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1、 畢業(yè)設計說明書 一級圓柱齒輪減速器 班 級： 學號： 軟件學院 姓 名： 軟件工程 學 院： 鄭軍 郭平英 專 業(yè)： 指導教師： 2014年6月 一級圓柱齒輪減速器 摘

2、 要 通過對減速器的了解，開始學習設計齒輪減速器，嘗試設計增強感性認知和對社會的適應能力，以及進一步鞏固已學過的理論知識，提高綜合應用所學知識發(fā)現(xiàn)問題、解決問題的能力。以求把理論與實踐相結合。 學習如何進行機械設計，了解機械傳動裝置的原理及參數(shù)搭配。學習運用多種工具，比如AutoCAD等，直觀地將機械結構呈現(xiàn)在平面圖上。通過對圓柱齒輪減速器的設計，對單級圓柱齒輪減速器有了一個簡單的了解與認識。齒輪減速器是機械傳動裝置中不可或缺的一部分。機械傳動裝置在不斷的使用中，會不同程度的磨損，因此要經常對機械予以維護和保養(yǎng)，延長其使用壽命，高效化的運行，提高生產的效率。 關鍵詞：機械傳動裝置，

3、圓柱齒輪減速器，設計原理與參數(shù)配置 One-stage cylindrical gear reducer Abstract Through the understanding of the reducer, began learning to design gear reducer, trying to design enhanced perceptual awareness and ability to adapt to the society, and to further consolidate the theoretical knowledge youve learned, a

4、nd learned to improve your applications ability to discover and solve problems. In order to combine theory with practice. Learn how to make mechanical design, understand the principles and parameters of mechanical transmission devices. Learn how to use a variety of tools, such as AutoCAD

5、, visually renders mechanical structure on the floor plan. Through the design of cylindrical gear reducers for single-stage cylindrical gear reducers have a simple understanding and awareness. Gear reducers are an integral part of the mechanical transmission devices. Mechanical transmission device

6、s in constant use, with varying degrees of wear and tear, so regular maintenance for machinery, to extend its service life, efficient running, improving the efficiency of production. Keywords: Mechanical gearing,Gear reducers,Design principles and parameters are configured 中北大學2014屆畢業(yè)設計

7、說明書 目 錄 1 緒論 1 2 減速器概述 4 2.1 減速器的主要型式及其特性 4 2.2 減速器結構 4 2.3 減速器潤滑 5 3 減速機設計計算 7 3.1 選擇電動機： 7 3.1.1 選電動機類型 7 3.1.2 確定電動機轉速 7 3.1.3 確定電動機的型號 7 3.2 傳動比： 7 4 齒輪的選擇 8 4.1 齒輪傳動的設計計算 8 4.1.1 選擇齒輪材料及精度等級 8 4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 8 4.1.3 轉矩T1 8 4.1.4 載荷系數(shù)k 8 4.1.5 許用接觸應力[σH]

8、8 4.1.6 校核齒根彎曲疲勞強度 9 4.1.7 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 9 4.1.8 許用彎曲應力[σF] 9 4.1.9 計算齒輪傳動的中心矩a 10 4.1.10 計算齒輪的圓周速度V 10 5 減速器的軸及軸上零件的結構設計 11 5.1 軸的結構設計 11 5.1.1 階梯軸各段直徑的確定 11 5.1.2 階梯軸各段長度的確定 12 5.2 齒輪的結構設計 12 第 Ⅰ 頁 共 Ⅱ 頁 5.3 支承部件的結構 12 5.3.1 軸承蓋 13 5.3.2 調整墊片組 16 6 軸的計算 18 6,

9、1 軸的結構設計 18 6.1.1 軸上零件的定位，固定和裝配 18 6.2 軸的校核 18 7 軸承的選用與校核 21 7.1 軸承的選用 21 7.2 軸承的校核： 22 8 減速器的箱體結構及設計 24 8.1 概述 24 8.2 箱體結構的設計要點 24 8.2.1 箱體應具有足夠的剛度 24 8.2.2 確保箱體接合面的密封、定位和內部傳動零件的潤滑。 24 8.2.3 箱體結構應具有良好的工藝性 25 9 密封和潤滑的設計 26 9.1 密封 26 9.2 潤滑 26 10 裝配圖 27 11 設計小結 28 參考

