一级圆柱齿轮减速器设计项目说明指导书附带装配图和立体图.doc

一级圆柱齿轮减速器设计说明书
目录
一、课程设计目标··········································1
二、课程设计内容和任务··································2
三、课程设计步骤··········································2
四、电动机选择·············································3
五、传动零件设计计算····································5
（1）带传动设计计算·····································5
（2）齿轮传动设计计算···································7
六、轴计算···················································9
七、轴承校核················································ 13
八、联轴器校核············································13
九、键联接选择和计算·····································14
十、减速器箱体关键结构尺寸·····························14
十一、润滑方法选择········································14
十二、技术要求················································15
十三、参考资料···············································16
十四、致谢····················································17

一、课程设计目标：
机械设计基础课程设计是机械设计基础课程关键实践性步骤，是学生在校期间第一次较全方面设计能力训练，在实践学生总体培养目标中占相关键地位。
本课程设计教学目标是：
1、综合利用机械设计基础课程及相关先修课程理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到深入巩固和扩张。
2、学习和掌握设计机械传动和简单机械基础方法和步骤，培养学生工程能力及分析问题、处理问题能力。
3、提升学生在计算、制图、计算机绘图、利用设计资料、进行经验估算等机械设计方面基础技能。
二、课程设计内容和任务：
1、课程设计内容应包含传动装置全部设计计算和结构设计，具体以下：
1）阅读设计任务书，分析传动装置设计方案。
2）选择电动机，计算传动装置运动参数和运动参数。
3）进行传动零件设计计算。
4）减速器装配草图设计。
5）计算机绘制减速器装配图及零件图。
2、课程设计关键任务：
1）设计减速器装配草图1张。
2）计算机绘制减速器装配图1张、零件图2张（齿轮、轴等）
3）答辩。
三、课程设计步骤：
1、设计准备
准备好设计资料、手册、图册、绘图用具、计算用具、坐标纸等。阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；经过对减速器装拆了解设计对象；阅读相关资料，明确课程设计方法和步骤，初步拟订计划。
2、传动装置总体设计
依据任务书中所给参数和工作要求，分析和选定传动装置总体方案；计算功率并选择电动机；确定总传动比和各级传动比；计算各轴转速、转矩和功率。
3、传动装置总体方案分析
传动装置设计方案直观地反应了工作机、传动装置和原动机三者间
动和力传输关系。满足工作机性能要求传动方案，能够由不一样传动机构类型以不一样组合形式和部署次序组成。合理方案首先应满足工作机性能要求，确保工作可靠，而且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

四、电动机选择
电动机已经标准化、系列化。应根据工作机要求，依据选择传动方案选择电动机类型、容量和转速，并在产品目录总共查出其型号和尺寸。
选择电动机类型、型号、结构等，确定额定功率、满载转速、结构尺寸等。
1、选择电动机类型
电动机有交流和直流电动机之分，通常工厂全部采取三相交流电，所以多采取交流电动机。交流电动机有异步电动机和同时电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以一般笼型电动机应用最多/现在应用最广是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，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。在常常需要起动、制动和正、反转场所（如起重机），则要求电动机转动惯量小、过载能力大，应选择起重及冶金用三相异步电动机YZ型（笼型）或YZR型（绕线型）。
按已知工作要求和条件，选择Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2、电动机功率选择
1） 工作机所需电动机输出功率为
Pd =Pw/η=Fv/1000ηwη
已知滚筒直径D=450mm，滚筒圆周力F =2.2KN，输送带速度V=1.6m/s，由表查联轴器，圆柱齿轮传动减速器：传动带传动效率0.96，圆柱齿轮传动轴承传动效率0.99，齿轮传动传动效率0.97，弹性联轴器传动效率0.99，卷筒轴轴承传动效率0.98，卷筒传动效率0.96。
ηw·η =0.96·（0.99·0.99）·0.97·0.99·0.98·0.96=0.85
Pd=2200 x 1.6/1000 x 0.85=4.14 kw
2） 确定电动机转速
卷筒轴工作转速为
nw=60 x 1000v/3.14D=60 x 1000 x 1.6/3.14 x 450=67.94r/min
取V带传动比i1'=2~4 , 单极齿轮传动比 i'2=3~5 ，w则总传动比范围 i'=6~20
故电动机转速范围为：n'd= i'·nw =(60~20) x 67.94=408~1359r/min
经查表得有两种适用电动机型号
方案
电动机型号
额定功率Ped（kw）
满载转速(r/min)
1
Y160M2—8
5.5
720
2
Y132M2—6
5.5
960

