棒棒糖自動包裝機理糖機構(gòu)傳動裝置設計【含CAD圖紙】

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中國地質(zhì)大學長城學院2012屆畢業(yè)設計 前言 隨著包裝機的廣泛使用，食品的包裝效率得到了很大提升，產(chǎn)量提升得很快。但是，最初使用的包裝機基本上是靠工人手工供料，還是無法根本解決食品的包裝效率問題，工人的工作量并沒有因為包裝機的應用而減少。并且由于是工人手工供料，在一定程度上存在著食品的衛(wèi)生安全問題，這種包裝機被稱為半自動包裝機。自動包裝機的產(chǎn)生在很大程度上解決了工人工作量大的問題。自動包裝機與前者相比，擁有了自動供料及理料裝置，棒棒糖自動包裝機就是自動包裝機的一種。其理糖機構(gòu)能夠通過自身的圓錐形理糖盤的旋轉(zhuǎn)和配有伺服電機的毛刷的配合來將棒棒糖整理為統(tǒng)一姿態(tài)，并且送至輸送機構(gòu)取糖處。在理糖機構(gòu)中，理糖盤是極為關(guān)鍵的部件，本次設計就是為理糖盤的旋轉(zhuǎn)設計傳動裝置。 1設計要求 原始數(shù)據(jù)：理糖盤轉(zhuǎn)速4.3r/min，理糖盤轉(zhuǎn)速允許誤差±5%，工作所需功率0.3kw； 工作條件：室內(nèi)，無塵，三班工作制，要求使用壽命12000h； 動力來源：電力，三相交流，電壓380v； 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 傳動要求：實現(xiàn)水平放置的電動機的垂直轉(zhuǎn)矩通過該設計轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩。 2總體方案分析 由設計要求可知，電動機所輸出的轉(zhuǎn)矩通過減速裝置的傳遞，最終達到將轉(zhuǎn)矩的傳遞方向向上改變90°，并將其傳遞給理糖盤。所以傳動裝置中確定傳動方案為，由電動機輸出轉(zhuǎn)矩，通過聯(lián)軸器與減速裝置的高速軸相連，由高速軸傳遞給低速軸，再由低速軸傳遞給蝸桿軸，最終由蝸輪蝸桿配合，從蝸輪軸將水平轉(zhuǎn)矩輸出給理糖盤，實現(xiàn)其轉(zhuǎn)動。 減速器部分是本設計的重點設計部分，本設計中的減速器是二級圓柱齒輪減速器配合蝸輪蝸桿的復合型減速器。其結(jié)構(gòu)相對簡單，但齒輪的位置不對稱。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端。可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭矩變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。蝸輪蝸桿的配合可以最大程度上增加傳動比，減小齒輪的直徑和加工難度，最高效地實現(xiàn)轉(zhuǎn)矩的傳遞。 3選擇電動機 3.1電動機的類型和結(jié)構(gòu)的選擇 本傳動的工作狀況是：三班制，工作環(huán)境無塵干凈，380v交流電。 根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定選用Y系列全封閉自扇冷式籠形三相異步電動機。 3.2電動機的容量 3.2.1工作機所需功率 由設計要求可知， =0.3kw 3.2.2計算傳動裝置總效率 由于動力經(jīng)過一個傳動副或者運動副就會發(fā)生一次損失，故多級串聯(lián)總效率 公式（1） 本設計中 ————聯(lián)軸器（共兩個） =0.99 ———滾動軸承（共8個） =0.98 ————圓柱齒輪（共2對）=0.96 ————蝸桿傳動 =0.75 將上述各值代入公式（1）中 電動機效率 公式（2） 3.2.3確定電動機 表1 電動機預選方案 方案 電動機型號 滿載轉(zhuǎn)速 總傳動比 1 Y112M2-4 1440 334.88 2 Y90S-6 910 211.63 3 Y132S-4 1440 334.88 由于考慮到傳動方案以及加工成本，所以比較三個方案，選擇方案2比較合適。 4確定傳動比 總傳動比 i=211.63 首先確定蝸輪蝸桿傳動比 所以 由于輸入軸與電動機之間靠聯(lián)軸器連接，所以輸入軸傳動比 考慮到兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比與低速級傳動比 的比值取為1.3。 即 所以 ； 5確定各軸的動力參數(shù) 5.1各軸轉(zhuǎn)速的計算 輸入軸轉(zhuǎn)速 中間軸轉(zhuǎn)速 蝸桿軸轉(zhuǎn)速 蝸輪軸轉(zhuǎn)速 5.2各軸輸入功率的計算 電動機的輸出功率 輸入軸的輸入功率 中間軸的輸入功率 蝸桿軸的輸入功率 蝸輪軸的輸入功率 5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩的計算 公式（3） 將已知條件代入公式（3）中 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 中間軸的轉(zhuǎn)矩 蝸桿軸的轉(zhuǎn)矩 蝸輪軸的轉(zhuǎn)矩 6高速級齒輪設計 6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 6.