車床主軸箱設計【數(shù)據(jù)：Z=18； 7.5KW】,數(shù)據(jù)：Z=18, 7.5KW,車床主軸箱設計【數(shù)據(jù)：Z=18,,7.5KW】,車床,主軸,設計,數(shù)據(jù),18,7.5,KW 《專業(yè)課程設計》任務書 ——《機械制造裝備設計》 一、課程設計內(nèi)容 1. 課程設計內(nèi)容：臥式銑床主傳動系統(tǒng)設計及X-Y雙坐標聯(lián)動數(shù)控工作臺設計 臥式銑床主傳動系 技術(shù)參數(shù) 具體數(shù)據(jù) 1組 2組 3組 變速級數(shù)Z 18 18 18 最小轉(zhuǎn)速nmin(r/min) 16 19 30 電機功率P電(KW) 4 7.5 4 電機轉(zhuǎn)速n電(r/min) 1440 1410 1440 標準公比Φ 1.26 1.26 1.26 2. 課程設計內(nèi)容：普通車床主傳動系統(tǒng)設計及X-Y雙坐標聯(lián)動數(shù)控工作臺設計 普通 車床主傳動系 技術(shù)參數(shù) 具體數(shù)據(jù) 1組 2組 3組 正轉(zhuǎn)變速級數(shù)Z 18 18 18 反轉(zhuǎn)變速級數(shù) 6 9 6 最小轉(zhuǎn)速nmin(r/min) 30 16 16 電機功率P電(KW) 4 7.5 7.5 電機轉(zhuǎn)速n電(r/min) 1440 1440 1450 標準公比Φ 1.26 1.26 1.26 二、主傳動系設計說明書目錄（設計過程和步驟）： 1. 課程設計目的和意義 2. 課程設計的任務（列出主軸箱設計技術(shù)參數(shù)） 3. 主傳動系統(tǒng)的運動設計（3.1擬定結(jié)構(gòu)式 3.2設計轉(zhuǎn)速圖 3.3 確定齒輪齒數(shù)） 4. 主傳動系統(tǒng)的動力設計（關(guān)鍵零部件的計算與校核） (4.1齒輪的設計 4.2帶輪的設計 4.3傳動軸設計 4.4主軸設計 4.5軸承選取) 5. 總結(jié)（設計收獲和感想） 6. 參考文獻 三、設計內(nèi)容及時間安排：（總計3周） ⑴ 理解題目，閱讀指導書，擬訂總體方案，進行運動設計； 2天 ⑵ 動力設計，主要零件的計算和初算； 3天 ⑶ 結(jié)構(gòu)設計，驗算主要零件； 3天 ⑷ 繪制正式裝配圖； 4天 ⑸ 整理、編寫設計計算說明書 ； 2天 ⑹ 答辯。 1天 四、（主傳動系設計）工作量***： ① 臥式銑床（或普通車床）主軸箱裝配圖（A0號）一張； ② 設計說明書一份（20頁以上）。 目錄 前言 1 1課程設計目的和意義 2 2課程設計的任務 2 3主傳動的運動設計 2 3.1轉(zhuǎn)速圖設計 2 3.1齒輪齒數(shù)的確定 3 3.3繪制傳動系統(tǒng)圖 3 3.4各傳動軸計算轉(zhuǎn)速的確定 4 3.5估算各傳動軸軸徑 4 3.6 齒輪模數(shù)的估算 5 4皮帶輪的設計 6 4.1 傳動形式的確定 6 4.2參數(shù)計算 6 5機床零件的驗算 9 5.1傳動軸的驗算 9 5.2齒輪的驗算 14 5.3滾動軸承的驗算 17 結(jié)束語 30 參考文獻 31 前言 數(shù)控車床、車削，是一種高精度、高效率的自動化機床。配備多工位刀塔或動力刀塔，機床就具有廣泛的加工工藝性能，可加工直線圓柱、斜線圓柱、圓弧和各種螺紋、槽、蝸桿等復雜工件，具有直線插補、圓弧插補各種補償功能，并在復雜零件的批量生產(chǎn)中發(fā)揮了良好的經(jīng)濟效果。 20 1課程設計目的和意義 目的： 1.根據(jù)課堂講授內(nèi)容，學生做相應的自主練習，消化課堂所講解的內(nèi)容。 2.通過調(diào)試典型例題或習題積累調(diào)試程序的經(jīng)驗。 3.通過完成輔導教材中的編程題，逐漸培養(yǎng)學生的編程能力，用計算機解決實際問題的能力。 意義： 1.