PAGE1.傳動裝置的總體方案設計1.1傳動裝置的運動簡圖及方案分析1.1.1運動簡圖表1—1原始數(shù)據(jù)學號03題號輸送帶工作拉力6.5輸送帶工作速度()0.85滾筒直徑3501.1.2方案分析該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.2電動機的選擇1.2.1電動機的類型和結構形式電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結構形式為封閉式。1.2.2確定電動機的轉速由于電動機同步轉速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉速為1500或1000的電動機。這里1500的電動機。1.2.3確定電動機的功率和型號1.計算工作機所需輸入功率由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得2.計算電動機所需的功率式中，為傳動裝置的總效率式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。帶傳動效率一對軸承效率齒輪傳動效率聯(lián)軸器傳動效率滾筒的效率總效率取查[2]表9—39得選擇Y132M—4型電動機電動機技術數(shù)據(jù)如下：額定功率：滿載轉速:額定轉矩：最大轉矩：運輸帶轉速1.3計算總傳動比和分配各級傳動比1.3.1確定總傳動比電動機滿載速率，工作機所需轉速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即1.3.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=4，低速級齒輪傳動比=3.11.4計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)1.4.1計算各軸的轉速傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為=1\*ROMANI,=2\*ROMANII,=3\*ROMANIII軸。1.4.2計算各軸的輸入功率1.4.3計算各軸的輸入轉矩傳動裝置參數(shù)見表1—2表1—2傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉矩(N·m)=1\*ROMANI5766.25103.62=1\*ROMANI=1\*ROMANI1446.06401.90=1\*ROMANI=1\*ROMANI=1\*ROMANI46.55.88127.612.傳動零部件的設計計算2.1帶傳動2.1.1確定計算功率并選擇V帶的帶型1.確定計算工率由[1]表8—7查的工作情況系數(shù)，故2.選擇V帶的帶型根據(jù)，由[1]圖8—11選用A型。2.1.2確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1.初選小帶輪的基準直徑。由[1]表8—6和表8—8，取小帶輪的基。2.驗算帶速。按[1]式（8—13）驗算帶的速度因為，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準直徑。由[1]式（8—15a）,計算大帶輪的基準直徑根據(jù)[1]表8—8，圓整為。2.1.3確定V帶的中心距和基準長度1.根據(jù)[1]式（8—20）初定中心距為。2.由[1]式（8—22）計算所需基準長度由[1]表8—2選帶輪基準長度。3.按[1]式（8—23）計算實際中心距。中心距的變化范圍為。2.1.4驗算帶輪包角2.1.5計算帶的根數(shù)1.計算單根V帶的額定功率由和，查[1]表8—4a得根據(jù)，和A型帶查[1]表8—4b得查的[1]表8—5得，表8—2得，于是2.計算V帶的根數(shù)Z取6根2.1.6確定帶的初拉力和壓軸力由表[1]表8—3得A型帶單位長度質量，所以應使帶的實際初拉力壓軸力最小值2.1.7帶輪的結構設計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結構形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照[1]表8—10圖8—14確定。大帶輪結構簡圖如圖2—1圖2—12.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.2.1選擇精度等級，材料及齒數(shù)1.運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2.2.2齒輪強度設計1.選取螺旋角初選螺旋角β=14°2.按齒面接觸強度設計按[1]式（10—21）試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉矩由前面算得3）由[1]表10—7選取齒寬系數(shù)4）由[1]表10—6差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由[1]圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由式[1]10—13計算應力循環(huán)次數(shù)7）由[1]圖10—19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應力9）由[1]圖選取區(qū)域系數(shù)10）由[1]圖10—26查的，則11）許用接觸應力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由[1]圖10—8查的動載系數(shù)；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設計由[1]式（10—17）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，從[1]圖10—28查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由[1]表10—5查得；5）查取應力校正系數(shù)由[1]表10—5查得；6）由[1]圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限7）由[1]圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計算彎曲許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式[1](10—12)得9）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設計計算由接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則2.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為140mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角因β值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.4齒輪結構設計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按[1]圖10—39薦用的結構尺寸設計。大齒輪結構簡圖2—2圖2—2（二）低速級齒輪傳動2.2.5選擇精度等級，材料及齒數(shù)1.運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2.2.6齒輪強度設計1.選取螺旋角初選螺旋角β=12°2.按齒面接觸強度設計按[1]式（10—21）試算，即（1）確定公式內的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉矩由前面算得3）由[1]表10—7選取齒寬系數(shù)4）由[1]表10—6差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由[1]圖10—21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6）由式[1]10—13計算應力循環(huán)次數(shù)7）由[1]圖10—19取接觸疲勞強度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應力9）由[1]圖選取區(qū)域系數(shù)10）由端面重合度近似公式算得11）許用接觸應力（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由[1]圖10—8查的動載系數(shù)；由表10—4查的；由表10—13查得；由表10—3差得。