摇臂钻床说明书

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摇臂钻床说明书522020年4月19日文档仅供参考，不当之处，请联系改正。摘要本次毕业设计题目是“Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计”。Z32K型摇臂钻床是许多学校机械加工实习所用的设备，该产品是由前苏联钻床型号522020年4月19日

1文档仅供参考，不当之处，请联系改正。改制而成，已有三十多年的历史，但近年来，该型号钻床的生产率降低，经济效益较低，同时伴有工人劳动强度的增大，致使钻床的使用率下降，经调查分析，主要原因是该产品没有自动升降系统所致。为改进其使用效果，此次设计主要是对Z32K型摇臂钻床的升降系统进行分析设计与改进，并对钻床的主要传动零部件进行设计校核。同时针对其在实际使用过程中出现的一些问题，并在理论分析与计算的基础上，将其手动升降变为自动升降，然后制定出合理的传动方案，且选择合适的原动机作为它的动力源，使改进后的升降系统具有手动和自动升降并存的功能。关键词：变速箱；手动、自动升降系统；摇臂钻床；直齿锥齿轮；强度校核522020年4月19日

2文档仅供参考，不当之处，请联系改正。ABSTRACTThegraduationprojectentitled"TheadvanceddesignofthegearboxofZ32Kradialdrillingmachine".Z32Kradialdrillingmachineastheequipmentisusedinmanyschoolsduringthepracticeofmachining.ThisproducthasbeentransformedfromtheformerSovietUnionDrillingmodelsforalmost30years.However,theuseofZ32Kradialdrillingmachinehasdecreasedinrecentyearsbecauseoflowproductivityofthisdrillingmachine,thelackofeconomicefficiencyonusageofZ32kcomparably,andanincreaseinlabors'intensityduringtheproduction.Bytheresearchanalysis,thereductionofZ32Kisbecausethisproducthasshortageontheautomaticliftingsystem.InordertoimprovetheefficiencyofZ32K,theliftingsystemsofZ32kradialdrillingmachinewillbeprimarilyplanedtopromoteinthistimeofdesign.Meanwhile,themaintransmissionpartsofthedrillingaregoingtobereunified.Tosomeproblemswhichoccurinactualuse,andonthebasisoftheoreticalanalysisandcalculation,therewilldevelopaproposaltochangemanuallifttoautomaticlift.thenmakethetransmissionschemereasonable,andchoosetheappropriateengineasthepowersourceofthegearbox,andtheliftingofthe522020年4月19日

3文档仅供参考，不当之处，请联系改正。improvedsystemhasmanualandautomaticliftingthecoexistenceoffunction.Keyword:transmission；manualoperatingandautomaticfluctuationsystem；universalradialdrillingmachine；straightbevelgear；strengthcheeks目录1概述11.1摇臂钻床的简介11.2摇臂钻床的发展趋势11.3摇臂钻床的加工原理22原动机的选择32.1原动机的运动形式32.2原动机的选择3522020年4月19日

4文档仅供参考，不当之处，请联系改正。3机械传动方案的拟定与比较54绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图85传动部分运动及动力分析95.1部分传动连接设计95.2传动比、各轴转速、功率及转矩的计算95.3齿轮材料的选择115.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核125.4.1直齿圆锥齿轮各参数的设计计算125.4.2圆锥齿轮的受力分析135.4.3直齿圆锥齿轮的结构设计135.4.4直齿圆锥齿轮强度校核145.4.5圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核175.4.6直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核175.5锥齿轮轴机-6的尺寸设计计算及校核185.5.1锥齿轮轴机-6轮齿部分主要参数设计计算185.5.2直齿圆锥齿轮轴机-6轴端部分设计195.5.3锥齿轮轴机-6的固定205.5.4锥齿轮轴机-6轴径部分的设计计算205.5.5直齿圆锥齿轮轴机-6轴径部分的校核215.6机-4齿轮设计计算及校核225.6.1机-4齿轮尺寸设计计算22522020年4月19日

5文档仅供参考，不当之处，请联系改正。5.6.2结构分析235.6.3受力分析245.6.4机-4齿轮齿面接触疲劳强度的校核255.6.5机-4直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核265.7双联齿轮的设计计算与校核265.7.1双联齿轮的结构分析275.7.2双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核285.7.3双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核295.8四联齿轮的参数计算305.9机-2过渡轴的设计计算305.9.1轴的材料及热处理305.9.2轴的结构设计315.9.3过渡轴的强度校核计算325.9.4过渡轴的轴向及周向固定366轴承的选择与校核计算376.1轴承的分类376.2滚动轴承的的结构及主要类型376.3滚动轴承主要的失效形式376.4滚动轴承的计算与校核387键的选择和键连接强度的校核计算39参考文献41522020年4月19日

6文档仅供参考，不当之处，请联系改正。致谢42522020年4月19日

7文档仅供参考，不当之处，请联系改正。1概述1.1摇臂钻床的简介摇臂钻床是一种用于加工孔的设备。主要对孔加工的类型有：扩孔、钻孔、铰孔等。在日常生产中，摇臂钻床根据夹紧结构可分为机械式和液压式，其操作简单，适用范围广，可适用于加工单件批量孔零件。摇臂钻床由以下七部分组成：摇臂、主轴箱、底座、内外立柱、主轴和工作台等组成。摇臂钻床主轴箱的横向调整位置可由摇臂的导轨控制，摇臂可沿外立柱的圆柱面上下调整并变化位置，且摇臂及外立柱又可绕内立柱转动至不同位置，摇臂钻床工作时根据其工作需要能够很方便的调整主轴至工作台的位置。对于各主要结构：主轴组件（摇臂钻床的主轴在加工时可进行两种运动：旋转运动和轴向进给运动。且主轴的旋转主运动由主轴尾部花键经齿轮传动）夹紧机构（对于在孔加工过程中为保证孔的定位精度因而设定夹紧机构，对于摇臂钻床而言，夹紧机构主要设定在主轴箱与摇臂上，而且同样也在内外立柱上。从结构分析上而言内外立柱利用深沟球轴承以及平板弹簧进行作用能够使摇臂轻松转动）1.2摇臂钻床的发展趋势摇臂钻床和大多数机床一样，将向数控自动化、机电一体化和智522020年4月19日

