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木工立式刨床的設計
目 錄
摘要………………………………………………………………4
第一章 緒論………………………………………………5
1.1我國木工機械的發(fā)展現(xiàn)狀……………………………………5
1.2木工立式刨床的基本工作原理………………………………5
第二章 電動機、傳動裝置的選擇與設計 ………………5
2.1電動機類型選擇………………………………………………5
2.2電動機功率的選擇……………………………………………5
2.3傳動裝置的總傳動比…………………………………………6
2.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)…………………………………6
2.4.1Ⅰ軸的轉速…………………………………………………6
2.4.2Ⅰ軸的功率…………………………………………………6
2.4.3Ⅰ軸的轉矩…………………………………………………7
第三章 V型帶的設計選擇…………………………………7
3.1確定計算功率Pca ……………………………………………7
3.2選擇V型帶的帶型……………………………………………8
3.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v ………………………8
3.3.1初選小帶輪的基準直徑dd1 ………………………………8
3.3.2驗算帶速v …………………………………………………9
3.4確定V帶的中心距和基準長度Ld ……………………………9
3.4.1初定中心距…………………………………………………9
3.4.2選帶的基準長度……………………………………………10
3.4.3計算中心距的變化范圍……………………………………10
3.5驗算小帶輪上的包角…………………………………………10
3.6計算帶的根數(shù)Z………………………………………………10
3.6.1計算單根帶的額定功率p1…………………………………10
3.6.2計算v帶的根數(shù)Z …………………………………………10
3.7計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min……………………10
3.8計算壓軸力Fp ………………………………………………11
3.9V帶輪的設計 …………………………………………………11
3.9.1帶輪的設計內容……………………………………………11
3.9.2帶輪的材料 ………………………………………………11
3.9.3帶輪的結構形式……………………………………………11
3.9.4V 帶輪的輪槽 ………………………………………………12
3.9.5V 帶輪的張緊 ………………………………………………12
第四章軸 的設計計算………………………………………12
4.1軸的選材………………………………………………………12
4.2軸的結構設計…………………………………………………12
4.3各軸段直徑和長度的確定 ……………………………………12
4.4軸的強度計算…………………………………………………13
4.4.1對71007C處軸截面校核 …………………………………14
4.4.2對71009C處軸截面校核 …………………………………14
第五章 軸承的選用 ………………………………………15
5.1初選型號 ……………………………………………………15
5.2計算滾動軸承的當量動載荷…………………………………15
第六章 鍵的選用校核 ……………………………………17
6.1傳動軸鍵的選用………………………………………………17
6.2電動機軸鍵的選用……………………………………………17
第七章 潤滑方式 …………………………………………17
第八章 設計小結 …………………………………………17
第九章 致謝 ………………………………………………17
參考文獻…………………………………………………………18
摘 要
該設計是一種用于木板立側面成型加工的木工立式刨床。隨著現(xiàn)代人們審美觀念的逐步提高，單一的木料成型形狀已經不能滿足人們的審美要求，一種能加工多種成型面的的木工機床亟需問世。
根據(jù)設計要求和不同方案的優(yōu)化組合最終確定了，由電動機提供動力，經V型帶一級傳動將動力傳動給刀具軸，具有結構簡單的優(yōu)點；同時根據(jù)所需要的成型面形狀的不同可更換不同的成型刀具，即可加工出不同形狀的成型面，具有操作簡便的優(yōu)點。所有部件的設計都經過科學的計算，并利用Auto Cad軟件強大繪圖功能和Word的編輯功能,使設計進一步得到完美與強化。
關鍵詞：木工機械 木材立式刨床 成型面
ABSTRACT
This design is a kind of used to board made of woodworking vertical side cutting forming process. With modern people aesthetic ideas gradually raise, single timber molding shape cannot have satisfied people's aesthetic requirements, a variety of forming surface processing the need for woodworking machinery was unveiled.
According to the design requirements and different scheme of optimum combination of final, powered by motor, the v-shaped belt level 1 transmission will power transmission give cutter axis, the structure is simple merit; Simultaneously according to need formed surface shapes of different replaceable different molding tool, can work out different shapes of formed surface, has the advantages of simple operation. All the parts design after scientific calculations, and using Auto Cad software powerful graphics functions and the Word editing functions, which makes the design perfect and strengthen further.