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動力的傳遞沒有方向的變化以及節(jié)約加工成本，查《簡明機械設計手冊》確定齒輪類型選擇為直齒。 6.1.2齒輪精度選擇 由于棒棒糖自動包裝機屬于一般工作機，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用7級精度。 6.1.3齒輪材料的選擇 小齒輪材料選為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為280HBS。大齒輪材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為240HBS，且兩者硬度差40HBS。 6.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) ; 大齒輪齒數(shù) ，取=81 6.2計算 6.2.1按齒面接觸強度計算 公式（4） 查《機械設計》確定式中各值 載荷系數(shù) ； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ； 齒寬系數(shù) ； 材料的彈性影響系數(shù) ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 通過盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) 確定使用壽命系數(shù) ； ； 確定疲勞許用應力 失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則 將所確定的各值代入公式（4）中， 為便于加工，以及后續(xù)齒輪和軸系的設計，取模數(shù)m=2； 則 確定齒輪寬度及中心距 中心距 齒輪寬度 6.2.2按齒根彎曲強度計算 公式（5） 查《機械設計》確定公式（5）中各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限 確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 確定彎曲疲勞許用應力 確定載荷系數(shù)K 確定齒形系數(shù) 確定應力校正系數(shù) 確定兩齒輪的，并比較大小 比較后，大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（5）中 考慮到便于加工，取m=2 最終確定高速級齒輪參數(shù) 中心距 分度圓 齒輪寬度 7低速級齒輪設計 7.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7.1.1齒輪類型的選擇 考慮到動力的傳遞沒有方向的變化以及加工成本，查《簡明機械設計手冊》確定齒輪類型選擇為直齒。 7.1.2齒輪精度選擇 由于棒棒糖自動包裝機屬于一般工作機，所以理糖盤轉(zhuǎn)速比較低，因此選用7級精度。 7.1.3齒輪材料的選擇 小齒輪材料選為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為280HBS。大齒輪材料選為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為240HBS，且兩者硬度差40HBS。 7.1.4齒輪齒數(shù)選擇 小齒輪齒數(shù) ; 大齒輪齒數(shù) 7.2計算 7.2.1按齒面接觸強度計算 公式（6） 查《機械設計》確定公式（6）中各值 載荷系數(shù) ； 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ； 齒寬系數(shù) ； 材料的彈性影響系數(shù) ； 按齒面硬度確定小齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 按齒面硬度確定大齒輪的接觸疲勞強度極限 ； 通過盈利循環(huán)次數(shù)確定接觸疲勞壽命系數(shù) ； ； 確定解除疲勞壽命系數(shù) 確定疲勞許用應力 失效概率為1%，安全系數(shù)S=1 則， 將所確定的各值代入公式（6）中， 計算圓周速度 計算齒寬 計算齒寬與齒高之比 所以， 查《機械設計》確定載荷系數(shù)K 所以， 按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 計算模數(shù) 7.2.2按齒根彎曲強度計算 公式（7） 查《機械設計》確定式公式（7）各值 確定小齒輪的彎曲疲勞強度極限 確定大齒輪的彎曲疲勞強度極限 確定齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù) 確定彎曲疲勞許用應力，取疲勞安全系數(shù)S=1.4 確定載荷系數(shù)K 確定齒形系數(shù) 確定應力校正系數(shù) 確定兩齒輪的，并比較大小 比較后，確定大齒輪的數(shù)值大。 