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姓名： 伏廣超 學(xué)校全稱：南通理工學(xué)院
學(xué)歷：大專
專業(yè)： 機(jī)械制造自動化
畢設(shè)要求：設(shè)計圖紙那邊把我學(xué)校名稱，還有我名字填進(jìn)去就好
題目： 秸稈打包機(jī)
字?jǐn)?shù)：5000至8000
設(shè)計圖要求：AUTOCAD的2008版 2個部位的圖（2,3張） 以及整圖1張
畢設(shè)重點(diǎn)要求：
1、 輸送設(shè)備的設(shè)計
2、進(jìn)帶機(jī)構(gòu)的設(shè)計
完成時間：3月1號之前
不能和老設(shè)計一樣 要分析下 做不一樣 老設(shè)計被老師否定了
1 南通理工學(xué)院 畢 業(yè) 設(shè) 計 論 文 秸稈打包機(jī)設(shè)計裝置 所 在 學(xué) 院 南通理工學(xué)院 專 業(yè) 機(jī)械制造自動化 班 級 姓 名 伏廣超 學(xué) 號 指 導(dǎo) 老 師 2 目錄 摘要 4 前言 5 1 秸稈打包機(jī)總體方案設(shè)計及選擇 6 1 1 方案分析及設(shè)計要求 6 1 2 設(shè)計思路 7 1 3 方案比較與選擇 7 1 3 1 液壓驅(qū)動壓緊打包 7 1 3 2 轉(zhuǎn)動推送電動驅(qū)動方式 7 2 材料分析 7 2 1 工作原理 8 2 2 特點(diǎn) 8 3 設(shè)計計算 9 3 1 減速電機(jī)的選擇 9 3 1 1 電動機(jī)類型的選擇 9 3 1 2 電動機(jī)電壓和轉(zhuǎn)速的選擇 9 3 1 3 電動機(jī)型號規(guī)格的選擇 9 3 2 減速器的選擇 10 3 2 1 按強(qiáng)度選用減速器 11 3 2 2 計算功率 1cP 11 3 2 3 校核熱功率 12 3 3 鏈傳動裝置的設(shè)計計算 12 3 3 1 滾子鏈傳動設(shè)計的計算 12 3 3 2 選擇鏈輪齒數(shù) 13 3 3 3 選取鏈節(jié)數(shù)和鏈型號 13 3 3 4 確定實(shí)際中心距 14 3 3 5 計算作用軸上載荷 15 3 3 6 滾子鏈的耐疲勞工作能力計算 15 3 4 滾子鏈鏈輪 16 3 4 1 主動鏈輪的齒形設(shè)計 16 3 4 2 軸面齒廓尺寸 17 3 4 3 鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸 18 3 4 4 從動鏈輪的齒形設(shè)計 19 3 4 5 軸面齒廓尺寸 20 3 4 6 鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸 20 3 5 齒輪齒條傳動裝置的設(shè)計計算 21 3 5 1 齒輪類型和精度等級 21 3 5 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 21 3 5 3 校核計算 22 3 3 5 4 確定傳動主要尺寸 23 3 5 5 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 24 3 6 軸的設(shè)計計算 25 3 6 1 齒輪軸的設(shè)計計算 25 3 6 2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 26 3 6 3 軸的強(qiáng)度計算 26 3 6 4 主動鏈輪軸的設(shè)計計算 27 3 7 進(jìn)料口 27 3 8 軸承與聯(lián)軸器的選取 28 3 8 1 軸承類型的選取 28 3 8 2 聯(lián)軸器的選取 29 3 8 3 鍵的選取與計算 29 3 9 標(biāo)準(zhǔn)件的選取 30 4 密封與潤滑 31 4 1 潤滑 31 4 2 密封 31 5 液壓裝置的設(shè)計 32 5 1 執(zhí)行元件速度和載荷 32 5 2 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 35 設(shè)計總結(jié) 36 參考文獻(xiàn) 37 致謝 38 4 摘要 本文根據(jù)秸稈的形狀和性能 并查閱大量的相關(guān)資料 結(jié)合實(shí)際情況 設(shè)計出秸稈 回收設(shè)備 包括壓緊機(jī)構(gòu) 輸送裝置及其重要構(gòu)件 本文首先介紹了輸送打包設(shè)備及其 技術(shù)目前的發(fā)展?fàn)顩r和趨勢 輸送打包設(shè)備的種類和工藝參數(shù) 然后分析各種秸稈的物 理性能 并根據(jù)其性能和所要求的輸送和打包效果 提出輸送裝置和秸稈打包機(jī)的結(jié)構(gòu) 及其性能特點(diǎn)的各種可行性方案 最后對各個方案進(jìn)行相互比較 選取出相對較優(yōu)的設(shè) 計方案進(jìn)行設(shè)計 如進(jìn)料口等 在秸稈打包機(jī)的設(shè)計中 由于秸稈打包機(jī)中選用的變速 裝置和聯(lián)軸器等與輸送裝置中選用的是一樣的 所以在設(shè)計過程中 省略了設(shè)計相同的 部件 只對其重要結(jié)構(gòu)進(jìn)行了詳細(xì)分析和設(shè)計說明 主題詞 輸送裝置 秸稈打包機(jī) 結(jié)構(gòu)設(shè)計 Abstract According to the shape and properties of straw and access to a number of related data combined with the actual situation design a straw recycling equipment comprises a pressing mechanism conveyor and its important components This paper first introduces the types and the process parameters of transportdevelopment status and trend conveying and packing equipment and technology at present and packing device Then analyzes the various physical properties of straw and according to its performance and requiredconveying