Keywords:
woodworking machinery ；wood vertical planer ；formed surface
第一章 緒論
1.1我國木工機械的發(fā)展現(xiàn)狀
木工機床是用于切削木料的加工設備，?對于從原木到木制品起到至關重要的作用?？上攵?，木工機床鋸剖的成木制品如果形狀不符合要求，會造成不美觀，特別是在家具、木門行業(yè)，會讓企業(yè)浪費原材料，給企業(yè)造帶來不必要的經濟損失。我國木工機床從無到有，從小到大，從弱到強，逐漸形成一個完整的行業(yè)體系。但是我國市場現(xiàn)有產品存在技術創(chuàng)新差、質量水平低、品種多，缺乏特色等諸多缺點
1.2木工立式刨床的基本工作原理
本產品所設計的是在吸取現(xiàn)有設備優(yōu)點的基礎上，，在完成預定功能的基礎上，力求產品結構簡單，操作靈活方便。其工作原理主要是電動機經V型帶一級傳動，將動力傳遞給主運動軸，從而驅動刀具進行刨削，，通過更換不同的刀具加工出不同的側立面形狀。
第二章 電動機、傳動裝置的選擇與設計
2.1電動機類型選擇
工作機在刨削過程中，載荷無很大沖擊及過載情況，啟動、制動不頻繁，故常選用Y系列三相異步電動機。考慮到電動機與被驅動工作機械的連接形式，電動機選用立式安裝方式（V6）。
2.2電動機功率的選擇
標準電動機的功率有而定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作機要求的功率。功率過小則不能保證工作機的正常運行，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞。功率過大，則增加成本。電動機的功率主要由應行使發(fā)熱條件決定，再不變或變化很小的的載荷下長期連續(xù)運行的機械。只要電動機負載不超過額定值，電動機便不會發(fā)熱，通常不需要校驗發(fā)熱和啟動力矩，所需電動機功率為：
Pd = Pw/η （2-1）
式中： Pd為工作機實際需要的電動機輸出功率（Kw）
Pw為工作機需要的輸入功率（Kw）
η 為電動機只工作機之間傳動裝置的總效率
工作機所需功率Pd由機器的工作阻力和運動參數(shù)計算所得
例如： Pw=FxV/1000ηw （Kw） （2-2）
Pw=Txnw/9550ηw（Kw） （2-3）
式中： F為工作機阻力，V為工作機線速度，T為工作機阻力距，nw為工作機的轉度，ηw為工作機的效率
總效率η為：
η=η1·η2·η3…ηn
式中：η1、η2、η3分別為傳動裝置中每一傳動副、每對軸承每個聯(lián)軸器的效率
其值見表1-7（設計手冊）。
同一功率電動機通常有幾種轉速供選擇，電動機轉速越高，磁極級數(shù)越少，
尺寸重量越小，價格也越低，考慮到電動機到工作機是一個增速減扭的過程，故選用同步轉速為3000r/min的Y系列電動機。
由 Pw=T·nw/9550η（Kw），η=η1·η2·η3…ηn （2-4）
故 Pw=T·nw/9550η=5.1（n·m）3860（r/min）/9550·η （2-5）
=2.17（Kw）
η=η1·η2=0.99x0.96=0.9504
η1為球軸承效率值取0.99
η2為V型帶傳動效率取0.96
由以上可知，電機選用為：Y90L-2-V6
2.3傳動裝置的總傳動比
i=nm/nw （2-6）
式中: nm為電動機的滿載轉度（r/min）
nw為執(zhí)行機構購的轉速（r/min）
i=nm/nw=2840/3860=0.736 （2-7）
考慮到傳動裝置結構尺寸較小，重量較輕，i=0.736的增速減扭一級傳動，故選用V型帶一級傳動形式。
2.4傳動裝置的運動和動力參數(shù)
設計計算傳動件時，需要知道各軸的轉速、轉矩或功率，因此應將工作機上的轉速、轉矩或功率推算到個軸上。傳動裝置從電動機到工作機由一軸（Ⅰ），則：
2.4.1Ⅰ軸的轉速
nⅠ=nm/i=2840/0.736=3860r/min （2-8）
nm為電動機滿載轉速
i為電動機至高速軸之間的傳動比
2.4.2Ⅰ軸的功率：
P=Pd·η=2.17（Kw）· 0.99·0.96=2.06（Kw） （2-9）
2.4.3Ⅰ軸的轉矩：
TⅠ=Td·i·η=7.30·0.736·0.99·0.96（n·m） （2-10）
=5.11（n·m）
Td=9550·Pd/nd=9550·2.17 Kw /2840r/min （2-11）
=7.30（n·m）
Pd為電動機軸輸出功率（Kw）
