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寧XX大學 畢業(yè)設計(論文) 長距離勻速往復運動機構設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 摘 要 本文介紹一種新型的長距離輸送裝置。與以前常見的輸送方式相比較，往復距離很長（比如1M，2M）那么曲柄機構就不能實現(xiàn)。在兩軸之間安裝皮帶或鏈條作為傳動機構，那么往復距離就可以設計的相當?shù)拇蟆Ｔ谄Щ蜴湕l上安裝一傳動銷，與工作臺上的滑動長孔相配合，那么就可以帶動工作臺長距離往復運動。此系統(tǒng)的特點是不但往復距離可以相當?shù)拈L，并且往復兩端的加速和減速是相當平穩(wěn)的，至于驅動電機則可以使用無級變速電機。 本文對這種機構進行了詳細的設計與計算，經(jīng)過分析該機構是可行和合理的，對以后選擇長距離輸送機構有了新的一種選擇方案。 關鍵詞：長距離，輸送裝置，往復運動，機構設計 31 Abstract This paper introduces a new type long distance conveying device. With the previously common conveying means photograph is compared, reciprocating long distance ( such as 1M, 2M ) then the crank mechanism cannot be achieved. In between the two shafts mounted belt or chain as the transmission mechanism, so the reciprocating distance can design is quite large. In a belt or chain is mounted on a drive pin, and the working table with sliding long Kong Xiang, then it can drive the reciprocating movement of long distance. The characteristic of this system is not only the reciprocating distance can be quite long, and back ends of the acceleration and deceleration is quite smooth, can be used as driving motor stepless speed variable motor. The organization has carried on the detailed design and calculation, through the analysis of the mechanism is feasible and reasonable to select, after long distance conveying mechanism is a new kind of options. Key Words: Long distance, conveying device, the reciprocating motion, mechanism design 目 錄 摘 要 I Abstract II 目 錄 III 第1章 緒論 5 1.1 課題研究的背景及意義 5 1.2本課題的研究內(nèi)容 6 第2章 長距離勻速往復運動機構總體方案 7 2.1 設計方案分析與比較 7 2.2 設計方案確定 8 2.2.1往復運動工作機構傳動方式的確定 8 2.2.2傳動方式的選擇 9 2.2.3 電動機起動方式的確定 9 第3章 主要傳動機構的設計計算 10 3.1電機的選型 10 3.2蝸輪蝸桿減速器的選型 10 3.3 帶傳動計算 12 第4章 主軸組件要求與設計計算 14 4.1主軸的基本要求 14 4.1.1旋轉精度 14 4.1.2 剛度 14 4.1.3 抗振性 15 4.1.4 溫升和熱變形 15 4.1.5 耐磨性 15 4.2主軸組件的布局 16 4.3主軸結構的初步擬定 18 4.4主軸的材料與熱處理 18 4.5主軸的技術要求 19 4.6主軸直徑的選擇 19 4.7主軸前后支承軸承的選擇 20 4.7.1 主軸前支承軸承的選擇 20 4.7.2 主軸后支承軸承的選擇 21 4.8主軸前端懸伸量 21 4.9主軸支承跨距 21 4.10主軸結構圖 22 4.12主軸組件的驗算 22 4.12.1 支承的簡化 22 4.12.2主軸的撓度 23 4.12.3 主軸傾角 24 第5章 機架的設計 27 5.1 機架的基本尺寸的確定 27 5.2 架子材料的選擇確定 27 5.3 主要梁的強度校核 27 總結 29 參考文獻 30 致 謝 31 第1章 緒論 1.1 課題研究的背景及意義 長距離帶式輸送機的驅動系統(tǒng)作為整機的樞紐,這就使得長距離帶式輸送機的膠帶張力控制和帶動力都是極為重要的。因此 ,在提高輸送機所用膠帶性能的同時 ,長距離帶式輸送機的驅動系統(tǒng)必須能夠滿足各種綜合動力的技術要求 ,以適應輸送各種物料的需要。 1、驅動系統(tǒng)的技術要求 長距離帶式輸送機的驅動系統(tǒng)必須從加 (減)速度、過載、負荷分配、輸送帶張力控制等方面有效地對輸送機進行全程控制。 (1)加 (減)速度控制 在小于最大設計載荷的任何載荷情況下 ,驅動系統(tǒng)都必須前后均勻地給輸送帶加 (減)速 ,且加速段要長 ,以防止物料滑落、膠帶在滾筒上打滑和過度張緊運動。 (2)過載控制 驅動系統(tǒng)應能防止輸入功率和扭矩越過安全設施進入輸送機 ,以免產(chǎn)生故障。