学过的知识、独立解决工程实际问题的能力，使对机械系统运动方案设计(机构运动简图设计)有一个完整的概念，并培养具有初步的机构选型、组合和确定运动方案的能力，提高我们进行创造性设计、运算、绘图、表达、运用计算机和技术资料诸方面的能力，以及利用现代设计方法解决工程问题的能力，以得到一次较完整的设计方法的基本训练。机械原理课程设计是根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个构件的尺寸等进行构思、分析和计算，是机械产品设计的第一步，是决定机械产品性能的最主要环节，整个过程蕴涵着创新和发明。为了综合运用机械原理课程的理论知识，分析和解决与本课程有关的实际问题，使所学知识进一步巩固和加深，我们参加了此次的机械原理课程设计。1.2设计题目麦秸打包机机构及传动装置设计设计一麦秸打包机的喂料机构，打包机构及传动系统，其工艺简图如图所示，当人工将麦秸挑到料仓上方时，撞板上下运动将麦秸喂入料仓，滑块在导轨上水平往复运动，将麦秸向料仓前部推挤。每隔一定时间往料仓中放入一块木板，木版的两面都切出两道水平凹槽。这样，麦秸将被分隔在两块木版之间并被挤压成长方形。从料仓侧面留出的空隙中将两根弯成型的铁丝穿过两块木版凹槽留出的空洞，在料仓的另一侧将铁丝绞接起来，麦秸即被打包，随后则被推出料仓。打包机由电动机驱动，经传动装置减速，再通过适当的机构实现滑块和撞板的运动。传动装置方案建议：带传动+二级圆柱斜齿轮减速器；1.3设计条件及设计要求执行构件的位置和运动尺寸如图所示，当滑块处于极限位置A1和A2时，撞板分别处于极限位置B1和B2 ，依靠重力将麦秸喂入料仓。一个工作循环所需时间为T（秒），打包机机构的输入轴转矩为M。可供选择的方案及尺寸见下表：方案号 12345678910分配轴转速n(r/min) n)n(r/min)nnnn)n(r/min)30 303030252525202020分配轴转矩T(N·m)480500520530540550560570580590l1 (mm)300320300320300320300320300320l2 (mm)400420400420400420400420400420l3 (mm)250260260270260270250270260270l4 (mm)800900820900840900820900860900l5 (mm)200210200210200210200210200210l6 (mm)600650600650600630600650620630（本设计选择“设计条件及设计要求”中的方案号1中的尺寸.）说明和要求：（1） 工作条件：一班制，田间作业，每年使用二个月；（2） 使用年限：六年；（3） 生产批量：小批量试生产（十台）；（4） 分配轴转速n的允许误差为±5%之内；（5） 分配轴 ：与减速器输出轴(联轴器处)相连接（各执行机构的输入轴）。1.4设计任务（1） 执行机构设计及分析1） 执行机构的选型及其组合2） 拟定执行机构方案，并画出机械传动系统方案示意图3） 画出执行机构的运动循环图4） 执行机构尺寸设计，画出总体机构方案图，确定其基本参数、标明主要尺寸5） 画出执行机构运动简图6） 对执行机构进行运动分析（2） 传动装置设计1） 选择电动机2） 计算总传动比，并分配传动比3） 计算各轴的运动和动力参数（3） 撰写课程设计说明书二、执行机构运动方案设计 2.1功能分解与工艺动作分解（1） 功能分解： 为了实现打包机打包的总体功能，将总功能分解为：滑块的左右运动和撞板的上下运动。（2） 工艺动作过程： 要实现上述两个分功能，有下列工艺动作过程：1） 滑块向右移动，将麦秸右推，到达最右端后迅速返回；2） 滑块快速向左返回同时撞板向下运动，当滑块返回到最左端时，撞板位于最下端，将草杆打包。3） 此时，滑块将再次准备向右运动，至此，此机构完成了一个运动循环。2.2功能机构方案的分析与选择（1） 水平滑块机构运动方案的设计、分析与选择水平滑块机构主要运动要求：主动件作回转运动，从动件作直线往复运动，机构有较好的动力特性。根据功能要求，考虑功能参数及约束条件，可以构思出如下能满足运动要求的一系列运动方案。1）方案1结构分析：自由度：F=3×3-2×4-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，磨损较小，效率高，但运动平稳性一般，运动尺寸大，但能满足急回要求。