立式加工中心工作台设计

目录

1.概述········································································1 1.1技术要求 ............................................................... 1 1.2总体设计方案 ........................................................... 1 2.滚珠丝杠螺母副的选型和计算 .................................................. 1

2.1主切削力及其切削分力计算 ............................................... 1 2.2导轨摩擦力的计算 ....................................................... 2 2.3计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力 ......................................... 2 2.4滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算 ......................................... 3 3.工作台部件的装配图设计 ...................................................... 7 4.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验 ................................................ 7

4.1滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验 ....................................... 7 4.2滚珠丝杆螺母副临界转速的校验 ........................................... 7 4.3滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验 ........................................... 8 5.计算机械传动系统的刚度 ...................................................... 9

5.1机械传动系统的刚度计算 ................................................. 9 5.2滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算 .......................................... 10 6.驱动电动机的选型与计算 ..................................................... 10

6.1计算折算到电动机轴上的负载惯量。 ...................................... 10 6.2计算折算到电动机轴上的负载力矩 ........................................ 11 6.3 计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需力矩.............................. 11 6.4选择驱动电动机的型号 .................................................. 12 7.确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号 ..................................... 15

7.1确定滚珠丝杠螺母副的精度等级 .......................................... 15 7.2滚珠丝杠螺母副的规格型号 .............................................. 15 7.3机械转动系统的误差计算与分析··········································14 8.机械传动系统的动态分析······················································15 9.课程设计总结 ............................................................... 15 10.参考文献 .................................................................. 16

立式加工中心工作台设计

1.概述 1.1技术要求

工作台、工件和夹具总质量m=833kg(重力W=8500N)，工作台行程900mm，工作台快进速度20000mm/min,工作台采用滚动摩擦导轨，动摩擦系数为0.01，静摩擦系数为0.01，工作台定位精度为0.04mm，重复定位精度为0.01mm，机床的工作寿命为20000h。采用伺服电机，额定功率7.5kw，强力切削时铣刀直径125mm，主轴转速300r/min

1.2总体设计方案

为了满足以上技术要求，采取以下技术方案：

（1） 工作台工作面尺寸（宽度×长度）确定为400mm×1200mm。

（2） 工作台导轨采用矩形导轨，在与之相配的动导轨滑动画面上贴聚四氟乙烯导轨板。同

时采用斜镶条消除导轨导向面的间隙，在背板上通过设计偏心轮结构来消除导轨背面与背板的间隙，并在与工作台导轨相接触的斜镶条接触面上和背板接触面上贴膜。

（3） 对滚珠丝杠螺母副采用预紧，并对滚珠丝杠进行拉伸预。 （4） 采用伺服电动机驱动。

（5） 采用膜片弹性联轴器将伺服电动机与滚珠丝杠连接。

2.滚珠丝杠螺母副的选型和计算 2.1主切削力及其切削分力计算 （1）计算主切削力Fz。

根据已知条件，采用端面铣刀在主轴计算转速下进行强力切削（铣刀直径D=125mm），主

轴具有最大扭矩，并能传递主电动机的全部功率，此时铣刀的切削速度为：（已知机床主电动机的额定功率Pm为7.5kw，主轴计算转速n=300r/min。） 根据公式得刀具的切削速度为： v