10、文獻: 29 致謝 30 第 Ⅱ頁 共 Ⅱ 頁 1 緒論 減速器的結構隨其類型和要求不同而異。單級圓柱齒輪減速器按其軸線在空間相對位置的不同分為：臥式減速器和立式減速器。前者兩軸線平面與水平面平行。后者兩軸線平面與水平面垂直。一般使用較多的是臥式減速器，故以臥式減速器作為主要介紹對象[1]。 圖1.1 臥式減速器 單級圓柱齒輪減速器可以采用直齒、斜齒或人字齒圓柱齒輪。 由于減速器已成為一種通用的傳動部件，因此，圓柱齒輪減速器多數(shù)已經標準化，ZD（JB1130-70）為單級圓柱齒輪減速器的標準型號。其主要參數(shù)均已標準化和規(guī)格化。 單級圓柱齒輪減速器的主要性能參數(shù)

11、為： 傳遞功率P（標準ZD型減速器P=1~2000KW） 傳動比i為避免減速器的外廓尺寸過大，一般i〈6，其最大傳動比imax=8~10，高速軸轉速n1，中心距a（標準ZD型減速器a=100~700mm ） 工作類型及裝配型式 機械零件課程設計，可以根據(jù)任務書的要求參考標準系列產品進行設計，也可自行設計非標準的減速器。 圖1.2和圖1.3所示分別為單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖和結構圖。 減速器一般由箱體、齒輪、軸、軸承和附件組成。 圖1.2 單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測投影圖 箱體由箱蓋與箱座組成。箱體是安置齒輪、軸及軸承等零件的機座，并存放潤滑油起到潤滑和密封箱體內

12、零件的作用。箱體常采用剖分式結構（剖分面通過軸的中心線），這樣，軸及軸上的零件可預先在箱體外組裝好再裝入箱體，拆卸方便。箱蓋與箱座通過一組螺栓聯(lián)接，并通過兩個定位銷釘確定其相對位置。為保證座孔與軸承的配合要求，剖分面之間不允許放置墊片，但可以涂上一層密封膠或水玻璃，以防箱體內的潤滑油滲出。為了拆卸時易于將箱蓋與箱座分開，可在箱蓋的凸緣的兩端各設置一個起蓋螺釘（參見圖1.3），擰入起蓋螺釘，可順利地頂開箱蓋。箱體內可存放潤滑油，用來潤滑齒輪；如同時潤滑滾動軸承，在箱座的接合面上應開出油溝，利用齒輪飛濺起來的油順著箱蓋的側壁流入油溝，再由油溝通過軸承蓋的缺口流入軸承（參圖1.3）[2]。 圖

13、1.3 單級直齒圓柱齒輪減速器的軸測結構圖 減速器箱體上的軸承座孔與軸承蓋用來支承和固定軸承，從而固定軸及軸上零件相對箱體的軸向位置。軸承蓋與箱體孔的端面間墊有調整墊片，以調整軸承的游動間隙，保證軸承正常工作。為防止?jié)櫥蜐B出，在軸的外伸端的軸承蓋的孔壁中裝有密封圈（參見圖1.3）。 減速器箱體上根據(jù)不同的需要裝置各種不同用途的附件。為了觀察箱體內的齒輪嚙合情況和注入潤滑油，在箱蓋頂部設有觀察孔，平時用蓋板封住。在觀察孔蓋板上常常安裝透氣塞（也可直接裝在箱蓋上），其作用是溝通減速器內外的氣流，及時將箱體內因溫度升高受熱膨脹的氣體排出，以防止高壓氣體破壞各接合面的密封，造成漏油。為了排除污油

14、和清洗減速器的內腔，在減速器箱座底部裝置放油螺塞。箱體內部的潤滑油面的高度是通過安裝在箱座壁上的油標尺來觀測的。為了吊起箱蓋，一般裝有一到兩個吊環(huán)螺釘。不應用吊環(huán)螺釘?shù)踹\整臺減速器，以免損壞箱蓋與箱座之間的聯(lián)接精度。吊運整臺減速器可在箱座兩側設置吊鉤（參見圖1.3）[3]。 減速器的箱體是采用地腳螺栓固定在機架或地基上的。 2 減速器概述 2.1 減速器的主要型式及其特性 減速器是一種由封閉在剛性殼體內的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪—蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機與工作機之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結構緊湊、效率較高、傳