將各值代入公式（7）中 將模數(shù)元整，取m=2.5 確定最終齒數(shù) 取 所以，最終確定高速級齒輪參數(shù) 分度圓 中心距 齒輪寬度 8蝸輪蝸桿設計 8.1設計條件 根據(jù)要求確定輸入功率 蝸桿轉(zhuǎn)速 傳動比 工作條件：無沖擊、無塵 使用壽命 8.2確定蝸桿傳動的傳動類型以及選擇材料 8.2.1傳動類型 查《機械設計》根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用ZI（漸開線蝸桿）。 8.2.2選擇材料 考慮到蝸桿傳動的功率不大，速度較小，所以蝸桿采用40Cr；因希望效率高些，耐磨性好些，所以蝸桿螺旋齒面要求調(diào)質(zhì)處理，處理后硬度為45~55HRC。蝸輪采用鑄錫磷青銅（ZCuSn10P1）,采用金屬模工藝鑄造。 8.3設計計算 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。 8.3.1按齒面接觸疲勞強度進行設計 確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 查《機械設計》確定下列各值 載荷分布不均勻系數(shù) 使用系數(shù) 動載系數(shù) 載荷系數(shù) 彈性系數(shù) 接觸系數(shù) 基本接觸應力 蝸輪應力循環(huán)次數(shù) 計算壽命系數(shù) 計算許用接觸應力 計算中心距 公式（8） 將各值代入公式（8）中 考慮到方便加工以及后續(xù)的軸系分布設計，取，由于，可確定模數(shù)，蝸桿分度圓直徑，可確定，因此，上述計算結(jié)果可用。 8.3.2蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸 軸向齒距 齒根圓直徑 直徑系數(shù) 分度圓導程角 齒頂圓直徑 蝸桿軸向齒厚 蝸桿頭數(shù) 蝸桿寬度 8.3.3蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪齒數(shù) 變位系數(shù) 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 8.3.4按齒根彎曲疲勞強度校核 公式（9） 根據(jù)公式（9）進行校核 確定當量齒數(shù) 因 所以 確定螺旋角系數(shù) 確定ZCuSn10P1的基本許用彎曲應力 確定壽命系數(shù) 計算齒根彎曲疲勞強度 因為，所以上述設計參數(shù)滿足條件。 9軸上其他零件設計 9.1軸最小直徑的計算及危險軸的校核 9.1.1 輸入軸 材料40Cr(調(diào)質(zhì)處理)，硬度為280HBS，取 A0=107 公式（10） 將各數(shù)值代入公式（10）中 =9.864 mm 取25mm 9.1.2 中間軸 材料40Cr(調(diào)質(zhì)處理)，硬度280HBS，取 A0=110 公式（11） 將各值代入公式（11）中 =15.117mm 取30mm 9.1.3蝸桿軸 材料40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度250HBS，取 公式（12） 將各值代入公式（12）中 =24.105mm 取35mm 9.1.4蝸輪軸 材料40Cr（調(diào)制處理），硬度280HBS，取 公式（13） 將各值代入公式（13）中 取60mm 9.1.5危險軸的校核 根據(jù)數(shù)據(jù)判斷，輸入軸軸為危險軸，所以需要對其進行校核。 圖1 如圖1所示小齒輪受力 =440.176 N 公式（14） =160.211 N 公式（15） 受力分析 由軸的結(jié)構(gòu)圖得 L1=396mm L2=60mm 水平面 由 公式（16） 公式（17） 得 FNH1=21.080N FNH2=139.131N 彎矩 M==8347.68 N·mm 鉛垂面 由 公式（18） 公式（19） 得 FNV1=57.918N FNV2=382.258 N 彎矩 M==22935.528 N·mm 總彎矩 M==32435.735 N·mm 扭矩 T=7438 N·mm 按彎扭合成應力校核軸的強度，計算取α=0.6 公式（20） 將各值代入公式（20）中 =21MPa 之前已選軸材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 70 MPa， 因為 <, 所以輸入軸是安全的。 9.2軸承選擇及校核 9.2.1輸入軸軸承的選擇及校核 由于輸入軸軸承段直徑為25mm，所以根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定輸入軸采用深溝球軸承，軸承代號為6005。 校核過程如下： 輸入軸軸承為6005。 查《簡明機械設計手冊》得基本額定動載荷： C=15.2kN 軸承受到的徑向載荷： F=F=377.1N F=F=981.1N 派生軸向力為：取e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。 因為Fae+Fd2＞Fd1,所以左端軸承1被壓緊，右端軸承2放松。 所以軸向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6005軸承判斷系數(shù) e=0.4。 ＞e 0.4 確定動載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0 取fp=1.1當量動載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因為P112000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.2中間軸軸承的選擇及校核 由于中間軸軸承段直徑為30mm，根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定中間軸采用深溝球軸承，軸承代號為6006。 校核過程如下： 中間軸軸承為6006。 查《簡明機械設計手冊》得基本額定動載荷 C=15.2kN 軸承受到的徑向載荷 F=F=377.1N F=F=981.1N 派生軸向力為：取e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。 因為Fae+Fd2＞Fd1,所以左端軸承1被壓緊，右端軸承2放松。 所以軸向力 Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 6006軸承判斷系數(shù) e=0.4。 ＞e 0.4 確定動載荷系數(shù) X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0 取fp=1.1當量動載荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因為P112000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.3蝸桿軸 由于蝸桿軸軸承段直徑為35mm，根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定蝸桿軸采用角接觸軸承，軸承代號為7007C。 校核過程如下： 蝸桿軸軸承為7007C。 查《簡明機械設計手冊》得基本額定動載荷 C=19.5 kN 軸承受到的徑向載荷 F=F=3042.2N F=F=2354.5N 派生軸向力為：取e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N 兩軸承正裝，由于齒輪為直齒，無軸向力，所以Fae=0。 因為Fae+Fd2P2，所以以軸承1作為壽命計算軸承。 球軸承ε=3 將各值代入公式（21）中 =16765 h >12000h 所以壽命滿足使用要求。 9.2.4蝸輪軸 由于渦輪軸上端軸承段基本沒有軸向載荷，所以根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定蝸輪軸上部才用深溝球軸承，軸承代號為6010；由于蝸輪軸下端同時承受軸向載荷和徑向載荷，所以根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定采用角接觸軸承，軸承代號為7012C。 校核過程如下： 由于蝸輪軸兩端采用不同軸承，但是底部7012C軸承承受絕大部分載荷，所以只對7012C軸承使用壽命進行校核。 查《簡明機械設計手冊》得基本額定動載荷 C=19.5 kN 軸承受到的徑向載荷 F=F=3042.2N 派生軸向力為 取e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N 取Fae=1.5，且Fae+Fd212000h 所以壽命滿足使用要求。 9.3鍵的選擇及校核 9.3.1鍵的選擇 輸入軸 輸入聯(lián)軸器連接鍵：8×7×38 中間軸 大齒輪連接鍵：10×8×28 蝸桿軸 大齒輪連接鍵：12×8×39 蝸輪軸 輸出聯(lián)軸器連接鍵：14×9×40 蝸輪連接鍵：18×11×56 上述各鍵材料均為Q275A。 9.3.2輸入軸上鍵連接強度校核 輸入軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：8×7×38。圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應力=120MPa。 強度計算公式 公式（22） 公式中數(shù)據(jù) = 7.483N·m k=3.5mm l= 38mm d=24 mm 所以 =4.688 MPa 因為 ＜所以滿足強度要求。 9.3.3中間軸鍵連接強度校核 中間軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：10×8×28。圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應力=120MPa。 數(shù)據(jù) =32.96N·m k=4mm l= 28mm d=34 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（22）中 得 =17.311 MPa 因為 ＜所以滿足強度要求。 9.3.4蝸桿軸鍵連接強度校核 蝸桿軸上只有一個鍵連接，聯(lián)軸器鏈接鍵：12×8×39。圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應力=120MPa。 數(shù)據(jù) =103.34N·m k=4mm l= 39mm d=42 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（22）中 得 =31.545MPa 因為 ＜所以滿足強度要求。 