and packing effect proposed a variety of feasible scheme of conveyors and packing machinestructure and performance characteristics At the end of each scheme are compared with each other selectdesign relatively optimal design If the feeding port etc In the design of packaging machine packing machinedue to select the transmission device and shaft coupling and the conveyor is the same so in the design process design of identical parts are omitted Only for the important structure are described with analysis anddesign Key words packing machine structure design of belt conveyor 前言 隨著我國經(jīng)濟(jì)的持續(xù)快速發(fā)展 人民生活質(zhì)量的顯著提高 農(nóng)業(yè)產(chǎn)品生產(chǎn)和消費(fèi)量也 相應(yīng)的增加 同時 國家也愈來愈重視現(xiàn)代農(nóng)業(yè)建設(shè)并加大投入力度 使得農(nóng)業(yè)類型機(jī) 5 器和其他的農(nóng)產(chǎn)品打包機(jī)械的需求量也隨之增長 近年來 在國家一系列發(fā)展的驅(qū)動下 當(dāng)前我國的農(nóng)業(yè)機(jī)械工業(yè)正處在歷史上最好的發(fā)展時期 總體形式看好 已經(jīng)連續(xù)五年 保持高速增長 出現(xiàn)產(chǎn)銷兩旺的喜人態(tài)勢 同時 在 2007 年 國家將繼續(xù)加大對生產(chǎn)機(jī) 械機(jī)產(chǎn)品的補(bǔ)貼力度 而且隨著國家及地方政府對秸稈打包機(jī)科技的研究 各企業(yè)收入將 有所增加 負(fù)擔(dān)減輕 支出減少 這些因素將使他農(nóng)產(chǎn)品打包機(jī)械的需求量有較大幅度的 增長 本次設(shè)計主要為秸稈打包機(jī)的機(jī)構(gòu)設(shè)計及輸送裝置設(shè)計 本設(shè)計說明書主要著重于 輸送裝置部分的輸送裝置構(gòu)設(shè)計 由于本人能力有限 設(shè)計中的錯誤在所難免 請大家 給予批評和指證 1 秸稈打包機(jī)總體方案設(shè)計及選擇 當(dāng)前大多數(shù)是使用傳統(tǒng)的秸稈打包機(jī)對其進(jìn)行打包 而國外的打包機(jī)械也只是處 于初級階段 雖然 目前市場上已經(jīng)生產(chǎn)出幾種立式和玉米秸稈輸送打包秸稈打包機(jī) 6 其中立式秸稈打包機(jī)有 AMC 型秸稈打包機(jī) ZPS 型微秸稈打包機(jī)和國產(chǎn)立式秸稈打包機(jī) 而玉米秸稈輸送打包秸稈打包機(jī)有 日本生產(chǎn)的玉米秸稈輸送打包多級微秸稈打包機(jī) 美國生產(chǎn)的玉米秸稈輸送打包單級微秸稈打包機(jī)和玉米秸稈輸送打包雙轉(zhuǎn)子錘片秸稈打 包機(jī) 這些秸稈打包機(jī)雖有生產(chǎn)率高 能耗低 調(diào)節(jié)操作方便等優(yōu)點(diǎn) 但由于各類型的 秸稈打包機(jī)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜 且采用多級電動機(jī)帶動工作 使得成本較高 自上個世紀(jì)以來 國家投入了大量資金 對秸桿利用進(jìn)行研究 但真正做到可持續(xù) 發(fā)展的并不多 普遍達(dá)不到打包壓塊秸桿的技術(shù)要求 這類秸稈打包機(jī)雖可以對秸桿進(jìn) 行打包壓塊 但必須對秸桿進(jìn)行打包壓塊前的打包 如壓 鍘打包 并且打包壓塊起來 存在許多缺點(diǎn) 動力浪費(fèi)大 度電產(chǎn)量不高 打包壓塊形狀不均勻 機(jī)器部件磨 損快 工作穩(wěn)定性差 生產(chǎn)率低 由于使用活塞磨損快 生產(chǎn)成本增加 該設(shè)計在設(shè)計思想 機(jī)體結(jié)構(gòu)和具體零件等方面都進(jìn)行了創(chuàng)新 目前 國內(nèi)無具體 的樣機(jī) 是一種較新穎的產(chǎn)品 它在結(jié)構(gòu)設(shè)計方面進(jìn)行的創(chuàng)新 提高經(jīng)濟(jì)和社會效益具 有重要的意義 因此應(yīng)大力開發(fā)使其朝著高效低能耗方向發(fā)展 以適合我國的發(fā)展需要 1 1 方案分析及設(shè)計要求 該打包機(jī)主要是用于對秸稈的打包 對其具有以下要求 對打包秸稈的適應(yīng)性廣 能打包各種類型的秸稈 對含水量較大 纖維較長的粗 秸稈也應(yīng)具有較好的適應(yīng)性 打包程度應(yīng)能夠根據(jù)要求進(jìn)行調(diào)整 打包形狀應(yīng)盡量均勻 配套動力合理 度電產(chǎn)量高 提高生產(chǎn)率 降低能耗 結(jié)構(gòu)簡單 操作方便 不需要較大的技術(shù)要求 工作部件耐磨性好 減少更換次數(shù) 以降低生產(chǎn)成本 提高經(jīng)濟(jì)效益 噪音低 粉塵少 以減少環(huán)境污染 機(jī)型結(jié)構(gòu)簡單 尺寸緊湊 體積小 占地少 成本低 以適合廣大工業(yè)的生產(chǎn) 1 2 設(shè)計思路 打包機(jī)技術(shù)及其設(shè)備的應(yīng)用廣泛 所涉及的領(lǐng)域農(nóng)業(yè) 造紙等 被打包的物料也是 多種多樣 再加上現(xiàn)代高新技術(shù)的發(fā)展對材料的深加工提出的要求越來越高 如形狀為 7 均勻化 品質(zhì)高純度 形狀的特護(hù)要求等等 這些因素都促使秸稈打包機(jī)技術(shù)及其設(shè)備 向跟高更遠(yuǎn)的方向發(fā)展 雖然各個領(lǐng)域的秸稈打包機(jī)設(shè)備個不一樣 但其設(shè)計思路主要 圍繞以下幾點(diǎn) 1 原理上考慮提高有效打包能 大多采用電動 液壓等力的綜合作用進(jìn)行秸稈打包機(jī) 2 結(jié)構(gòu)采用碎秸稈輸入料口 