故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由[1]式（10—10a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設計由[1]式（10—17）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，從[1]圖10—28查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由[1]表10—5查得；5）查取應力校正系數(shù)由[1]表10—5查得；6）由[1]圖10—20c查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限7）由[1]圖10—18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，8）計算彎曲許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式[1](10—12)得9）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設計計算由接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則取整2.2.7幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為173mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角因β值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.8四個齒輪的參數(shù)列表如表2—1表2—1齒輪模數(shù)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪22720°15.3°566051高速級大齒輪210820°15.3°224228219低速級小齒輪2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速級大齒輪2.510220°12.7°261.42266.42255.17續(xù)表2—1齒輪旋向齒寬B輪轂L材質熱處理結構形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調質實體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調質腹板式240HBS低速級小齒輪左909040Cr調質實體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調質腹板式240HBS2.3軸系部件設計第軸設計2.3.1初算第=3\*ROMANIII軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉速，轉矩由前面算得：，，2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按[1]式（15—2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表[1]表15—3，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查[1]表14—1，考慮到轉矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計算轉矩。查GB/T5014——1985，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。2.3.2第=3\*ROMANIII軸的結構設計1.各段軸直徑的確定如表2—2位置直徑（mm）理由60由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩，，故取。75根據(jù)選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。87左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由[2]上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。表2—22.各軸段長度的確定如表2—3位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故9712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內壁距離為，第=2\*ROMANII軸上大齒輪距第=3\*ROMANIII軸上大齒輪。考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應距箱體內壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第=2\*ROMANII軸上大齒輪輪轂長。則表2—33.第=3\*ROMANIII軸的結構簡圖如圖2—3圖2—3第（=2\*ROMANII）軸設計2.3.3初算第（=2\*ROMANII）軸的最小直徑1.第（=2\*ROMANII）軸上輸入功率，轉速，轉矩由前面算得，，2.分別計算大小齒輪上的力已知第（=2\*ROMANII）軸上大齒輪分度圓直小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查[2]GB/T297—1994選取30309。軸承的規(guī)格為2.3.4.第（=2\*ROMANII）軸的結構設計1.確定軸的各段直徑如表2—4位置直徑（mm）理由45根據(jù)軸承的尺寸50根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。表2—42.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第=3\*ROMANIII軸算出的尺寸進行確定。2.3.5第（=2\*ROMANII）軸的強度校核1.軸的載荷分析圖2—4圖2—42.大小齒輪截面處的力及力矩數(shù)據(jù)由上軸的結構圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的兩個截面處的，，的值列于下表2—5載荷水平面垂直面支反力彎矩總彎矩扭矩表2—53.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強度。根據(jù)[1]式（15—5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈沖循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選軸的材料為45鋼，調質處理，由表[1]15—1查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強度從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應力最大，但應力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面=2\*ROMANII，=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV，=5\*ROMANV處應力集中的影響接近，但截面=3\*ROMANIII，=4\*ROMANIV處軸徑也很大比=2\*ROMANII，=5\*ROMANV處軸徑大。所以校核=2\*ROMANII，=5\*ROMANV截面就行了。由于截面=2\*ROMANII處受力大些，所以只需校核=2\*ROMANII左右截面即可。1）截面=2\*ROMANII左側截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調質處理，由[1]表15—1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按[1]附表3—2查取。