同時 ,還應具備隨時排除輸送機阻卡現(xiàn)象的功能。 (3)負荷分配 多機驅動情況下 ,載荷應根據(jù)設計規(guī)范合理地分配給各驅動裝置 ,避免因導致個別或多個驅動裝置過載而影響輸送機各部件運行質量 ,造成不必要的運行故障。 (4)輸送帶張力控制 輸送帶的正確張力是保證輸送機安全、可靠運行的首要條件之一。但帶式輸送機起止瞬間形成的帶張力會給輸送機的運行和控制帶來很大的不利影響 ,嚴重的破壞性張力波可能會使長距離帶式輸送機迅速減速乃至停機。因此 ,驅動裝置必須按要求控制住進入輸送機的輸送功率 ,使輸送帶隨時保持良好的張力。 2、輸送機驅動性能 驅動系統(tǒng)是輸送機的關鍵設備 ,它的各部件都應具備最佳的可靠性 ,都必須嚴格按照標準和規(guī)范精心設計和制造。在使用期間 ,要配備良好的監(jiān)控設備 ,隨時了解掌握輸送機運行情況 ,避免突然事故和阻卡現(xiàn)象給輸送機造成的損失 ,減少維修和停機次數(shù) ,提高長距離帶式輸送機的使用效率。 3、最小電應力 對長距離帶式輸送機來說 ,如果所有電機同時啟動 ,電源系統(tǒng)中的電壓負荷急劇增大 ,導致電壓下降 ,使電機啟動時間延長乃至困難 ,對電機產(chǎn)生應力 ,因此 ,當在最小電壓時 ,驅動系統(tǒng)也必須能使主要電機及時啟動。同時 ,電機每次啟動時產(chǎn)生的極大電流會使電機溫度增高 ,而電機啟動所需時間越長 ,電流持續(xù)時間越長 ,溫度也越高 ,電機的熱化損壞也越快 ,從而使絕緣體的耐熱性能下降 ,并最終在絕緣體內(nèi)進行化學物質的變化 ,使絕緣體完全失去功能 ,最后毀壞電機。因此 ,要盡量以最小電應力進入電機 ,且啟動次數(shù)盡可能減少 ,啟動時間盡可能縮短 ,使電機有良好的使用環(huán)境。 4、最小機械應力 由于驅動系統(tǒng)的載荷分配不均,特別是急速啟動情況下 ,包括不可控制的啟動情況 ,以及不能逆止輸送機的情況 ,直接影響輸送機的主要驅動裝置及其他部件上的應力。針對產(chǎn)生的原因 ,必須對長運距帶式輸送機的驅動系統(tǒng)進行恰當?shù)脑O計 ,在恰當分配各驅動裝置載荷的情況下 ,設立適長的啟動斜面并采用 S型啟動斜面以減少輸送帶應力。同時 ,實行軟啟動以對輸入功率和扭矩進行最大程度的限制 ,提高輸送機的安全性 ,而減少對輸送帶的要求因素 ,這樣就有效地降低輸送機的成本。 5、膠帶強度要求 膠帶要正常運行必須是封閉環(huán)路 ,將一個以上的膠帶端部連接起來才能形成無極膠帶同路 ,而接頭強度只能達到該膠帶強度的 70 %～90 %。因此 ,膠帶的最薄弱處就是它的接頭 ,所以如何確定接頭的最佳連接方法就成為提高膠帶實際強度的關建。 對膠帶的安全性 ,現(xiàn)主要基于四項不同的設計規(guī)范 ,即運行張力、起動張力、膠帶延伸性和壽命的遞減、接頭動態(tài)效能的損失。對運行張力雖通常按最高張力條件確定 ,但由于造成接頭疲勞的額定運行張力約占最高設計張力的 80 %,故很難達到 ;對起動張力是一種不常出現(xiàn)的周期性條件 ,可根據(jù)停機和啟動的頻率來確定是否應視為持續(xù)起作用的疲勞因素 ;對膠帶延伸應力和性能退化應該視為一種持續(xù)負荷加到運行數(shù)值中 ,由于利用新技術 ,膠帶接頭間的動態(tài)強度達到了一個新水平 ,現(xiàn)在鋼繩的耐用性倒成了限制接頭高效能的因素 ,橡膠性能的改進使無淪何種強度的膠帶均能獲得效果良好的高效能接頭。 基于上述問題，急需探索一種新的結構形式來代替當前的長距離勻速往復運動。 1.2本課題的研究內(nèi)容 自動化控制技術被引入工業(yè)領域已經(jīng)有一百多年的歷史了，隨著工業(yè)的迅猛發(fā)展自動化控制技術更加日新月異。伴隨著數(shù)學、控制理論計算機、電子器件的發(fā)展，出現(xiàn)了自動化控制技術系統(tǒng)，并作為一門應用科學已發(fā)展成熟，形成了自己的體系和一套行之有效的分析和設計方法。 隨著我國國民經(jīng)濟的飛速發(fā)展，機械在品種`規(guī)模`設計與制造技術等方面也得到了迅速的發(fā)展和提高。目前全國各地均建有機械制造廠，并逐步走向專業(yè)化生產(chǎn)，以能獨立自主地進行從單機到成套設備乃至自動生產(chǎn)線的設計與制造。 皮帶式輸送機具有輸送量大、結構簡單、維修方便、部件標準化等優(yōu)點，廣泛應用于礦山、冶金、煤炭等行業(yè)，用來輸送松散物料或成件物品，可由于長距離帶式輸送機總會產(chǎn)生各種問題。 談到往復運動機構，人們首先想到的是曲柄機構，但是如果往復距離很長，比如1M，2M，那么曲柄機構就不能實現(xiàn)啦。在兩軸之間安裝皮帶或鏈條作為傳動機構，那么往復距離就可以設計的相當?shù)拇蟆? 在皮帶或鏈條上安裝一傳動銷，與工作臺上的滑動長孔相配合，那么就可以帶動工作臺長距離往復運動。此系統(tǒng)的特點是不但往復距離可以相當?shù)拈L，并且往復兩端的加速和減速是相當平穩(wěn)的，至于驅動電機則可以使用無級變速電機。 第2章 長距離勻速往復運動機構總體方案 2.1 設計方案分析與比較 輸送機的設計方案比較，主要是輸送機中動力部分的設計比較。 方案一：傳動滾筒采用驅動裝置，驅動裝置主要是由安裝在驅動裝置架上的電動機、高速軸連器、減速器、低速軸連器組成，如下圖： 從上圖中我們可以看出這種結構比較復雜，結構也不夠緊湊，而且在巷道中占有空間比較大。 方案二：傳動滾筒采用電動滾筒，電動滾筒是把電動機減速器裝入滾筒內(nèi)的傳動滾筒，本身結構緊湊，外形尺寸小，易于安裝布置。如圖： 方案三：通過電機帶動減速器，通過聯(lián)軸器連接帶輪，帶輪帶動帶傳動，皮帶上安裝有銷釘帶動上面的工作臺移動。 經(jīng)過比較，本課題采用第三種方案。 