進(jìn)用壓緊推出人工套取包裝袋完成打包動作 3 打包產(chǎn)品流動性好 純度高 1 3 方案比較與選擇 1 3 1 液壓驅(qū)動壓緊打包 1 結(jié)構(gòu)簡單 成本低 2 工作安全可靠 易操作 3 輸送效率高 但效果較差 4 液壓驅(qū)動壓緊打包 1 3 2 轉(zhuǎn)動推送電動驅(qū)動方式 1 結(jié)構(gòu)較電動裝置復(fù)雜些 2 投資小 成本低 安全可靠 3 易操作 但電路設(shè)計較復(fù)雜 4 轉(zhuǎn)動推送電動驅(qū)動方式 綜上所述 本次設(shè)計采用液壓驅(qū)動推出裝置來完成秸稈打包機(jī)打包動作 2 材料分析 機(jī)架與支座 結(jié)構(gòu)較復(fù)雜 主要承受重力 但不受摩擦 因此選用角鋼焊接而成 形狀尺寸依據(jù)安裝尺寸確定 鏈輪軸 因該軸需承受彎矩及扭矩 因此材料依鏈輪部分而定 選用 45 鋼 調(diào)質(zhì)處 理 8 鏈輪 運(yùn)轉(zhuǎn)為低速 且功率不大 要求耐磨 故選用 45 鋼 齒面硬度 250HBS 齒輪軸 齒輪齒條互嚙合 為抗膠合 要求硬度有所差別 且傳動尺寸無嚴(yán)格限制 故選用 40Cr 調(diào)質(zhì) 硬度為 280HBS 軸承蓋 用于對軸承的外圈的定位 需有一定的強(qiáng)度 并且需要有防塵作用 選用 HT200 2 1 工作原理 該機(jī)包括進(jìn)料部分 壓緊部分 排料部分 傳動部分和機(jī)體六部分 該機(jī)結(jié)合現(xiàn)有生產(chǎn) 設(shè)備 國內(nèi)外先進(jìn)技術(shù) 根據(jù)設(shè)計指導(dǎo)思想 確定本機(jī)結(jié)構(gòu)采用無篩的形式 其結(jié)構(gòu)和 工作原理較其他通用型秸稈打包機(jī)都大不相同 具有很大的創(chuàng)新性 從進(jìn)料口進(jìn)來的物料 秸稈 在往下自由落體的途中 通過傳送帶把秸稈輸送到料箱 而后用液壓推 板壓緊送推送至出料口由人工套取包裝袋完成打包動作 2 2 特點(diǎn) 根據(jù)所設(shè)計的具體結(jié)構(gòu)和工作原理 該秸稈打包機(jī)具有以下特點(diǎn) 通過轉(zhuǎn)子和傳動結(jié)構(gòu)的優(yōu)化配置 它具有結(jié)構(gòu)緊湊 體積小 工作平穩(wěn)的特點(diǎn) 進(jìn)排料方便 提高了生產(chǎn)率 降低成本 結(jié)構(gòu)簡單 操作維護(hù)方便 適合有于廣大農(nóng)村使用 產(chǎn)品形狀調(diào)節(jié)方便 可通過對形狀調(diào)節(jié)板的調(diào)整來實(shí)現(xiàn) 且能適合多種物料的 加工 具有廣泛的適應(yīng)性 3 設(shè)計計算 3 1 減速電機(jī)的選擇 3 1 1 電動機(jī)類型的選擇 因本次設(shè)計的裝置是無調(diào)速要求的機(jī)械 并且負(fù)載平穩(wěn) 對啟動 制動無特殊要求 長期運(yùn)轉(zhuǎn) 小功率 電機(jī)的使用地點(diǎn)可能有水滴落 飛濺 應(yīng)選用防滴 防濺 絕緣等 9 級較高的電動機(jī) 且應(yīng)選用能和減速器配成減速電機(jī)的型號 故選用 SEW 三相交流異步 電動機(jī) 3 1 2 電動機(jī)電壓和轉(zhuǎn)速的選擇 1 電動機(jī)的電壓選擇 由于該裝置要求電動機(jī)需隨輸送裝置構(gòu)工作性質(zhì)周期性正反轉(zhuǎn) 根據(jù)表 29 87 2 選擇交流異步電動機(jī) 電壓為 380V 容量范圍為 0 37 kW 0 55kW 2 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速選擇 在確定電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速時 必須考慮減速裝置的傳動比 兩者相互配合 經(jīng)過技術(shù) 經(jīng)濟(jì)全面比較才能確定 通常情況下 電動機(jī)的轉(zhuǎn)速不低于 500r min 對工作速度較低 經(jīng)常處于頻繁地正 反運(yùn)行狀態(tài) 為縮短正 反轉(zhuǎn)過渡時間 應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)碾妱訖C(jī)轉(zhuǎn)速 3 1 3 電動機(jī)型號規(guī)格的選擇 輸送裝置在工作時 需驅(qū)動一個受輸送壁面外載作用的安裝刷盤的軸和使整個裝置 沿導(dǎo)軌作往復(fù)運(yùn)動的齒輪齒條的嚙合運(yùn)動 即該裝置有兩個輸出功率 根據(jù)實(shí)際工作需要 即要求一小時大約可輸送墻面 400 600m 2 結(jié)合升降機(jī)的速度 可先設(shè)其有關(guān)參數(shù)為 自重 70 100kg 升降速度為 10m min 輸送裝置構(gòu)往復(fù)行走速度為 25m min 洗刷盤轉(zhuǎn)速為 250r min 對導(dǎo)軌齒條 其上的載荷主要為單個輸送裝置構(gòu)的自重 故所輸出的功率 式 20 5 2 kW408 106258 910 v gmP 式中 為單個輸送裝置構(gòu)的自重 kg 1G v 為單個輸送裝置構(gòu)往復(fù)運(yùn)動的平均速率 m s 電動機(jī)功率 10 kW475 098 05 4 321 P輸 式中 單個齒輪軸輸出功率 1P 鏈傳動的效率 軸承的效率 2 減速器的效率 3 根據(jù)上述計算得出的電動機(jī)初選功率可初選選出電動機(jī)的型號 DT80K4 3 2 減速器的選擇 此設(shè)計中減速器工作環(huán)境為高速軸轉(zhuǎn)速不大于 1500r min 齒輪的圓周速度不大于 20m s 見以下計算 工作環(huán)境溫度范圍 40 50 可優(yōu)先考慮標(biāo)準(zhǔn)減速器 C 總傳動比 3 1 wmni 37 26014 nm 電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 nw 秸稈打包機(jī)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速 i ig iv 3 2 取 ig 1 37 iv 1 72 ig 一對圓柱轉(zhuǎn)軸的傳動比 i v V 帶傳動的傳動比 各軸轉(zhuǎn)速計算 1n 1420r min 2nmi 10367 4r 3nmin 5987 106r 各軸功率計算 I1 509 4cPkW 