综合考虑电动机和装动装置尺寸，重量和减速器传动比，其中1号电动机总传动比比较适用，传动装置结构较紧凑。所选电动机额定功率Ped=5KW,满载转速nm=720r/min
3、计算总传动比和分配传动比
由选定电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为
i = nm / nw =720/67.94 =10.60
传动装置实际传动比要由选定齿轮齿数或带轮基准直径正确计算，所以很可能和设定传动比之间有误差。通常许可工作机实际转速，和设定转速之间相对误差为±（3~5）%
对于多级传动i为
i =i1·i2·i3·```````````·in
计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件圆周速度以减小动载荷，降低精度.
分配各级传动装置传动比：
取带传动比i1=3。
齿轮传动比i2=3.5。

4、计算传动装置运动和动力参数
为了进行传动件设计计算，应首先推算各轴转速。功率和转矩。
则各轴转速为
1)、各轴转速
nⅠ=nm / i1 =720/3=240r/min
nⅡ = nⅠ/ i2=240/3.5=68.6/min
n卷= nⅡ=68.6r/min
2)、各轴输入功率
PⅠ =pd·η1 =4.14 x 0.96=3.971kw
PⅡ = PⅠ·η12= 3.97x0.99x0.97 =3.80 kw
P卷= PⅡ·η23 = 3.80x0.99x0.99=2.4 kw
3）各轴输入转矩
Td =9550·4.14/720=54.9N·m
TⅠ= Td ·i1·η1=54.9x3x0.96 =158N·m
TⅡ= TⅠ·i2·η23=158x 4x 0.99x 0.97 =531 N·m T卷 = TⅡ· i3·η4·η2=531x1x0.99 x0.99 =520N·m

参数 轴名
电动机轴
一轴
二轴
卷筒轴
转速n（r/min）
720
240
68.6
68.6
输入功率P(kw)
4.14
3.97
3.80
3.74
输入转矩T(N.m)
54.9
158
531
520
传动比i
3
3.5
1
效率η
0.96
0.96
0.98
五、传动零件设计计算
（1）带传动设计计算
1、计算功率Pc Pc=KAP=1.2 x 5.5=6.6kw
2、选带型
据Pc=6.6 kw ，n=720r/min ,由表10-12选择A型带
3、带轮基准直径 带轮直径较小时结构紧凑，弯矩应力不大，且基准直径较小时，单根V带所能传输基础额定功率也较小，从而造成带根数增多，所以通常取dd1<dd2 并取标准值。查表得10-9确定dd1，dd2。 dd1=140mm dd2=425 mm
4、验算带速 当传输功率一定时，带速过低，则需要很大圆周力，带数要增多，而带速过高则使离心力增大，减小了带和带轮间压力，轻易打滑。所以带传动需要验算带速，将带速控制在5m/s<V<25m/s,不然可调整小带轮基准直径dd1 ，为充足发挥V带传动能力，应使带速V=20m/s为最好，带速V=3.14n dd1/60x1000=5.3m/s
5、验算带长
通常中心距a0取值范围：0.7（dd1+ dd2) <= a0 <=2(dd1+ dd2)
395.5<= a0 <=1130
初定中心距a0 =500mm
Ld0=2 a0+3.14(dd1+ dd2)/2+( dd2+ dd1)2/4 a0
=2 x500+3.14x(140+425)/2+(425-140)2/4x500
=1927.66mm
由表10-2选择相近Ld=mm
6.确定中心距
中心距取大些有利于增大包角，但中心距过大会造成结构不紧凑，在载荷改变或高速运转时，将会引发带抖动，从而降低了带传动工作能力，若中心距过小则带短，应力循环次数增多，使带易发生疲惫破坏，同时还使小带轮包角减小，也降低了带传动工作能力，确定中心距
a=a0+（Ld1 –Ld2）/2=536 mm
amin=a-0.015Ld=506mm
amax=a+0.03Ld=596mm
7、验算小带轮包角 要求a1>120。若a1过小能够加大中心距，改变传动比或增设张紧轮，a1可由下式计算
a1=180。-[57.3 x (dd2 - dd1 )/ a ] =149。
a1>120。故符合要求
8、单根V带传动额定功率 依据dd1和n查图10-11得：P1=1.4 kw
9、单根V带额定功率增量 依据带型及i查表10-5得：ΔP1=0.09kw
10、确定带根数 为了确保带传动不打滑，并含有一定疲惫强度，必需确保每根V带所传输功率不超出它所能传输额定功率有
查表得 10-6: Ka=0.917 查表得 10-7: Kl=1.03
Z=Pc/[(P1+ΔP) Ka Kl ] =4.68
所以取Z =5
11、单根V带初拉力 查表10-1得 q =0 . 10kg/m
F0 =500[(2 .5/ Ka) -1]( Pc /zv)+qv2 =218N
12、作用在轴上力 为了进行轴和轴承计算，必需求出V带对轴压力FQ
FQ =2Z F0 SIN（a1 /2）=2100.7N

