课程设计-洗瓶机

湖南工业大学

课 程 设 计

资 料 袋

机械工程学院 学院（系、部） 2011 ~ 2012 学年第 2 学期 课程名称 机械原理课程设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 学号

题 目 洗瓶机 成 绩 起止日期 2012 年 6月 4 日～ 2012 年 6月 8 日

目 录 清 单

序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1 2 课程设计说明书 1 3 课程设计图纸 若干 1 张

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机 械原 理

设计说明书

洗瓶机

起止日期： 2012 年 6月 4 日 至 2012 年 6 月 8 日

学班学成指

生姓名 级 号 绩

刘杨

导教师

机械工程学院（部） 2012年 6 月8 日

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目 录

设计任务书 ……………………………………………………3 第1章 工作原理和工艺动作分解 ……………………………………4 第2章 根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图 …………………5 第3章 执行机构选型 ………………………………………………6 第4章 机械运动方案的选择和评定 …………………………………8 第5章 机械传动系统的速比变速机构 ……………………………10 第6章 机构运动简图…………………………………………………12 第7章 洗瓶机构的尺度设计…………………………………………14第8章 洗瓶机构速度与加速度分析 ………………………………22 第9章 设计总结 ……………………………………………………25 第10章 参考资料 ……………………………………………………26

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湖南工业大学

课程设计任务书

2011 —2012 学年第 2 学期

机械工程 学院（系、部） 专业 班级

课程名称： 机械原理课程设计

设计题目： 洗瓶机 完成期限：自 2012 年 6 月 4 日至 2012 年 6 月 8 日共 1 周

一、设计的任务与主要技术参数 将瓶子推入同时转动的导辊上，导辊带动瓶子旋转，推动瓶子沿导辊前进，转动的刷子就可以将瓶子刷干净。 其工艺过程是： (1) 将到位的瓶子沿着导辊推动； (2) 瓶子推动过程利用导辊转动将瓶子转动； (3) 作为清洗工具的刷子的转动； 其余设计参数是： （1） 瓶子尺寸 大端直径d=80mm , 长l=200mm ； （2）推进距离L=600mm ；推瓶机构应使推头以接近均匀的速度推瓶，平稳地接触和脱离瓶子，然后推头快速返回原位，准备进入第二个工作循环。 （3）按生产率的要求，退成平均速度v=45mm/s，返回时的平均速度为工作形成平均速度的3倍。 （4）、电动机转速为1440 r/min。 （5）、急回系数3。 二、设计工作量 要求：对设计任务课题进行工作原理和工艺动作分解，根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图，进行执行机构选型，构思该机械运动方案，并进行的选择和评定，确定机械运动的总体方案，根据任务书中的技术参数，确定该机械传动系统的速比，作出机构运动简图，对相关执行机构的具体尺度进行分析与设计。 要求有设计说明书一份，相关图纸一至两张。 内 容 及 任 务 进 度 安 排 参考 资料 起止日期 6.4-6.5 6.6.-6.7 6.8 构思该机械运动方案 运动分析及作图 整理说明书 工作内容 ［1］ 朱理．机械原理［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2008：15-200 ［2］ 邹慧君．机械原理课程设计［Ｍ］．北京：高等教育出版社，2009：15-250 指导教师： 刘扬 2012 年6 月8 日

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第1章 工艺动作分解和工作原理

1、根据任务书的要求，该机械的应有的工艺过程及运动形式为： (1) 需将瓶子推入导辊上，推头的运动轨迹如图1-1所示。

图1-1 推瓶机构的推头轨迹图

(2) 导辊的转动带动瓶的转动，其运动简图如图1-2所示。

图1-2导辊的转动带动瓶的转动

(3) 刷子的转动。其转动形式大致如图1-3所示。

图1-3刷子的转动

（4）传送带的传动带动瓶子。其运动形式大致如图1-4所示。

图1-4 瓶子的运动

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第2章.根据工艺动作和协调要求拟定运动循环图

拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。3 推头的设计要求，推头在长为600mm的工作行程中，作速度为45mm/s的匀速直线运动，在工作段前后有平均速度为135mm/s的变速运动，回程时具有k=3的急回特性。

其总体的循环图如2-1所示。 进瓶机构 洗瓶机构（刷子） 导辊机构 匀速旋转 匀速旋转 360° 推瓶机构 （推头M） 270° 90° 图2–1 各机构的循环图

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第3章.执行机构选型

由上述分析可知，洗瓶机机构有三个运动：一为实现推动瓶子到导辊机构上的推瓶机构，二为实现清洗瓶子的刷子的旋转机构；三是实现带动瓶子旋转的导辊机构。此外，当各机构按运动循环图确定的相位关系安装以后应能作适当的调整，故在机构之间还需设置能调整相位的环节(也可能是机构)。