2.2 設計方案確定 2.2.1往復運動工作機構傳動方式的確定 對于僅有一兩個簡單往復動作的普通機械，可采用三相鼠籠式異步電動機拖動，經(jīng)齒輪減速后用螺旋傳動機構來傳動。如果機械設備具有多個往復運動工作機構，而且往復動作的調速性能和自動化程度有一定要求時，應采用電磁換向閥控制的液壓傳動或氣壓傳動系統(tǒng)。若往復運動的調速性能要求比較高，應采用電液比例控制系統(tǒng)來傳動。對于往復運動位移控制和速度控制要求比較高時，應采用步進電機、直流伺服電機或交流伺服電機家滾珠絲杠副來驅動和控制。選擇三相鼠籠式異步電動機拖動，Y系列電動機是籠型轉子電動機，符合IEC標準和DIN42673標準。本系列采用B級絕緣，外殼防護等級為封閉式（IP44）或防護式（IP23）。Y系列電動機額定電壓380V，額定頻率50HZ，主要參數(shù)如表2.1，實物圖如圖2.2。 表2.1選定電機的型號參數(shù) 型號 額定 功率 KW 滿載時 堵轉 電流 堵轉 轉矩 最大轉矩 轉動慣量 Kg.m2 躁 聲 凈 重 kg 轉速 r/min 電流A 效率﹪ 功率因數(shù) cos 額定 電流 額定 轉矩 額定 轉矩 同步轉速1500r/min 90S-4 1.1 1440 6.39 82 0.87 7.0 2.2 2.2 0.0029 79 33 圖2.2 電機 2.2.2傳動方式的選擇 調速性質是指電動機的轉矩、功率與其轉速的關系。負載特性是指機械設備的負載屬于恒功率負載（即功率不隨轉速變化而變化）還是恒轉矩負載，（即轉矩不隨轉速變化而變化）。設計任何一個電力拖動系統(tǒng)，必須使調速性質與負載特性相適應。也就是說，恒功率負載必須采用恒功率調速性質的傳動方式，而轉矩負載則必須采用恒轉矩調速性質的傳動方式。 2.2.3 電動機起動方式的確定 對于起動性能要求不高的機械設備，電動機的起動可根據(jù)其容量決定，當電動機總容量不超過供電變壓器容量的20%時，一般采用直接起動。當容量大于該值時，可采用星—三角形降壓起動或在定子中串電阻降壓起動、也可采用自耦變壓器降壓起動。如果機械設備要求電動機軟起動，應采用軟起動器起動或變頻器控制的加速起動。 第3章 主要傳動機構的設計計算 根據(jù)實際，工作臺移動距離在1m到1.5m. 3.1電機的選型 參考市場上同類產(chǎn)品，考慮到本機器體積小，功率消耗不大。只是旋轉運動。 初步選擇電動機為普通三相異步電動機Y90S-4型。用于一般場合和無特殊要求 90S-4型三相異步電機 功率：1.1KW 電壓：380V 電流：2.7A 絕緣：B 噪音：67 dB(A) 轉速 1440 r/min 廣泛適用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場合和無特殊要求的機械設備上，如金屬切削機床、泵、風機、運輸機械、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。 Y90S-4型三相異步電動機廣泛適用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場合和無特殊要求的機械設備上，如金屬切削機床、泵、風機、運輸機械、攪拌機、 農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。 Y90S-4型三相異步電動機是全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，電動機基本系列，符合IEC標準的有關規(guī)定。 Y90S-4型三相異步電動機具有高效、節(jié)能、起動轉矩大、噪聲低、震動小、可靠性高、使用維護方便等特點。 3.2蝸輪蝸桿減速器的選型 根據(jù)結構布置形式，需要選擇輸入軸與輸出軸垂直的減速器，常見的有蝸輪蝸桿減速器和圓錐齒輪減速器，由于前節(jié)選擇的電動機的轉速1440 r/min，轉速比較高，而本設計的包邊機要求的轉速非常的低。比較二種減速器可知，圓錐齒輪減速器的傳動比一般小于或等于5（來自《機械設計課程設計手冊》吳宗澤編寫），而蝸輪蝸桿減速器的傳動比在15-60之間。顯然在這選擇蝸輪蝸桿減速器。 由于該課題對工作機的轉速要求并沒有特別嚴格的要求，我們?nèi)∫话闱闆r。從市場類型選擇一種減速器。 對于蝸輪蝸桿減速機的選型首先要考慮減速機本身的作用，其次是相對應使用設備上的尺寸大小，然后是蝸輪蝸桿減速機的速比，安裝方式，裝配形式。最后還要注意相對應的電機功率，以及電機的使用環(huán)境。 1.蝸輪蝸桿減速機的簡要介紹 蝸輪蝸桿減速機是減速機行業(yè)一個涵蓋很廣泛的術語名詞；在減速機行業(yè)的發(fā)展中可以說，蝸輪蝸桿系列減速機的發(fā)展歷程中是一主要的推動力。蝸輪蝸桿減速機是一種為穩(wěn)定、改變傳動速度的傳動設備，利用齒輪的不同速比，從而實現(xiàn)穩(wěn)定傳輸、改變速度，調節(jié)電機和機床等設備的速度適合。在目前的傳動設備中，減速機的使用很廣泛。人們也許并不了解減速機，但是減速機早已經(jīng)被使用在人們生活中的方方面面，交通工具上的汽車、輪渡、飛機；機械生產(chǎn)上的傳動設備更少不了減速機的身影，人們?nèi)粘Ｉ钪械募译?、鐘表、洗衣機等，這些機械設備的使用都少不了減速機的幫助。 2.蝸輪蝸桿減速機的作用： （1）、減速機減速的同時提高輸出扭矩，扭矩輸出比例按電機輸出乘減速比。 （2）、減速同時降低了負載的慣量，慣量的減少為減速比的平方。 蝸輪蝸桿減速機主要型號有WP系列蝸輪蝸桿減速機、WH系列蝸輪蝸桿減速機、CW系列蝸輪蝸桿減速機、RV系列蝸輪蝸桿減速機同時還包括C系列包絡蝸輪蝸桿減速機、TP系列平面包絡環(huán)面蝸桿減速機、ZC1型雙級蝸桿及齒輪-蝸桿減速機等小系列減速機。 根據(jù)情況在這選擇CWS63型號的減速器 3.3 帶傳動計算 1）確定設計功率 公式 ： （1）確定設計V帶的功率 根據(jù)V帶傳動工作條件，查表7-7，可得工作情況系數(shù) （2）選取V帶型號 根據(jù),查圖7-10可知，選用A型V帶。 （3）確定帶輪基準直徑、 由表7-8，根據(jù)≥，故選=150mm 帶輪Ⅱ的基準直徑為： 根據(jù)表7-8，選 （4）驗算帶速 在5-25范圍內(nèi)，故帶速合適。 （5）確定V帶基準長度和傳動中心距，初選中心距 根據(jù)式（7—12）計算所需基準長度。 由表7-2，選取帶的基準長度為 按式（7—13）計算實際中心距 （6）驗算主動輪上的包角 由式（7—14）得： 故主動輪包角合適 （7）計算V帶的根數(shù) 由式（7—15）得： 由，=150mm，查表7-3，并根據(jù)內(nèi)插法求得 查表7-4，，查表7-5，，查表7-6，。 故： 故取z=1根。 （8）設計V帶合適的初拉力 由 查表7-1得 （9）計算作用在帶軸上的壓力 由式（7—16）得： 第4章 主軸組件要求與設計計算 主軸組件是機床的執(zhí)行件，它的功用是支承并帶動工件或刀具旋轉，完成表面成形運動，同時還起傳遞運動和扭矩、承受切削力和驅動力等載荷的作用。由于主軸組件的工作性能直接影響到機床的加工質量和生產(chǎn)率，因此它是機床中的一個關鍵組件。 主軸和一般傳動軸的相同點是，兩者都傳遞運動、扭矩并承受傳動力，都要保證傳動件和支承的正常工件條件，但主軸直接承受切削力，還要帶動工件或刀具，實現(xiàn)表面成形運動，因此對主軸有較高的要求。 4.1主軸的基本要求 4.1.1旋轉精度 主軸的旋轉精度是指主軸在手動或低速、空載時，主軸前端定位面的徑向跳動△r、端面跳動△a和軸向竄動值△o。如圖2-1所示：圖中實線表示理想的旋轉軸線，虛線表示實際的旋轉軸線。當主軸以工作轉速旋轉時，主軸回轉軸線在空間的漂移量即為運動精度。 主軸組件的旋轉精度取決于部件中各主要件（如主軸、軸承及支承座孔等）的制造精度和裝配、調整精度；運動精度還取決于主軸的轉速、軸承的性能和潤滑以及主軸部件的動態(tài)特性。各類通用機床主軸部件的旋轉精度已在機床精度標準中作了規(guī)定，專用機床主軸部件的旋轉精度則根據(jù)工件精度要求確定。 圖4-1 主軸的旋轉誤差 4.1.2 剛度 主軸組件的剛度K是指其在承受外載荷時抵抗變形的能力，如圖4-2所示，即K=F/y（單位為N/m），剛度的倒數(shù)y/F稱為柔度。主軸組件的剛度，是主軸、軸承和支承座的剛度的綜合反映，它直接影響主軸組件的旋轉精度。顯然，主軸組件的剛度越高，主軸受力后的變形就越小，如若剛度不足，在加工精度方面，主軸前端彈性變形直接影響著工件的精度；在傳動質量方面，主軸的彎曲變形將惡化傳動齒輪的嚙合狀況，并使軸承產(chǎn)生側邊壓力，從而使這些零件的磨損加劇，壽命縮短；在工件平穩(wěn)性方面，將使主軸在變化的切削力和傳動力等作用下，產(chǎn)生過大的受迫振動，并容易引起切削自激振動，降低了工件的平穩(wěn)性。 圖4-2 主軸組件靜剛度 主軸組件的剛度是綜合剛度，影響主軸組件剛度的因素很多，主要有：主軸的結構尺寸、軸承的類型及其配置型式、軸承的間隙大小、傳動件的布置方式、主軸組件的制造與裝配質量等。 4.1.3 抗振性 主軸組件的抗振性是指其抵抗受迫振動和自激振動而保持平穩(wěn)運轉的能力。在切削過程中，主軸組件不僅受靜載荷的作用，同時也受沖擊載荷和交變載荷的作用，使主軸產(chǎn)生振動。如果主軸組件的抗振性差，工作時容易產(chǎn)生振動，從而影響工件的表面質量，降低刀具的耐用度和主軸軸承的壽命，還會產(chǎn)生噪聲影響工作環(huán)境。隨著機床向高精度、高效率方向發(fā)展，對抗振性要求越來越高。 評價主軸組件的抗振性，主要考慮其抵抗受迫振動和自激振動能力的大小。 4.1.4 溫升和熱變形 主軸組件工作時因各種相對運動處的摩擦和攪油等而發(fā)熱，產(chǎn)生了溫升，溫升使主軸組件的形狀和位置發(fā)生畸變，稱為熱變形。熱變形應以主軸組件運轉一定時間后各部分位置的變化來度量。 主軸組件溫升和熱變形，使機床各部件間相對位置精度遭到破壞，影響工件加工精度，高精度機床尤為嚴重；熱變形造成主軸彎曲，使傳動齒輪和軸承的工作狀態(tài)變壞；熱變形還使主軸和軸承，軸承與支承座之間已調整好的間隙和配合發(fā)生變化，影響軸承正常工作，間隙過小將加速齒輪和軸承等零件的磨損，嚴重時甚至會發(fā)生軸承抱軸現(xiàn)象。 影響主軸組件溫升、熱變形的主要因素有：軸承的類型和布置方式，軸承間隙及預緊力的大小，潤滑方式和散熱條件等。 4.1.5 耐磨性 主軸組件的耐磨性是指長期保持其原始精度的能力，即精度的保持性。因此，主軸組件各個滑動表面，包括主軸端部定位面、錐孔，與滑動軸承配合的軸頸表面，移動式主軸套筒外圓表面等，都必須具有很高的硬度，以保證其耐磨性。 為了提高主軸組件的耐磨性，應該正確地選用主軸和滑動軸承的材料及熱處理方法、潤滑方式，合理調整軸承間隙，良好的潤滑和可靠的密封。 4.2主軸組件的布局 主軸組件的設計，必須保證滿足上述的基本要求，從而從全局出發(fā)，考慮主軸組件的布局。 機床主軸有前、后兩個支承和前、中、后三個支承兩種，以前者較多見。兩支承主軸軸承的配置型式，包括主軸軸承的選型、組合以及布置，主要根據(jù)對所設計主軸組件在轉速、承載能力、剛度以及精度等方面的要求，并考慮軸承的供應、經(jīng)濟性等具體情況，加以確定。在選擇時，具體有以下要求： （1）適應剛度和承載能力的要求 主軸軸承選型應滿足所要求的剛度和承載能力。徑向載荷較大時，可選用滾子軸承；較小時，可選用球軸承。雙列滾動軸承的徑向剛度和承載能力，比單列的大。同一支承中采用多個軸承的支承剛度和承載能力，比采用單個軸承大。一般來說，前支承的剛度，應比后支承的大。因為前支承剛度對主軸組件剛度的影響要比后支承的大。表4-1所示為滾動軸承和滑動軸承的比較。 表4-1 滾動軸承和滑動軸承的比較 基本要求 滾動軸承 滑動軸承 動壓軸承 靜壓軸承 旋轉精度 精度一般或較差?？