Dn60

3.14 125 10

60

3

300

m/s 1.96m/s

取机床的机械效率为： m 0.8，则由式得主切削力： Fz

mPE

v

10

3

0.8 7.51.96

10N 3061.22N

3

（2）计算各切削分力

工作台的纵向切削力、横向切削力和垂向切削力分别为

F1 0.4Fz 0.4 3061.22 1224.49N

FC 0.95Fz 0.95 3061.22 2908.16N

FV 0.55Fz 0.55 3061.22 1683.67N

2.2导轨摩擦力的计算

在切削状态下坐标轴导轨摩擦力F 的计算可以查课程设计指导书：

（1）根据式（2-8a）计算在切削状态下的导轨摩擦力F 。此时导轨动摩擦系数 0.01，查表2-3得镶条紧固力fg 2000N,则

F W fg Fv Fc 0.01 8500 2000 1683.67 2908.16 N 150.92N

（2）按式（2-9a）计算在不切削状态下的导轨摩擦力F 0和F0

F 0 F0 W fg 0.01 8500 2000

105N

F0 0(W fg) 0.01 （8500 2000） 105N

2.3计算滚珠丝杠螺母副的轴向负载力

（1）按式（2-10a）计算最大轴向负载力Famax

Famax F1 F (1224.49 150.92)N 1375.41N （2）按式（2-11a）计算最小轴向负载力Fmin

Famin F 0 105N

2.4滚珠丝杠的动载荷计算与直径估算 1）确定滚珠丝杠的导程

根据已知条件取电动机的最高转速nmax 2000r/min得： L0

vmaxin

max

200001 2000

mm 10mm

2）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速和平均载荷 （1）各种切削方式下滚珠丝杠的轴向载荷。

强力切削时的轴向载荷定为最大轴向载荷，快速移动和钻镗定位时的轴向载荷定为最小轴向载荷。一般切削（粗加工）和精细切削（精加工）时，滚珠丝杠螺母副的轴向载荷分别可按下式计算：

FZ Famin 20%Famax,F3 Famin 5%Famin 并将计算结果填入表2

表2 数控机床滚珠丝杠的计算

（2）计算滚珠丝杠螺母副在各种切削方式下的转速ni。

n1 n2

v1L0v2L0v3L0v4L0

0.610 10

0.810 10

110 10

2010 10

3 3 3 3

r/min 60r/minr/min 80r/min

n3 n4

r/min 100r/minr/min 2000r/min

（3）按式（2-17）计算滚珠丝杠螺母副的平均转速nm。

nm

q1100

n1

q210030100

n2 80

50100

qn100

nm

10100

(

10100

2000)r/min 280r/min

60 100

（4）按式（2-18）计算滚珠丝杠螺母副的平均载荷Fm

Fm

3

F1

3

n1q1nm100

3

F2

3

n2nm

Fn

3

3

nnqnnm10080280

30100

110.25

3

3

.41

60280

10100

380.08

100280

50100

105

3

2000280

10100

N

394.78N

3)确定滚珠丝杠预期的额定动载荷Cam

（1）按预定工作时间估算。查表2-28得载荷性质系数fw=1.3。已知初步选择的滚珠丝杠的精度等级为2级，查表2-29得精度系数fa=1，查表2-30得可靠性系数fc=0.44，则由式（2-19）得

Cam

3

ac

394.78 1.3100 1 0.44

8108.84N

60 280 20000

（2）因对滚珠丝杠螺母副将实施预紧，所以可按式（2-21）估算最大轴向载荷。查表2-31得预加载荷系数fe=4.5，则

Cam fe Famax 4.5 1375.41N 6189.35N

（3）确定滚珠丝杠预期的额定动载荷Cam。 取以上两种结果的最大值，Cam＝8108.84N。

4）按精度要求确定允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m

（1）根据定位精度和重复定位精度的要求估算允许的滚珠丝杠的最大轴向变形。 已知工作台的定位精度为40 m，重复定位精度为10 m，根据式（2-23）、式（2-24）以及定位精度和重复定位精度的要求，得

max1=（

max2

1

32

11 （~） 40 m＝（8~10） m 54

max

~

1

） 10 m＝（3.3~5） m

取上述计算结果的较小值，即 =3.3 m。

（2）估算允许的滚珠丝杠的最小螺纹底径d2m。

本机床工作台（X轴）滚珠丝杠螺母副的安装方式拟采用两端固定方式。 滚珠丝杠螺母副的两个固定支承之间的距离为

L＝行程+安全行程+2×余程+螺母长度+支承长度

≈（1.2~1.4）行程+（25~30）L0

取L＝1.3×行程+30L0≈（1.3×900+30×10）mm＝1470mm 又F0=105N，由式（2-26）得 d2m 0.078

F0L

0.078

1470 105

3.3

mm 16.87mm

max

5）初步确定滚珠丝杠螺母副的规格型号

根据计算所得的L0、Cam、d2m，初步选择FFZD型内循环垫片预紧螺母式滚珠丝杠螺母副FFZD4010-3（见本书附录A表A-3），其公称直径d0、基本导程L0、额定动载荷Ca和丝杠直径d2如下：

d0=40mm， L0=10mm Ca=30000N＞Cam=8108.84N d234.3mm＞d2m=16.87mm 故满足式（2-27）的要求。

6）由式（2-29）确定滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp Fp=Fmax 1375.41N＝458.47N

