喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763================= 喜歡就充值下載吧，，資源目錄下展示的全都有，，下載后全都有，dwg格式的為CAD圖紙，有疑問咨詢QQ：414951605 或1304139763================= 目錄 前言 1 1課程設(shè)計目的和意義 2 2課程設(shè)計的任務(wù) 2 3主傳動的運動設(shè)計 2 3.1轉(zhuǎn)速圖設(shè)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(shè)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 臥銑、銑削，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(fù)雜工件，具有直線插補、圓弧插補各種補償功能，并在復(fù)雜零件的批量生產(chǎn)中發(fā)揮了良好的經(jīng)濟效果。 25 1課程設(shè)計目的和意義 目的： 1.根據(jù)課堂講授內(nèi)容，學(xué)生做相應(yīng)的自主練習(xí)，消化課堂所講解的內(nèi)容。 2.通過調(diào)試典型例題或習(xí)題積累調(diào)試程序的經(jīng)驗。 3.通過完成輔導(dǎo)教材中的編程題，逐漸培養(yǎng)學(xué)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(xué)的都是基礎(chǔ)理論知識，對于如何用程序語言來描述所學(xué)知識還是有一定難度。通過課程設(shè)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(shè)計能直接有效地訓(xùn)練學(xué)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(xué)生有條不理的構(gòu)思。 3.有利于培養(yǎng)嚴(yán)謹(jǐn)認真的學(xué)習(xí)態(tài)度，在程序設(shè)計過程里，當(dāng)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(dǎo)致錯誤，從而無法得出運行結(jié)果。那么，這個我們反復(fù)調(diào)試，反復(fù)修改的過程，其實也是對我們認真嚴(yán)謹(jǐn)治學(xué)的一個鍛煉。 數(shù)控機床主傳動系統(tǒng)設(shè)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28r/min，電動機額定轉(zhuǎn)速為1450r/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(shè)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(yīng)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(yīng)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(yīng)選用Z=××這一方案，然而對于我們所設(shè)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(dān)。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(fù)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: 該銑床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“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(biāo)準(zhǔn)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(yīng)的點，連接對應(yīng)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 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 3） 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。 =1450r/min 3）分配降速比: 該銑床主軸傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動組其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比分配應(yīng)“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=/ =28/1450 3.2 齒輪齒數(shù)的確定 1. 用計算法確定第一個變速組中各齒輪的齒數(shù) Zj+Zj’= Zj/Zj’ =uj 其中 Zj——主動齒輪的齒數(shù) Zj’——被動齒輪的齒數(shù) uj——一對齒輪的傳動比 ——一對齒輪的齒數(shù)和 為了保證不產(chǎn)生根切以及保證最小齒輪裝到軸上或套筒上具有足夠的強度，最小齒輪必然是在降速比最大的傳動副上出現(xiàn)。 把Z1的齒數(shù)取大些： 當(dāng)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(shè)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(biāo)準(zhǔn)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(shè)計）中選取。 一般在主傳動中，最小齒數(shù)應(yīng)大于18～20。