有助于加深我們對操作系統(tǒng)這門課程的理解，我們在課堂上學的都是基礎(chǔ)理論知識，對于如何用程序語言來描述所學知識還是有一定難度。通過課程設計，我們可以真正理解其內(nèi)涵。 2.有利于我們邏輯思維的鍛煉，程序設計能直接有效地訓練學生的創(chuàng)新思維、培養(yǎng)分析問題、解決問題能力。即使是一個簡單的程序，依然需要學生有條不理的構(gòu)思。 3.有利于培養(yǎng)嚴謹認真的學習態(tài)度，在程序設計過程里，當我們進行機械傳動計算的時候，如果不夠認真或細心，那么可能就導致錯誤，從而無法得出運行結(jié)果。那么，這個我們反復調(diào)試，反復修改的過程，其實也是對我們認真嚴謹治學的一個鍛煉。 2課程設計的任務 一、 課程設計內(nèi)容：車床主傳動系統(tǒng)設計 普通 車床主傳動系 技術(shù)參數(shù) 具體數(shù)據(jù) 1組 2組 3組 正轉(zhuǎn)變速級數(shù)Z 18 18 18 反轉(zhuǎn)變速級數(shù) 6 9 6 最小轉(zhuǎn)速nmin(r/min) 30 16 16 電機功率P電(KW) 4 7.5 7.5 電機轉(zhuǎn)速n電(r/min) 1440 1440 1450 二、主傳動系設計說明書目錄（設計過程和步驟）： 1. 課程設計目的和意義 2. 課程設計的任務（列出主軸箱設計技術(shù)參數(shù)） 3. 主傳動系統(tǒng)的運動設計（3.1擬定結(jié)構(gòu)式 3.2設計轉(zhuǎn)速圖 3.3 確定齒輪齒數(shù)） 4. 主傳動系統(tǒng)的動力設計（關(guān)鍵零部件的計算與校核） (4.1齒輪的設計 4.2帶輪的設計 4.3傳動軸設計 4.4主軸設計 4.5軸承選取) 5. 總結(jié)（設計收獲和感想） 6. 參考文獻 三、設計內(nèi)容及時間安排：（總計3周） ⑴ 理解題目，閱讀指導書，擬訂總體方案，進行運動設計； 2天 ⑵ 動力設計，主要零件的計算和初算； 3天 ⑶ 結(jié)構(gòu)設計，驗算主要零件； 3天 ⑷ 繪制正式裝配圖； 4天 ⑸ 整理、編寫設計計算說明書 ； 2天 ⑹ 答辯。 1天 四、（主傳動系設計）工作量***： ① 臥式銑床（或普通車床）主軸箱裝配圖（A0號）一張； ② 設計說明書一份（20頁以上） 3數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設計 數(shù)控機床采用無級變速系統(tǒng)，以利于在一定的調(diào)速范圍內(nèi)選擇到理想的切削速度，這樣既有利于提高加工精度，又有利于提高切削效率。 已知數(shù)控機床主軸轉(zhuǎn)速的變速范圍為16r/min，電動機額定轉(zhuǎn)速為1440r/min,電機最大轉(zhuǎn)速為6000r/min，主軸輸出額定功率為7.5KW。 3.1轉(zhuǎn)速圖的設計 傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳遞組組成，各傳動組分別有Z1、Z2、Z3、…個傳動副.即 Z=Z1Z2Z3… 傳動副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3為適合，即變速級數(shù)Z應為2和3的因子： 即 Z=2a3b 實現(xiàn)18級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副的組合: 1) 18=3×3×2 2) 18=6×3 3) 18=3×2×3 4) 18=2×3×3 按照傳動副“前多后少”的原則選擇Z=3×3×2這一方案，但主軸換向采用雙向片式摩擦離合器結(jié)構(gòu)，致使Ⅰ軸的軸向尺寸過大，所以此方案不宜采用，而應先擇18=3×3×2。 方案4）是比較合理的 18=3×3×2的傳動副組合 根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則，應選用Z=××這一方案，然而對于我們所設計的結(jié)構(gòu)將會出現(xiàn)兩個問題： 第一變速組采用降速傳動時，由于摩擦離合器徑向結(jié)構(gòu)尺寸限制，使得Ⅰ軸上的齒輪直徑不能太小，Ⅱ軸上的齒輪則會成倍增大。