8文档仅供参考，不当之处，请联系改正。能化方向发展。摇臂钻床在未来的发展趋向是：应用电子计算机技术而且使机械结构趋于简单化，同时，提高和扩大机械自动化工作的能力，而且使机床适应柔性制造系统的工作环境；一方面要提高功率，使机床主运动和进给运动的速度也相应提高。另一方面，要提高机床的相对结构，使其动、静刚度能用以适应新型刀具的需求同时提高钻床钻削的工作效率；最后还要提高机床的加工精度，为今后发展超精密加工机床作准备工作，以其在电子机械、航天等新型工业有更加突出的地位。摇臂钻床在经济的发展、国家政策的大力支持和上下游产业振兴等的背景下，中国摇臂钻床的旺盛需求仍将按线性指数保持高速的增长，而且在未来5-8年，中国摇臂钻床的市场增长率将达到15%。这必将使中国国产摇臂钻床系统和相关功能零部件的市场有很宽广的发展市场，这也无疑为中国国内摇臂钻床生产厂商提高自己的技术水平与工艺水平还有扩大市场提供了极好的发展机遇。1.3摇臂钻床的加工原理当电机启动时，机床主轴开始运动经过调整换置器官来改变所需要的合适的主轴转速，利用摇臂将钻头调整到所加工零件的正确位置，经过进给量与主轴在其转动一转时轴向的移动量计算，而且利用换置器官来实现被加工零件的进给量，一般情况下，主轴获得的转速范围是在25~r/min内，机床的进给运动变速范围为0.04~3.2mm/r。522020年4月19日

9文档仅供参考，不当之处，请联系改正。522020年4月19日

10文档仅供参考，不当之处，请联系改正。2原动机的选择原动机对机械的作用毋庸置疑，它就像心脏对人类而言。它是执行机构动力的来源而且在很大程度上决定着机器的工作性能和结构特征。因此选择一个合适的原动机，对摇臂钻床而言，其作用是不可估量的。机械系统一般由以下五部分组成，包括：原动机、工作机、传动装置、控制操纵部件及其它辅助零部件等。原动机是机械系统的驱动部分（动力来源：把自然界中其它各种形态的能源转变为机械能），工作机是机械系统的执行部分（向外传递动力），传动装置则是把原动机与工作机有机的结合起来，（是它实现能量传递与运动形式转换不可或缺的重要部分）。2.1原动机的运动形式原动机的运动形式，主要是依据能量转换性质进行分类的，具体见下表2-1：表2-1原动机的分类转换性质实例第一类原动机蒸汽机、柴油机、水轮机、燃气轮机第二类原动机电动机、液压马达、气动马达2.2原动机的选择522020年4月19日

11文档仅供参考，不当之处，请联系改正。根据Z32K型摇臂钻床的工作环境以及实际工作要求，能够选择电动机作为其动力来源。电动机较其它动力机有较高的驱动效率，与被驱动机的工作机械联接结构简便，且可满足不同类型机械的加工工作要求。在实际生产过程中由于摇臂钻床工作环境的不同，致使电动机的工作环境也各不相同。在大多数情况下，摇臂钻床所处的工作环境周围大气中含有灰尘和水分，为了保证摇臂钻床可适用于各种环境，因此需要对电动机的外壳进行保护一般电机外壳的类型有：开启式、防护式、封闭式、防爆式。因为在实际生产中Z32K型摇臂钻床常处于灰尘较多的场合工作，因此在设计中，电机外壳应选用封闭式，为防止各类杂物进入电动机内部，使电机能正常工作。因此在设计中，电动机型号选择Y系列，其型号为：Y112M-4，额定功率为4KW，满载转速可达1410r/min，额定转矩为2.2N·m。522020年4月19日

12文档仅供参考，不当之处，请联系改正。3机械传动方案的拟定与比较对于“Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计”而言，变速箱的设计最重要的就是机械传动设计，而机械传动设计中最重要的就是确定机械传动的设计方案。根据机械产品的合理性来拟定设计方案，为达到实际生产中所需要求经过选择不同的机械传动方案进行对比，从而选择最优方案。分析比较Z32K型摇臂钻床的实际工作情况，现对摇臂钻床的手动升降系统进行分析改进，如下所示，现拟出以下三种传动方案可进行逐一分析并选择最优方案：方案一：改进原来的手动升降系统手柄→圆锥齿轮轴→圆锥齿轮1→圆锥齿轮2→升降螺母方案二：改手动升降系统为自动升降系统新增电动机→齿轮1→齿轮2→圆锥齿轮1→圆锥齿轮2→升降螺母方案三：利用原电机改进为自动升降系统电机→齿轮-3→四联滑移齿轮-6→双联齿轮-机3→齿轮-机4→锥齿轮轴-机6→锥齿轮-7→升降螺母表3-1各改进后传动方案性能的分析比较性能指标具体项目方案一方案二方案三功能传动精度高高高升降速度慢快快工作性能可调性好好较好522020年4月19日

13文档仅供参考，不当之处，请联系改正。运转速度慢快快承载能力大较大较大动力性能加速度峰值小较大较大噪声较小小小耐磨性耐磨耐磨耐磨可靠性可靠可靠可靠经济性制造性易难易调整方便性方便不方便方便能耗大小一般一般一般制造费用便宜贵便宜结构紧凑尺寸小小小重量轻重较轻结构复杂性简单一般一般方案一：升降系统由于是手动升降因此升降时工作量大，工作效率低；且升降手柄太长，操作时动作大，当托板接近变速箱时，升降手柄易碰到钻床的进给手柄，操作者可能会夹到手，造成安全事故；由于丝杠螺距较大，两圆锥齿轮传动时，传动比虽小，但机床的本体重，升降时费时又费力。方案二：在丝杠端部新装一个电动机和减速器带动丝杠转动，升降螺母固定实现自动升降，这是一种传动的实现自动升降的方法，很多机床都在用，但对于Z32K型摇臂钻床来说，虽弥补了自动升降系统带来的缺点但又派生出其它另外的缺陷：新增一个电动机和减速器不但使总体预算成本增加，而且使机床结构变的更为复杂，安装变困难，还派生出一些不必要的麻烦。方案三：利用原电动机作为其动力源，利用主运动传动系统中，522020年4月19日