3

3

1

1

7）计算滚珠丝杠螺母副的目标行程补偿值与预紧拉力n

（1）按式（2-31）计算目标行程补偿值 t。

已知温度变化值△t=2℃，丝杠的膨胀系数α=11 10 6 m/℃，滚珠丝杠螺母副的有效行程 Lu＝工作台行程+安全行程+2×余程+螺母长度 ＝（900+100+2×20+146）mm＝1186mm

故 t＝11△tLu×10-6＝11×2×1186×10-6mm＝0.26mm

（2）按式（2-32）计算滚珠丝杠的预拉伸力Ft。

已知滚珠丝杠螺纹底径d2=27.3mm，滚珠丝杠的温升变化值△t=2℃，则 F=1.81△td22=1.81×2×34.3×34.3=4258.89N

t

8）确定滚珠丝杠螺母副支承用轴承的规格型号

（1）按式（2-33）计算轴承所承受的最大轴向载荷FBmax。

FBmax Famax 1375.41N

（2）计算轴承的预紧力FBp。 FBP

13FBmax

13

458.47N

（3）计算轴承的当量轴向载荷FBam。

FBam FBP Fm 458.47 394.78 853.25N

（4）按式（2-15）计算轴承的基本额定动载荷C。

已知轴承的工作转速n=nm=280r/min，轴承所承受的当量轴向载荷FBam=853.25N，轴承的基本额定寿命L=20000h。轴承的径向载荷Fr和轴向载荷Fa分别为 Fr FBamcos600 853.25 0.5 426.625N Fa FBamsin600 853.25 0.87 742.33N

因为故

P XFr YFa 1.9 426.625 0.54 742.33 1211.45N C

P100

FaFr

742.33462.625

1.60 2.17，所以查表2-25得，径向系数X=1.9，轴向系数Y=0.54，

60nL

h

1211.45100

3

60 280 20000 8422.06N

（5）确定轴承的规格型号。

因为滚珠丝杠螺母副拟采取预拉伸措施，所以选用60°角接触球轴承组背对背安装，以

组成滚珠丝杠两端固定的支承形式。由于滚珠丝杠的螺纹底径d2为34.3mm，所以选择轴承的内径d为30mm，以满足滚珠丝杠结构的需要。

在滚珠丝杠的固定端端选择国产60°角接触球轴承两件一组背对背安装，组成滚珠丝杠的两端固定支承方式。轴承的型号为760206TNI/P4DFA，尺寸（内径×外径×宽度）为30mm×62mm×16mm，选用脂润滑。该轴承的预载荷能力FBP'为1450N，大于计算所得的轴承预紧力