13、注意事项
※ 检验带轮尺寸和传动装置外廓尺寸相互关系，带轮直径和电动机中心高应相当，带轮轴孔直径，长度应和电动机轴直径长度对应，大带轮外圆半径不能过大，不然回和机器底座相互干涉等。
※带轮结构形式关键取决于带轮直径大小，带轮直径确定后应验算实际传动比和带轮转速。
（2）齿轮传动设计计算

已知i=3.5 n1=240 r/min 传动功率p=3.97
两班制，工作期限，单向传动载荷平稳
1、选材料和热处理。所设计齿轮属于闭式传动,通常才用软齿面钢制齿轮,小齿轮为45号钢,调质处理，硬度为260HBW，大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS，硬度差为45HBS较适宜。
2、选择精度等级，输送机是通常机械，速度不高，故选择8级精度。
3、按齿面接触疲惫强度设计。
本传动为闭式传动，软齿面，所以关键失效形式为疲惫点蚀，应依据齿面接触疲惫强度设计，依据式(6-41)
d1> (671/［σH］)2kT1(i+1)/

1)载荷因数K.
圆周速度不大,精度不高,齿轮相关轴承对称部署,按表6-9取K =1.2.
2)转矩T
T=9.55X106XP/n1=9.55x106X 3.97/240=160000N·mm
3)弯曲后减切应力［σH］
据式(6-42)
σH］ =σHmin/SHmin·zN
由图6-36查得. σHlim1 =610Mpa, Hlim2 =500Mpa
接触疲惫寿命系数 ZN按十二个月300工作日，两班制工作天天16小时，由公式N=60njth算得
N1 =60 X 240 X 10X 300X16 =0.69X109
N2 = N1/i =0.69X109/3.5=0.19 X109
查图6-37中曲线：
ZN1 =1.02
ZN2 =1.12
按通常可靠性要求，取SHmin =1
［σH1］=σHlim1 x Zn1/ SHmin =610x 1.02/1 Mpa =622.2 Mpa
［σH2］=σHlim2 x Zn2/ SHmin =500 x 1.12/1 Mpa =560Mpa
4）计算小齿轮分度圆直径d1
查表取6-11 齿宽系数1.1

d1> = (671/［σH］)2kT1(i+1)/ i
=68.6mm
取d1=70 mm
5）计算圆周速度V
V=3.14n1d1/60x1000=3.14x240x70/60x1000=0.879m/s
因V<6 m/s，故去取8级精度适宜。
4、确定关键参数，计算关键几何尺寸。
取小齿轮齿数为
Z1=20 Z2=ixZ1=70
m=d1/Z1=3.5mm
取标准模数m=3.5mm
分度圆直径
d1=mz1=3.5x20=70mm
d2=mz2=3.5x70=245mm
1)中心距a a = (d1+d2)/2=157.5mm
2)齿宽b b = 1.1 x 70 =77mm
取b2 = 77mm 则b1 = 5 + b2 =77+5 =82mm
3)齿顶高ha ha= ha* m=3.5mm
齿根高hf hf=（ha*+c*）m=1.25x3.5=4.375
5、校核弯曲疲惫强 依据式 (6-44)
σbb =2kT1/bmd1·YFS
1）复合齿形因数YFS 图6-39得，YFS1 =4.35 ， YFS2 =3.98
2 ) 弯曲疲惫许用应力
［σbb］= σbblim/ Sfmin x YN
由图6-40弯曲疲惫极限应力
σbblim1 =σbblim1=490Mpa
σbblim2 =410 Mpa
由图6-41得弯曲疲惫寿命系数YN ；YN1 =1（N1＞N0，N0 =3x106）
YN2=1 (N2＞N0, N0 =3x106）
弯曲疲惫最小安全SFmin，按通常可靠性要求，取SFmin =1，
计算得弯曲疲惫许用应力为：
［σbb1］ =σbblim1 x YN 1/ SFmin =（490/1）X 1 =490 Mpa
［σbb2］ =σbblim2 x YN 2/ SFmin =（410/1）X 1 =410Mpa
3）校核计算：
σbb1 =2kT1/bmd1·YFS1 =2 X 1.2 X160000 X 4.35/82X 3.5X 70
=83.15＜［σbb1］
σbb2 =2kT1/bmd1·YFS2 =2 X 1.2 X 160000 X3.98/77 X 3 .5X 70
=81＜［σbb2］
故弯曲疲惫强度足够.
六、轴计算
1、Ⅱ轴设计