14文档仅供参考，不当之处，请联系改正。齿轮的啮合，将电机的动力传递至升降螺母上，从而实现升降系统的自动升降。其优点为：经过利用上述方案可使成本降低；对于其内部附加的零部件而言，其结构简单；并充分利用了原变速箱的有限空间，使原机床各部分结构布置合理，而且使机床外观不受影响且操作简便，机床效率高。根据上述方案进行对比分析，选择第三种方案作为设计方案。图3-1变速箱传动示意图522020年4月19日

15文档仅供参考，不当之处，请联系改正。4绘制变速箱中升降系统的传动机构运动简图在绘制传动机构运动简图时，由于实际构件的结构较为复杂，在分析机构运动时，一般不考虑构件的形状，及一些与运动无关的因素，因此，只需要利用简单的线条和符号，经过一定比例及相对位置绘制机构图形。根据运动简图，分析动力与运动时就非常方便了。在绘制传动机构运动简图时，首先要明确机械的实际构造和运动情况，因为，确定原动件和执行部分是极为重要的，为将机构运动简图表示清楚，视图平面一般会选择机械多数构件所在的运动平面，而且需将机械不同部分的不同视图展开到同一视图面上，以方便观看。且运动简图的最终原则是，以能简单、清楚的把机械结构与运动传递情况正确的表示出来。如图4-1所示为：Z32K型摇臂钻床改进后变速箱升降系统的传动机构运动简图。522020年4月19日

16文档仅供参考，不当之处，请联系改正。图4-1自动升降系统传动机构运动简图1-电动机；2-轴；3-直齿轮；4-花键轴；5-直齿轮；6-四联滑移齿轮；7-锥齿轮；8-丝杠；机1-滑移齿轮；机2-过渡轴；机3-双联滑移齿轮；机4-直齿轮；机6-锥齿轮轴；5传动部分运动及动力分析5.1部分传动连接设计由Z32K型摇臂钻床变速箱装配图和升降系统机构运动简图可知，升降系统的传动路线为：电动机2轴4轴机-2过渡轴机-6锥齿轮轴锥齿轮7升降螺母。为设计和加工方便，机-6锥齿轮轴的设计参数与原没改进前的圆锥齿轮轴参数大致相同，只是将齿轮轴末端的弹簧卡环改为平键槽连接，522020年4月19日

17文档仅供参考，不当之处，请联系改正。用平键与机-4齿轮连接，使齿轮固定。在改进设计中另将机-3齿轮设计为双联滑移齿轮，因为，这样可提高机床的工作效率。先初定机床的升降速度为1000mm/min，又可知：原有丝杆螺距P=6，带动螺母及丝杆运动的圆锥齿轮齿数为Z=36，机-6圆锥齿轮齿数Z=20。经过计算得出：要求机-6圆锥齿轮轴的转速N=240r/min。查表可知电动机的转速N=1410r/min，与电动机相连的最近的齿轮齿数为Z=20（现将其写成方便以后的计算，以下类同），四联滑移齿轮的最小齿轮齿数为=26，现假设机-3过渡齿轮设计为单联齿轮，则机-6齿轮的齿数为Z=52，现为了能使其正常传动，则其模数应该一致，都为m=2，则机-6齿轮的分度圆直径为d=104mm，现在由于箱体孔内壁限于机-6齿轮的分度圆直径为72mm，大于设计齿轮的分度圆直径，因此现在为了将所设计齿轮能放于箱体中的，则必须将机-3过渡齿轮设计为双联齿轮，以减少其分度圆直径。由于花键轴、机-2过渡轴与机-6圆锥齿轮轴在径向位置间呈三角形分布，因此机-3双联齿轮的分度圆直径在箱体中可作适当的调整以符合其位置要求。5.2传动比、各轴转速、功率及转矩的计算已知假定升降速度为1000mm/min，又知：，，，，522020年4月19日

18文档仅供参考，不当之处，请联系改正。，电动机转速N=1410r/min，电动机功率为4KW，圆锥齿轮的传递效率为，圆柱齿轮传递效率为，电动机的转速为，因此：3.98=2.7为了使4轴转速经过渡轴机-2传到机-6锥齿轮轴上，，初步确定各齿轮参数如下表：表5-1齿轮参数名称齿数分度圆直径模数机-3Ⅰ661322机-3Ⅱ46922机-438762因此有：522020年4月19日

19文档仅供参考，不当之处，请联系改正。各参数确定之后，重新计算的升降速度为：138.356=830r/min各轴转矩为：电动机轴：2轴：4轴：机-2轴：机-6锥齿轮轴：7锥齿轮：各参数值列表如下：表5-2各轴参数轴号功率KW转矩转速r/min传动比效率电动机427.091410//2轴3.9826.961410/0.9954轴3.971.34522.22.70.98机-2轴3.82177.47205.722.540.98机-63.72143.67249.631.210.981.335249.28249.281.80.955.3齿轮材料的选择由齿轮的522020年4月19日

20文档仅供参考，不当之处，请联系改正。失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗齿轮折断、抗齿面磨损、抗齿面点蚀、抗齿面胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折断能力。因此，对齿轮材料的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。在改进设计中，改进后新增的齿轮中，机-6锥齿轮材料选用40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；锥齿轮7的材料选用40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；直齿轮机-4的材料选用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC；机-3双联齿轮选用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC。机-2过渡轴材料选用40Cr，调质处理及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC。5.4直齿圆锥齿轮的尺寸设计计算及校核锥齿轮用于传递两个相交轴之间的运动和动力，其轮齿分布在圆锥面上，齿轮齿形从大端至小端逐渐较小。圆锥齿轮有三种类型：直齿、斜齿和曲齿齿轮。由于直齿圆锥齿轮易于制造，安装简单，且适用于低速轻载传动场合，因此，在改进设计中，锥齿轮7选择直齿圆锥齿轮。5.4.1直齿圆锥齿轮各参数的设计计算已知：齿数=36，模数=2，配对齿轮齿数=20，模数=2522020年4月19日