稍跓o隙或預加載荷下工作。精度也可以很高，但制造困難 單油楔軸承一般，多油楔軸承較高 可以很高 剛度 僅與軸承型號有關，與轉速、載荷無關，預緊后可提高一些 隨轉速和載荷升高而增大 與節(jié)流形式有關，與載荷轉速無關 承載能力 一般為恒定值，高速時受材料疲勞強度限制 隨轉速增加而增加，高速時受溫升限制 與油腔相對壓差有關，不計動壓效應時與速度無關 抗振性能 不好，阻尼系數(shù)D=0.029 較好，阻尼系數(shù)D=0.055 很好，阻尼系數(shù)D=0.4 速度性能 高速受疲勞強度和離心力限制，低中速性能較好 中高速性能較好。低速時形不成油漠，無承載能力 適應于各種轉速 摩擦功耗 一般較小，潤滑調整不當時則較大f=0.002～0.008 較小f=0.001~0.08 本身功耗小，但有相當大的泵功耗f=0.0005～0.001 噪聲 較大 無噪聲 本身無噪聲，泵有噪聲 壽命 受疲勞強度限制 在不頻繁啟動時，壽命較長 本身壽命無限，但供油系統(tǒng)的壽命有限 （2）適應轉速要求 由于結構和制造方面的原因，不同型號和規(guī)格的軸承所允許的最高轉速是不同的。軸承的規(guī)格越大，精度等級越低，允許的最高轉速越低。在承受徑向載荷的軸承當中，圓柱滾子軸承的極限轉速，比圓錐滾子軸承的高。在承受軸向載荷的軸承當中，向心推力軸承的極限轉速最高；推力球軸承的次之；圓錐滾子軸承的最低，但承載能力與上述次序相反。因此，應綜合考慮轉速和承載能力兩方面要求來選擇軸承型式。 （3）適應精度的要求 起止推作用的軸承的布置有三種方式：前端定位—止推軸承集中布置在前支承；后端定位—集中布置在后支承；兩端定位—分別布置在前、后支承。 采用前端定位時，主軸受熱變形向后延伸，不影響軸向定位精度，但前支承結構復雜，調整軸承間隙較不便，前支承處發(fā)熱量較大；后端定位的特點與前述的相反；兩端定位時，主軸受熱伸長后，軸承軸向間隙的改變較大，若止推軸承布置在徑向軸承內(nèi)側，主軸可能因熱膨脹而彎曲。 （4）適應結構的要求 當要求主軸組件在性能上有較高的剛度和一定的承載能力，而在結構上徑向尺寸要緊湊時，則可在一個支承（尤其是前支承）中配置兩個或兩個以上的軸承。 對于軸間距很小的多主軸機床，由于結構限制，宜采用滾針軸承來承受徑向載荷，用推力球軸承來承受軸向載荷，并使兩軸承錯開排列。 （5）適應經(jīng)濟性要求 確定主軸軸承配置型式，除應考慮滿足性能和結構方面要求外，還應作經(jīng)濟性分析，使經(jīng)濟效果好。 在中速和大載荷情況下，采用圓錐滾子軸承要比采用向心軸承和推力軸承組合配置型式成本低，因為前者節(jié)省了兩個軸承，而且箱體工藝性較好。 綜合考慮以上因素，本設計的主軸采用前、后支承的兩支承主軸，前支承采用雙列向心短圓柱滾子軸承和推力球軸承的組合，D級精度；后支承采用圓柱滾子軸承，E級精度。其中前支承的雙列圓柱滾子軸承，滾子直徑小，數(shù)量多（50—60個），具有較高的剛度；兩列滾子交錯布置，減少了剛度的變化量；外圈無擋邊，加工方便；軸承內(nèi)孔為錐孔，錐度為1：12，軸向移動內(nèi)圈使之徑向變形，調整徑向間隙和預緊；黃銅實體保持架，利于軸承散熱。前支承的總體特點是：主軸靜剛度好，回轉精度高，溫升小，徑向間隙可以調整，易保持主軸精度，但由于前支承結構比較復雜，前、后支承的溫升不同，熱變形較大，此外，裝配、調整比較麻煩。 4.3主軸結構的初步擬定 主軸的結構主要決定于主軸上所安裝的刀具、夾具、傳動件、軸承和密封裝置等的類型、數(shù)目、位置和安裝定位的方法，同時還要考慮主軸加工和裝配的工藝性，一般在機床主軸上裝有較多的零件，為了滿足剛度要求和能得到足夠的止推面以及便于裝配，常把主軸設計成階梯軸，即軸徑從前軸頸起向后依次遞減。主軸是空心的或者是實心的，主要取決于機床的類型。此次設計的主軸，也設計成階梯形，同時，在滿足剛度要求的前提下，設計成空心軸，以便通過刀具拉桿。 主軸端部系指主軸前端。它的形狀決定于機床的類型、安裝夾具或刀具的形式，并應保證夾具或刀具安裝可靠、定位準確，裝卸方便和能傳遞一定的扭矩。 4.4主軸的材料與熱處理 主軸材料主要根據(jù)剛度、載荷特點、耐磨性和熱處理變形大小等因素選擇。 主軸的剛度與材料的彈性模量E值有關，鋼的E值較大（2.1×10N/cm左右），所以，主軸材料首先考慮用鋼料。鋼的彈性模量E的數(shù)值和鋼的種類和熱處理方式無關，即不論是普通鋼或合金鋼，其彈性模量E基本相同。因此在選擇鋼料時應首先選用價格便宜的中碳鋼（如45鋼），只有在載荷特別重和有較大的沖擊時，或者精密機床主軸需要減少熱處理后的變形時，或者軸向移動的主軸需要保證其耐磨性時，才考慮選用合金鋼。 當主軸軸承采用滾動軸承時，軸頸可不淬硬，但為了提高接觸剛度，防止敲碰損傷軸頸的配合表面，不少45鋼主軸軸頸仍進行高頻淬火（HRC48～54）.有關45鋼主軸熱處理情況如下表4.2所列： 表4-2 使用滾動軸承的45鋼主軸熱處理等參數(shù) 工 作 條 件 使 用 機 床 材 料 牌 號 熱 處 理 硬 度 常 用 代 用 輕中負載 車、鉆、銑、磨床主軸 45 50 調質 HB220～250 輕中負載局部要求高硬度 磨床的砂輪軸 45 50 高頻淬火 HRC52～58 輕中負載PV≤40（N·m/cm·s） 車、鉆、銑、磨床的主軸 45 50 淬火回火高頻淬火 HRC42～50 HRC52～58 此次設計的機床主軸，考慮到主軸材料的選擇原則，選用價格便宜的中碳鋼（45鋼）。查表2-2中，因工作中承受輕、中負荷，且要求局部高硬度，故熱處理采用高頻淬火，HRC52～58。 4.5主軸的技術要求 主軸的精度直接影響到主軸組件的旋轉精度。主軸和軸承、齒輪等零件相連接處的表面幾何形狀誤差和表面粗糙度，關系到接觸剛度，零件接觸表面形狀愈準確、表面粗糙度愈低，則受力后的接觸變形愈小，亦即接觸剛度愈高。因此，對主軸設計必須提出一定的技術要求。 （1）軸頸 此次設計的主軸，應首先考慮軸頸。支承軸頸是主軸的工作基面、工藝基面和測量基面。主軸工作時，以軸頸作為工作基面進行旋轉運動；加工主軸時，為了保證錐孔中心和軸頸中心同軸，一般都以軸頸作為工藝基面來最后精磨錐孔；在檢查主軸精度時，以軸頸作為測量基面來檢查各部分的同軸度和垂直度。采用滾動軸承時，軸頸的精度必須與軸承的精度相適應。軸頸的表面粗糙度和硬度，將影響其與滾動軸承的配合質量。 對于普通精度級機床的主軸，其支承軸頸的尺寸精度為IT5，軸頸的幾何形狀允差（圓度、圓柱度等）通常應小于直徑公差的1/4～1/2。 （2）內(nèi)錐孔 內(nèi)錐孔是安裝刀具或頂尖的定位基面。在檢驗機床精度時，它是代表主軸中心線的基準，用來檢查主軸與其他部件的相互位置精度，如主軸與導軌的平行度等。由于刀具和頂尖要經(jīng)常裝拆，故內(nèi)錐孔必須耐磨。 錐孔與軸承軸頸的同軸度，一般以錐孔端部及其相距100～300毫米處對軸頸的徑向跳動表示；其形狀誤差用標準檢驗錐著色檢查的接觸面積大小來檢驗，此乃綜合指標；還要求一定的表面粗糙度和硬度等。 4.6主軸直徑的選擇 主軸直徑對主軸組件剛度的影響很大，直徑越大，主軸本身的變形和軸承變形引起的主軸前端位移越小，即主軸組件的剛度越高。 但主軸前端軸頸直徑D1越大，與之相配的軸承等零件的尺寸越大，要達到相同的公差則制造越困難，重量也增加。同時，加大直徑還受到軸承所允許的極限轉速的限制，甚至為機床結構所不允許。 通常，主軸前軸頸直徑D1可根據(jù)傳遞功率，并參考現(xiàn)有同類機床的主軸軸頸尺寸確定。查《金屬切削機床設計》第506頁表5-12中，幾種常見的通用機床鋼質主軸前軸頸的直徑D1，可供參考，如下表2-3所示： 已知主電機功率Pe=4KW，機床類型是銑床，查上表中對應項，初取D1=80。 主軸后軸頸直徑D2和前軸頸直徑D1的關系，可根據(jù)下列經(jīng)驗公式來定： D2=（0.7～0.85）D 因此，有D2=（0.7～0.85）D1=（0.7～0.85）×80=56～68，取D2=65。 表4-3 主軸前軸頸直徑D1的選擇 機床 機床功率 （千瓦） 1.47～2.5 2.6～3.6 3.7～5.5 5.6～7.3 7.4～11 11～14.7 車床 60～80 70～90 70～105 95～130 110～145 140～165 銑床 50～90 60～90 60～95 75～100 90～105 100～115 外圓磨床 — 50～90 55～70 70～80 75～90 75～100 4.7主軸前后支承軸承的選擇 4.7.1 主軸前支承軸承的選擇 根據(jù)前述關于軸承的選擇原則，查《金屬切削機床設計簡明手冊》第375頁，選取主軸前支承的雙列向心短圓柱滾子軸承型號為3182116。其中，d=80，D=125，B=34，D1=91，D2=117，D3=117，r=1。具體結構參數(shù)如圖2-4所示： 圖2-4 雙列向心短圓柱滾子軸承（GB285-87）結構參數(shù)及安裝尺寸 再查《金屬切削機床設計簡明手冊》第365頁，選取主軸前支承的推力球軸承型號為8215。其中，d=75，d1=5.2，D=110，H=27, D1=86 D2=99，r=1。具體結構參數(shù)如圖4.5所示： 圖4-5 推力球軸承（GB301-84）結構參數(shù)及安裝尺寸 4.7.2 主軸后支承軸承的選擇 查《金屬切削機床設計簡明手冊》第368頁，選取主軸后支承的圓柱滾子軸承型號為2213。其中：d=65，D=120，B=23，D1=77，D2=110，rg=1.5。具體結構參數(shù)如圖2-6所示： 圖4-6 圓柱滾子軸承（GB283-87）結構參數(shù)及安裝尺寸 4.8主軸前端懸伸量 主軸前端懸伸量a指的是主軸前支承支反力的作用點到主軸前端受力作用點之間的距離，它對主軸組件剛度的影響較大。懸伸量越小，主軸組件剛度越好。 主軸前端懸伸量a取決于主軸端部的結構形狀及尺寸，一般應按標準選取，有時為了提高主軸剛度或定心精度，也可不按標準取。 另外，主軸前端懸伸量a還與前支承中軸承的類型及組合型式、工件或夾具的夾緊方式以及前支承的潤滑與密封裝置的結構尺寸等有關。 因此，在滿足結構要求的前提下，應盡可能減小懸伸量a，以利于提高主軸組件的剛度。 初算時，可查《金屬切削機床設計》第158頁，如下表2-4所示： 表4-4 主軸的懸伸量與直徑之比 類型 機 床 和 主 軸 的 類 型 a/ D1 Ⅰ 通用和精密車床，自動車床和短主軸端銑床，用滾動軸承支承，適用于高精度和普通精度要求 0.6～1.5 Ⅱ 中等長度和較長主軸端的車床和銑床，懸伸量不太長（不是細長）的精密鏜床和內(nèi)圓磨，用滾動和滑動軸承支承，適用于絕大部分普通生產(chǎn)的要求 1.25～2.5 Ⅲ 孔加工機床，專用加工細長深孔的機床，由加工技術決定需要有長的懸伸刀桿或主軸可移動，由于切削較重而不適用于有高精度要求的機床 >2.5 根據(jù)上表所列，所設計的機床屬于Ⅱ型，所以取a/ D1為1.25～2.5，即： 4.9主軸支承跨距 主軸支承跨距L是指主軸前、后支承支承反力作用點之間的距離。 合理確定主軸支承跨距，可提高主軸部件的靜剛度?？梢宰C明，支承跨距越小，主軸自身的剛度越大，彎曲變形越小，但支承的變形引起的主軸前端的位移量將增大；支承跨距大，支承的變形引起的主軸前端的位移量較小，但主軸本身的彎曲變形將增大?？梢?，支承跨距過大或過小都會降低主軸部件的剛度。 有關資料對合理跨距選擇的推薦值可作參考： （1） L=（4～5）D1 （2） L=（3～5）a，用于懸伸長度較小時； （3） L=（1～2）a，用于懸伸長度較大時。 根據(jù)此次設計的機床剛性主軸的懸伸量較大，取L≤2a為宜。即此次設計的主軸兩支承的合理跨距 L≤2a=2×110=220 初取L=220。 