1 509 73crgP 2 26 716vc k 11 3 2 1 按強(qiáng)度選用減速器 根據(jù)整個輸送裝置構(gòu)工作的傳動比要求 即總的傳動比 4 520136i 驅(qū)電總 n 各軸轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 功率列表如下 軸號 功率 kW 轉(zhuǎn)速 n r min 轉(zhuǎn)矩 N m T I 1 49 1420 9 98 II 1 43 1036 1 38 III 1 36 355 36 3 3 2 2 計算功率 1cP 根據(jù)式 18 11 1 kWnPKac 1 11 式中 傳遞的功率 kW 1P 工況系數(shù) 見表 18 40 1 aK 要求的輸入轉(zhuǎn)速 r min 1n 承載能力表中靠近 的轉(zhuǎn)速 r min 1n 時的許用輸入功率 kW 由表 18 31 37 1 中查出 1pP 對應(yīng)于 時的許用輸入功率 kW 當(dāng) 時 取 1p 1n 10 4n 1pP 工況系數(shù) 安中等沖擊載荷得到 aK aK 按 及 相接近的公稱轉(zhuǎn)速 4 5i 總 min 1360nr min 150rnkWP5 01 當(dāng) 時 折算許用公稱功率i 1r P49 36 1 1 代入上式得 kWkPc 49 0475 0 1 可選用減速電機(jī) R27 DT80K4 12 3 2 3 校核熱功率 環(huán)境溫度系數(shù) 1 kWPfPGt 21 1f 負(fù)荷率系數(shù) 0 94 功率利用系數(shù) 1 5 3fkt 76 0594 5 0 額定功 率 kW 輸出轉(zhuǎn) 速 r min 輸出轉(zhuǎn)矩 A 減速器 傳動比 輸出軸用 徑向載荷 N 使用 系數(shù) 0 55 243 22 5 60 1980 4 6 3 3 鏈傳動裝置的設(shè)計計算 由于往復(fù)運(yùn)動及運(yùn)動傳輸?shù)乃俣容^小 故采取鏈傳動較好 3 3 1 滾子鏈傳動設(shè)計的計算 根據(jù)電動機(jī)和減速器的參數(shù)可知 電動機(jī)輸出功率為 轉(zhuǎn)速為kW 5 0 輸P 減速器傳動比為 i 5 6 故減速器輸出轉(zhuǎn)速min 1360rn 電 min 2436 12rin 電 由于初步得知其功率大約為 0 55kW 連續(xù)工作 8 小時 由 kWPn6215 9T 輸 可得 mNPn 2435 01 9062輸 式中 減速器輸出功率 輸 k 減速器輸出轉(zhuǎn)矩 nTmN 減速器輸出轉(zhuǎn)速 2 in r 故輸出轉(zhuǎn)矩 22 因齒輪軸和主動鏈輪鏈速度要求相差不大 故可初步選擇鏈傳 動的傳動比為 2 載荷平穩(wěn) 13 3 3 2 選擇鏈輪齒數(shù) 1 選擇傳動比 通常 推薦 因齒輪軸和主動鏈輪鏈速度要求相差不大 故可初6 i 50 3 2 i 步選擇鏈傳動的傳動比為 2 載荷平穩(wěn) 2 選擇小鏈輪齒數(shù) 通常 9 應(yīng)按鏈速 和傳動比 選取 min1z inzvi 當(dāng) 增大時 鏈條緊邊的拉力下降 多邊形效應(yīng)減少 嚙入時鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角減 少 磨損小 但傳動的尺寸 重量增加 參考表 11 2 1 初步確定小鏈輪齒數(shù) 171z 3 確定大鏈輪齒數(shù) 2z 203417max zi 3 3 3 選取鏈節(jié)數(shù)和鏈型號 1 確定計算功率 根據(jù) 89 0 17 9 08 1 zKZ 計算功率為 kWPZAC6 8 05 式中 計算功率 傳遞的名義功率 工況系數(shù) AK 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)Z 2 選擇鏈型號和節(jié)距 為使傳動平穩(wěn) 結(jié)構(gòu)緊湊 宜選用節(jié)距較小的鏈條 為傳動平穩(wěn) 采用中心線偏離 垂直線約中心線偏垂直線 3 根據(jù)計算功率 0 618kw 和 248 2r min 查圖 11 2 1 可選鏈條型號為 查CP1n AoN08 得鏈條節(jié)距為 mp7 12 3 初定中心距 初定中心距應(yīng)首先考慮結(jié)構(gòu)要求 此設(shè)計為中心距不能調(diào)整的傳動 故取最大允許 14 中心距 80 12 7 1016pa80mx m 一般初定中心距 635 取 4003817 2 50 3 503 0 pa m0a 4 鏈條節(jié)數(shù) 根據(jù)表 11 2 1 得鏈條節(jié)數(shù) 21020 zapzpaLP 725 82347 17 4 式中 鏈條節(jié)數(shù) 節(jié)pL 應(yīng)圓整為整數(shù) 為避免使用過渡鏈節(jié) 盡量取偶數(shù) 故圓整 為 88 節(jié)數(shù) pL 5 鏈條長度 mpmL6 17 28 3 3 4 確定實(shí)際中心距 精確中心距 由于數(shù)值 中心距計算系數(shù) 0 24907176 43812 zLP LK 根據(jù)表 11 2 1 得理論中心距 mKpaLP 2 m375 8940 378 2 實(shí)際中心距 通常取 a maa581 79 0 4 02 取 388mm a 3 3 5 計算作用軸上載荷 1 計算鏈速 確定潤滑方式 根據(jù)表 11 2 1 可知 smpnzv 106 sm 87 0 2437 式中 鏈速 vs 15 主動鏈輪轉(zhuǎn)速 1nmin r 可知該傳動為中速傳動ssv8 0 6 87 0 根據(jù) 和型號 1 所以采用滴油潤滑 m AoN08 2 有效圓周力 根據(jù)表 11 2 1 有效圓周力 NvPFt 2 637 51 式中 P 傳遞的名義功率 kW 對接近于垂直的傳動 作用于軸上的力 NFKtA 8 632 105 05 1 式中 工況系數(shù) 上述已查其值 3 3 6 滾子鏈的耐疲勞工作能力計算 當(dāng)鏈條傳遞功率超過額定功率 鏈條的使用壽命要求小于 15000h 時 其疲勞壽命的 近似計算如下 設(shè) 為鏈板疲勞強(qiáng)度限定的額定功率 為滾子套筒沖擊疲勞強(qiáng)度限定的 0kWP 0kWP 額定功率 P 為要求的傳遞功率 則在鉸鏈不發(fā)生膠合的前提下對已知鏈傳動進(jìn)行疲勞壽 命計算如下 由 kKPA5 01 由式 9 3 6 3 得 1 172 pnz028 39 018 045 kW 由式 9 3 7 3 