（1）选择轴材料,确定许用应力.
选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知
σb1=σb2 =650 Mpa, σS1=σS2=360 Mpa , 查表12-6可知
［σ+1］bb=215 Mpa［σ0］bb=102 Mpa, ［σ-1 ］bb=60 Mpa
（2）按扭转强度估算轴最小直径
单级齿轮减速器低速轴为转轴,输出端和联轴器相连接,从结构要求考虑输入端轴径应最小,最小直径为:

查表12-5可得,45钢取C =118,则

考虑键槽影响和联轴器孔径系列标准,取d =48mm
（3）齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩为
T =9.55X106X P2/ n2=9.55X106X 3.80/68.6=530000 N·mm
齿轮作用力：
圆周力 FT =2T/d2 =2 x 530000/245=4326.5N
径向力 Fr = =4326.5Xtan20=1574.7N
轴向力 Fa=0
（4）、轴结构设计
轴结构设计时,需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比
绘制轴承结构草图.
1、 确定轴上零件位置及固定方法
单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,
轴承对称部署在齿轮两边,轴外伸端安装联轴器。
齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两段
轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定；轴经过两端轴承实现轴向
定位；靠过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。
2 .确定各段轴直径。
将估算轴直径d =48 mm作为外伸直径d1，和联轴器相配合，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 =51mm,齿轮和右端轴承
从右端转入，考虑装拆方便及零件固定要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑
滚动轴承直径系列，取d3 =55 mm，为便于齿轮装拆，和齿轮配合处轴径d4应大于
d3，取d4 =57 mm，齿轮左端用轴环固定，右端用套桶定位，轴环直径d5，满足齿轮
定位同时，还应满足左侧轴承安装要求，依据选定轴承型号，确定左端轴承型
号和右端轴承型号相同，取d6 =55mm。
3 .选择轴承型号，
初选轴承型号为深沟球轴承，代号为6011，查手册可得轴承宽度
B =18 mm
4 .确定各端轴长度
综合考虑轴上零件尺寸B和减速器箱体尺寸关系，确定各段轴长度。
5 轴结构简图

（5）校核轴强度
1 、画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴受力简图。
水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2==4326.5/2=2163.3N
水平面弯矩 MCH= FRBX X 70=151427.5 N·mm
垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=787.4N
垂直面弯矩 MCV= FRBZ X 70=55115 N·mm
合成弯矩

2、计算当量弯矩 Me
转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为
a=［σ-1］bb/［σ0］bb=60/102=0.59
最大当量弯矩

3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面直径
考虑该截面上键槽影响，直径增加3%，则d=1.03 x39 =40 mm
结构设计确定直径为55mm，强度足够。

2、Ⅰ轴设计

1）选择轴材料,确定许用应力.
选择轴材料为45号钢,调质处理,查表12-1知σb 1=σb 2 =600 Mpa,
σS1=σS2=300 Mpa, 查表12-6可知［σ+1］bb=200 Mpa
［σ0］bb=95Mpa, ［σ-1 ］bb=55 Mpa
（2）按扭转强度估算轴最小直径