FBP

=458.47N。并在脂润滑状态下的极限转速为2200r/min，高于滚珠丝杠的最高转速

nmax=2000r/min，故满足要求。该轴承的额定动载荷为C'=26000N，而该轴承在20000h工作

总寿命下的基本额定动载荷C=8422.06N，也满足要求。 3.工作台部件的装配图设计

将以上计算结果用于工作台部件的装配图设计。 4.滚珠丝杠螺母副的承载能力校验 4.1滚珠丝杆螺母副临界压缩载荷的校验

工作台的滚珠丝杆支承方式采用预拉伸结构，丝杠始终受拉而不受压。因此，不存在压杆不稳定问题。

4.2滚珠丝杆螺母副临界转速nc的校验

1.滚珠丝杠螺母副临界压缩载荷Fc的校验

根据图1得滚珠丝杠螺母副的最大受压长度L1=1066mm，丝杠水平安装时，K1=1/3，查表2-44得K2=2，由式2-35得：

Fc=K1K2

d2L

4

21

×105=×2×

3

134.31066

4

2

×105=81202.76N

本工作台滚珠丝杠螺母副的最大轴向压缩载荷为Famax=1375.41N，远小于其临界压缩载荷Fc的值，故满足要求。

2.根据图1可得滚珠丝杆螺母副临界转速的计算长度L2=1080mm。已知弹性模量E=2.1 105MPa，材料密度 2-44查得 4.73

滚珠丝杆的最小惯性矩为 I

64d2

4

1g

7.8 10

5

N/mm3，重力加速度9.8，安全系数K1=0.8。由表

3.1464

34.3mm

44

67908.82mm

4

滚珠丝杆的最小截面积为 A

4d2

2

3.144

34.3mm

22

923.54mm

2

故可由公式得：

nc K1

60 2 L

222

EI

A

0.8

60 4.73

2

2

2.1 10 67908.82 9.8 10

7.8 10

-5

53

2 3.14 1080 923.54

r/min=4451r/min

本工作台滚珠丝杆螺母副的最高转速为2000r/min，远远小于其临界转速，故满足要求。 4.3滚珠丝杆螺母副额定寿命的校验

滚珠丝杆螺母副的寿命，主要是指疲劳寿命。它是指一批尺寸、规格、精度相同的滚珠丝杠在相同的条件下回转时，其中90%不发生疲劳剥落的情况下运转的总转速。

查附录A表A-3得滚珠丝杆额定动载荷Ca 30000N，运转条件系数fw 1.2，滚珠丝杆的动载荷Fa Fmax 1375.41N，滚珠丝杆螺母副转速n=nmax 2000r/min

L (

CaFafwL60n

) 10

3

6

（

9

300001375.41 1.2

） 10r 6 10r

369

即：

Lh

6 10

60 2000

h 50042.87h

一般来讲，在设计数控机床时，应该保证滚珠丝杆螺母副的总时间寿命Lh 20000h，故满足要求。

5.计算机械传动系统的刚度 5.1机械传动系统的刚度计算 (1)计算滚珠丝杆的拉压刚度KS。

本工作台的丝杠支承方式为一端固定，一端游动。由图1可知，滚珠丝杠的螺母中心位于滚珠丝杠的两支承的中心距离a=LY时，滚珠丝杠螺母副具有最小拉压刚度Ksmin，由（2-43a）得：

Ksmin 1.65 10

2

d2L

2

1.65 10

2

34.3

2

1066

N/ m 182.1N/ m

当a=LJ=166mm时，滚珠丝杆螺母副具有最大拉压刚度Ksmax计算得：

Ksmax

d2E4Lj

2

10

-3

1.65 10

2

34.3166

2

N/um 1162.59N/um

(2)计算滚珠丝杠螺母副支撑轴承的刚度Kb。

已知轴承的接触角ß=60，滚动体直径dQ=7.144mm，滚动体个数Z=17,轴承的最大轴向工作载荷FBmax= 4946.6N,由表2-45，表2-46得

K

53dZ2Fsin QBmax= 2×2.34×b

=2×2.34×37.144 172 1375.41 sin5600N/ m 542.52N (3)计算滚珠与滚道的接触刚度Kc。

查附录Ａ 表Ａ－３得滚珠与滚道的接触刚度K=973N/um，额定动载荷Ca=30000N，滚珠丝杠上所承受的最大轴向载荷Famax=1375.41N，故由式（2-46）得

Kc=K（

Famax0.1Ca

1

)3=973×(

1375.410.1 30000

1

)3N/um=750.27N/um

(4) 计算进给传动系统的综合拉压刚度K。

由式（2-47a）得进给传动系统的综合拉压刚度的最大值为

1Kmax

1Ksmax

1Kb

1Kc

11162.59

1542.52

1750.27

0.004

故Kmax=250N/μm

由式（2-47b）得进给传动系统的综合拉压刚度的最小值为

1Kmin

1Ksmin

1Kb

1Kc

1182.1

1542.52

1750.27

0.0087

故Kmin=115N/μm

5.2滚珠丝杠螺母副扭转刚度的计算

由图4-1可知，扭矩作用点之间的距离L2= 1348 mm。已知剪切模量G=8.1 104 Mpa,滚珠丝杠的底径d2=34.3 10 3m。由式（2-48）得

K =

d4G32L2

2

= 8161.15N m/rad

6.驱动电动机的选型与计算

6.1计算折算到电动机轴上的负载惯量。 (1)计算滚珠丝杠的转到惯量Jr。

已知滚珠丝杠的密度 =7.8 10 3kg/cm3,由式(2-63)得: Jr

32

n

DLj 0.78 10

4j

3

D

j 1

4jLj

4

4

4

4

0.78 10

3

(4.8 2.5 8.7 3 88 3 3 9)