得 0 1335 1 80 0 npP 故 則 28128h 0kW PAK 0k10150 PALKT 式中 使用壽命 h T 小鏈輪齒數(shù) 1z 小鏈輪轉(zhuǎn)速 nmin r 多排鏈排數(shù)系數(shù) PK 工況系數(shù) A 16 鏈節(jié)數(shù) PL 即該鏈條滿足要求 3 4 滾子鏈鏈輪 本次設(shè)計中采用滾子鏈與鏈輪的嚙合形式 因滾子鏈與鏈輪的嚙合屬非共軛嚙合傳 動 故鏈輪齒形的設(shè)計有較大的靈活性 根據(jù) GB T 1243 1997 規(guī)定的最大和最小齒槽形 狀來確定鏈輪齒槽的基本形狀 3 4 1 主動鏈輪的齒形設(shè)計 最大齒槽形狀 齒側(cè)圓弧半徑 26 264er 180 0 2minzdrre m 滾子定位圓弧半徑 3 667i 3i 69 5rr 滾子定位角 114 7 a1omin 20za 最小齒槽形狀 齒側(cè)圓弧半徑 15 96 er axdrre m 滾子定位圓弧半徑 3 535i ri50m 滾子定位角 134 71 a1oaxz9 4 鏈輪的實(shí)際齒槽形狀 應(yīng)在最大齒槽形狀和最小齒槽形狀的范圍內(nèi) 因三圓弧 直線齒形符合上述規(guī)定的齒槽形狀范圍 故鏈輪的基本參數(shù) 3 計算如下 齒溝圓弧半徑 1r 568 30 5 1 rdrm 齒溝半角 51 5 2 a 1 oz 2 a 工作段圓弧中心 O2的坐標(biāo) 4 4 2 sin8 0 rdM 3 5corTm 工作段圓弧半徑 2r 17 95 3 12 r 17 工作段圓弧中心角 7 14z56 8o 齒頂圓弧中心 O3的坐標(biāo) 8 9510cs3 dWorm 1 6718in zVor 齒形半角 13 2 2 1o6472 齒頂圓弧半徑 5 1 3r 05 32 1cs8 0s3 3 rd m 工作段直線部分長度 bc 0 66 in2irbc e 點(diǎn)至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18 4 23 1 pdr 注 式中 鉸卷外徑 主動鏈輪齒數(shù)7 rdm71z 3 4 2 軸面齒廓尺寸 根據(jù)表 9 3 14 3 得鏈輪的主要尺寸如下 分度圓直徑 d1z 80sinpd 1 697 si 2 m 齒頂圓直徑 78a ra dp5 mx 76 rzd 61 in m 取 77adm 齒根圓直徑 69 1 7 62 1fdrfd 分度圓弦齒高 5 03ah ra dpzh5 08 625 01mx 2 85 inra m 18 取 4ahm 故主動鏈輪的主要尺寸如下表 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 69 1 77 62 1 4 2 確定實(shí)際中心距 中心距 389 375221211 8 4ppzzzaLL m 取 388mm a 3 4 3 鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸 選用整體式鋼制小鏈輪 根據(jù)表 9 3 16 3 可得以下鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸 參考聯(lián)軸器的標(biāo)準(zhǔn)直徑和主動鏈輪的定位尺寸mdk34ax 取 mdk2 輪轂厚度 9 16hdKhk01 6 m 式中 由于 取 4 80 5 K 輪轂長度 l 2 3 l 輪轂直徑 hd4 hdkh 3 4 4 從動鏈輪的齒形設(shè)計 同理 從動鏈輪的齒形設(shè)計可參考主動鏈輪的齒形設(shè)計方法 最大齒槽形狀 齒側(cè)圓弧半徑 74 8er miner 滾子定位圓弧半徑 3 667i i 19 滾子定位角 117 4 a mina 最小齒槽形狀 齒側(cè)圓弧半徑 30 24 eraxer 滾子定位圓弧半徑 3 535i rid50 mm 滾子定位角 137 4 a ax 齒溝圓弧半徑 1r 68 31r 齒溝半角 53 2 2 a2 工作段圓弧中心 O2的坐標(biāo) 4 5 Mm 3 35T 工作段圓弧半徑 2r 17 92 r 工作段圓弧中心角 46 齒頂圓弧中心 O3的坐標(biāo) 9 06Wm 0 84V 齒形半角 15 1 2 2 齒頂圓弧半徑 4 99 3r 3r 工作段直線部分長度 bc 0 0 79 bcm e 點(diǎn)至齒溝圓弧中心連線的距離 H 18 1 3 4 5 軸面齒廓尺寸 根據(jù)表 9 3 14 3 得鏈輪的主要尺寸如下 分度圓直徑 d d138m 齒頂圓直徑 146 9a ax 144 3min 取 146adm 齒根圓直徑 131fdfd 20 分度圓弦齒高 4 74ah maxh 2 85 5 01indpm 取 4ahm 故主動鏈輪的主要尺寸如下表 分度圓直徑 d 齒頂圓直徑 ad 齒根圓直徑 fd分度圓弦齒高 ah 138 146 131 4 3 4 6 鏈輪結(jié)構(gòu)尺寸 輪轂厚度 12 61h dKhk01 6 m 式中 由于 取 6 45 K 取 k29 輪轂長度 l 36 hl 輪轂直徑 hd 54 dkm Dg 123 7 取 123mm 3 5 齒輪齒條傳動裝置的設(shè)計計算 3 5 1 齒輪類型和精度等級 刷墻機(jī)為一般工作機(jī)器 速度不高 且功率 故選用直齒圓柱齒輪傳動 kWP5 0 選用 8 級精度 GB 10095 88 以下說明 3 5 2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算 1 初步計算 轉(zhuǎn)矩 44324 71T 1 2450 9105 9661 nPT 1TmN 21 齒寬系數(shù) 由表 12 13 4 取 1 0 1 0d d d 接觸疲勞極限 由圖 12 17c 4 limH MPaH7501lim MPaH5802lim 初步計算的許用接觸應(yīng)力 式 12 15 4 H 7509 1lim1 H 675 1H Pa 5225809 0 2lim2 H 2M 值 由表 12 16 4 取 90dA dA 初步計算的齒輪直徑 式 12 14 4 1d321 uTHd 61 93250 749 m 取 651dm 初步齒寬 65b61db b 3 5 3 校核計算 圓周速度 0 42v 106 245106 ndv vsm 精度等級 由表 12 6 4 選 8 級精度 齒數(shù) z 和模數(shù) m 初選齒數(shù) 2z 2 65 1 d 由表 12 3 4 取模數(shù) 2 5 2 5 m m 則 26 z 26 2 6 1z 