主加压机构设计过程： 实现推瓶机构的基本运动功能：

1)推头的行程是600mm，速度是45mm/s。所以推程的时间就是13.3s，回程的速度是推程速度的3倍，就是135mm/s，时间就是4.4s。以电动机作为原动力，则推瓶机构应有运动缩小的功能

2)因推瓶是往复运动，故机构要有运动交替的功能

3)原动机的输出运动是转动，推头的运动是直移运动，所以机构要有运动转换的功能

取上述三种必须具备的功能来组成机构方案。若每一功能仅由一类基本机构来实现，如图3-1所示，可组合成3*3*3＝27种方案。

图3-1各个机构的功能-技术矩阵图

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按给定的条件，尽量使机构简单等等要求来选择方案。所以可以得出以下三种机构的见图

图3-2 机构的方案

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第4章.机械运动方案的选择和评定

根据第三章的分析，可以选出如下图3-2所示的三种方案作为评选方案。

方案一 摇杆机构

方案二 连杆机构

方案三 凸轮－铰链四杆机构

图4-1推瓶机构的方案构思图

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图3-2所示的推瓶运动机构方案中的优缺点

方案一：方案一的结构简单，成本低。但组合机构行程过长，生产效率较低不能满足要求。

方案二：结构合理但运动轨迹不能满足要求，而且计算量要求过于复杂，精确度不高。

方案三：（最终采纳方案）

凸轮设计合理，行程满足设计要求，生产效率满足，偏差小，故采纳此设计方案。也只有方案三采用了凸轮机构如图4-1所示。

图4-2 凸轮-铰链四杆机构

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第5章.机械传动系统的速比和变速机构

总传动比计算：

I总=1440/3=480r/min （5-1）

第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为80.第二级为齿轮减速，传动比为3.第三级为锥齿轮传动，传动比为2。

按照设计要求，每分钟要求清洗三个瓶子，所以在凸轮机构中分配轴2的转速为3r/min，选取额定转速为1440r/min的电动机，总传动比I总

=1440/3=480r/min，传动系统采用3级减速机构，第一级为蜗轮蜗杆，选取传动比为80.第二级为齿轮减速，传动比为3.第三级为锥齿轮传动，传动比为2。

具体计算如下：

V104.9WR80°

图 5-2 机械传动系统设计

根据急回系数及工作行程设计了如图5-1、5-2机构所示，分析其速度。设已知行程S，急回系数为K，回程时间为t，生产率为n个每分则工作行程时间为3.5t，加工一个工件的平均速度为T， T60TS，。推程速度V，而VRW，tTKtt(K1)t，nK1t其中R为曲柄的固定铰至行程中点的距离进而求出曲柄角速度W。又因为

W2f2n60W30W，所以曲柄转速n。 6021440r2z4iae，其中iae为所设计的行星轮系的传4.88r1z3根据以上分析计算得到参数如下表5-3的参数列表。 从带轮1传动到锥齿轮8的传动比i18动比，r1，r2，分别为带轮1和2 的半径。

i11440r2z4r5，z3，z4分别为啮合齿轮3,4的齿数，r5，r6分别为带轮5,6的半径。 80r1z3r6综合考虑，齿数分配如下：

i181440r2z4iae，其中iae为渐开线齿轮行星传动比， 4.88r1z3i18=1440/3=300/150*600/30*120=480；

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i113i18；

i11440r2z4r53006018018 80r1z3r61503040表 5-3各参数列表

项目

电机转速（r/min) 推程位移(mm) 生产率(个/min) 平均每个耗时(s) 急回系数K 推程用时(s)

推程平均速度(mm/s) 曲柄铰至中点距离(mm) 曲柄转速(r/min) 总传动比

值 1440 600 3 20 3 13.3 45 104.9 4.879208154 480.13

根据以上分析，设计了如图5-4所示的传动机构：从电动机传出的动力经过带轮1、2减速，传给一对渐开线圆柱齿轮3、4第二次减速，从齿轮4传出的动力开始分支：一部分传给带轮5、6进一步减速输送给毛刷传动齿轮，各毛刷的转速大小一致，另一部分由于速度仍然比较大，选用3K型的NGWN型渐开线行星轮系进一步减速。最终速度减为所需速度，直接由8处的动力带动曲柄摇杆机构的曲柄转动。并且，通过一对圆锥齿轮将速度变向，传递给两个导辊，其间的传动比都为1。如此，整个洗瓶机的传动机构设计便完成了。详见图5-4所示。