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應(yīng)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(yīng)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(shè)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)，故取（）最小的齒輪進行計算，然后取標(biāo)準(zhǔn)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(biāo)準(zhǔn)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各傳動軸計算轉(zhuǎn)速的確定： 各軸的計算轉(zhuǎn)速的確定 主軸計算轉(zhuǎn)速確定后，就可以從轉(zhuǎn)速圖上得出各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速，對于上述轉(zhuǎn)速圖可得各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速如下： Ⅰ軸的計算轉(zhuǎn)速：N1=750r/min, Ⅱ軸的計算轉(zhuǎn)速：N2=300r/min 3.5估算各傳動軸軸徑： 根據(jù)傳動軸傳動的功率大小，用扭轉(zhuǎn)剛度公式進行初步的計算。 （3.1） 由于各傳動軸屬于一般傳動軸，所以取[]，所對應(yīng)的，電動機的額定功率P=7.5KW. （1）Ⅰ軸軸徑的估算 Ⅰ軸上安裝一平鍵，所以取K=1.05 η1=η帶η軸承η齒輪2=0.96X0.99X0.992=0.93, N1=750r/min,求得d1≥33.1，圓整取直徑d1=35mm. （2）Ⅱ軸軸徑的估算 由于Ⅱ軸為花鍵軸，所以取K=0.93 η2=η1η軸承η齒輪3=0.93X0.99X0.993=0.89， N2=300r/min,求得d2≥36.57,圓整后取直徑d2=40mm. (3)主軸軸徑的估算 主軸前軸徑的尺寸D1，根據(jù)電動機的額定功率P=7.5KW，D1應(yīng)在90~120之間， 取D1=95mm。則后軸徑為: 圓整后取主軸直徑D2=75mm. 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(yīng)力或彎曲應(yīng)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(yīng)力σj=1250MP，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(biāo)準(zhǔn)值m1=3 （2）第二變速組： N1=300r/min；Z2=25；=0.3； 取標(biāo)準(zhǔn)值m2=4 2．皮帶輪的設(shè)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(dāng)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(yù)緊力小。繩芯結(jié)構(gòu)帶體較柔軟，曲撓疲勞性好。其應(yīng)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 (1)設(shè)計功率的確定： 查得工況系數(shù)KA=1.2 (2)選定帶型： 根據(jù)Pd=9KW和N1=1450r/min 確定為B型。 (3)傳動比： 根據(jù)轉(zhuǎn)速圖知,傳動比為1：2 (4) 確定小帶輪基準(zhǔn)直徑： 參考表取dd1=125mm, (5)確定大帶輪直徑 取標(biāo)準(zhǔn)值dd2=250mm. (6) 驗算帶速： 因為帶速V=9.817m/s在[V]=5-25m/s之間,所以經(jīng)濟耐用。 (7) 初定帶輪軸中心距ɑ0： 得： 即： 初取a0=500mm. (8) 確定帶基準(zhǔn)長度Ld0： 選取基準(zhǔn)長度Ld0=1600mm (9) 計算實際軸間距ɑ： 取標(biāo)準(zhǔn)值ɑ=500mm 安裝時所需最小軸間距： 張緊或補償伸長所需最大軸間距： (10) 驗算小帶輪包角： 所以小帶輪包角合適。 (11)單根V帶的基本額定功率P1： 根據(jù)dd1=140mm和N1=1450r/min查得B型V帶的基本額定功率P1=2.82KW。 (12)單根V帶的額定功率增量： 考慮到傳動比的影響，額定功率的增量由表查得： ΔP=0.7.5KW (13) 計算帶的根數(shù)： 取Z=5根。 (14) 單根V帶的預(yù)緊力： (15)作用在軸上的力： (16)帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 由表可查得， ， ， 3.機床零件的驗算 3.1傳動軸的驗算 (1)根據(jù)理論力學(xué)，Ⅱ軸受力分析如圖3.1所示： 圖3.1Ⅱ軸受力分析 簡化Ⅱ軸為簡支梁如圖3.2所示： 圖3.2Ⅱ軸簡化圖 (2).計算撓度 P額=7.5KW, η1=η帶η軸承η齒輪2=0.96X0.99X0.992=0.93 η2=η1η軸承η齒輪3=0.93X0.99X0.993=0.89 P2=P額*η2=9.79KW N·mm ∴ 由公式 （3.1） N N 由公式 （3.2） N N 由于Ⅱ軸Ⅰ軸不處于同一平面，所以先建一個直角坐標(biāo)系，將以上各力投影到坐標(biāo)軸上，再進行受力分析，如圖4-3所示。 ①簡支梁C段計算圖如圖3.3所示： 由圖可知， a1=140mm b1=160mm l=300mm 圖3.3簡支梁C段計算圖 =-0.1078mm =-0.0647mm ②簡支梁B段計算圖如圖3.4所示 圖3.4簡支梁B段計算圖 由圖可知 a2=90mm ，b2=210mm，l=300mm =0.1023mm =-0.054mm mm ∵軸的許用撓度 而 ，所以軸的撓度合格。 （3）計算偏轉(zhuǎn)角 = =-0.000106 rad = =-0.000066 rad =- =0.00011 rad =- =-0.000042 rad ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉(zhuǎn)角許用值 而 所以偏轉(zhuǎn)角合格。 ∴ ∴ 因為裝向心球軸承處的偏轉(zhuǎn)角許用值 又 所以偏轉(zhuǎn)角合格。 對于三支承軸可用虛位移法。即首先假設(shè)沒有中間承，求出中間支承處的撓度。再假設(shè)中間支承處作用一個外力，在其作用下中間支承處撓度恢復(fù)為零。則這個力就是中間支承處的反力。求出中間支承處的反力后，就可按靜定問題處理。 