這樣，不僅使Ⅰ-Ⅱ軸間中心距加大，而且Ⅰ-Ⅱ軸間的中心距也會輥大，從而使整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)尺寸增大。這種傳動不宜采用。 如果第一變速組采用升速傳動，則Ⅰ軸至主軸間的降速傳動只能同后兩個變速組承擔。為了避免出現(xiàn)降速比小于允許的杉限值，常常需要增加一個定比降速傳動組，使系統(tǒng)結(jié)構(gòu)復雜。這種傳動也不是理想的。 如果采用Z=××這一方案則可解決上述存在的問題。 1）電機功率N： 中型機床上，一般都采用三相交流異步電動機作為動力源。 根據(jù)機床切削能力的要求確定電機功率： N=7.5KW 2） 電機轉(zhuǎn)速： 選用時，要使電機轉(zhuǎn)速與主軸最高轉(zhuǎn)速和I軸轉(zhuǎn)速相近或相宜，以免采用過大的升速或過小的降速傳動。 =1440r/min 3）分配降速比: 該車床主軸傳動系統(tǒng)共設有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應“前慢后快”的原則以及摩擦離合器的工作速度要求，確定各傳動組最小傳動比。 u總=/ =16/1440 分配總降速傳動比時，要考慮是否增加定比傳動副，以使轉(zhuǎn)速數(shù)列符合標準和有利于減小齒數(shù)和減小徑向與軸向尺寸，必須按“前慢后快”的原則給串聯(lián)的各變速器分配最小傳動比。 a 決定軸Ⅲ-Ⅳ的最小降速傳動比主軸上的齒輪希望大一些，能起到飛輪的作用，所以最后一個變速組的最小降速傳動比取極限1/4，公比ψ=1.26，1.264=4，因此從 Ⅳ軸的最下點向上4格，找到Ⅲ上對應的點，連接對應的兩點即為Ⅲ-Ⅳ軸的最小傳動比。 b 決定其余變速組的最小傳動比根據(jù)“前慢后快”的原則，軸Ⅱ-Ⅲ間變速組取umin=1/ψ3，即從Ⅲ軸向上3格，同理，軸Ⅰ-Ⅱ間取u=1/ψ3，連接各線。 c 根據(jù)個變速組的傳動比連線按基本組的級比指數(shù)x0=3，第一擴大組的級比指數(shù)x1=1，第二擴大組的級比指數(shù)x3=6,畫出傳動系統(tǒng)圖如2.2所示 圖3.1轉(zhuǎn)速圖 3.2 齒輪齒數(shù)、模數(shù)的確定 當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內(nèi)齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內(nèi)每對齒輪的齒數(shù)和及小齒輪的齒數(shù)可以從表3-6（機械制造裝備設計）中選取。 一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關(guān)系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。 第一組齒輪： 傳動比：， ， 查《機械制造裝備設計》表3-6，所有齒輪副齒數(shù)和均取88 第一組齒輪副：Z=37 第二組齒輪副：Z=31 第三組齒輪副：Z=20 同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，故?。ǎ┳钚〉凝X輪進行計算，然后取標準模數(shù)值作為該變速組齒輪的模數(shù)。 