2）方案2结构分析：自由度：F=3×3-2×4-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，但运动平稳性一般，效率较低，运动尺寸大。 3）方案3结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，效率较高，但运动平稳性一般，运动尺寸大。4）方案4结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，效率高，但运动平稳性一般，运动尺寸大。5）方案6结构分析：自由度：F=3×4-2×5-1=1，满足运动条件，结构较简单，易于加工，成本较低，摩损较小，效率高，但运动平稳性差，运动尺寸大。对以上方案初步分析可以看出。水平滑块的机构方案中，方案2、3、4的综合性能较差；方案5和6尚可行，方案1有较好综合性能，且各有特点，这3个方案可作为被选方案，待运动设计，运动分析和动力分析后，通过定量评价选出最优方案。（2） 竖直撞板机构运动方案的设计、分析与选择垂直撞板机构主要运动要求：主动件作回转运动，从动件作直线往复运动，机构有较好的动力特性。根据功能要求，考虑功能参数及约束条件，可以构思出如下能满足运动要求的一系列运动方案。1）方案1结构分析：自由度：F=3×3-2×4-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，运动较为平稳，摩损较小，效率高，可以实现急回要求，但运动尺寸较大。2）方案2结构分析：自由度：F=3×2-2×2-1=1，满足运动条件，运动较为平稳，效率高，成本较低，但运动尺寸大，有冲击，摩损剧烈。3）方案3结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，成本较低，摩损较小，效率高，但较难装配，运动平稳性差，运动尺寸大。4）方案4结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，运动较为平稳，摩损较小，效率高，但运动尺寸较大。5）方案5结构分析：自由度：F=3×4-2×5-1=1，满足运动条件，运动平稳，效率高，运动尺寸小，但结构复杂，较难加工，装配较难，成本较高。6）方案6 结构分析：自由度：F=3×2-2×2-1=1，满足运动条件，结构简单，运动较为平稳，效率高，运动尺寸小，可以实现间歇运动。但较难加工，摩损较大。7）方案7结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，效率高，但运动平稳性一般，运动尺寸较大。8）方案8结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，效率高，但运动平稳性一般，运动尺寸较大。9）方案9结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件，结构简单，易于加工，容易装配，成本较低，摩损较小，效率高，但运动平稳性一般，运动尺寸较大。10）方案10结构分析：自由度：F=3×3-2×4-0=1，满足运动条件，运动较为平稳，效率高，运动尺寸小，可以实现间歇运动，但结构较复杂，加工装配较难，成本高，摩损剧烈。对以上方案初步分析可以看出。垂直撞板机构方案中，方案2、3、5、7、10的综合性能较差；方案4、8、9尚可行，方案1、6有较好综合性能，且各有特点，这5个方案可作为被选方案，待运动设计，运动分析和动力分析后，通过定量评价选出最优方案。2.3执行机构运动方案的分析与选择机器中各工作机构都可按前述方法构思出来，并进行评价，从中选出最佳的方案。将这些机构有机地组合起来，形成一个运动和动作协调配合的机构系统。为使各执行构件的运动、动作在时间上相互协调配合，各机构的原动件通常由同一构件统一控制。在选择方案时还需要进行非机械行业的综合考虑，例如机械的市场创新性，市场前瞻性，再开发性等各种各样的因素，这样会大大提高机械的价值和生命期。通过对上述方案的拼装和组合，和多方因素的考虑，可以设计出很多供选择的方案。下面对其中几个较为合理的方案进行分析。（1） 方案1（曲柄滑块机构）结构分析：自由度：F=3×7-2×10-0=1，满足运动条件。水平和垂直方向都为简单的连杆机构，适当选择连杆长度，可以实现水平和垂直方向的交替往复直线运动，达到打包目的，但由于空间结构大，不能传递较大力。