3.2　齒輪的驗算 　　驗算變速箱中的齒輪強度，應(yīng)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(yīng)力和彎曲應(yīng)力驗算。一般對高速傳動的齒輪驗算齒面接觸應(yīng)力，對低速傳動的齒輪驗算齒根彎曲應(yīng)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(yīng)力。 接觸應(yīng)力的驗算公式為 （3.3） 彎曲應(yīng)力的驗算公式為： 　 　　　　　　　　　　　　 （MPa） （3.4） 式中 P——齒輪傳遞的功率（kW）；Ｐ＝Pd×η, 　　　 Pd——電動機的額定功率（kW）； 　　 η——從電動機到所計算齒輪的機械效率； 　　　　 nj——齒輪的計算轉(zhuǎn)速； 　　　　 m——初算的齒輪模數(shù)； 　　 　　 b——齒寬(mm); 　　 　　 Z——小齒輪齒數(shù); 　　　 　 U——大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比，u≥1，“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合； KS ——壽命系數(shù)；KS=KTKnKPKa KT ——工作期限系數(shù)： T ——齒輪在機床工作期限（TS）內(nèi)的總工作時間（ h ），對于中型機床的齒輪取TS =14500～20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T=TS/p ，p為變速組的傳動副數(shù)； n1 ——齒輪的最低轉(zhuǎn)速(r/min)； C0——基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù)。 m——疲勞曲線指數(shù)。 Kn——速度轉(zhuǎn)化系數(shù)。 Kp——功率利用系數(shù)。 Ka——材料強化系數(shù)。 KS 的極限值KSmax，KSmin查表可得，當(dāng)KS ≥ KSmax時，則取KS= KSmax； 當(dāng) KS ≤ KSmin 時，取KS = KSmin ； KA ——工作情況系數(shù)，中等沖擊的主運動，取KA=1.2～1.6； KV——動載荷系數(shù)，查表。 ——齒向載荷分布系數(shù)。 Y——標(biāo)準(zhǔn)齒輪齒形系數(shù)，查表。 [σH ] ——許用接觸應(yīng)力（MPa）。 [σF ] ——許用彎曲應(yīng)力（MPa）。 如果驗算結(jié)果和不合格時，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。 驗算Ⅰ軸上Z=30，m=2.5mm的齒輪 （1）齒輪接觸應(yīng)力的計算 由 校核齒輪的接觸應(yīng)力。 （3.5） 其中：，，，，， 由公式 來確定 （3.6） 由表查得 ， 而 由轉(zhuǎn)速圖知 由表得 ，由表得，由表得 由表確定，由表得 ，由表得 ，由表得 ，最后取 則： （3.7） 所以，齒輪的接觸應(yīng)力滿足要求。 （2）齒輪彎曲應(yīng)力的驗算 由公式 進和計算 （3.8） 其中：，， 由表可求得 由表可知，由表可知，由表可知 取 則： （3.9） 所以，彎曲應(yīng)力滿足要求。 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(yīng)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=10000～14500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(shè)計手冊》查取，單位為(kgf)時應(yīng)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（銑床、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(shè)計手冊》2上表4.9—13； P——當(dāng)量動載荷，按《機床設(shè)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(shè)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(shè)計真的可以說是學(xué)習(xí)到了很多，這次的數(shù)控機床課程設(shè)計可以說是從零開始的一個狀態(tài)，因為之前的高級應(yīng)用課程是考查課的原因而沒有好好學(xué)習(xí)，所以才在這次課設(shè)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(shè)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(xué)習(xí)，還是學(xué)到了不少的知識！不僅糾正了課程學(xué)習(xí)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(xué)習(xí)的過程中有失敗，當(dāng)然也有困惑，有成功，當(dāng)然就有喜悅。雖然只是課程設(shè)計，但我拿出了自己的全部精力去對待，能學(xué)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(xué)問也是做人，再作學(xué)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(xué)，然后知不足”！希望這次學(xué)習(xí)只是我學(xué)習(xí)數(shù)控機床的開始，也算是啟蒙吧！我必將更加努力的學(xué)習(xí)它完善自己。我想這就是我學(xué)習(xí)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(shè)計(第九版)>.北京：高等教育出版社，2860.8-2013.5 [2]樣裕根，諸世敏.現(xiàn)代工程圖學(xué)（第三版）.北京：北京郵電大學(xué)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(xué)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