4.10主軸結構圖 根據(jù)以上的分析計算，可初步得出主軸的結構如圖4-7所示： 4-7 主軸結構圖 4.12主軸組件的驗算 主軸在工作中的受力情況嚴重，而允許的變形則很微小，決定主軸尺寸的基本因素是所允許的變形的大小，因此主軸的計算主要是剛度的驗算，與一般軸著重于強度的情況不一樣。通常能滿足剛度要求的主軸也能滿足強度的要求。 剛度乃是載荷與彈性變形的比值。當載荷一定時，剛度與彈性變形成反比。因此，算出彈性變形量后，很容易得到靜剛度。主軸組件的彈性變形計算包括：主軸端部撓度和主軸傾角的計算。 4.12.1 支承的簡化 對于兩支承主軸，若每個支承中僅有一個單列或雙列滾動軸承，或者有兩個單列球軸承，則可將主軸組件簡化為簡支梁，如下圖4-8所示；若前支承有兩個以上滾動軸承，可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為固定端梁，如圖4-9所示： 圖4-8 主軸組件簡化為簡支梁 圖4-9 主軸組件簡化為固定端梁 此次設計的主軸，前支承選用了一個雙列向心短圓柱滾子軸承和兩個推力球軸承作為支承，即可認為主軸在前支承處無彎曲變形，可簡化為上圖4-9所示。 4.12.2主軸的撓度 查《材料力學I》第188頁的表6.1，對圖4-9作更進一步的分析，如下圖2-10所示： 根據(jù)圖4-10，可得此時的最大撓度 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm 圖4-10 固定端梁在載荷作用下的變形 E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內(nèi)孔直徑為d時， I=。此處，D==133 故可計算出，主軸端部的最大撓度： =-1.87×10 mm 4.12.3 主軸傾角 主軸上安裝主軸和安裝傳動齒輪處的傾角，稱為主軸的傾角。此次設計的主軸主要考慮主軸前支承處的傾角。若安裝軸承處的傾角太大，會破壞軸承的正常工作，縮短軸承的使用壽命。 根據(jù)圖4-10，可得此時的最大傾角 = 其中， F—主軸前端受力。此處，F(xiàn)=F·z=1213.1N l—A、B之間的距離。此處，l=a=12cm E—主軸材料的彈性模量。45鋼的E=2.1×10N/cm I—主軸截面的平均慣性矩。當主軸平均直徑為D，內(nèi)孔直徑為d時， I=。此處，D==133 故可計算出，主軸傾角為： =-2.3×10 rad 查《機床設計》第一冊中機械部分的第670頁，可知： 當 x≤0.0002L mm ≤0.001 rad 時，剛性主軸的剛度滿足要求。 此處的x，即為最大撓度和最大傾角，L為主軸支承跨距。 將已知數(shù)據(jù)和代入，即可得： 初步設計的主軸滿足剛度要求。 (3)按彎矩復合強度計算 求轉矩：已知T2=34747.5N·mm 求圓周力：Ft 根據(jù)《機械設計基礎》式得 Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N 求徑向力Fr 根據(jù)《機械設計基礎》式得 Fr=Ft·tanα=1737.375×tan200=632N 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N·m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 第5章 機架的設計 5.1 機架的基本尺寸的確定 機架是支撐及其機構所有附件的可移動機構。要保證拆裝機構方便、安全；重量要輕，便于移動；架子要有足夠的空間安裝。而且機構每個總成之間要考慮它們之間的協(xié)調關系?？紤]到這些方面的因素后要確定的一些機構尺寸根據(jù)這些數(shù)據(jù)，大概確定架子的長高。這樣架子的地面的結構就確定了。支撐機構的部件是支撐板，支撐板固定在支承軸上，支承軸安裝在機架上。 5.2 架子材料的選擇確定 架子的結構確定后，就需要準備材料，買材料時要考慮鋼材的性能，同時也要考慮成本，再者還要考慮到其美觀，通過到市場調查分析后，臺架選用60㎜×60㎜的方鋼和50×50的角鋼組合制作。其規(guī)格如表一所示。 5.3 主要梁的強度校核 機構的質量為25㎏（250N），考慮到一些外在壓力，按照重量為600N進行校核。支承軸160㎜，查機械工程材料 P105頁表5-2得，Q235鋼材的屈服強度σ b =375～460MPa，取σ b=375 MP a 解：和軸一樣建立如圖所示的坐標系。 以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖6.1所示的平面直角坐標系。 因為：FRD =600N ，把RDE從D點移到E后的受力情況如圖6.1所示。 圖5.1 得到一個F和一個力矩M=Fab×Lbe=600×0.300N·M=180 N·m 計算軸的集慣性矩Ip和抗彎截面系數(shù)Wz，因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=180/（6773.69×10--6）P a=0.26MP a 也設安全系數(shù)：K=5 故：K×σ max=5×0.26MP a=1.5 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數(shù)為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。解：以軸心為x軸，垂直上平面的直線為y軸，一端點為圓點建立如圖2.2.1所示的平面直角坐標系。軸的受力分析。軸的軸心受力簡圖如圖2.2.1-b所示。通過受力圖可以明顯看出軸的最大彎矩是在BE點之間。 把F從C點移到B 后的受力情況如圖2.2.1- b 所示。 得到一個F和一個力矩M=F×Lbe=600×0.3N·M=180 N·m 因為：Fba+Fde=2F=1200N 由于軸的受力完全對稱，故Fba=Fde=F=600N B點和F點的彎矩為：MB=WF=Fba×Lde+M=600×0.01+180 N·m=601.8N·m 受力情況如圖6.1所示. 