因，，經插值可查得又由[1]附圖3—1可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按[1]式（附表3—4）為由[1]附圖3—2尺寸系數(shù)，又由附圖3—3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由[1]附圖3—4得表面質量系數(shù)為軸未經表面強化處理，及，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得綜合系數(shù)為由[1]§3—1及§3—2得碳的特性系數(shù)，取，取于是，計算安全系數(shù)值，按[1]式（15—6）~（15—8）則得故可知其安全。2）截面=2\*ROMANII右側抗彎截面系數(shù)按[1]表15—4中的公式計算彎矩及彎曲應力為扭矩及扭轉應力為過盈配合處的，由[1]附表3—8用插值法求出，并取于是得軸按磨削加工由[1]附圖3—4得表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)所以軸在截面右側安全系數(shù)為故該軸在截面=2\*ROMANII右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應力循環(huán)不對稱，故可略去靜強度校核。第（=1\*ROMANI）軸設計2.3.6初算第（=1\*ROMANI）軸的最小直徑1.先按[1]式（15—2）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)[1]表15—3，取。根據(jù)最小直徑選取30307軸承，尺寸為2.3.7第（=1\*ROMANI）軸的結構設計根據(jù)軸（=1\*ROMANI）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即=2\*ROMANII—=3\*ROMANIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（=3\*ROMANIII），（=2\*ROMANII）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結構尺寸確定。軸的結構簡圖如圖2—5圖2—52.3.8軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設計內容可以確定各個軸上的零部件。現(xiàn)將各軸系零件列表如表2—6軸承（GB/T297—1994）鍵（GB/T1096—2021）聯(lián)軸器（GB/T5014—1985）軸=1\*ROMANI30307（帶輪）(小齒輪)軸=2\*ROMANII30309(小齒輪)(大齒輪）軸=3\*ROMANIII30315(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL5表2—63.減速器裝配圖的設計3.1箱體主要結構尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結構形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表3—1名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5y=25大齒輪頂圓與內箱壁距離10齒輪端面與內箱壁距離>8箱蓋箱座肋厚軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑103.1.2箱體內壁的確定箱體前后兩內壁間的距離由軸的結構設計時就已經確定，左右兩內壁距離通過低速級大齒輪距箱體內壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于30~50mm，由此可以確定下箱體的內壁距大齒輪中心的距離。3.2減速器附件的確定視孔蓋：由[3]表11—4得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結構尺寸。透氣孔：由[3]表11—5得，選用型號為的通氣塞液位計：由[3]表7—10得，選用型號的桿式油標排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚2~2.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表3—1的定位銷直徑為8mm吊環(huán)：由[3]表11—3得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據(jù)表3—1中確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。4.潤滑密封及其它4.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。2.軸承的潤滑軸承采用潤滑油進行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池內的潤滑油通過輸油溝進行潤滑。4.2密封為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應進過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應過大應均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調整，采用密封圈實現(xiàn)密封。端蓋直徑見表3—1。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。4.3其它（1）裝配圖圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機內不許有任何雜物存在，內壁圖上不被機油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側隙的四倍。（4）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應調整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.03~0.008mmF45為0.06~0.12mmF750.08~0.15mm.檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。（6）機內裝N68潤滑油至規(guī)定高度（7）表面涂灰色油漆。5.總結大學以來學了《理論力學》，《材料力學》，《機械原理》，《機械設計》，《互換性與測量基礎》，《工程材料與成型技術基礎》，還真不知道它們有什么用，我能將它們用在什么地方。通過這次課程設計，我發(fā)現(xiàn)以前學的理論基礎課程還不是很牢固，沒有真正聯(lián)系實際。自己設計的數(shù)據(jù)和實踐有很大差距，有的不符合機械設計指導書上的要求，還有就是知識的遺忘性大，不會將所學的知識融會貫通等等。通過這次設計我發(fā)現(xiàn)搞機械設計這一行需要自己有豐富的經驗和牢固的基礎理論知識。這次設計過程中好多內容是參考書上的，很多數(shù)據(jù)的選取都是借鑒書上的數(shù)據(jù)，還有很多數(shù)據(jù)是自己選的不知道何不合理，好多設計的關鍵地方都是在老師的指導下完成的。毫無疑問，我們的設計的內容有好多錯誤的地方。我們設計的減速器也很難經的起實踐的考驗。不過，這次設計畢竟是自己第一次將所學的知識聯(lián)系到實踐中，有很多設計不合理的地方那是必然的。通過這次設計我了解了一些設計的步驟和準則。我們不能違反這些準則否則我們的設計將會出錯。這次設計也培養(yǎng)了我一些良好的習慣比如，設計時要專門準備好草稿紙，在稿紙上一步一步將自己的設計內容寫清楚等。搞機械這一行需要有嚴謹?shù)淖黠L，我這次設計過程中始終記住了這一點。設計過程中有好多數(shù)據(jù)有錯誤或則不合理，但不是很嚴重，好多同學都忽略了。這次我沒有像以前那樣忽略這些小的細節(jié)。在這次設計過程中我還發(fā)現(xiàn)我有些應用軟件如cad,rord等使用起來不是很熟練，機械手冊查起來不熟練等問題，接下來在這些方面我還要進一步的加強?？傊?，這次設計培養(yǎng)了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力。參考文獻參考文獻[1]濮良貴、紀名剛.機械設計.8版.北京：高等教育出版社，2021.5[2]席偉光、楊光、李波.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，2021.[3]吳宗擇、羅圣國.機械設計課程設計手冊.3版.北京：高等教育出版社，2021.