取d =31mm
（3）齿轮上作用力计算
齿轮所受转矩为
T =9.55X106X P/ n=160000N·mm
齿轮作用力：
圆周力FT =2T/d1 =2 x 160000/70=4571N
径向力Fr = =1664N
轴向力Fa=0
4）、轴结构设计
1、轴结构设计时
需同时考虑轴系中相配零件尺寸和轴上零件固定方法,按百分比
绘制轴承结构草图. 确定轴上零件位置及固定方法,单级齿轮减速器,将齿轮部署在箱体内壁中央,。轴承对称部署在齿轮两边,
2 .确定各段轴直径。
将估算轴直径d1=31，取第二段直径为d2 =35mm,，考虑装拆方
便及零件固定要求，装轴承处轴径d3应大于d2，考虑滚动轴承直径系列，取
d3 =40 mm，考虑轴承定位取d4 =52上面有齿轮，一体式。依据选定轴承型号，确定左端轴承型号和右端轴承型号相同，取d5 =40 mm。
3、选择轴承型号 初选型号为深沟求轴承 代号6008
4、画出轴结构草图

5 校核轴强度
1 画出计算简图 计算支反力和弯距，由轴结构简图能够确定轴承支点跨矩，唷扑此可画出轴受力简图。
水平支反力 FRBX = FRDX=Ft/2=4571/2=2286N
水平面弯矩 MCH= FRBX X 70=160020N·mm
垂直面支反力 FRBZ = FRDZ= FR/2=1664/2=832N
垂直面弯矩 MCV=832X 70=58240N·mm
合成弯矩

2、计算当量弯矩 Me
转矩按脉动循环考虑，应力折合系数为
a=［σ-1］bb/［σ0］bb=55/95=0.58
最大当量弯矩

3、校核轴径 由当量弯矩图可知C剖面当量弯矩最大为危险面
校核该截面直径

结构设计确定直径为 50mm，强度足够。

七、轴承校核
1. Ⅰ轴轴承选择
由任务知减速器采取是一级圆柱齿轮减速器，载荷方向只有径向力和圆周力，无轴向力，故能够选择比较廉价深沟球轴承60000型。再由轴结构可知，轴承内径为40mm。即内径代号08.故初选6008，因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。

1. Ⅱ轴轴承选择
由轴承一选择思绪可初选轴承型号为6011因为无轴向力，故载荷P就等于轴承承受Fr由轴受力图可得。

八、联轴器校核
弹性柱销联轴器
选择联轴器类型，为缓解振动和冲击，选择弹性柱销联轴器
选择联轴器型号，计算转矩，由表15-1查取 K = 1.4 ，
按式计算

九、键联接选择和计算
1、大齿轮和轴配合d =57mm 取一般平键联接键
σP=4T/dhl =194.72 x 4 x 103 /52 x 10 x 56 =26.74 <［σP］
铸铁［σP］=70 ~ 80 故可用
2、 联轴器和轴配合d1=36 mm 查得 键 10 x 8
L = 63 mm
则σP =4T/dhl =4 x 194.72 x103 / 36 x 8 x 63 =42.9＜［σP］
满足要求。
十、减速器箱体关键结构尺寸
箱体壁厚 δ=0.125·α+1 取8 mm δ1 =8 mm