图5-4

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第6章.洗瓶机的机构运动简图

综合本组党飞、林尚旗同学的机构选型，做出洗瓶机的总体机构运动简图，如图6-1所示

图6-1洗瓶机的总体机构运动简图

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方案说明

首先动力从电动机输出，因为需要的速度不是很高，所以要经过减速箱减速，再经过带传动传给齿轮1，齿轮一又传给齿轮2带动轴旋转。

导辊传动：由齿轮3带动齿轮4使外面一根导辊转动；再由齿轮4带动齿轮5，齿轮5 又带动齿轮6使里面那根导辊转动。因为齿轮4和齿轮6大小一样，齿轮5主要是保证两导辊转向一致，这样既保证速度一样，也保证了旋转方向一样。

进瓶机构传动：进瓶机构借助齿轮4带动齿轮7，又由齿轮7带动的轴旋转，再由轴带动蜗轮蜗杆B，然后蜗轮蜗杆B带动齿轮9，再由齿轮9带动间歇机构槽轮完成瓶子的输进。

洗瓶机构传动：洗瓶机构是通过齿轮6带动齿轮8，齿轮8带动轴转动，再由轴带动蜗轮蜗杆C，然后再通过蜗轮10传给齿轮13，而齿轮13通过左右各一个小齿轮（齿轮12和齿轮14）传给同尺寸的齿轮11和齿轮15，这样也保证了它们三个齿轮（齿轮11、齿轮13和齿轮15）转向、转速相同。三个齿轮又把动力传给刷子，通过三个外刷子的旋转来清洗瓶子的外表面。

推瓶机构传动：由蜗轮蜗杆A带动齿轮16，再由齿轮16传给凸轮的齿轮，再由凸轮的齿轮带动凸轮--铰链四杆机构来实现推瓶机构往复运动。

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第7章机构的尺度设计

推瓶机构中凸轮－铰链四杆机构方案

如7-1所示，铰链四杆机构的连杆2上点M走近似于所要求的轨迹，M点的速度由等速转动的凸轮通过构件3的变速转动来控制。由于此方案的曲柄1是从动件，所以要注意度过死点的措施。

图7-1凸轮－铰链四杆机构的方案

一、凸轮的基本参数 1. 凸轮的压力角表达式：

2. 凸轮基圆半径的确定

图示凸轮机构中，导路位于右侧。运动规律确定之后，凸轮机构的压力角α与基圆半径r0直接相关。 P点为相对瞬心

OP= v/ω= [ds/dt] / [dδ/dt] =[ds/dδ]

由△BCP得: tgα=(OP-e)/BC =(ds/dδ-e)/(s0+s) 其中： s0=(r

2o

-e2)1/2

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3. 基圆半径受到以下三方面的限制： ① 基圆半径rb应大于凸轮轴的半径rs；

② 应使机构的最大压力角αmax小于或等于许用压力角[α]； ③ 应使凸轮实际廓线的最小曲率半径大于许用值，即ρsmin ≥[ρs]。

4. 滚子半径的确定

rrmin[s]

工程上：最小曲率半径的许用值[ρs]（一般3-5mm）

二、凸轮机构的组成

1. 凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速转动，但也有作往复摆动或移动的。推杆是被凸轮直接推动的构件。因为在凸轮机构中推杆多是从动件，故又常称其为从动件。凸轮机构就是由凸轮、推杆和机架三个主要构件所组成的高副机构。

2. 凸轮机构中的作用力

直动尖顶推杆盘形凸轮机构在考虑摩擦时，其凸轮对推杆的作用力 F 和推杆所受的载荷(包括推杆的自重和弹簧压力等) G 的关系为

F = G /［cos(α+φ1) - (l+2b/l)sin(α+φ1)tanφ2］

3. 凸轮机构的压力角

推杆所受正压力的方向(沿凸轮廓线在接触点的法线方向)与推杆上作用点的速度方向之间所夹之锐角，称为凸轮机构在图示位置的压力角，用α表示 在凸轮机构中，压力角α是影响凸轮机构受力情况的一个重要参数。在其他条件相同的情况下，压力角α愈大，则分母越小，作用力 F 将愈大；如果压力角大到使作用力将增至无穷大时，机构将发生自锁，而此时的压力角特称为临界压力角αc ，即 αc＝arctan{1/[(1+2b/l)tanφ2]}-φ 1

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为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角αmax小于临界压力角αc 。在生产实际中，为了提高机构的效率、改善其受力情况，通常规定凸轮机构的最大压力角αmax应小于某一许用压力角[α]。其值一般为： 推程对摆动推杆取[α] ＝35º～45º ； 回程时通常取[α]′ ＝70º～80º。