計算軸的極慣性矩Ip 和抗彎截面系數(shù)Wz因為材料和軸的是一樣的， 所以σ b=375 MP a , Ip=∫y2dA =10.16cm4; W= Ip/y max=6773.6884×10--6m3 所以 σ max= M max / W=305/（6773.69×10--6）P a=0.45MP a 也設安全系數(shù)：K=5 故：K×σ max=5×0.45 MP a=2.25 MP a﹤σ b=375 MP a 因此：也可以做出結論轉架在安全系數(shù)為5的情況下也是安全的。 所以可以進行制作。 總結 我覺得這次設計是對過去所學專業(yè)知識的一個全面的綜合的運用。在設計的過程中我全面地溫習了以前所學過的知識，包括機械設計基礎和機械制圖方面的基礎知識，還有剛學過這門課，經(jīng)過復習整理所學得專業(yè)知識使得設計思路清晰系統(tǒng)。通過設計使我更加接近生產(chǎn)實際，鍛煉了將理論運用于實際的分析和解決實際問題的能力，鞏固、加深了有關機械設計方面的知識。 還有很重要的一點是讓我體會到了一個設計者的精神。在設計過程中既要自己不斷思考、創(chuàng)造，又要注意借用現(xiàn)有的資料，掌握了查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊、及相關技術資料的基本技能以及計算、繪圖、數(shù)據(jù)處理等方面的能力。 通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，掌握了一般機械設計的程序和方法，有助于樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的機械設計能力。 參考文獻 參考文獻 1.《機械工程手冊》第二版（傳動設計卷） 機械工業(yè)出版社 2000 2.《實用機械設計手冊》 吳相憲 王正為 黃玉堂 主編 中國礦業(yè)大學出版社 2001 3.《機械設計》 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 1996 4.《機械制造工藝學》趙志修 主編 北京： 機械工業(yè)出版社 1984.2 5.《機械制造工藝及專用夾具設計指導》孫麗媛 主編 北京：冶金工業(yè)出版社 2002 6.《機械加工工藝手冊》李洪 主編 北京： 北京出版社 1990，12 7.《金屬工藝學》鄧文英 主編 北京： 高等教育出版社 2000 8.《機械設計課程設計》 華中理工大學 王昆 同濟大學 高等教育出版社1986 9.《齒輪手冊》 機械工業(yè)出版社 2002 10.《機械加工余量與公差手冊》 馬賢智 北京：中國標準出版社，1994 11.《高等學校畢業(yè)設計指導》[M]，周永強，北京：中國建材工業(yè)出版社，2002 12. 《機械制造工藝學習題集》 李益民 主編 黑龍江： 哈兒濱工業(yè)大學出版社 1984, 致 謝 畢業(yè)設計是將大學所學的知識融合在一起，綜合運用所有的相關專業(yè)知識，是課本知識在實際中的應用。通過這次畢業(yè)設計，使我的專業(yè)知識在原有的基礎上得到更加的鞏固和提高，這離不開老師和同學們的幫助。本設計分析是在老師的指導下完成的，在分析的過程中，XX老師給了我很大的鼓勵，在設計分析中引導我去思考了更多的設計思路，增強了我的學習能力，與我們一起討論問題，使我對分析有了更清晰明確的認識，使我受益非淺。 畢業(yè)設計是我們專業(yè)知識綜合應用的實踐訓練，這是我們邁向社會、從事職業(yè)工作前一個必不可少的過程?！扒Ю镏惺加谧阆隆?，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古言的真正含義。我今天認真地進行課程設計，學會腳踏實地地邁開這一步，就是為明天能穩(wěn)健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎。 說實話，畢業(yè)設計真是有點累。然而一著手清理自己的設計結果，仔細回味畢業(yè)設計的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使我倦意頓消。雖然這是我剛學會走完的第一部，是我人生中的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟了許多。 通過畢業(yè)設計，使我深深體會到，干任何事都必須耐心、細致。課程設計過程中，許多計算有時不免令我感到有些心煩意亂；有時應為不小心計算出錯，只能毫不留情地重做。但一想起老師平時多耐心的教導，想到今后自己應當承擔的社會責任，想到世界上因為某些細小失誤而出現(xiàn)的令世人無比震驚的事故，我不禁時刻提醒自己，一定要養(yǎng)成一種高度負責、一絲不茍的良好習慣。 經(jīng)歷了畢業(yè)設計，使我我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是真正的貧乏，自己綜合運用所學專業(yè)知識的能力是如此的不足，幾年來學習了那么多的課程，今天才知道自己并不會用。想到這里，我真的有點心急了。 由于畢業(yè)時間的倉促，很多本來應該弄懂弄透的地方都沒有時間去細細追究來源，比如網(wǎng)格劃分的控制、坐標系的理解、求解器的選擇等，這使我明白了大學里學的只是一個大體上的方向，離實際應用還有太遠的距離。但我相信方向才是最重要的，因為方向確定了，就會用最少的精力做好事情，這對于我以后的工作至關重要。因為在實際生產(chǎn)生活中，要從事的工種是千差萬別的，只有從中找到自己最拿手，最有發(fā)展前途的崗位，個人才有更多的熱情，也最可能在自己的崗位做出一些貢獻。