η為電動機至軸的傳動效率
Td為電動機軸的輸出轉矩（n·m）
第三章 V型帶的設計選擇
3.1確定計算功率Pca
由下表1-1查得工作機工作情況系數(shù)Ka=1.1，故：Pca=Ka·P=1.1·2.17=2.387（Kw） （3-1）
表1-1 工作情況系數(shù)Ka
工況
Ka
空、輕載傳動
重載啟動
每天工作小時數(shù)/h
<10
10~16
>16
<10
10~16
>16
載荷變動微小
液體攪拌機、通風機和鼓風機（≤7.5KW）離心式水泵和壓縮機、輕負荷輸送機
1.0
1.1
1.2
1.1
1.2
1.3
載荷變動小
帶式輸送機（不均勻載荷）、通風機（>7.5KW）、旋轉式水泵和壓縮機（非離心式、發(fā)電機、金屬切削機床、印刷機、旋轉篩、鋸木機和木工機械）
1.1
1.2
1.3
1.2
1.3
1.4
載荷變動大
制磚機、斗式提升機、起重機、磨粉機、沖剪機床、橡膠機械、振動篩、紡織機械、重載輸送機
1.2
1.3
1.4
1.4
1.5
1.6
載荷變動很大
破碎機（旋轉式、顎式等）磨碎機（球磨、棒磨、管磨）
1.3
1.4
1.5
1.5
1.6
1.8
3.2選擇V型帶的帶型
根據(jù)Pca、n由下圖選用Z型帶
圖1-1 普通V帶選型圖
3.3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v
3.3.1初選小帶輪的基準直徑dd1
由表1-2和表1-3取小帶輪的基準直徑dd1=100mm
表1-2 V帶輪的最小基準直徑
槽型
Y
Z
A
B
C
D
E
（dd）min/mm
20
50
75
125
200
355
500
表1-3 普通V帶輪的基準直徑系列
帶型
基準直徑dd
Y
20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,71,80,90,100,112,125
Z
50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,630
A
75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,40,450,500,560,630,710,800
B
125,132,140,150,160,170,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120
C
200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000
D
355,375,400,425,450,475,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1060, 1120,1250,1400,1500,1600,1800,2000
E
500,530,560,600,630,670,710,800,900,1000,1120,1250,1400,1500,1600, 1800,2000,2240,2500
3.3.2驗算帶速v，按式
（3-2）
因為5m/s〈 V〈 30 m/s ，故帶速合適
3.3.3計算大帶輪的基準直徑
根據(jù)式 dd1=dd2·i
dd2= dd1/i=100/0.736=135.9mm （3-3）
根據(jù)表1-3，圓整dd2=140
3.4確定V帶的中心距和基準長度Ld
3.4.1初定中心距
根據(jù)式 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） （3-4）
0.7（100+140）≤a0≤2（100+140）
168≤a0≤480
初定中心距 a0=400
3.4.2選帶的基準長度
由下式： （3-5）
≈1178mm
由表選帶的基準長度Ld=1120mm
3.4.3計算中心距的變化范圍
按式 a≈a0＋=400+≈371mm （3-6）
中心距的變化范圍由式 amin=a-0.015Ld=354.2mm
amax=a+0.030Ld=404.6mm
3.5驗算小帶輪上的包角
α1≈1800-（dd1-dd2）=1800-（140-100） （3-7）
≈173.80 ≥ 900
3.6計算帶的根數(shù)Z
3.6.1計算單根帶的額定功率p1
由dd2=140mm和電機的轉速2840r/min，查《機械設計》第八版表8-4a
p0=0.800kw。