21文档仅供参考，不当之处，请联系改正。分度圆直径：分度圆锥角：齿顶高：齿根高：全齿高：顶隙c：齿顶圆直径：齿根圆直径：锥矩：齿顶角：齿根角：当量齿角：根锥角：顶锥角：当量齿轮分度圆半径：当量齿轮齿顶圆半径：当量齿轮齿顶压力角：不发生根切的最少齿数：5.4.2圆锥齿轮的受力分析522020年4月19日

22文档仅供参考，不当之处，请联系改正。直齿锥齿轮齿面上所受的法向载荷，一般都视为集中作用在平均分度圆上，为方便计算，假定载荷沿齿宽均匀分布，且载荷集中作用在齿宽中点节线处的法向平面内，与圆齿轮一样，将法向载荷分解为切于分度圆锥面的周向分力（圆周力），及垂直于分度圆锥母线的分力，再将力分解为径向分力及轴向分力，则小锥齿轮轮齿上所受各力的大小分别为：（5-1）=（5-2）=（5-3）（5-4）计算结果如下所示：5.4.3直齿圆锥齿轮的结构设计直齿圆锥齿轮结构设计如下图5-1所示，各参数设计见零件图（YBZC-04）522020年4月19日

23文档仅供参考，不当之处，请联系改正。图5-1直齿圆锥齿轮5.4.4直齿圆锥齿轮强度校核如上所述，和均是作用在圆锥齿轮上的名义载荷。在实际工作中，还应该考虑原有动力机和工作机的振动和冲击，轮齿啮合过程中产生的动载荷。由于制造安装误差或者受载后轮齿产生的弹性变形以及轴套、轴承箱体的变形，使得载荷沿齿宽方向分布均匀，同时啮合的各轮齿之间载荷分布不均匀等等。为此，应该将名义载荷乘以载荷系数，作为计算载荷，进行齿轮的强度计算时，按计算载荷进行计算，与圆周力对应的计算载荷为：（5-5）式中：Ｋ—载荷系数Ｋ＝（5-6）式中：522020年4月19日

24文档仅供参考，不当之处，请联系改正。—使用系数，是考虑齿轮啮合时外部因素引起的附加载荷影响的系数。常见值可参考下表5-4：表5-4使用系数工作机的工作特性电动机、均速转动的汽轮机、燃气轮机蒸汽机、燃气轮机液压装置多缸内燃机单缸内燃机均匀平稳1.001.101.251.50轻微冲击1.251.351.501.75中等冲击1.501.601.752.00严重冲击1.751.852.002.25注：表中所列值仅适用于减速传动；若为增速传动，值约为表值的1.1倍。当外部机械与齿轮装置间有挠性连接时，一般值可适当减小。我在设计时取=1。—动载系数，是考虑齿轮啮合过程中因啮合误差所引起的内部附加动载荷对轮齿受载的影响。常见值可参考下表5-5：表5-5使用系数类型取值范围直齿圆柱齿轮1.05～1.4斜齿圆柱齿轮1.02～1.2522020年4月19日

25文档仅供参考，不当之处，请联系改正。直齿锥齿轮1.1～1.4注：齿轮精度低速度高时，取大值；反之取小值。我在设计时取=1.3。—齿向载荷分布系数，是考虑由于轴的变形和齿轮制造误差等引起的载荷沿齿宽方向分布不均匀的影响。常见值可参考下表5-6：表5-6使用系数类型取值范围直齿圆柱齿轮两轮之一为软齿面1～1.2直齿圆柱齿轮两轮均为硬齿面1.1～1.35直齿圆锥齿轮1.1～1.35注：宽径比B/d1较小、齿轮在两支承中间对称布置、轴的刚性大时，取小值；反之，取大值。我在设计时取=1.2。—齿间载荷分配系数，是考虑同时啮合的各对齿轮轮齿间载荷分配不均匀的影响。常见值可参考下表5-7表5-7使用系数522020年4月19日

26文档仅供参考，不当之处，请联系改正。类型取值范围直齿圆柱齿轮1～1.2斜齿圆柱齿轮齿轮精度高于7级（含7级）1～1.2斜齿圆柱齿轮齿轮精度等级低于7级1.2～1.4直齿圆锥齿轮1.2～1.4注：齿轮制造精度等级低、齿面为硬齿面时，取大值；精度等级低、齿面为软齿面时，取小值。我在设计时取=1。因此=1.251.31.21=1.95圆周力对应的计算载荷为：=1.95×1788.87=3488.295.4.5圆锥齿轮齿面接触疲劳强度校核1.确定齿面接触疲劳强度查《机械设计》P210页图10-21e得=1100MPa。由图10-19可取得圆锥齿轮接触疲劳寿命系数为=0.90，取失效概率为1%，安全系数为S=1。因此：0.9×1100=990MPa2.验算齿面接触疲劳强度条件计算齿轮传递的转矩×=51335.85N·mm522020年4月19日

27文档仅供参考，不当之处，请联系改正。确定载荷系数K=1.95查《机械设计》P201页图10—6可知=，对于的直齿锥齿轮，=2.5齿轮齿宽b≤R/3，因此齿宽取10因此，齿面接触应力：822.38MP＜因此，圆锥齿轮齿面接触疲劳强度符合设计要求。5.4.6直齿圆锥齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核1.确定许用齿根弯曲疲劳强度查《机械设计》P208页图10-20C可知，直齿圆锥齿轮的弯曲疲劳强度极限为=500MP查《机械设计》P206页图10-18可知，取直齿圆锥齿轮弯曲疲劳寿命系数为取弯曲疲劳安全系数S=1.4，因此：303.57MPa2.验算齿根弯曲疲劳强度条件522020年4月19日

28文档仅供参考，不当之处，请联系改正。工作转矩×=51335.85N·mm确定载荷系数K=1.95，齿形系数=2.44，应力校正系数=1.654又，280.56MP＜由上述计算可知，齿轮的齿根弯曲疲劳强度符合设计要求，故安全。5.5锥齿轮轴机-6的尺寸设计计算及校核5.5.1锥齿轮轴机-6轮齿部分主要参数设计计算已知：齿数=20，模数=2，配对齿轮齿数=36，模数=2分度圆直径：分度圆锥角：齿顶高：齿根高：全齿高：顶隙c：齿顶圆直径：齿根圆直径：锥矩：522020年4月19日