2

18.84kg cm

(2)计算联轴器的转动惯量J0

J0= 0.78 10 3D4L =0.78 10 3 (64-34) 7.8kg/cm3=7.39kg/cm3 (3)折算到电动机轴上的移动部件的转动惯量JL的计算

已知机床执行部件（即工作台、工件和夹具）的总质量m=833kg，电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=1cm，则由式（2-65）得

JL

1 L

m )kg.cm 833 (

2 3.14 2

2

2

2

21.12kg.cm

(4)加在电动机轴上总的负载转动惯量Jd的计算

Jd=Jr+JL+J0=(18.84+7.39+21.12)kg cm2=47.35kg cm2 6.2计算折算到电动机轴上的负载力矩 (1)计算切削负载力矩Tc。

已知在切削状态下坐标轴的轴向负载力Fa=Fmax=1375.41N,电动机每转一圈，机床执行部件在轴向移动的距离L=10mm=0.01m,进给传动系统的总效率η=0.90，由式（2-54）得 Tc=

FaL2

=

1375.41 0.012 3.14 0.90

N m

=2.43N m

(2)计算摩擦负载力矩T 。

已知在不切削状态下坐标轴的轴向负载力（即为空载时的导轨摩擦力）F 0=105N，由式（2-55）得T =

F 0L2

=

105 0.012 3.14 0.90

N m=0.186N m

(3)计算由滚珠丝杠得预紧而产生的附加负载力矩Tf。

已知滚珠丝杠螺母副的预紧力Fp=458.47N，滚珠丝杠螺母副的基本导程L0=10mm=0.01mm，滚珠丝杠螺母副的效率 0=0.94，由式（2-56）得 Tf=

FpL02

1

2

458.47 0.012 3.14 0.90

(1 0.94)N.m 0.094N.m

2

6.3 计算坐标轴折算到电动机轴上的各种所需力矩 （1）计算线性加速度力矩Ta1。

已知机床执行部件以最快速度运动时电动机的最高转速nmax=2000r/min，电动机的转动惯量Jm=62kg cm2，坐标轴的负载惯量Jd=47.35kg cm2，进给伺服系统的位置环增益

ks=20Hz，加速时间ta=

3ks

=

320

s=0.15s，由式（2-58）得

Ta1

2 nmax60 980ta

Jm Jd 1 e

ksta

20 0.15

2 3.14 200060 980 0.15

(62 47.35) (1 e)kgf.cm

144.072kgf.cm 14.12N.m

（2）计算阶跃加速力矩。 已知加速时间ta

1ks

120

s 0.05s，由式（2-59）得

Tap

2 nmax60 980ta

Jm

Jd

2 3.14 200060 980 0.15

(62 47.35)kgf.cm

466.98kgf.cm 45.76N.m

（3）计算坐标轴所需的折算到电动机轴上的各种力矩。 1)按式(2-61)计算线性加速时空载启动力矩Tq

Tq Ta1 (Tu Tf) (14.12 0.186 0.094)N.m 14.4N.m 2)按式(2-61)计算线性加速时空载启动力矩Tq'

Tq' Tap (Tu Tf) (45.76 0.186 0.094)N.m 46.04N.m 3)按式(2-57a)计算快进力矩TKJ

TKJ (Tu Tf) (0.186 0.094)N.m 0.28N.m 4)按式(2-57a)计算工进力矩TGJ

TGJ (Tc Tf) (2.43 0.094)N.m 2.524N.m 6.4选择驱动电动机的型号 (1)选择驱动电动机的型号

根据以上计算和表2-47，选择日本FANUC公司生产的a12/3000i型交流伺服电机为驱动电机。主要技术参数如下：额定功率，3kW,最高转速,3000r/min，额定力矩，12N.m,转动惯

量，62kg.cm2,质量,18kg。

交流伺服电动机的加速力矩一般为额定力矩的5~10倍。若按5倍计算，则该电动机的加速力矩为60N.m，均大于本机床工作台的线性加速时所需的空载启动力矩Tq 14.4N.m以及阶跃加速时所需的空载启动力矩Tq' 46.04N.m，因此，不管采用何种加速方式，本电动机均满足加速力矩要求。