根據(jù)n=2840r/min，i=0.736和Z型帶，查表8-4a得ΔP0=0.05kw。
由表8-5得kα=0.986，表8-2得kl=1.08，于是：
Pr=（p0+ΔP0）·kα·kl=（0.800+0.05）×0.986×1.06 （3-8）
=0.888kw
3.6.2計算v帶的根數(shù)Z
Z= ==2.68 （3-9）
取V型帶的根數(shù)Z=3
3.7計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min
表1-4 V帶單位長度的質量
帶型
Y
Z
A
B
C
D
E
0.02
0.06
0.10
0.18
0.30
0.61
0.92
由表1-4得Z型帶的單位長度質量=0.06kg/m，所以
（3-10）
對于新安裝的V帶，初拉應力為1.5（F0）min；對于運轉后的V帶，初拉應力為1.3(F0)min。
3.8計算壓軸力Fp
壓軸力最小值：
（Fp）min=2·Z·F0（min）sin（α1/2） （3-11）
=2×3×54.60× sin（173.8/2）
=327N
3.9V帶輪的設計
3.9.1帶輪的設計內容
根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪的轉速等已知條件，可以確定帶輪材料，機構形式，輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸、公差和表面粗糙度以及相關技術要求。
3.9.2帶輪的材料
常用的帶輪的材料為HT150或HT200，轉速較高時可采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可以用鑄鋁或塑料。
3.9.3帶輪的結構形式
V帶輪由輪緣、輪輻、和輪轂組成。根據(jù)輪輻結構的不同，可分為實心式、腹板式、孔板式、橢圓輪輻式。V帶輪形式與基準直徑有關。當帶輪的基準直徑為dd≤2.5d（d為安裝帶輪的基準直徑）時，采用實心式；當帶輪的基準直徑為dd≤300mm時，可采用腹板式；結合本次設計要求，帶輪采用腹板式。
3.9.4V 帶輪的輪槽
V 帶輪的輪槽與所選用的V 帶的型號相對應。見《機械設計》第八版表8-10
V 帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V 帶工作面的夾角發(fā)生變化。為了使V 帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V 帶輪輪槽的工作面的夾角小于。
V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度hamin和hfmin。
V 帶輪的工作表面的粗糙度為1.6或3.2.
3.9.5V 帶輪的張緊
帶傳動一段時間后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證帶傳動的正常工作，需采取一定的措施定期進行張緊。在本次設計中采用了滑道式張緊方式。通過定期改變中心距的方法來調節(jié)帶的初拉力，使帶重新張緊。
第四章 軸的設計計算
4.1軸的選材：
軸的材料主要是碳鋼和合金鋼。鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。
由于碳鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性較低，同時也可以用熱處理或化學熱處理的辦法提高其耐磨性和抗疲勞強度，故采用碳鋼制造軸尤為廣泛。由于考慮到該工作機受載荷不大，故采用熱處理為熱軋或鍛后空冷的Q235-A圓鋼材，其許用彎曲應力【σ-1】=40MPa。
4.2軸的結構設計
軸的結構設計主要取決于：軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件的類型、尺寸、數(shù)量以及和軸的連接方法；載荷的性質、大小、方向及分布情況；軸的加工工藝等。由于影響軸的結構的因素很多，故針對不同情況要進行具體的分析。
4.3各軸段直徑和長度的確定。
根據(jù)設計經驗以及參考同類機器可初步擬定兩軸承之間軸段的直徑D=41mm；同時根據(jù)主軸的懸伸量a=50mm，可以確定主軸最佳跨距L合理=（3～5）a，取L合理=220mm。然后再按照軸上零件的裝配方案和定位要求，從D處起逐一向兩端確定各軸段的直徑和長度。具體如下：