29文档仅供参考，不当之处，请联系改正。齿顶角：齿根角：当量齿角：根锥角：顶锥角：当量齿轮分度圆半径：当量齿轮齿顶圆半径：当量齿轮齿顶压力角：5.5.2直齿圆锥齿轮轴机-6轴端部分设计直齿圆锥齿轮轴机-6轴端部分设计的目的是合理确定直齿圆锥齿轮轴轴端部分的外部轮廓及各部分尺寸。因为影响直齿圆锥齿轮轴轴端部分结构设计的因素很多，因此其轴端部分没有标准的结构类型，因此在满足其规定的功能要求和设计约束的前提下，其结构设计方案具有很大的灵活性，设计时应多加考虑如下因素：1.便于轴上各零件（如轴承等）的装拆和调整）；2.保证轴承上的各零件的定位和固定可靠；3.具有良好的加工工艺性；4.力求结构522020年4月19日

30文档仅供参考，不当之处，请联系改正。合理，应力集中小，工作能力强，节约材料和减轻重量。基于上述要求，直齿圆锥齿轮轴的结构设计如下图5-2所示，各参数设计见零件图（YBZC-05）。图5-2锥齿轮轴5.5.3锥齿轮轴机-6的固定为了保证装配质量，机-6齿轮轴与手动升降系统的齿轮轴的轴心中心等高。由于锥齿轮轴机-6的径向受载荷一般，因此由滚动轴承支承其轴向位置，轴向位置则由卡环固定，周向位置由平键固定。5.5.4锥齿轮轴机-6轴径部分的设计计算1.初步确定轴的最小直径522020年4月19日

31文档仅供参考，不当之处，请联系改正。查《机械设计》P370页表15-3，取=105，于是得105×25.83mm2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（结构如图5-2）1）装圆柱齿轮部分的直径取d=22，长度L=162）第二段轴径的直径部分取d=40，长度L=503）第四段轴径部分的直径取d=60，长度L=425.5.5直齿圆锥齿轮轴机-6轴径部分的校核1.按扭转强度条件校核设轴在扭转T的作用下产生切应力，对圆形截面的实心轴，其截面上的扭转切应力为：=26.35MPa＜[]=35MPa（5-7a）式中：—轴的扭转切应力，MPa；T—轴所受的扭矩，N·mm；—轴的抗扭截面系数，0.2,；P—轴传递的功率，kw；n—轴的转速，r/min；d—计算截面处轴的直径，mm；[]—522020年4月19日

32文档仅供参考，不当之处，请联系改正。材料的许用扭转切应力，MPa。查《机械设计》P370页表15-3，可知45钢的[]=35～55MPa。如上所求，显然扭转强度满足设计要求。1）求轴上的载荷==620N=225.67N=659.788N2）求支座反力及弯矩图H面：==620N==14700N·mmV面：==225.67N==5350.1N·mm合成弯矩M：15643.32N·mm扭矩T：T=143.67N·mm2.按弯扭合成强度条件校核轴的强度在进行校核时，一般只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩且截面面积最小处轴段的强度，由（5-7a）及所求数据可知，由可知当轴为单向旋转时，轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，因此取=0.6，则轴的计算应力为：（5-7b）522020年4月19日

33文档仅供参考，不当之处，请联系改正。式中：—轴的计算应力，单位为MPa；M—轴所受的弯矩，单位为N·mm；T—轴所受的扭矩，单位为N·mm；W—轴的抗弯截面系数，单位为，可查《机械设计》P373页表15-4；—轴在对称循环变应力作用下时轴的许用弯曲应力，其值可查《机械设计》P362页，按表15-1选用；=MPa=8.9MPa由前可知直齿圆锥齿轮轴的材料选择为40Cr，并经调质、表面淬火，则由《机械设计》P362页，表15-1可查得=70MPa。由上述计算可知，<，故直齿圆锥齿轮按弯扭合成强度条件校核时符合条件，故安全。5.6机-4齿轮设计计算及校核5.6.1机-4齿轮尺寸设计计算由表5-1可知，机-4齿轮齿数z=38，模数m=2机-4齿轮选渐开线标准直齿圆柱齿轮直齿圆柱齿轮分度圆直径：直齿圆柱齿轮齿顶高：522020年4月19日

34文档仅供参考，不当之处，请联系改正。直齿圆柱齿轮齿根高：直齿圆柱齿轮齿全高：直齿圆柱齿轮顶隙c：直齿圆柱齿轮齿顶圆直径：=80直齿圆柱齿轮齿根圆直径：直齿圆柱齿轮基圆直径：直齿圆柱齿轮齿距：直齿圆柱齿轮齿厚：直齿圆柱齿轮齿槽宽：标准中心距：84各数据如下表5-8所示：表5-8齿轮设计参数名称参数名称参数齿数38齿顶圆直径80模数2齿根圆直径71压力角20°齿高4.5分度圆直径76基圆直径71.42齿顶高2齿距6.28顶隙0.5齿厚3.14齿根高2.5齿槽宽3.14标准中心距845.6.2结构分析522020年4月19日

35文档仅供参考，不当之处，请联系改正。机-4直齿圆柱齿轮结构设计如下图5-3所示，各参数设计见零件图（YBZC-06）。图5-3直齿圆柱齿轮5.6.3受力分析对轮齿上的作用力进行分析是进行齿轮承载能力的计算、设计支承齿轮的轴以及选用轴承的基础。工程上为了简化计算，常把作用在齿面上沿齿宽接触线上分布的全部作用力用一个作用在齿宽中点处的集中力来代替。当润滑较好时，能够忽略接触面上的摩擦力的影响，该集中力即法向载荷，它的方向是沿着两齿廓接触点的公法线方向，即啮合线方向。法向载荷在节点处能够分解为两个相互垂直的分力，圆周力和径向力（单位均为N），其计算公式分别为：522020年4月19日