（2） 方案2（凸轮-连杆滑块机构）结构分析：自由度：F=3×6-2×8-1=1，满足运动条件。动力传输由凸轮和连杆滑块机构组成，水平和垂直往复直线运动都由滑块运动完成，由于空间的连接主要为连杆，且滚子从动件盘形凸轮磨损较大，所以不能传递较大力，传递累计误差比较大。（3） 方案3（曲柄滑块机构）结构分析：自由度：F=3×5-2×7-0=1，满足运动条件。动力传输由连杆传输，使得两个滑块实现水平和垂直运动，连杆机构几何形状简单易于加工，且价格低廉，运动平稳性一般，惯性力不能很好的平衡，易产生强迫振动，不能用于高速场合，传递累计误差比较大。（4） 方案4（凸轮-连杆滑块机构）结构分析：自由度：F=3×8-2×11-1=1，满足运动条件。动力传输由凸轮和连杆滑块机构组成，水平和垂直往复直线运动都由滑块运动完成，由于空间的连接主要为连杆，且滚子从动件盘形凸轮磨损较大，所以不能传递较大力，传递累计误差比较大。（5） 方案5（曲柄滑块机构-凸轮机构）结构分析：自由度：F=3×6-2×8-1=1，满足运动条件。水平运动中偏心滑块结构有急回特性，可以提高生产率；垂直的凸轮机构传动平稳，适当进行凸轮廓线的设计，可以较好的实现水平和垂直方向的交替往复直线运动。两基本机构之间由带传动，空间结构紧凑，总体性能良好。根据所选方案是否能满足要求的性能指标，结构是否简单、紧凑；制造是否方便；成本是否低等选择原则。经过前述方案评价，采用系统工程评价法进行分析论证，确定方案5是上述5个方案中最为合理的方案。2.4执行机构的整体设计执行机构中的功能机构有: 水平的曲柄滑块机构 垂直的槽形凸轮机构。（1） 水平曲柄滑块机构的设计:已知：转速：n=30r/min；行程：s=800mm；行程速比系数K=1.057，许用压力角=50°根据已知条件，则急回夹角=180×=5°如图（比例尺：1:10）：作直线C1C2=80mm，过点C2作C1C2W=85°，过C1点作C2C1N=90°，两条线交于P点，再以直线段C2P为直径作圆，则曲柄中心A可以取在圆周的任意位置，且极位夹角均为5°。由图中的两极限位置可知：AC1=B1C1-AB1=47mmAC2=AB2+B2C2=126mm则可以解得曲柄长度为：AB=39.5mm则连杆长度为：BC=AC2-AB2=86.5mm在选定合适的曲柄中心位置A后，并结合相应的比例尺，最终得到曲柄滑块机构的相关尺寸为：曲柄AB=395mm；连杆长度BC=865mm；偏心距为：110mm为了保证机构具有良好的传力性能，所以对压力角检验计算如下：如图，通过对曲柄AB在一个周期的运动分析可知：当AB转至AB1位置时，滑块运动到左极限位置C1；当AB转至AB2位置时，滑块运动到右极限位置C2；当AB转至AB3、AB4位置时，机构压力角=0；当AB转至AB5、AB6位置（即曲柄AB与滑块轨道垂直）时，机构压力角出现极大值5、6.在RtDB5C5中：DB5=AB5-AD=(395-110)mm=285mmB5C5=865mm由：sinB5C5D=得：B5C5D=19.24°即5=19.24°在RtDB6C6中：DB6=AB6-AD=(395+110)mm=505mmB6C6=865mm由：sinB6C6D=得：B6C6D=35.72°即6=35.72°综上所述，最大压力角mam=6=35.72°< =50°则最小传动角min=90°-mam=90°-35.72°=54.28°通过计算，最大压力角和最小传动角均符合设计要求。仿真绘制位移、速度、加速度线图如下：仿真检验：由仿真结果可以看出，通过图解法计算得出的最小压力角与仿真结果是一致的。（2） 垂直槽形凸轮机构的设计:已知：转速：n=30r/min；升程：600mm；许用压力角=35°工作要求：由静止经过150°上升到600mm；再经过150°返回，近休角为60°，接着开始下一个循环。整个过程中不允许有刚性和柔性冲击。从动件运动规律的选择：根据工作要求，可以选择摆线运动规律和3-4-5次多项式运动规律，但考虑到摆线运动规律的简便，所以选择摆线运动规律。