其中凸轮设计原理如图7-2。

图7-2 凸轮设计原理

4.根据以上设计内容确定出凸轮设计曲线图如线图（图7-3）所示。

图7-3凸轮设计曲线图

凸轮的轮廓主要尺寸是根据四杆机构推头所要达到的工作行程和推头工作速度来确定的，初步定基圆半径r0=50m，沟槽宽20mm，凸轮厚25mm, 孔r=15mm ,滚子半径rr=10mm。

凸轮的理论轮廓曲线的坐标公式为：

xr0ssin，

yr0scos （A）

5.求凸轮理论轮廓曲线：

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a)推程阶段 δ01=216º=1.2

s1h1/01sin21/01/2 =

h2/sin41/2

10,1.2 b）远休阶段 c)回程阶段

0236º=/5 s27.5 20,/5 0372º2/5

4455s10h3/0315h3/036h3/03 3³³

3443530,2/5 270h/1215h/3331458h3/

5d) 近休阶段

0236º=/5 s40 40,/5

ds/dr0se)推程段的压力角和回程段的压力角

arctan

将以上各相应值代入式（A）计算理论轮廓曲线上各点的坐标值。在计算中

012，在回程阶段取

时应注意：在推程阶段取1，在远休阶段取

01023，在近休阶段取0102034。

根据推瓶机构原理，推瓶机构所需达到的工作要求来设计凸轮，凸轮的基本尺寸在近休时尺寸为50mm,达到最远距离是尺寸为180.9mm。

6. 求工作轮廓曲线：

'x 有公式的 xrrcos yyrrsin

其中：

sindx/d/cosdy/d/dx/d2dy/d2

dx/d2dy/d21﹚ 推程阶段 10,1.2

2h1cos41sin1r0scos1dx/ddx/dsin1r0scos1 2h1cos41cos1r0ssin1dy/dds/dcos1r0ssin1=

2﹚ 远休阶段 0，/5

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dx/dr0scos/22

dy/dyr0ssin/223﹚回程阶段 0,2/5

dx/dds/dsin3r0scos334

810h3/34860h3/47290h3/5sin3r0scos3

2dy/d810h3/34860h3/47290h3/5cos3r0ssin3234 4﹚ 近休阶段 0,/5

dx/dr0scos4/34

dy/dr0ssin4/34

计算结果可以得凸轮工作轮廓曲线个点的坐标见下表7-1：

表7-1  0º 5º 10º … 350º 355º 360º x 0.0 4.359 8.705 … -8.682 -4.358 0.0 y 50.0 49.826 49.370 … 49.246 49.810 50.0 x 0.0 3.602 7.409 … -6.946 -3.486 0.0

三、铰链四杆机构尺寸设计

铰链四杆机构按照给定的急回要求设计，利用解析法求解此类问题时，主要利用机构在极为是的特性。又已知的行程速比系数K和摇杆摆角φ=69度，在由图7-4查的最小传动角的最大值maxγmin及β的大小在计算各杆的长度。

y 40.0 39.855 39.455 … 39.392 39.847 40.0

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图7-4 摇杆摆角ψ的变化

查表可知maxγmin=45º，β=75º则：

 =180º（K-1）/（K+1）=90º ， a/d=sin(/2)sin(/2+β)/cos(/2-/2)

b/d= sin(/2)sin(/2+β)/sin(/2- /2) ， (c/d)²=(a/d+b/d)²+1-2(a/d+b/d)cosβ 选定机架长度d就可以确定其他各干长度。

根据推瓶的行程来确定各杆的长度及摆角大小，摇杆所转的角度=69度，行程速比系数K=3。得

L1=477.64mm L2=290.22mm L3=577.3mm L3a=229.3mm L4=500mm L4a=200mm

图7-5 铰链四杆机构解析

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连杆机构中的运动副一般均为低副。其运动元素为面接触，压力较小，承载能力较大，润滑较好，磨损小，加工制造容易，且连杆机构中的低副一般是几何封闭。能很好的保证工作可靠性。

对于四杆机构来说，当其铰链中心位置确定后，各杆的长度也就确定了，用作图法进行设计，就是利用各铰链之间的相对运动的几何关系，通过作图法确定各铰链的位置，从而得出各杆的长度。图解法的优点是直观，简单，快捷，对三个设计位置下的设计十分方便，其设计精度也能满足工作要求。根据第3章四杆机构的尺寸来设计铰链四杆机构。