使用系數(shù) 由表 12 9 4 1 35AK AK 動載系數(shù) 由圖 12 9 4 1v v 22 齒間載荷分配系數(shù) 由表 12 10 4 HaK 先求 1043657 43221 dTFt N 21 7 1000 btAm 式 12 6 4 261 38cos12 38 z 1 76 0 87 式 12 10 4 7 4 Z87 0 由此得 32 1 12 ZKHa 32 1 HaK 齒向載荷分布系數(shù) 由表 12 11 4 bCdbBAH3210 1 37 1 37651 6 7 32 HK 載荷系數(shù) 式 12 5 4 K 315 HVAK 2 44 彈性系數(shù) 由表 12 12 4 EZMPaE8 19 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由圖 12 16 4 H 2 5HZ 接觸最小安全系數(shù) 由表 12 14 4 minHS 1 05minHS 總工作時間 4800hht ht 23 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由表 12 15 4 估計 則指數(shù) m 8 78LN9710 LN minihiVTt ax1160 48 2 LN7109 4 原估計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 接觸壽命系數(shù) 由圖 12 18 4 NZ 1 18NZ 許用接觸應(yīng)力 式 12 11 4 H 05 187 minl HNSZ 843 9 H MPa 驗(yàn)算 式 12 8 4 ubdKTZHE21 518 1 1 58HHa 計算結(jié)果表明 接觸疲勞強(qiáng)度較為合理 齒輪尺寸無需調(diào)整 否則 尺寸調(diào)整后還 應(yīng)再進(jìn)行驗(yàn)算 3 5 4 確定傳動主要尺寸 實(shí)際分度圓直徑 d 因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時 齒數(shù)已重新確定 但并未圓整 故分度圓直徑不會改變 即 mz652 md65 中心距 32 5ama 3 a 齒寬 65bdb1 b 齒頂高 2 5ahha5 2 ah 齒根高 3 125f mcf 125 3 0 fm 齒頂圓直徑 70adhdaa 75262 ad 齒根圓直徑 58 75f ff 8 f 24 齒距 7 85pmp85 7 pm 齒輪中心到齒條基準(zhǔn)線距離 H 32 5d 32 6 H 基圓直徑 61 1bd mob 1 60cs5cos bd 3 5 5 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算 重合度系數(shù) 0 66 0 66 Y82 1750 75 02 Y 齒間載荷分配系數(shù) 由表 10 10 4 1 51FaK6 YKFa FaK 齒向載荷分布系數(shù) 5 2 6 hb 由圖 12 14 4 35 1 F 載荷系數(shù) 2 75K 35 13 1 FVAKK 齒形系數(shù) 由圖 12 21 4 2 60FaY FaY 應(yīng)力修正系數(shù) 由圖 12 22 4 1 59s s 彎曲疲勞極限 由圖 12 23c 4 limF MPaF601lim MPaF4502lim 彎曲最小安全系數(shù) 由表 12 14 4 1 25limFS liS 彎曲壽命系數(shù) 由圖 12 24 4 0 95NY NY 尺寸系數(shù) 由圖 12 25 4 1 0X X 許用彎曲應(yīng)力 式 12 19 4 456 F 25 10 96 minl FXNSY F MPa 25 驗(yàn)算 式 12 16 4 YmbdKTSAFaF2 63 30000h 推薦壽命 靜載荷計算 當(dāng)量靜載荷 NFPr9 3800 29 計算額定靜載荷 式 18 19 rrPSC00 4 N8 7619 32 NCr8 7610 軸承 rr 許用轉(zhuǎn)速驗(yàn)算 載荷系數(shù) 查圖 18 19 1 02 5173 rCP 4 1 f 載荷分布系數(shù) 查圖 18 20 2 4 2f 許用轉(zhuǎn)速 N 式 18 20 021Nf N 8500r minmin 85r 大于工作轉(zhuǎn)速 124 1r min 結(jié)論 采用 6207 軸承 壽命 靜載荷計算與許用極限轉(zhuǎn)速均可滿足工作要求 3 8 2 聯(lián)軸器的選取 減速器與鏈傳動之間的聯(lián)接 min 2 481rn 301 mNnPT 2 1 248501 9105 9626輸 根據(jù)表 12 4 11 3 選取凸緣聯(lián)軸器 GB T 5843 2003 由式 12 4 9 3 式中 理論轉(zhuǎn)矩 cnK TnT 額定轉(zhuǎn)矩 工作情況系數(shù) 由表 12 4 6 3 查到 N K50 1 KmNTc 63250 1 由表 12 4 11 3 查得聯(lián)軸器的型號為 GY25 聯(lián)軸器 GB T 5843 20034251 BJ 3 8 3 鍵的選取與計算 鏈輪與軸通過鍵聯(lián)結(jié) 軸徑 由表 7 4 1 md301 29 參考鏈輪厚度尺寸 選用 A 型平鍵鍵 GB T1096 79 56 mb6 h6ml25 30 為了防止鍵被剪斷 須對鍵進(jìn)行強(qiáng)度校核 鍵所受扭矩與軸相同 mNnPTn 2 1 248501 9105 9626輸 假設(shè)壓力在鍵的接觸長度內(nèi)均勻分布 則根據(jù)擠壓強(qiáng)度或耐磨性的條件計算 求得 聯(lián)結(jié)所能傳遞的轉(zhuǎn)矩 靜聯(lián)接 式 7 1 4 1 24ppThldl 較弱零件輪轂材料為 45 號鋼 式中 軸的直徑 mmd 鍵與轂的接觸高度 mm h 2h 鍵的高度 mm 鍵的接觸長度 mml 許用擠壓應(yīng)力 p 選用鍛鋼 鑄鐵 125 014MPa 對于 A 型鍵 mblRl 96 強(qiáng)度足夠nTNT 4 021934 3 9 標(biāo)準(zhǔn)件的選取 1 聯(lián)軸器上的螺栓 選取 螺栓 GB T 5782 2000 M8 80 螺母 GB T 6170 M8 彈簧墊圈 GB T93 1987 8 2 齒條導(dǎo)軌安裝處 選取 定位銷 GB T119 1 5m6 14 開槽沉頭螺釘 GB T68 2000 M4 12 3 軸承蓋的安裝處 選取 螺釘 GB67 85 M10 25 