36文档仅供参考，不当之处，请联系改正。（5-8）（5-9）（5-10）式中：—小齿轮传递的转矩，N·mm；—小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，mm；—啮合角，对标准齿轮，计算结果为：5.6.4机-4齿轮齿面接触疲劳强度的校核由公式（5-6）及表（5-4）（5-5）（5-6）（5-7）可知，取值=1.25，=1.3，=1.2，=1.1，因此机-4齿轮的载荷系数Ｋ＝=2.145圆周力对应的计算载荷=2.415×3780.79=9130.601.确定齿面接触疲劳强度查《机械设计》P210页图10-21e得=1600MPa。计算应力循环次数：=60×249.63×(2×8×300×15)=522020年4月19日

37文档仅供参考，不当之处，请联系改正。由《机械设计》P210页图10-19可知，取接触疲劳寿命系数=0.97，取失效概率为1%，安全系数为S=1，因此：0.97×1600=1552MPa2.验算齿面接触疲劳强度条件齿轮传递的转矩T=9.55××247275N·mm确定载荷系数K=2.145查《机械设计》P201页图10—6得=，对于的直齿圆柱齿轮，=2.5齿轮齿宽b=×d=0.1×76=7.6，取b=10因此，齿面接触应力1548.95MP＜由上述计算可知，其齿面接触疲劳强度满足设计要求。5.6.5机-4直齿圆柱齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核1.许用齿根弯曲疲劳强度的校核查《机械设计》P288页图10-20d可知，齿轮的弯曲疲劳强度极限为=1000MP522020年4月19日

38文档仅供参考，不当之处，请联系改正。查《机械设计》P206页图10-18，由应力循环次数可取得齿轮的弯曲疲劳寿命系数，取齿轮弯曲疲劳安全系数为S=1.2因此：708.33MPa2.验算齿根弯曲疲劳强度条件工作转矩T=9.55××247275N·mm确定载荷系数K=1.95，齿形系数=2.42，应力校正系数=1.662又，671.53＜由上述计算可知，齿轮齿根弯曲疲劳强度满足设计要求，故安全。5.7双联齿轮的设计计算与校核双联齿轮的两齿轮均为渐开线标准圆柱齿轮，其主要设计参数如下表5-9所示：表5-9双联齿轮设计计算基本参数机-3Ⅰ齿数45机-3Ⅱ齿数37模数m均为2522020年4月19日

39文档仅供参考，不当之处，请联系改正。配对齿轮参数机-3Ⅰ、Ⅱ配对齿轮齿数分别为26和38，模数m均为2；名称符号计算公式机-3Ⅰ机-3Ⅱ分度圆直径dd=mz9074中心距aa=7175齿顶高22齿根高2.52.5全齿高h4.54.5齿顶圆直径9074齿根圆直径8668基圆直径82.6965.78齿距PP=πm6.286.28齿厚SS=πm/23.143.14槽宽eE=πm/23.143.14顶隙C0.50.5基圆齿距cos20°5.905.905.7.1双联齿轮的结构分析双联齿轮结构设计如下图5-4所示，各参数设计见零件图（YBZC-07）。522020年4月19日

40文档仅供参考，不当之处，请联系改正。图5-4双联圆柱齿轮5.7.2双联齿轮齿面接触疲劳强度的校核1.确定齿面接触疲劳强度查《机械设计》P210页图10—21e得=1300MPa。计算应力循环次数：=60×205.72×（2×8×300×15）=8.9×由图10-19可取接触疲劳寿命系数=0.96，取失效概率为1%，安全系数S=1，因此：0.96×1300=1248MPa2.验算齿面接触疲劳强度条件522020年4月19日

41文档仅供参考，不当之处，请联系改正。齿轮传递的转矩T=9.55××205561.5N·mm计算同上，确定载荷系数K=2.145查《机械设计》P201页图10—6得=，对于的直齿圆柱齿轮，=2.5齿轮齿宽b=10因此，齿面接触应力1077.22MPa＜因此，齿面接触疲劳强度满足设计要求。5.7.3双联齿轮齿根弯曲疲劳强度的校核1.许用齿根弯曲疲劳强度的确定查《机械设计》P208页图10-20d可知，直齿圆柱齿轮的弯曲疲劳强度极限为=800MP查《机械设计》P206页图10-18，由应力循环齿数可知，齿轮的弯曲疲劳寿命系数为取齿轮弯曲疲劳安全系数为S=1.4因此：485.71MPa522020年4月19日

42文档仅供参考，不当之处，请联系改正。2.验算齿根弯曲疲劳强度条件工作转矩T=9.55××205561.5N·mm确定载荷系数K=1.95，齿形系数=2.56，应力校正系数=1.742又，425.61＜因此，齿根弯曲疲劳强度满足设计要求。5.8四联齿轮的参数计算表5-10四联齿轮参数设计计算名称符号计算公式机61机62机63机64分度圆直径dd=mz5296132116齿顶高2222齿根高2.52.52.52.5全齿高h4.54.54.54.5齿顶圆直径56100136120齿根圆直径4791127111基圆直径48.8690.21124.04109齿距PP=πm6.286.286.286.28齿厚SS=πm/23.143.143.143.14槽宽eE=πm/23.143.143.143.14顶隙C0.50.50.50.5基圆齿距cos20°5.905.905.905.90522020年4月19日

43文档仅供参考，不当之处，请联系改正。四联齿轮的四个齿轮均为渐开线标准圆柱齿轮，如上表所示即为四联齿轮各轮齿的参数设计。5.9机-2过渡轴的设计计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。设计时，必须针对不同情况进行具体的分析。轴应满足的结构条件是：轴和装在轴上的零部件要有准确的相对工作位置；轴上的零件应便于拆装调整；轴应具有良好的制造工艺性等。5.9.1轴的材料及热处理轴的材料最常见的是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢便宜，且碳钢对应力集中的敏感性较低，同时碳钢也能够用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制作的轴更为广泛，其中最常使用的钢是45钢。合金钢相比碳钢则具有更高的力学性能，而且有更好的淬火性能。因此，在传递大动力，并要求减小尺寸与质量，且提高轴颈的耐磨性，并使轴处于高温或低温条件下工作的轴时，最常使用的钢是40Cr钢。轴经过各种热处理及表面强化处理后，对提高它的抗疲劳强度等都有显著的提高。综上所述，在设计过渡轴时，选用的材料为45钢，然后再经调制处理。522020年4月19日