本科生學位論文論多媒體技術在教學中的應用姓名：指導教師：專業(yè)：教育管理專業(yè)年級：完成時間：

論多媒體技術在教學中的應用[摘要]多媒體不再是傳統(tǒng)的輔助教學工具，而是為構造一種新的網(wǎng)絡教學環(huán)境創(chuàng)造了條件，特別是對于教育社會化來說，多媒體網(wǎng)絡是一種更理想的傳播工具。多媒體本身具有：融合性、非線性化，無結構性、相互交涉性、可編輯性、實時性等特點；同時運用在教育教學上又有其特長：利于信息的存儲利用、是培養(yǎng)發(fā)散性思維的工具、促使學習個別化的實現(xiàn)。多媒體在教學中的應用有著多種的形式，它在提高學生學習興趣上有著積極的作用，同時它還能促進學生知識的獲取與保持、對教學信息進行有效的組織與管理、建構理想的學習環(huán)境，促進學生自主學習等多方面的效果。立足未來發(fā)展，利用多媒體網(wǎng)絡技術，開展教學試驗。[關鍵詞]多媒體網(wǎng)絡教學系統(tǒng)資源共享多媒體技術主要指多媒體計算機技術，加工、控制、編輯、變換，還可以查詢、檢索。人們借助于多媒體技術可以自然貼切地表達、傳播、處理各種視聽信息，并具有更多的參與性和創(chuàng)造性。當今多媒體已成為廣泛流傳的名詞，但人們對于它的認識，特別是對于它在教育教學方面如何更好應用，未知的因素還很多。

一、多媒體的教育特長任何一種媒體不管其怎樣先進，它只能是作為一種工具被應用到教育領域，能不能促進教育的改革，。。。。。。應當吸取教訓，加強理論研究，充分認識多媒體的特性及其教育特長，以便更好地在教育領域開發(fā)應用多媒體。

1、多媒體的特性

（1）融合性多種符號系統(tǒng)的融合是多媒體的特性之一，多媒體的這一特性區(qū)別于過去媒體符號系統(tǒng)的單一性或復合性。也就是說多媒體技術不是將符號系統(tǒng)疊加，而是具有整體性的融合。

（2）非線性化，無結構性因為多媒體是在超文本、，其組合結構是固定的、不變的。

（5）實時性多媒體信息中的聲音、活動視瀕、動畫于時間有密切聯(lián)系，對它們進行呈現(xiàn)、交互等集成處理是實時的。在顯示某一主體內容時，其視聽