彈簧墊圈 GB T93 1987 10 4 減速器與機(jī)座的安裝處 選取 螺釘 GB67 85 M8 45 彈簧墊圈 GB T93 1987 8 5 主動鏈輪輪轂與軸安裝處 31 選取 開槽錐端緊定螺釘 GB T71 1985 M6 10 6 從動鏈輪輪轂與齒輪軸安裝處 選取 開槽沉頭螺釘 GB T 68 2000 M6 16 軸端擋圈 GB T 891 B38 7 滾動導(dǎo)向輪軸處 選取 螺母 GB T 6170 M36 平墊圈 GB T95 2002 36 8 刷盤與軸的聯(lián)接處 選取 螺釘 GB67 85 M5 16 彈簧墊圈 GB T93 87 5 4 密封與潤滑 4 1 潤滑 本設(shè)計中涉及鏈傳動 齒輪傳動 導(dǎo)軌和滾動軸承的潤滑 為降低摩擦阻力 減輕 磨損 以及達(dá)到冷卻 吸振等目的 需計算并選用正確的潤滑方式 由上面計算所得 鏈傳動和導(dǎo)軌的潤滑方式是采用人工定期潤滑 使用普通開式齒 輪油 SH T 0363 1992 1 號 齒輪傳動的圓周速度為 0 42m s 較低 可用飛濺潤滑 選普通開式齒輪油 SH T 0363 1992 1 號 滾動軸承的潤滑方式可根據(jù)速度因數(shù) 值 d 為軸頸直徑 mm n 為工作轉(zhuǎn)速 r min mi 5 431 235rdn 選擇滾動軸承的潤滑方式為脂潤滑 鈣基潤滑脂 GB 491 1987 1 號 4 2 密封 該裝置的密封主要是指軸承的密封 是為了防止外界灰塵 水分等浸入軸承 上述 計算已選用氈圈密封 32 5 液壓裝置的設(shè)計 本設(shè)計推出裝置及壓緊為液壓系統(tǒng) 相關(guān)工藝參數(shù)為 額定載荷 2000kg 夾持式手部 壓出長度 1 3 米 尺寸 0 35 0 35 米 5 1 執(zhí)行元件速度和載荷 1 切削力 根據(jù)其概念 阻礙工作運(yùn)動的力 在本設(shè)計中即為額定負(fù)載的重力和支架以及上頂板的 重力 其計算式為 F 切 額 載 支 架 上 頂 板 2 摩擦力 各運(yùn)動部件之間的相互摩擦力由于運(yùn)動部件之間為無潤滑的鋼 鋼之間的接觸摩擦 取 0 15 其具體計算式為 1234FG mg G 磨 額 載 式中各符號意義同第三章 3 密封裝置的密封阻力 根據(jù)密封裝置的不同 分別采用下式計算 O 形密封圈 0 3 密 液壓缸的推力 Y 形密封圈 1F fpdh 密 f 摩擦系數(shù) 取 f0 密封摩擦力也可以采用經(jīng)驗(yàn)公式計算 一般取 F051F 密 4 運(yùn)動部件的慣性力 33 其計算式為 FGvFmagtt 切慣 對于行走機(jī)械取 2v0 51 st 本設(shè)計中取值為 20 4m s 5 背壓力 背壓力在此次計算中忽略 而將其計入液壓系統(tǒng)的效率之中 由上述說明可以計算出液壓缸的總阻力為 F F 切 磨 密 慣 1234123 m gG gG 額 載 額 載v0 5gt 切 切 204 8 316 120 188 2500 x9 8 0 15 204 8 316 120 x 9 8 204 8 316 120 188 2500 x0 4 204 8 316 120 188 2500 9 8 0 05 40KN 液壓缸的總負(fù)載為 40KN 該系統(tǒng)中共有四個液壓缸個液壓缸 故每個液壓缸需要克服的阻力為 10KN 該升降臺的額定載荷為 2500Kg 其負(fù)載變化范圍為 0 2500Kg 在工作過程中無沖擊負(fù)載的作用 負(fù) 載在工作過程中無變化 也就是該升降臺受恒定負(fù)載的作用 4 2 1 液壓缸的作用力 液壓缸的作用力及時液壓缸的工作是的推力或拉力 該升降臺工作時液壓缸產(chǎn)生向上的推力 因此計 算時只取液壓油進(jìn)入無桿腔時產(chǎn)生的推力 F 2cmpD4 式中 p 液壓缸的工作壓力 Pa 取 p 5 20 3 1Pa D 活塞內(nèi)徑 單位 m 0 09m cm 液壓缸的效率 0 95 代入數(shù)據(jù) F 325 901 10 94 F 10 3KN 即液壓缸工作時產(chǎn)生的推力為 10 3KN 2 活塞桿的強(qiáng)度計算 活塞桿在穩(wěn)定情況下 如果只受推力或拉力 可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強(qiáng)度計算公式進(jìn) 行 62104Fd 34 材料的許用應(yīng)力 單位 MPa 活塞桿用 45 號鋼 340 2 5sMPann 代入數(shù)據(jù) 363210 4 5 6 3MPa 活塞桿的強(qiáng)度滿足要求 3 穩(wěn)定性校核 該活塞桿不受偏心載荷 按照等截面法 將活塞桿和缸體視為一體 其細(xì)長比為 LmnK 時 2KEJFL 在該設(shè)計及安裝形式中 液壓缸兩端采用鉸接 其值分別為 1 85 260 4 JdA 將上述值代入式中得 LmnK 故校核采用的式子為 2KEJFL 式中 n 1 安裝形式系數(shù) E 活塞桿材料的彈性模量 鋼材取 12 0Pa J 活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量 46dJ L 計算長度 1 06m 代入數(shù)據(jù) 213423 4 03 4 510 6KF 371KN 其穩(wěn)定條件為 Kn 式中 K 穩(wěn)定安全系數(shù) 一般取 Kn 2 4 取 Kn 3 35 F 液壓缸的最大推力 單位 N 代入數(shù)據(jù) 371Kn 123KN 故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求 5 2 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 液壓系統(tǒng)方案是根據(jù)主機(jī)的工作情況 主機(jī)對液壓系統(tǒng)的技術(shù)要求 液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件 以成本 經(jīng)濟(jì)性 供貨情況等諸多因素進(jìn)行全面綜合的設(shè)計選擇 從而擬訂出一個各方面比較合理的 可實(shí)現(xiàn)的液壓系統(tǒng)方案 其具體包括的內(nèi)容有 油路循環(huán)方式的分析與選擇 油源形式的分析和選擇 液壓回路的分析 選擇 合成 液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式和散熱條件 比較上述兩種方式的差異 再根據(jù)升降機(jī)的性能要求 