圖1-2 傳動軸的軸段直徑與長度
4.4軸的強度計算
由于V型帶對軸施加的壓軸力的方向與木材對刀具施加的力的方向只有很小的3.5度的夾角，故可認為兩力的方向一致。受力分析如下：
圖1-3 軸的受力分析
根據(jù)第三強度理論：σca=計算應力
通常由彎矩所產生的彎曲應力σ是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力τ則為常常不是對稱循環(huán)變應力，故引入折合系數(shù)，則計算應力為：
σca= （4-1）
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的 面即危險截面的強度，也就是軸上兩軸承支撐處。該轉動軸因單方向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，因此α=0.6。
對于直徑為d的空心軸（β=0.5），彎曲應力為σ= 扭轉切應力τ==，將σ和τ代入下式：
σca = （4-2）
=/W≤【σ-1】
式中：σca -----軸的計算應力，MPa
M -----軸所受的彎矩，N·mm
T -----軸所受的扭矩，N·mm
W -----軸的抗彎截面系數(shù)mm3，公式為0.1d3 (1-β4）
σ-1 -----對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力
4.4.1對71007C處軸截面校核：
σca = （4-3）
=/W
=5.66MPa≤【σ-1】=40MPa
4.4.2對71009C處軸截面校核：
σca = （4-4）
=/W
=3.01MPa≤【σ-1】=40MPa
由以上計算可知，該軸符合強度要求。
第五章 軸承的選用
5.1初選型號
軸承載荷的大小、方向，是選擇軸承類型的主要依據(jù)。由于本次設計的木工立式刨床中所需的軸承即承受徑向載荷同時還有不大的軸向載荷，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承，考慮到軸為立式結構，故選用接觸角α=150的角接觸球軸承。
初選型號為71007C和71009C的角接觸球軸承,由機械設計手冊可查得71007c軸承的基本額定動載荷Cr=19.5KN,極限轉速為8500r/min，71009C軸承的基本額定動載荷Cr=25.8KN,極限轉速為7500r/min。
5.2計算滾動軸承的當量動載荷
軸承采用反裝。該軸承主要承受了軸給予它的徑向力，以及軸和軸上配件的自重所給予它的軸向力Fd。經計算可初步得出Fd≈60N。
求軸承的徑向力：
圖1-4 角接觸球軸承的載荷受力分析
Fr1+Fr2=F1+F2 （5-1）
F1×46+Fb×235-F2(235+50)=0 （5-2）
由以上兩式可得：Fr1=478N，F(xiàn)r2=523N
對于71007C和71009C型軸承，軸承的派生軸向力Fd=eFr，
其中，e為判斷系數(shù)，其值由的大小來判斷，但現(xiàn)在軸承的軸向力Fa未知故先去e=0.38，因此可估算
Fd1=0.38Fr1=181.64N （5-3）
Fd2=0.38Fr2=198.74N （5-4）
因為Fd1+Fd=181.64N+60N=241.64N,大于Fd2=198.74N
所以軸承2被壓緊，軸承1被放松
Fa1= Fd1=181.64N （5-5）
Fa2=Fd1+Fd=181.64N+60N=241.64N （5-6）
==0.01279 （5-7）
==0.01179 （5-8）
由《機械設計》第八版表13-5進行插值計算，
得： e1=0.3768 e2=0.3754
再計算： Fd1= e1·Fr1=0.3768×478N=180.11N （5-9）
Fd2= e2·Fr2=0.3754×523N=196.33N （5-10）
Fa1= Fd1=180.11N （5-11）
Fa2=Fd1+Fd=180.11N+60N=240.11N ==0.01268 （5-12）
==0.01171 （5-13）
兩次計算出的值相差不大，因此確定e1=0.3768，e2=0.3754， Fa1= 180.11N，F(xiàn)a2=240.11N。
求當量動載荷P1和P2：
因為 ==0.3768 = e1 （5-14）
==0.4591＞e2 （5-15）
由《機械設計》第八版表13-5進行插值計算，得軸向和徑向載荷系數(shù)：