根据摆线运动规律计算并绘制位移、速度、加速度线图如下：（位移线图比例尺： ）根据凸轮基本参数设计公式及多次仿真实验，得出凸轮相关参数如下：基圆半径：400mm；偏心距：e=100mm，偏向为轴的右侧；滚子半径：35mm用反转法进行凸轮廓线设计如下：将位移线图按角度分为12等份，每一份对应的角度和位移如下表：分号012345（°）0306090120150S（mm）029.2183.9416.1570.8600分号6789101112（°）180210240270300330360S（mm）570.8416.1183.929.2000由此数据设计凸轮如下图所示：（比例尺： ）为了保证机构具有良好的传力性能，所以对压力角检验计算如下：如图，通过对凸轮一个周期的运动情况分析，压力角的变化情况如下：凸轮转角（°）02364127150压力角极大不变极小值最大值极小值极大值压力角变化情况减小增大减小增大减小凸轮转角（°）1732362773300压力角极小值最大值极小值极大不变极大不变压力角变化情况增大减小增大保持不变由此可以看出，由于升程和回程阶段的对称性，当凸轮转至64°和236°时出现最大值。以64°时为例，如图：（比例尺： ）测量并按比例换算得到：PD=346.415mm；BD=633.962mm则：tan=0.54642865=28.65°即max=28.65°< =35°符合传动要求。仿真检验：由仿真结果可以看出，最大压力角mam=29.103°< =35°，与图解法计算得出的最大压力角结果在误差允许的范围内是一致的。（3）.执行机构运动循环图:2.5机械系统方案设计运动简图：三、传动系统方案设计3.1传动方案设计传动系统位于原动机和执行系统之间，将原动机的运动和动力传递给执行系统。除进行功率传递，使执行机构能克服阻力作功外，它还起着如下重要作用：实现增速、减速或变速传动；变换运动形式；进行运动的合成和分解；实现分路传动和较远距离传动。传动系统方案设计是机械系统方案设计的重要组成部分。当完成了执行系统的方案设计和原动机的预选型后，即可根据执行机构所需要的运动和动力条件及原动机的类型和性能参数，进行传动系统的方案设计。在保证实现机器的预期功能的条件下，传动环节应尽量简短，这样可使机构和零件数目少，满足结构简单，尺寸紧凑，降低制造和装配费用，提高机器的效率和传动精度。根据设计任务书中所规定的功能要求，执行系统对动力、传动比或速度变化的要求以及原动机的工作特性，选择合适的传动装置类型。根据空间位置、运动和动力传递路线及所选传动装置的传动特点和适用条件，合理拟定传动路线，安排各传动机构的先后顺序，完成从原动机到各执行机构之间的传动系统的总体布置方案。机械系统的组成为：原动机 传动系统(装置) 工作机（执行机构）原动机：Y系列三相异步电动机；传动系统(机构)：常用的减速机构有齿轮传动、行星齿轮传动、蜗杆传动、皮带传动、链轮传动等，根据运动简图的整体布置和各类减速装置的传动特点，选用二级减速。第一级采用皮带减速，皮带传动为柔性传动，具有超载保护、噪音低、且适用于中心距较大的场合；第二级采用齿轮减速，因斜齿轮较之直齿轮具有传动平稳，承载能力高等优点，故在减速器中采用斜齿轮传动。根据运动简图的整体布置确定皮带和齿轮传动的中心距，再根据中心距及机械原理和机械设计的有关知识确定皮带轮的直径和齿轮的齿数。故传动系统由“V带传动+二级圆柱斜齿轮减速器”组成。原始资料：已知工作机（执行机构原动件）主轴：转速：nw=30（r/min）转矩：Mb =480 (N.m)3.2电动机的选择（1） 选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。（2） 选择电动机容量1） 工作轴输出功率 ： =2nW /60=60/60=3.14 (rad/s)PW=M/1000=480*3.14/1000=1.51 KW注：工作轴执行机构原动件轴。2） 所需电动机的功率：Pd= PW /aa-由电动机至工作轴的传动总效率a =带×轴承3×齿轮2×联 查表可得：对于V带传动: 带 =0.96 对于8级精度的一般齿轮传动：齿轮=0.97对于一对滚动轴承：轴承 =0.99对于弹性联轴器：联轴器=0.99则： a =带×轴承3×齿轮2×联=0.96×0.993×0.972×0.99= 0.868Pd= PW /a=1.51/0.868=1.737 KW3） 电动机的转速范围：查各种传动的合理传动比范围值得：V带传动常用传动比范围为 i带=24，单级圆柱齿轮传动比范围为i齿=35，则电动机转速可选范围为nd=i带 ×i齿2×nW=(24)( 35)2 ×nW =（18 100 ）×nW=(18100)×30=10846000 r/min符合这一转速范围的同步转速有1000 r/min、1500 r/min和3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出三种适用的电动机型号，因此有三种供选择方案。