可以選擇的油路循環(huán)方式為 開式系統(tǒng) 因?yàn)樵撋禉C(jī)主機(jī)和液壓泵要分開安裝 具有較大的空間存放油箱 而且要 求該升降機(jī)的結(jié)構(gòu)盡可能簡單 開始系統(tǒng)剛好能滿足上述要求 36 設(shè)計總結(jié) 打包技術(shù)通過前蘇聯(lián)的發(fā)展 已在基礎(chǔ)理論方面取得了成果 世界各國將以各種形 式研制利用秸稈打包技術(shù) 尤其是應(yīng)用方面將有大的發(fā)展 適用于各種物料打包的機(jī)型 回相繼出現(xiàn) 新結(jié)構(gòu)的利用振動技術(shù)的秸稈打包機(jī)會不斷出現(xiàn) 在當(dāng)今這個科技發(fā)展速度日新月異的社會 各種行業(yè)的發(fā)展是相互促進(jìn) 相輔相成 的 回收行業(yè)的發(fā)展直接促進(jìn)了秸稈利用率 而秸稈打包機(jī)和輸送裝置是該行業(yè)中的必 不可少的加工裝置 為了適應(yīng)當(dāng)今社會的發(fā)展要求和趨勢 低成本 高效率以及自動智 能化是當(dāng)今工業(yè)發(fā)展的必然趨勢 這次畢業(yè)設(shè)計是本人在大學(xué)生活中所學(xué)知識的綜合應(yīng)用 在大四的生產(chǎn)實(shí)習(xí)中 通 過參觀和了解機(jī)械加工工藝和流程 鞏固了本人的專業(yè)知識 這次設(shè)計也是在上學(xué)期的 專業(yè)課程設(shè)計的基礎(chǔ)上更進(jìn)一步鞏固 讓我充分的感受國內(nèi)和國外的制造業(yè)之間的差距 我想 通過這次設(shè)計 使我本人對中國制造業(yè)肯定 堅(jiān)定了本人畢業(yè)后從事制造業(yè)的信 心 本人這次的設(shè)計的秸稈打包機(jī) 是在現(xiàn)有設(shè)備的基礎(chǔ)上 從空間結(jié)構(gòu)到設(shè)備中各種 裝置的選擇等方面的進(jìn)行綜合優(yōu)化 使該套裝置的成本得以降低 效率得以提高以及使 用的周期得以延長 由于本人知識有限 在設(shè)計過程中難免存在錯誤和妥協(xié)之處 希望 老師們提出寶貴意見 37 參考文獻(xiàn) 1 蔡春源 機(jī)械零件設(shè)計手冊 第三版上 冶金工業(yè)出版社 1994 年 4 月 2 蔡春源 機(jī)械零件設(shè)計手冊 第三版下 冶金工業(yè)出版社 1994 年 4 月 3 王少懷 機(jī)械設(shè)計師手冊 中冊 電子工業(yè)出版社 2006 年 8 月 4 邱宣懷 機(jī)械設(shè)計 第四版 北京 高等教育出版社 2007 年 12 月 5 王少懷 機(jī)械設(shè)計師手冊 下冊 電子工業(yè)出版社 2006 年 8 月 6 何銘新 機(jī)械制圖 高等教育出版社 2002 年 5 月 7 蔣平 工程力學(xué)基礎(chǔ) 上 高等教育出版社 2003 年 2 月 8 成大先 機(jī)械傳動 化學(xué)工業(yè)出版社 2004 年 1 月 9 孫桓 陳作模 機(jī)械原理 第六版 北京 高等教育出版社 2001 年 5 月 10 廖念禾 AutoCAD 2006 中文版全接觸 中國水利水電出版社 北京 2006 年 1 月 11 唐伯雁等 幕墻輸送裝置器人的輸送系統(tǒng)設(shè)計 J 輸送世界 第 24 卷第 7 期 2008 年 7 月 12 機(jī)械設(shè)計手冊編委會 機(jī)械設(shè)計手冊新版第 1 卷 M 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2005 年 3 月 13 廖念釗 互換性與技術(shù)測量 第四版 中國計量出版社 北京 2000 年 1 月 14 機(jī)械設(shè)計手冊編委會 機(jī)械設(shè)計手冊新編 軟件版 化學(xué)工業(yè)出版社 2008 年 4 月 15 任嘉卉 李建平 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計 北京 北京航空航天大學(xué)出版社 2001 年 1 月 16 Christopher T H The Numerical Treatment of Intergral Equations Clarendon Press Oxford 2003 38 致謝 作為我的大學(xué)本科生涯的最后作業(yè) 本次畢業(yè)設(shè)計的全部工作均是在 XXX 老師的悉心 指導(dǎo)下完成的 在做本次設(shè)計的過程中 我多次求教于 XX 老師 均得到了耐心且詳細(xì)的 指導(dǎo) 經(jīng)過半年的忙碌和工作 本次畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲 作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計 由于經(jīng)驗(yàn)的匱乏 難免有許多考慮不周全的地方 如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo) 以及一起 工作的同學(xué)們的支持 想要完成這個設(shè)計是難以想象的 在這里首先要感謝我的導(dǎo)師 XX 老師 田老師平日里工作繁多 但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段 從查閱資料到設(shè)計草 案的確定和修改 中期檢查 后期詳細(xì)設(shè)計 裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的 指導(dǎo) 我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣 但是田老師仍然細(xì)心地糾正圖紙中的錯誤 除了敬佩 XX 老師的專業(yè)水平外 他的治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)和科學(xué)研究的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣 并將積極 影響我今后的學(xué)習(xí)和工作 其次要感謝身邊同學(xué)對我無私的幫助 特別是在軟件的使用 方面 正因?yàn)槿绱宋也拍茼樌耐瓿稍O(shè)計 我要感謝我的母校 XX 學(xué)院 是母校給我 們提供了優(yōu)良的學(xué)習(xí)環(huán)境 另外 我還要感謝那些曾給我授過課的每一位老師 是你們 教會我專業(yè)知識 至此 再一次謝謝 XX 老師