箱盖壁厚 δ=0.125·α+1 取8 mm δ2 =8 mm

箱盖凸缘厚度 b1 =1.5δ2 =1.5X8 =12 mm

箱座凸缘厚度 b =1.5δ1 =1.5 X8 =12 mm

箱座底凸缘厚度 b2 =2.5δ1 =2.5 X8 =20 mm

地脚螺钉直径df =0.036Xα +12 =0.036X157.5+12 =17.67 mm 取M20

地脚螺钉数目 n =4

轴承旁连接螺栓直径 d1 =0.75X20=15mm 取M16

盖和座连接螺栓直径d2 =0.4df =0. 4 X20 =8 mm 取 M10

检验孔盖螺钉直径d4=0.3 df =0.3 X20 =6mm 取M 8

定位销直径d =0.8 d2 =0.8X8 =6.4mm 取8

df d1 d2 到外壁箱距离C1 26 23 16

d1 d2到凸像距离 C2 24 14

轴承旁凸台半径R1 =C2=20

凸台高度

外箱壁至轴承座端面距离L1 C1+C2（5~10）=23+21+7=51

齿轮顶圆和内箱壁见距离△1 > 1.2X8 =9.6mm 取11mm

齿轮端面和内箱壁间距离△2 >8mm 取9mm
轴承端盖外径D=90mm
轴承旁连接螺栓距离 有结构确定
十一、润滑方法选择
润滑油选择方法
飞溅润滑 传动见传动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着
内壁流入箱体油沟中，再沿油沟流入轴承内，此时端盖部分必需开槽，并将
端盖端部直径取小些，以免油路堵塞
十二、技术条件
1、 装配前，全部零件用煤油清洗，箱体内不许有杂物存在，在内壁涂两次不被机油
侵蚀涂料。
2、 用铅丝检验装配间隙。其间隙大于0.16 mm，铅丝不得大于最小间隙4倍；
3、 用涂色法检验斑点。齿高接触斑点大于百分四十；齿长接触斑点大于百分
五十。必需时可采取研磨或刮后研磨，方便改善接触情况；
4、 调整轴承时所留轴向间隙以下：
φ40为0.05 mm ~0.1 mm；φ55为0.08~0.15 mm；
5、 装配时，部分面不许可使用任何填料，可涂以密封油漆或水玻璃。试转时应检验
部分面、各接触面及密封处，均不准漏油；
6、 箱座内装SH0357—92中50号工业齿轮油至要求高度；
7、 表面涂灰色油漆。

十三、参考资料
1、 陈立德·机械设计基础·第2版·北京：高度教育出版社，
2、 《机械设计师手册》编写组·机械设计师手册·北京：机械工业出版社，1998
3、 吴宗泽·罗圣国·机械设计课程设计手册·第2版·北京：高等教育出版社，1999
4、 龚 义·机械设计课程设计指导书·第2版 · 北京： 高等教育出版社，1990
5、 卢颂峰 ·机械零件机械90
零件课程课程课程设计手册·北京：中央广播电视大学出版社，1985
6、 浙江大学机械零件教研室，机械零件课程设计·杭州：浙江大学出版社，1983
7、 上海交通大学机械原理及设计零件教研室·机械零件课程设计·1980
8、 哈尔滨工业大学等·机械零件课程设计指导书·北京：高等教育出版社，1982
9、 陈于萍·交换性和测量技术基础·北京：机械工业出版社，1998
10、王中发·机械设计·北京：北京理工大学出版社，1998

十四、致谢

担心而又辛劳两周课程设计结束了。当我快要完成老师下达给我任务时候，我仿佛经过一次翻山越岭，登上了高山之颠，立即心旷神怡，眼前豁然开朗。
课程设计是我们专业课程知识综合应用实践训练，这是我们迈向更深层次专业设计前一个必不可少过程。“千里之行，始于足下”，经过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言真正含义。我今天认真地进行课程设计，学会脚扎实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实基础。
说实话，课程设计真是有点累。然而，当我一着手清理自己设计结果，仔细回味这两周心路历程，一个少有成功喜悦立即使我倦意顿消。即使这是我刚学会走完第一步，是我人生中一点小小胜利，然而它令我感到自己成熟了很多，令我有了一个“春眠方觉晓”感悟。
经过课程设计，使我深深体会到，干任何事全部必需耐心、细致。课程设计过程中，很多计算有时不免令我感到有些心烦意乱；有两次因为不小心计算犯错，只能毫不情愿重来。但一想起老师平时对我们耐心教导，向导以后自己应该负担社会责任，想到世界上因为一些细小失误而出现令世人无比震撼事故，我不禁时刻提醒自己，一定要养成高度负责、一丝不苟良好习惯，尤其是我们学机械设计和制造专业学生。这次课程设计使我灾难工作学习作风上得到了一次难得磨练。
短短两周课程设计，使我发觉了自己所掌握知识是真正如此贫乏，自己综合应用所学专业知识能力是如此不足，十二个月来学习了那么多课程，今天才在知道自己并不会用。想到这里，我真有点心急了。老师却对我说，这说明课程设计确实使你有收获了。老师亲切鼓励像春雨注入我心田，使我愈加自信了。
最终，我要衷心地感谢指导我们实习汪老师。是您严厉批评唤醒了我，是您敬业精神感动了我，是您谆谆教育启发了我，是您殷切期望鼓舞了我。我感谢老师您今天又为我们增添了一副坚硬翅膀。