式中 P ——該齒輪傳遞的功率（KW）； Z ——所算齒輪的齒數(shù)； ——該齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 (1)Ⅰ-Ⅱ齒輪模數(shù)的計算： 取 (2) Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算： 取=2.5 (3)Ⅲ-Ⅳ齒輪彎曲疲勞的計算： 取 (4)標準齒輪： 從機械原理表10-2查得以下公式 分度圓 齒輪尺寸表 齒輪 齒數(shù)z 模數(shù)m 1 37 2.5 2 31 2.5 3 20 2.5 4 48 2.5 5 35 2.5 6 33 2.5 7 37 3 8 44 3 9 30 2.5 10 51 2.5 11 24 3 12 57 3 13 18 3 14 78 3 15 60 3 16 30 3 3.4各傳動軸直徑的確定： 軸：有8級轉(zhuǎn)速，查圖，其中計算轉(zhuǎn)速為630r/min 所以：nIV=630r/min 同理可得：，nⅢ =625r/min ， nⅡ =1000r/min,nⅠ =1250r/min 其中：P-電動機額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) -從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積 -該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應的傳動關(guān)系確定。 Ⅰ軸：K=1.06，A=120 , 所以 取30mm Ⅱ軸：K=1.06，A=120， , 取30mm Ⅲ軸：K=1.06，A=120 , , 取35mm Ⅳ軸：K=1.06，A=120， 取35mm 此軸徑為平均軸徑，設計時可相應調(diào)整。 3.6 齒輪模數(shù)的估算 初步計算齒輪模數(shù)時，按簡化的接觸疲勞強度公式進行。一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪進行計算。從等強度的觀點出發(fā)，可減小其它齒輪的寬度，使齒輪基本上處于在相近的接觸應力或彎曲應力狀態(tài)下工作。這樣一來，還可以縮短該傳動組的軸向尺寸。 （3.2） 根據(jù)表選擇鋼（整體淬火），其接觸應力σj=1850MP，取φm=8，由公式來確定各對齒輪的模數(shù)： （1） 第一變速組： N1=750r/min；Z1=30；=0.48； 取標準值m1=3 （2）第二變速組： N1=300r/min；Z2=25；=0.3； 取標準值m2=4 2．皮帶輪的設計 2.1傳動形式的確定 帶傳動是由帶和帶輪組成傳遞運動和動力的傳動。根據(jù)工作原理可分為兩類：摩擦帶傳動和嚙合帶傳動。摩擦帶傳動是機床主要傳動方式之一，常見的有平帶傳動和V帶傳動；嚙合傳動只有同步帶一種。 普通V帶傳動是常見的帶傳動形式，其結(jié)構(gòu)為：承載層為繩芯或膠簾布，楔角為40°、相對高度進似為0.7、梯形截面環(huán)行帶。其特點為：當量摩擦系數(shù)大，工作面與輪槽粘附著好，允許包角小、傳動比大、預緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應用于：帶速V＜25～30m/s;傳動功率P＜700kW;傳動比i≤10軸間距小的傳動。 2.2參數(shù)計算 同步三角帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機床中常用作電機輸出軸的定比傳動。 普通V帶傳動的計算 普通V帶的選擇應保證帶傳動不打滑的前提下能傳遞最大功率，同時要有足夠的疲勞強度，以滿足一定的使用壽命。 設計功率 （kW） ——工況系數(shù)，查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-5，取1.1； 故 小帶輪基準直徑為130mm； 帶速 ； 大帶輪基準直徑為230 mm； 初選中心距＝1000mm, 由機床總體布局確定。過小，增加帶彎曲次數(shù)；過大，易引起振動。 