连杆材料为45#钢调制处理，杆粗为20mm，根据各干长度尺寸现用CAD软件绘制连杆机构图如下，这三幅图分别为连杆滑块在凸轮上转到近休时连杆机构的位置（图7-6所示, 连杆滑块转到凸轮远休时连杆机构的位置（图7-7）所示。

图7-6

图7-7

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凸轮铰链四杆机构组合运动图

图7-8是通过连杆在凸轮上的滚子推动连杆，铰链四杆机构的摆杆2运动到了任意位置的各杆的位置关系图。

图7-8凸轮-铰链四杆机构的位置关系图

速度分析如图7-9所示 有 VP12VB1VB2

2P12P23L3P23P13L 3P23P13P12P232 (顺)

Ve= L*GE*ω3 = 45mm/s

得 ω3= 7.8×10-2 rad/s

∵Vb= L*HB*ω3 = 38.7mm/s

图

7-9 瞬心法速度分析

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VP24VG1VG3

2P13P14L4P14P24L

13P144PP2 （逆）

14P24

加速度矢量图如图7-11所示

由Ve =45mm/s 近似匀速运动， 但是3不为0，所以存在角加速度α

ac =L*p'c'

aCB=L*b'c'

α2=atCB/lBC=L

*n2c'/ lBC

αt

3 =ac/lCD=L

*n3c'/ l

CD

图7-10 图解法速度分析

图7-11 图解法加速度分析

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第8章,推瓶机构速度与加速度分析

洗瓶机推头的速度曲线及说明：

速度曲线如图所示：在推头开始运动的一段时间时，速度略有上升，在推头推进的途中，推头的速度基本保持匀速运动，稍微有点波动，可能就是因为我门的推头结构不紧凑和不够完善而造成的。

在推头运动13.3s前进到极位时，推头的速度急速上升，上升到前进速度的3倍，然后再运动4.4秒后到达开始位置，速度下降到零，然后进入下一个周期。 从速度图来看，我们的机构基本达到了预期的效果，但可能在机构造型是有些零件尺寸不是特别精确而影响了运动结果。

加速度曲线及说明：

下图为此机构的加速度仿真曲线。从图中可以看出，在机构开始运动时，推头是有加速度的，这必然会对刚放上来的瓶子有冲击，所以我们在放瓶子的时候就应避开这个时后让放瓶子的位置离推头的初始位置一段距离，这样瓶子就会避免冲击了。

在加速度第一次到达零之后，基本保持不变，略微有所波动，基本达到了题目要求的推头推出速度为匀速的周期。

45mms，然后在推到极位后，加速度急速上升

又急速下降。但有一个不太明白为什么加速度有两次上升两次下降才进行下一个

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位移曲线及说明：

可能是在模拟时推头不是从坐极限位置开始运动，所以在曲线开始的时候有所下降，推头的起始位置是从位移为零之后，在推头前进的途中，位移曲线的斜率基本保持不变，略微有所波动，有一次说明在推头前进时速度是匀速的。 在回程的时候，曲线的斜率也基本保持不变，位移为一条直线，这也说明回程时推头基本以3倍推出速度急回

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凸轮机构的运动循环图如图2-1所示。

位移图 速度图

加速度图 位移、速度、加速度线图

图2-1 凸轮机构运动的规律

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第9章设计总结

紧张而有辛苦的五天的课程设计结束了．当我快要完成老师下达给我的任务的时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程． “千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。

通过此次课程设计，我们学到了很多理论课上无法得到的收获。以前原理课上只知道什么构件可以实现什么运动，而通过此次课程设计，在老师的指导下我们知道什么样的能力干什么样的活，不要大才小用，杀鸡用宰牛刀。这既是一种浪费增加了机器的成本，也是对设计的不负责任。．这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练．短短五天的课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，今后需要继续努力。

作为机械系的学生，我觉得类似的课程设计是十分有意义的，而且是十分必要的。布局的合理性以及产品的经济效益更是我们在今后设计课程中所要关注的。在思维能力，动手能力加强的同时，我们团队合作精神又得到了进一步的加强。所以，在今后的学习中,一定要戒骄戒躁,态度端正,虚心认真….要永远的记住一句话:态度决定一切.

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第10章.参考资料

（1）朱理. 机械原理. 第二版. 北京. 高等教育出版社，2010.4.

（2）濮良贵，纪名刚. 机械设计. 8版. 北京. 高等教育出版社，2006.5. （3）裘建新，《机械原理课程设计指导书》 （4）申永胜，《机械原理教程》

（5）孙桓、陈作摸主编， 机械原理（第六版）

（6）邹慧君,张青. 机械原理课程设计.第二版. 北京. 高等教育出版社，2010.6.