9.3.5蝸輪軸鍵連接強度校核 蝸輪軸上有兩個鍵，蝸輪鏈接鍵和輸出聯(lián)軸器鏈接鍵。都為圓頭普通平鍵，材料Q275A,許用壓應 力=120MPa。 蝸輪鏈接鍵尺寸 18×11×40 聯(lián)軸器鏈接鍵尺寸 14×9×56 蝸輪連接鍵 = 968.325N·m k=5.5 mm l= 56 mm d=60 mm 聯(lián)軸器鏈接鍵 = 968.325N·m k=4.5mm l= 40mm d=46 mm 將上述數(shù)據(jù)代入公式（22）中 得 蝸輪鍵連接 =104.797 MPa 聯(lián)軸器鏈接鍵 =110.894 MPa 因為兩個均為 ＜，所以都滿足強度要求。 9.4潤滑方式選擇 9.4.1 軸承潤滑方式選擇 根據(jù)條件可確定潤滑方式為脂潤滑。查 《簡明機械設計手冊》確定潤滑劑為通用鋰基潤滑脂ZL-1。 9.4.2 齒輪潤滑方式選擇 根據(jù)條件查《簡明機械設計手冊》確定齒輪采用浸油潤滑。圓柱齒輪浸入油的深度最低約一個齒高，但不少于10mm，最高不超過三分之一分度圓半徑，大齒輪的齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x≥10mm。 10箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸設計 箱體是減速器的重要組成部件。它是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。在保證強度和剛度的基礎(chǔ)上，因考慮到該傳動裝置用于食品包裝，可以最大限度上較小整體質(zhì)量，所以確定箱座壁厚5mm、箱蓋壁厚5mm、箱蓋凸緣厚度5mm、箱座凸緣厚度5mm。根據(jù)內(nèi)部軸系分布，確定減速器三圍尺寸為：長825mm、寬492mm、高221mm。 結(jié) 論 棒棒糖自動包裝機理糖機構(gòu)傳動裝置的設計已經(jīng)完成，該傳動裝置為一個二級圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器組成的復合式減速器，其輸出功率為0.436kw，能夠滿足設計中的0.3kw的設計要求，其輸出轉(zhuǎn)速為4.3r/min，完全符合設計要求。該傳動裝置的最大特點在于將二級圓柱齒輪減速器與蝸輪蝸桿減速器復合于一個箱體內(nèi)，且最終將電動機輸出的垂直轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)換成水平轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩傳遞給理糖盤，完成其旋轉(zhuǎn)。由于設計要求理糖盤的轉(zhuǎn)速為4.3r/min，切電動機轉(zhuǎn)速偏高，這對傳動比得分配提出了比較大得挑戰(zhàn)。該傳動裝置的這一特點，恰好將這一挑戰(zhàn)迎刃而解，蝸輪蝸桿減速器的應用，最大程度上增加了傳動比，而將這兩者減速器復合于一體，也在最大程度上節(jié)省了空間和設計難度，同時也在一定程度上節(jié)約了加工成本，減少了加工難度，這一點也是與以前類似減速器設計上的創(chuàng)新。該減速器的另一個優(yōu)點是承載能力強，抗沖擊能力大，工作穩(wěn)定，但是這一優(yōu)點也帶來了它的一個缺點，那就是整體質(zhì)量偏大，這也在一定程度上提高了安裝的難度。這一問題會在日后加以解決。 參考文獻 [1] 銀金光 王洪主編 機械設計課程設計 北京：中國林業(yè)出版社，2006 [2] 孔凌嘉 毛謙德主編 簡明機械設計手冊 北京：北京理工大學出版社，2008 [3] 濮良貴 紀明剛主編 機械設計 北京：高等教育出版社，2006 [4] 肖旭霖主編 食品加工機械與設備 北京：中國輕工業(yè)出版社，2000 [5] 鄧星鐘主編 機電傳動控制（第四版） 武漢：華中科技大學出版社，2011 [6] 劉鴻文主編 材料力學Ⅰ（第四版） 北京：高等教育出版社，2003 [7] 高愿軍 熊衛(wèi)東主編 食品包裝 北京：化學工業(yè)出版社，2005 [8] 郭克希 王建國主編 機械制圖 北京：機械工業(yè)出版社，2008 [9] 黃穎為主編 包裝機械結(jié)構(gòu)與設計 北京：化學工業(yè)出版社，2007 [10] 成大先主編 機械設計手冊（單行本）北京：化學工業(yè)出版社，2004 [11] 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Coy, Dennis P. Townsend, Erwin V. Zaretsky Gearing National Aeronautics and Space Administration, Scientific and Technical Information Branch, 1985 致 謝 在本次畢業(yè)設計的過程中，我深深地體會到“萬事開頭難”與“堅持不懈”的真諦。每當遇到困難，沒有動力的時候，我不止一次地感覺到，只要能夠開個頭，只要能夠堅持著一步一步向前走去，哪怕再困難的問題都會迎刃而解。在本次設計中，我的指導教師，牛博英老師給予了我極大的幫助，不僅幫我解決了問題，也開拓了我的設計思路，再次對您致以深深的謝意。 29