15、遞運動準確可靠、使用維護簡單，并可成批生產，故在現(xiàn)代機械中應用很廣。 減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等[4]。 以下主要介紹圓柱齒輪減速器： 當傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于8時，最好選用二級(i=8—40)和二級以上(i>40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設計這種減速器時應注意：

16、1)軸的剛度宜取大些；2)轉矩應從離齒輪遠的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；3)采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側為左旋，另一側為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。 圓柱齒輪減速器在所有減速器中應用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s一70m／s，甚至高達150m／s。傳動功率很大的

17、減速器最好采用雙驅動式或中心驅動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設計雙驅動式或中心驅動式齒輪傳動時，應設法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結構基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30％[5]。 2.2 減速器結構 近年來，減速器的結構有些新的變化。為了和沿用已久、國內目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結構和新型減速器結構。 （1）傳統(tǒng)型減速器結

18、構 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體都應進行時效或退火處理。大量生產小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準確性，在剖分面的凸緣上應設有2—3個圓錐定位銷

19、。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設有為提取整個減速器用的起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經驗公式計算，見有關圖冊。關于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示等均可從有關的設計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉速很高的減速器才采用滑動軸承。 （2）新型減速器結構 1）齒輪—蝸桿二級減速器；2）圓柱齒輪—圓錐齒輪—圓柱齒輪三級減速器。 這些減速器都具有以下結構特點： ——在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線

20、開設剖分面。為了便于傳動零件的安裝，在適當部位有較大的開孔。 ——在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋，而改用機械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。 ——輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。 和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結構上的改進，既可簡化結構，減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度[6]。 2.3 減速器潤滑 圓周速度u≤12m/s一15m／s的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以1—2個齒高為宜。速度高

21、的還應該淺些，建議在0．7倍齒高左右，但至少為10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允許浸入深些，可達到1／6的齒輪半徑；更低速時，甚至可到1／3的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應達到輪齒的整個寬度。對于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。如果發(fā)生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或將減速器箱蓋和箱座的剖分面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。 減速器油池的容積平均可按1kW約需0．35L一0．7L潤滑油計算(大值用

22、于粘度較高的油)，同時應保持齒輪頂圓距離箱底不低于30mm一50mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過90℃時，需采用循環(huán)油潤滑，或其他冷卻措施，如油池潤滑加風扇，油池內裝冷卻盤管等。循環(huán)潤滑的油量一般不少于0．5L/kW。圓周速度u>12m/s的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：1)由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；2)由于攪油會使減速器的溫升增加；3)會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來，借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區(qū)。速度高時，對著嚙出區(qū)噴油有

23、利于迅速帶出熱量，降低嚙合區(qū)溫度，提高抗點蝕能力。速度u≤20m/s的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為4mm的噴油孔，速度更高時財應開多排噴油孔。噴油孔的位置還應注意沿齒輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當繁重的重型減速器中和需要用大量潤滑油進行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調節(jié)裝置等，所以費用較貴。此外，還應注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。 蝸桿圓周速度在10m/s以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當蝸桿在下時，油面高度應低于蝸桿螺紋的根部，并且不應超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心，以免增加功率損失。

24、但如滿足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環(huán)，將油甩到蝸輪上以進行潤滑。當蝸桿在上時，則蝸輪浸入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在10m／s以上的減速器應采用噴油潤滑。噴油方向應順著蝸桿轉入嚙合區(qū)的方向，但有時為了加速熱的散失，油也可從蝸桿兩側送人嚙合區(qū)。齒輪減速器和蝸輪減速器的潤滑油粘度可分別參考表選取。若工作溫度低于0℃，則使用時需先將油加熱到0℃以上。蝸桿上置的，粘度應適當增大[7]。 3 減速機設計計算 3.1 選擇電動機： 3.1.1 選電動機類型 滾動軸承效率=0.995；聯(lián)軸器效率=0.98。 =0.