方案电动机型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y112M-62.210009402.02.02Y100L1-42.215001 4202.22.23Y90L-22.230002 8402.22.24） 电动机的选择：对于电动机来说，在额定功率相同的情况下，额定转速越高的电动机尺寸越小，重量和价格也低，即高速电动机反而经济。若原动机的转速选得过高，势必增加传动系统的传动比，从而导致传动系统的结构复杂。由表中三种方案，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速器的传动比，认为方案2的传动比较合适，所以选定电动机的型号为Y100L1-4。Y100L1-4电动机资料如下: 额定功率：2.2 Kw同步转速：1500 r/min满载转速：n满=1420 r/min3.3传动装置的总传动比和各级传动比分配（1） 传动装置的总传动比i总= n满/ nW =1420/30= 47.33（2） 分配各级传动比根据机械设计课程设计表2.2选取，对于三角v带传动,为避免大带轮直径过大,取i12=2.8；则减速器的总传动比为 i减=i总/2.8=47.33/2.8=16.9对于两级圆柱斜齿轮减速器,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比,取 ig=1.3id则：i减= ig×id = 1.3i2d =16.9i2d =16.9/1.3=13.0037id =3.61ig=1.3id=1.3×3.61=4.69 注：ig -高速级齿轮传动比；id 低速级齿轮传动比；3.4传动装置的运动和动力参数计算（1） 计算各轴的转速：电机轴：n电= 1420 r/min轴 n= n电/i带=1420/2.8=507.14 r/min轴 n= n/ ig=507.14/4.69=108.13 r/min轴 n=n/ id =108.13/3.61= 30 r/min（2） 计算各轴的输入和输出功率：轴： 输入功率 P= Pd带=1.737×0.96=1.668 kw 输出功率 P= 1.668轴承=1.668×0.99=1.65 kw轴： 输入功率 P=1.65×齿轮=1.65×0.97=1.60 kw 输出功率 P= 1.60×轴承=1.60×0.99=1.59 kw轴 输入功率 P=1.59×齿轮=1.59×0.97=1.538 kw 输出功率 P= 1.538×轴承=1.538×0.99=1.52 kw（3） 计算各轴的输入和输出转矩：电动机的输出转矩 Td=9.55×106×Pd /n电=9.55×106×1.737/1420=11.7×103 N·mm轴： 输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.668/507.14=31.4×103 N·mm 输出转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.65/507.14=31.07×103 N·mm轴： 输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.60/108.13=141.31×103 N·mm输出转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.59/108.13=140.43×103 N·mm轴 输入转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.538/30=489.60×103 N·mm输出转矩 T=9.55×106×P / n=9.55×106×1.52/30=483.87×103 N·mm 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率p/kw转矩T ( N·mm)转速n/r·min-1传动比i效率输入输出输入输出电机轴1.73711.7×10314202.80.96轴1.6681.6531.4×10331.07×103507.144.690.97轴1.601.59141.31×103140.43×103108.133.610.97轴1.5381.53489.60×103483.87×10330四、设计小结这次课程设计，我拿到的题目是麦秸打包机机构及传动装置设计。