帶基準長度 查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-7，取＝2800mm; 帶撓曲次數(shù)＝1000mv/=7.0440； 實際中心距 故 小帶輪包角 單根V帶的基本額定功率,查《機床設計指導》（任殿閣，張佩勤 主編）表2-8，取2.28kW； 單根V帶的基本額定功率增量 ——彎曲影響系數(shù)，查表2-9，取 ——傳動比系數(shù)，查表2-10，取1.12 故； 帶的根數(shù) ——包角修正系數(shù)，查表2-11，取0.93； ——帶長修正系數(shù)，查表2-12，取1.01； 故 圓整z取4； 單根帶初拉力 q——帶每米長質(zhì)量，查表2-13，取0.10； 故＝58.23N 帶對軸壓力 3.機床零件的驗算 3.1傳動軸的驗算 根由于變速箱各軸的應力都比較小，驗算時，通常都是用復合應力公式進行計算： 對于傳動軸，除重載軸外，一般無須進行強度校核，只進行剛度驗算。 軸的抗彎斷面慣性矩（） 軸 = 式中 d—軸的小徑（mm）； i—花軸的大徑（mm）； b、N—軸鍵寬，鍵數(shù)； 傳動軸上彎曲載荷的計算，一般由危險斷面上的最大扭矩求得： = 式中 N—該軸傳遞的最大功率（kw）; —該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min）。 傳動軸上的彎矩載荷有輸入扭矩齒輪和輸出扭矩齒輪的圓周力、徑向力，齒輪的圓周力 式中 D—齒輪節(jié)圓直徑（mm）,D=mZ。 齒輪的徑向力： 式中 α—為齒輪的嚙合角，α＝20o； ρ—齒面摩擦角，； β—齒輪的螺旋角；β＝0 故N 軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為： 式中 —花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩（）； D、d—軸的大徑和小徑（mm）； L—花鍵工作長度； N—花鍵鍵數(shù)； K—載荷分布不均勻系數(shù)，K=0.7～0.8； 故此軸校核合格 3.2　齒輪的驗算 ?、琵X輪齒根彎曲疲勞強度檢驗 在驗算速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進接觸應力和彎曲應力的驗算。這里要驗算的是齒輪2，齒輪12這兩個齒輪。 驗算齒輪強度，應選擇相同模數(shù)承受載荷最大的齒數(shù)最小的齒輪，進行接觸應力和彎曲應力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應力。對硬齒面、軟齒芯滲碳淬火的齒輪，一定要驗算齒根彎曲應力。 接觸應力的驗算公式為 （MPa）≤[]（3-1） 彎曲應力的驗算公式為 （3-2） 式中 N-齒輪傳遞功率（KW），N=； T-齒輪在機床工作期限（）內(nèi)的總工作時間（h），對于中型機床的齒輪取=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為T=/P，P為變速組的傳動副數(shù)； -齒輪的最低轉(zhuǎn)速（r/min）; -基準循環(huán)次數(shù)；查表3-1（以下均參見《機床設計指導》） m—疲勞曲線指數(shù)，查表3-1； —速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表3-2； —功率利用系數(shù)，查表3-3； —材料強化系數(shù)，查表3-4； —的極限值，見表3-5，當≥時，則取=；當＜時，取=； —工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取=1.2~1.6； —動載荷系數(shù)，查表3-6； —齒向載荷分布系數(shù)，查表3-9； Y—標準齒輪齒形系數(shù)，查表3-8； []—許用接觸應力（MPa）,查表3-9； []—許用彎曲應力（MPa），查表3-9。 如果驗算結(jié)果或不合格時，可以改變初算時選定的材料或熱處理方法，如仍不滿足時，就得采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)及模數(shù)等措施。 I軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至I軸時的最大轉(zhuǎn)速為： N==5.625kw 在離合器兩齒輪中齒數(shù)最少的齒輪為50×2.25，且齒寬為B=12mm u=1.05 =≤[]=1250MP 符合強度要求。 驗算56×2.25的齒輪： =≤[]=1250MP 符合強度要求 3.3滾動軸承的驗算 　 機床傳動軸用滾動軸承，主要是因疲勞強度而破壞，故應進行疲勞壽命計算。其額定壽命的計算公式為： （h） （3.9） 或按計算負荷的計算公式進行計算： （N） （3.10） 式中 Lh ——額定壽命（ h ）； Cj——計算動載荷（N）； T ——工作期限（ h ），對一般機床取T=10000～14400小時，重型或精密機床可取T=20000～30000小時； C ——滾動軸承的額定負載（N），根據(jù)《軸承手冊》或《機床設計手冊》查取，單位為(kgf)時應換算成（N）； fn ——速度系數(shù)， ， ni為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速（r/mm） fh ——壽命系數(shù)， ，Lh等于軸承的工作期限； ε——壽命指數(shù)，對球軸承 ε=3，對滾子軸承 ε=10/3 ； fF——工作情況系數(shù)，對輕度沖擊和振動的機床（車床、銑床、鉆床、磨床等多數(shù)機床）， fF =1.1～1.3； Kp——功率利用系數(shù)，查表5-6 Kn——速度轉(zhuǎn)化系數(shù)，查表5-5 Kl——齒輪轉(zhuǎn)換工作系數(shù)，查《機床設計手冊》2上表4.9—13； P——當量動載荷，按《機床設計手冊》2上計算。 因為Ⅱ軸載荷最大，所以校核Ⅱ軸兩端的軸承6209 由《機械設計手冊》查得軸承的，；6110軸承的， 軸承的受力分析情況如圖3.5所示 圖3.5軸承受力圖 其中 N N N 合成支反力為： N N ，且因與有關(guān)，現(xiàn)軸承的受軸向力未知，因此試用逼近法來確定、以及的值。 初選 N N 軸承之間的軸向力 N N 對于軸承Ⅰ 查表取 對于軸承Ⅱ 查表取 從計算結(jié)果看與的結(jié)果與初選值接近，故可使用。 軸承Ⅰ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 軸承Ⅱ 所以取，，由于軸承所受力矩較小，所以取，由于軸承所受的載荷是無沖擊，所以取。 由表查得 ，由表查得 ，且取， 由于是球軸承， 由于，所以計算時取 所以軸承滿足要求。 結(jié)束語 通過為時兩周的課程設計真的可以說是學習到了很多，這次的數(shù)控機床課程設計可以說是從零開始的一個狀態(tài)，因為之前的高級應用課程是考查課的原因而沒有好好學習，所以才在這次課設中顯得手忙腳亂。但是真的要感謝陳白寧老師的不厭其煩的講解，讓我在對這個課設一無所知的情況下，能夠順利的進行接下來的程序。 通過這兩個周的學習，還是學到了不少的知識！不僅糾正了課程學習過程中出現(xiàn)的許多錯誤，還在試驗中驗證了自己的一些猜想。在學習的過程中有失敗，當然也有困惑，有成功，當然就有喜悅。雖然只是課程設計，但我拿出了自己的全部精力去對待，能學到知識固然值得驕傲，能認識到自己的過錯和不足不也是一件幸事嗎！做學問也是做人，再作學問的過程中體味做人的道理不也是一種收獲嗎？記得古語中說：“學，然后知不足”！希望這次學習只是我學習數(shù)控機床的開始，也算是啟蒙吧！我必將更加努力的學習它完善自己。我想這就是我學習這門課的最大感受吧！ 參考文獻 [1]濮良貴，陳國定，吳立言.機械設計(第九版)>.北京：高等教育出版社，1960.8-2013.5 [2]樣裕根，諸世敏.現(xiàn)代工程圖學（第三版）.北京：北京郵電大學出版社，2008.6-2014.1 [3]陳白寧，段智敏，劉文波.機電傳動控制.沈陽：東北大學出版社，2002 [4]關(guān)麗榮，岳國盛，韓輝.數(shù)控機床原理.北京：國防工業(yè)出版社，2010.1