44文档仅供参考，不当之处，请联系改正。5.9.2轴的结构设计1.初步确定轴的最小直径查《机械设计》P370页，表15-3，可取=112，于是：112×29.66mm由零件图可看出轴的结构，轴的最小直径部分显然是安装轴承的部分，因此为了使所选轴的直径与轴承孔径相配合，故需同时选用轴承的型号，查标准GB/T276-1994，选用6006型深沟球轴承，其d=30，D=55，B=13，额定动负荷=10.40KN，额定静负荷=7KN2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（结构如图5-5）各详细参数具体见CAD图纸YBZC-08。1）装轴承部分取d=22，长度L=402）装双联齿轮部分直径d=22，长度L=273）轴肩部分直径d=26，长度L=9522020年4月19日

45文档仅供参考，不当之处，请联系改正。图5-5过渡轴5.9.3过渡轴的强度校核计算1.按扭转强度条件计算设轴在扭转T的作用下产生切应力，对于圆形截面的实心轴，其截面上的扭转切应力为=32.84MPa＜[]=45MPa式中：—轴的扭转切应力，MPa；T—轴所受的扭矩，N·mm；—轴的抗扭截面系数，0.2,；P—轴传递的功率，KW；n—轴的转速，r/min；d—计算截面处轴的直径，mm；[]—材料的许用扭转切应力，522020年4月19日

46文档仅供参考，不当之处，请联系改正。MPa。查《机械设计》P370页表15-3，可知，45钢的[]=25～45MPa。由以上计算可知，显然过渡轴的扭转强度满足设计要求。2.按轴所受的弯矩合成强度条件计算1）力学模型的建立轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。在做计算简图时，应先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力。其所受载荷如下图所示：图5-6受力图2）轴的受力计算分析根据公式（5-8）（5-9）（5-10）求轴上载荷，可求得：=11083N，=4033N，=11790N522020年4月19日

47文档仅供参考，不当之处，请联系改正。3）根据截面法计算水平弯矩：H面：（x取40）=-=-472.12N·M4）根据截面法计算垂直弯矩：V面：（x取40）=-=-161.32N·mm5）计算合成弯矩M=498.92N·mm6）计算扭矩T-M=0M=177.33N·MT=177.33N·M7）计算过渡轴危险截面的轴径：由以上计算可知，过渡轴的每一处截面直径均大于16.22因此过渡轴的强度满足要求条件。8）画出过渡轴的载荷分析图由以上分析计算，可得到各力在水平面和垂直面上产生的弯矩，如下图所示，按计算结果分别做出水平面的弯矩图和垂直面522020年4月19日

48文档仅供参考，不当之处，请联系改正。的弯矩图，并做出总弯矩图，以及扭矩图。图5-7过渡轴的载荷分析图3.按过渡轴所受的弯扭合成应力校核轴的强度按以往经验可知，在进行轴的强度校核时，一般只需522020年4月19日

49文档仅供参考，不当之处，请联系改正。校核轴上承受最大弯矩处和扭矩最大且截面面积最小处的强度，由上式（5-7）及所求数据可知，以及轴的单向旋转运动，轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，可知，取=0.6，因此轴的计算应力为：=MPa=0.19MPa由上述设计参数可知，前面已选定过渡轴的材料为40Cr钢，经调质并表面淬火，又由表15-1查得，=70MPa。因此<，故过渡轴的强度安全。5.9.4过渡轴的轴向及周向固定由于机-3双联齿轮整体宽度较短，而且齿轮较接近箱体，且箱体内壁较厚。因此机-2过渡轴只需由箱体轴承固定，与齿轮相连部分由平键固定。机-3齿轮与机-2过渡轴之间，其轴向固定部分由滚动轴承连接。其周向由平键固定。而机-2轴上有轴肩，故装配时直接将机-2轴装轴承部分直接敲入箱体孔至轴肩处即可。522020年4月19日

50文档仅供参考，不当之处，请联系改正。6轴承的选择与校核计算6.1轴承的分类轴承是支撑轴的零部件，根据轴承承受摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，起动阻力小，而且现已标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般机器中应用非常广泛。滑动轴承用于某些不能、不便或者使用滚动轴承没有优势的场合，如工作转速非常高、冲击和振动非常大、径向空间设计尺寸受限制或必须剖分结构进行安装时（曲轴上轴承）的结构，以及需要在水或者腐蚀性介质工作的工况条件下，仍占非常重要的地位。因此，在轧钢机、内燃机、雷达、天文望远镜及各类仪表中应用颇为广泛。522020年4月19日

51文档仅供参考，不当之处，请联系改正。在设计中，选择滚动轴承，型号为：6003型深沟球轴承（GB/T276-1994）。6.2滚动轴承的的结构及主要类型滚动轴承由内圈、外圈、滚动体和保持架等4部分组成。内圈用来和轴颈装配，外圈用来和轴承座孔装配。一般是内圈随轴颈回转，外圈固定，滚动体在内、外圈的滚道间滚动。保持架均匀地隔开滚动体。滚动轴承的主要类型如下表6-1所示：表6-1轴承分类类型承受的载荷向心轴承主要承受径向载荷推力轴承只承受轴向载荷向心推力轴承能同时承受径向载荷和轴向载荷6.3滚动轴承主要的失效形式滚动轴承的正常失效形式是内外圈滚道或滚动体上的点蚀破坏。可是除点蚀以外，轴承还可能发生其它多种形式的失效。如：润滑油不足使轴承烧伤；装配不当使轴承卡死、挤碎内外圈和保持架；滚动体的挤碎等。6.4滚动轴承的计算与校核现在只对过渡轴上的轴承进行校核，在设计过渡轴时选择的轴承是6006型深沟球轴承（522020年4月19日