其实麦秸打包机机构的设计就是运用机械原理课上所学过机构的运动设计（如：连杆机构、凸轮机构、齿轮机构等）、机械的动力设计（如：平衡设计、效率计算等）和总体方案设计的方法原理，设计合理的机构，达到麦秸打包的目的。在拿到这次设计任务之后，我首先仔细的阅读设计题目和要求，明确已知条件和需要解决的问题，并根据设计题目，把所学过的机械原理相关知识进行了快速复习，找到相关知识。之后，我通过网络和相关书籍进行有关麦秸打包机方面的查询，找到很多相关的资料，对我的设计工作有很大的启发和帮助。接着，我进行了实地的估计测量，确定打包机总体机构的大致尺寸。在完成这些准备工作之后，接下来就是具体机构的设计，我首先把整体机构分解成执行机构、传动系统的设计，其中执行机构又分解成水平曲柄滑块机构和竖直的凸轮机构。接着进行每一个功能机构的详细设计，再将各种功能机构进行组合，形成打包机的整体机构设计。最后，整理资料，编写设计说明书，完成本次设计任务。在这次设计过程中，我常常遇到自己不能解决的问题，如：滑块机构压力角过大，以及曲柄滑块机构用图解法求出的传动角与仿真结果不一致，凸轮机构的基圆半径、滚子半径等尺寸不能确定等等，但我没有气馁和放弃，通过老师的帮助、查阅相关资料和手册，以及通过软件一次次的模拟仿真，最终得到了解决。在机械原理课上所学的知识是比较理论化的，通过这些理论知识，我了解了一些机构的运动方案与运动轨迹，至于这些构件、这些机构在实际生活中是如何运用的，在我脑中的概念还是挺模糊的，但通过这次机械原理课程设计，我开始对传授机械原理这门课的真正意义有了初步了解。换句话说，通过这次课程设计，我把理论知识与实践运用结合了起来，达到了学以致用的目的。在写说明书时，为了让说明书内容更充实，使自己的书面语言更趋向于专业化，我和同学到图书馆去借了相关的书籍。在查找数据、阅读资料的过程中，我还学到了更多课本上没有的知识，进一步拓宽了我的知识面。在这次课程设计的过程中，我学到了许多在课堂上不懂的知识，也让我深刻体会到实践学习的重要性。同时我深深的体会到了设计的艰辛，感受到了设计成功的喜悦。通过这次麦秸打包机的设计，我知道其实要做一项课程设计并不简单，要把它做好就更不易了，从中我也感到自己的知识面还不够广，在理论知识的贯穿上和用运理论知识解决实际问题的能力上还有待提高。可以说这次的设计就像是一面镜子，照出了我的不足之处。通过这次设计，使自己得到了设计方面的锻炼，培养了我求真务实的态度，为大四的毕业设计奠定了基础。此次课程设计也使我有了很大的收获，锻炼了我解决实际问题的能力，使我学会了勇于创新、扩展思路解决问题的方法，还加强了和同学之间的团队协作的精神。每个人都会遇到不同的困难，而对一个又一个的困难，大家一起努力共同克服，最终设计任务的顺利完成让我们每一个人感到很欣慰，同时也增进了同学之间的友谊。总之，我要更加努力学习，增加知识储备，扩展思路，在以后的学习中珍惜类似机会，积极锻炼自己的实际设计、动手能力，将所学理论知识运用于实践，真正做到学以致用。五、参考文献1 申永胜.机械原理教程.北京：清华大学出版社.19992 郑文纬，吴克坚主编.机械原理（第七版）.北京：高等教育出版社，19973 邹惠君.机构系统设计.上海：上海科学技术出版社，19964 王三民.机械原理与设计课程设计.北京：机械工业出版社.20045 孟宪源主编.现代机构手册.北京：机械工业出版社，19946 严家杰着.基本机构分析与综合.上海：复旦大学出版社，19897 华大年，唐之伟主编.机构分析与设计.北京：纺织工业出版社，19858 华大年，华志宏，吕静平.连杆机构设计.上海：上海科学技术出版社，19959 刘政昆.间歇运动机构.大连：大连理工大学出版社，199110 邹慧君等编译.凸轮机构的现代设计.上海：上海交通大学出版社，199111 邹慧君.机械运动方案设计手册.上海交通大学出版社12 王玉新主编，机构创新设计方法学，天津：天津大学出版社，1996年。13 罗洪量主编，机械原理课程设计指导书（第二版），北京：高等教育出版社，1986年。14 飞思科技，JSP应用开发详解（第二版），电子工业出版社，2002年。15 李翔鹏，Pro/E高级实例,中国铁道出版社，2005年。16 张忠秀，机械原理课程设计，机械工业出版社，2003年。17 王隆太，机械CAD/CAM技术，机械工业出版社，2004年。