该电动机的额定力矩为12N.m，均大于本机床工作台快进时所需的驱动力矩

TKJ 0.28N.m

以及工进时所需的驱动力矩TGJ 2.524N.m，因此，不管是快进还是工进，本

电动机均满足驱动力矩要求。 (2)惯量匹配验算。

为了使机械传动系统的惯量达到较合理的匹配，系统的负载惯量Jd与伺服电动机的转动惯量Jm之比一般应满足式(2-67)，即0.25

JdJm

47.3562

JdJm

1,而在本例中

0.76 [0.25,1]，故满足惯量匹配要求。

7.机械传动系统的动态分析 7-1机械传动系统的动态分析

已知滚珠丝杠螺母副的综合拉压刚度K0 Kmin 115 106N/mm，而滚珠丝杠螺母副和机床执行部件的等效质量md m

m 833kgms

13ms

，则

4

4 110.5 7.8 10

2 3

kg 10.83kg

m m m (833 1 10.83) 836.61kg

ds

3

3

nc

K0md

.94 10836.61

6

rad/s 370.66rad/s

7-2.计算扭矩振动系统的最低固有频率 nt

计算到滚珠丝杠上的系统总当量转动惯量为： Js Jr J0 (18.84 7.39)kg cm

3

26.23kg cm

3

0.0026kg cm

3

已知丝杠的扭转刚度Ks K 8161.15N m/rad

nt

KsJs

8161.150.0026

rad/s 1771.7rad/s

由以上计算可知，丝杠-工作台纵向振动系统的最低固有频率 nc 370.66rad/s，扭转振动系统的最低固有频率 nt 1771.7rad/s都比较高，一般按 n 300rad/s的要求来设计传动系统的刚度，故满足要求。

7.3机械转动系统的误差计算与分析 1.计算机械转动系统的反向死区

已知进给转动系统的最小综合拉亚刚度Kmin 115 106N/mm， 导轨的静摩擦力F0 105N，则由式（2 52）得

2

2F0Kmin

10

3

2 105115 10

6

10

3

1.83 10

3

mm

即 1.83 m 3.3 m，故满足要求。

2.计算机械转动系统由综合拉压刚度变化引起的定位误差 kmax 由式（2-53）得

103 kmax F0 KKmax min

11 3

105 10mm 0.0049mm66

250 10 115 10

11

即 kmax 0.49 m 8 m，故满足要求。 3.计算滚珠丝杠因扭转变形产生的误差

（1） 计算由快速进给扭矩TKJ 280N mm引起的滚珠丝杠螺母副的变形量 。已知负载

力矩T TKJ 280N mm，由图4-2得扭矩作用点之间的距离L2 1348mm，丝杠底径d2 34.3mm，由式（2-49）得：

7.21 10

2

TL2d

42

7.21 10

2

240 134834.3

4

0.02

（2） 由扭转变形量 引起的轴向移动滞后量 将影响工作台的定位精度。由式（2-50）

得：

L0

360

10

0.02360

mm 0.0056mm 0.56 m

8.确定滚珠丝杠螺母副的精度等级和规格型号 1．确定滚珠丝杠螺母副的精度等级

本机床工作台采用半闭环系统，V300p、ep应满足下列要求：

V300

p

0.8 (定位精度

kmax ) 0.8 (40 1.3 0.56) m 30.5 m

ep 0.8 (定位精度 kmax ) 30.5 m

滚珠丝杠螺母副拟采用的精度等级为二级，查表2-20得V300p 8 m 30.5 m，查表2-21得，当螺纹长度为1150mm时，ep 18 m 30.5 m故满足设计要求。 2.滚珠丝杠螺母副的规格型号

滚珠丝杠螺母副的规格型号为FFZD4010-3，其具体参数如下。公称直径与导程：40mm,10mm;螺纹长度:1150mm;丝杠长1405mm;类型与精度:P类，2级精度。 9.课程设计总结

在这次的课程设计中，学到了一些除技能以外的其他东西，领略到了别人在处理问题时显示出的优秀品质，更深切的体会到人与人之间的那种相互协调合作的机制，最重要的还是自己对一些问题的看法产生了良性的变化，尤其是在互相的合作中。

课程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。