對軸承1 X1=1， Y=0
對軸承2 X1=0.44， Y=1.486
因軸承運轉中有輕微沖擊，故fp=1.1—1.2，，取fp=1.2。則
P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.2×（1×478）=573.6N （5-16）
P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.2×（0.44×523+1.486×240.11）=704N （5-17）
驗算軸承壽命，對軸承1：
（5-18）
=106/60×3860(19500/573.6)3
=169556h＞Lh’=43200h
對軸承2：
（5-19）
=106/60×3860(25800/704)3
=211968h＞Lh’
故所選軸承滿足壽命要求。
第六章 鍵的選用校核
6.1傳動抽鍵的選用：
由傳動軸d=27mm，可選鍵，鍵寬b×鍵高h=8×7
由于該軸為空心軸，故鍵高約為普通平鍵的60%-70%，故鍵高h=7（60%-70%）=4.2-4.9mm，由于輪轂長為38mm，取鍵長L=32mm。
該平鍵傳遞扭矩，主要失效形式為工作面被壓潰，故只對工作面的擠壓應力進行強度校核計算：
σp=2T×106/KLD=6.86MPa＜【P】=50MPa （6-1）
6.2電動機軸鍵的選用
電動機軸鍵選用平頭楔鍵，鍵的上下兩面為工作面，鍵的上表面和它相配合的輪轂槽底面具有1：100的斜度，裝配后，鍵楔緊在軸和輪轂的鍵槽里，由于d=24mm，故鍵寬b×鍵高h×鍵長L=8×7×40
該鍵的主要失效形式是相互楔緊的工作面被壓潰，故應校核各工作面的抗擠壓強度。
σp=12T×103/bl（b+6fd）=12MPa＜【P】=50MPa （6-2）
綜上，兩鍵均符合強度要求。
第七章 潤滑方式
潤滑劑主要有固體潤滑劑，潤滑脂，液體潤滑劑和氣體潤滑劑等四類。潤滑油的粘度是選擇潤滑油的重要指標之一。參考《機械傳動裝置設計手冊》下冊，選用液體潤滑劑中經處理的液體和固體潤滑油的潤滑脂—黃油，因為木工立式刨床是開放的機器，整機大部分部件暴露在空氣中，而且要完成傳動和運動。所以選用潤滑脂黃油潤滑。
結構簡單，耐壓性好，對表面加工精度要求底，成本低。在安裝時箱體方孔和軸承處加滿潤滑脂即可。
第八章 設計小結
本次設計是按照畢業(yè)設計要求和設計任務，參照國內外現(xiàn)有同類產品的基礎上而設計的，重在吸百家之長，力求設計新穎、先進、經濟實用。通過畢業(yè)設計，提升了我分析問題、解決問題的能力，養(yǎng)成了認真、嚴謹?shù)墓ぷ鲬B(tài)度和作風，使自己能夠更加熟練地查閱國內、外現(xiàn)有的技術資料、文獻，學會了如何調查、收集、整理第一手資料，在保留同類產品的優(yōu)點的同時，運用新工藝、新技術和新材料，大膽創(chuàng)新，以彌補同類產品的不足之處，使產品趨于更合理、更先進、更優(yōu)化、更具有使用價值和良好的經濟效益。
本次畢業(yè)設計是在我大學期間所學知識的一次綜合性糅合運用。通過這次設計，不僅使我們進一步夯實基礎知識，同時也掌握了機械設計的基本方法與步驟，以及查閱工具書和相關的參考文獻的重要性。在指導老師和同學們的幫助下，使我更明了一個團隊的重要性。即將踏入社會的我們，專業(yè)知識固然重要，但是一個強大的團隊將是我們取得勝利的法寶。通過本次設計，我也發(fā)現(xiàn)了自己的很多不足，生產實踐經驗太少，綜合調度考慮不夠全面，這就要求我們在以后的工作中以更加嚴謹認真的態(tài)度虛心學習，以更加透徹性的思維去剖析遇到的每一個問題，使自己盡可能快的成為一名合格的機械工程性人才。在即將告一段落的大學生涯中，我將一如既往的發(fā)揚本次畢業(yè)設計那種嚴謹務實的態(tài)度和腳踏實地、一絲不茍的工作作風。
第九章 致謝
本文是在趙老師指導下完成的。老師嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和精益求精的工作作風使我受益匪淺。在此，我首先向老師表示誠摯的感謝，并致以崇高的敬意!在課題的研究和開發(fā)階段，得到了學校老師的大力支持和幫助，在此一并向他們表示衷心的感謝。在日常生活和學習中，學校的各位老師，以及全體同學給與我大力支持和幫助，在此我向他們表示衷心的感謝。
參考文獻
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