52文档仅供参考，不当之处，请联系改正。GB/T276-1994），其d=30，D=55，B=13，额定动载荷=10.40KN，额定静载荷=7KN。已知n=205.72r/min，d=30，=11790N，=4033N，温度低于100℃，并有轻微冲击，且预期使用寿命为。因深沟球轴承没有派生轴向力，因此=11790N，查《机械设计》P321页表13-6，可知轴承有轻微冲击，时=1.0～1.2，取=1.2、查《机械设计》P321页表13-5可得e=0.44因=2.92，查表可知=0.56，=1.0得16858.176计算滚动轴承的寿命查表13-6可知，深沟球轴承，又因工作温度低于120℃，因此得=1由公式（6-1）可得：=19021.3h>由上的计算可知，选择6006型深沟球轴承满足寿命要求。故所选轴承合格。522020年4月19日

53文档仅供参考，不当之处，请联系改正。7键的选择和键连接强度的校核计算键是一种标准零件，一般见来实现轴与轮毂之间的周向固定以传递转矩，有时还能实现轴上零件的轴向固定或轴向滑动的导向，键连接的主要类型有：平键连接、半圆键连接、楔键连接与切向键连接。在传递转矩时一般采用平键连接，因此在设计时选用平键连接。平键连接传递转矩时，其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，否则不会出现键的剪断。因此，一般只按工作面上的挤压应力进行强度校核的计算。因此，一般按工作面上的压力进行条件性的强度校核计算。按上述要求，普通平键连接的强度条件为：（7-1）式中：T—传递的转矩，单位为N·m;k—为键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，h为键的高度，单位为mm；l—为键的工作长度，单位为mm，圆头平键l=L-b，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，mm；b为键的宽度，mm；522020年4月19日

54文档仅供参考，不当之处，请联系改正。d—轴的直径，单位为mm；—为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa，可查《机械设计》P106页表6-2得出。因此有：23.04MPa显然=150MPa因此，过渡轴上所选键的强度足够。148MPa因此，锥齿轮轴上与机4齿轮配合的键的强度足够8结论本次设计的主要任务是对Z32K型摇臂钻床变速箱的改进设计，我针对在调研中发现的机床在实际操作过程中存在的问题522020年4月19日

55文档仅供参考，不当之处，请联系改正。进行升降系统的改进设计。在设计过程中，我制定了合理的传动方案，并选择了合适的原动机作为它的动力源，绘制了升降系统传动机构运动简图，并对新增的主要传动部件进行了设计及校核。我设计改进后的升降系统具有手动和自动升降并存的功能，但在操作过程中也会存在安全隐患，因为在开启自动升降的同时，手动系统的手柄装置也会同时转动。为了安全起见，本应该再对其手柄改进为弹簧推卸装置，由于时间和精力有限，没能进行改进，因而在自动升降状态下，应该将手动手柄拿开，尽量避免手动手柄运动与自动升降同时进行。因为我的题目是变速箱的改进设计，我设计的重点当然要放在传动件的设计及校核上，在设计过程中，我收集了大量的相关资料和信息。其中主要来自于调研收集的资料、手册、教材以及网上搜索及指导老师反馈的意见等。各步骤都有详细计算，必要时有图表加以辅助。可是由于本人经验欠缺，加上对摇臂钻床的了解不是很具体，有些问题和情况不能考虑的那样全面。因此，还有一些问题需要解决，望各位老师多多包涵。另外，装配图和零件图尽量按国家机械制图标准习惯画法绘出，并以CAD软件绘制出所有的图纸，经过这次设计，我觉得自己的CAD制图能力也有了很大的提高。设计工作是一项将理论与实践紧密结合的工作，我们只有学好理论基础再加上丰富的实践经验才能设计出合格满意的产品，但在这方面我们还很欠缺，只能在以后的工作中不断提高和弥补了。522020年4月19日

56文档仅供参考，不当之处，请联系改正。参考文献[1]朱理.机械原理（第二版）.北京:高等教育出版社..9[2]李庆余,孟广耀.机械制造装备设计（第二版）.山东:机械工业出版社..7[3]贾亚洲.金属切削机床概论（第二版）.吉林:机械工业出版社..9[4]王谟金,宗荣珍.机械工程制图.北京:中国科学技术出版社..6[5]濮良贵,纪名刚.机械设计（第八版）.北京:高等教育出版社..12[6]吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社.1999[7]陈传饶.工程力学.北京:高等教育出版社..12[8]吴宗泽.机械设计实用手册.北京:化学工业出版社.1999[9]邹慧君,张青.机械原理课程设计手册.上海:高等教育出版社..10[10]张策.机械原理与机械设计.北京:机械工业出版社..9[11]黄雨华,董遇泰.现代机械设计理论和方法.沈阳:东北大学出版社..1[12]莫兴生.z32k万向摇臂钻床升降系统的改进.机电工程技术.1009-9492..12.8[13]叶邦彦,陈统坚.机械工程英语（第二版）.北京:机械工业出版社..10[14]范祖尧.现代机械设备设计手册.北京:机械工业出版社.1996.10[15]成大先.机械设计手册.北京:化学工业出版社..11[16]隋秀癛,高安邦.实用机床设计手册.北京:机械工业出版社..1522020年4月19日

57文档仅供参考，不当之处，请联系改正。致谢此次毕业设计是在经过半学期的努力工作后顺利完成的，由于本人所学的知识和工作实践经验实在有限，在设计过程中难免存在一些问题，请老师批评指正。首先，非常感谢我的指导老师刘向丽老师，整篇论文的细节和数据处理，都离不开她的悉心指导。她严谨细致、一丝不苟的作风将一直是我工作、学习中的榜样。其次，我也要在这对我的身边同学表示感谢，每次遇到一些细琐的问题我都卡在那里不能继续，是她们不厌其烦的帮我解决这些问题，还不时地给枯燥的学习生活带来欢乐，谢谢！522020年4月19日

58文档仅供参考，不当之处，请联系改正。最后，感谢为时半年的毕业设计，在这半年里我不但从中学到了理论知识，也掌握了许多新的学习方法，认识了许多学习上的新朋友，更重要的是看到自身的不足，在以后的学习和生活中，一定会加以改正和弥补。522020年4月19日