25、96x0.97x0.995x0.995=0.9 由上述計算，T=137 我們取減速機軸最大扭矩=150 需要略大于，按已知工作要求和條件，選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 3.1.2 確定電動機轉速 按參考文獻[2]P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a3=459~1834r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、

26、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。 3.1.3 確定電動機的型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。 3.2 傳動比： 傳動比：取i=2 計算各傳動參數(shù)： 1.計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i =960/2=480 (r/min) 2.計算各軸的功率（KW） PI=P工作=15.08KW PII=PIη總=15.080.9=

27、13.572KW 3.計算各軸扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=150Nmm TII=9.55106PII/nII=9.5510613.572/480 =270026.25Nmm 4 齒輪的選擇 4.1 齒輪傳動的設計計算 4.1.1 選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm 4.1.2 按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)

28、1/3 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=2 取小齒輪齒數(shù)Z1=16。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=216=32 實際傳動比I0 傳動比誤差：i-i0/I=0%<2% 可用 齒數(shù)比：u=i0=2 由參考文獻[2]表取φd=0.9 4.1.3 轉矩T1 T1=9.55106P/n1=9.5510615.08/960=150Nm 4.1.4 載荷系數(shù)k 由參考文獻[1]P128表6-7取k=1 4.1.5 許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由圖查得[2]： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由查表得

29、計算應力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=603841(163658)=1.28109 NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108 由查圖表得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1150000(6+1)/0.9634

30、32]1/3mm =68.4mm 模數(shù)：m=d1/Z1=68.4/16=3.8mm 根據(jù)表取標準模數(shù)：m=4mm 4.1.6 校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)由公式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=416mm=64mm d2=mZ2=432mm=128mm 齒寬：b=34mm 取b=34mm b2=30mm 4.1.7 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=16,Z2=32由表得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 4

31、.1.8 許用彎曲應力[σF] 根據(jù)公式式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由查表得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由參考文獻[2]圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49）

32、σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(21150000/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(21150000/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 4.1.9 計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(16+32)=4/2(16+32)=96mm 4.1.10 計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/601000=3.1464960/601000=3.22m/s 第 30 頁 共 30 頁 5

33、 減速器的軸及軸上零件的結構設計 5.1 軸的結構設計 軸結構設計包括確定鋼的結構形狀和尺寸。軸的結構是由多方面的因素決定的，其中主要考慮軸的強度、剛度、軸上零件的安裝、定位、軸的支承結構以及軸的工藝性等，其設計方法和結構要素的確定，可參照教科書有關章節(jié)進行[1]。 單級圓柱齒輪減速器的軸一般均為階梯軸，確定階梯軸各段的直徑和長度是階梯軸設計的主要內容。下面通過圖5.1和表5.1、表5.2來說明。 5.1.1 階梯軸各段直徑的確定 圖5.1中階梯軸各段的直徑可由表5.1確定。 圖5.1 階梯軸各段的直徑 表5.1 階梯軸直徑 符號 確定方法及說明 d1 按許用扭

34、轉應力進行估算。盡可能圓整為標準直徑，如果選用標準聯(lián)軸器，d1應符合聯(lián)軸器標準的孔徑。 d2 d2= d1+2a，a為定位軸肩高度。通常取a=3-10mm d2盡可能符合密封件標準孔徑的要求，以便采用標準密封圈。 d3 此段安裝軸承，故d3必須符合滾動軸承的內徑系列。為便于軸承安裝，此段軸徑與d2段形成自由軸肩，因此，d3= d2+1~5mm，然后圓整到軸承的內徑系列。當此軸段較長時，可改設計為兩個階梯段，一段與軸承配合，精度較高，一段與套筒配 d4 d4= d3+1~5mm（自由軸肩），d4與齒輪孔相配，應圓整為標準直徑。 d5 d5= d4+2a，a為定位軸環(huán)高度，通?？?/p>

35、取a=3~10mm d6 d6= d3，因為同一軸上的滾動軸承最好選取同一型號。 5.1.2 階梯軸各段長度的確定 圖5.1中各階梯長度可由表5.2確定。 表5.2 軸各段長度的確定 符號 確定方法及說明 L1 按軸上零件的輪轂寬度決定，一般比轂寬短2~3mm。也可按（1.2~1.5）d1取定。 L2 L2=l3+l4(l3為軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭的高度) L3 L3=B+l2+⊿2+(2~3) B軸承寬度 L4 L4按齒輪寬度b決定，L4=b-(2~3)mm L5 無擋油環(huán)時，L5=B 有擋油環(huán)時，L5=B+擋油環(huán)的轂寬 注：表中l(wèi)2、l

36、3、l4、⊿2參見表5.3。 由表中計算式可知，各段長度的確定與箱外的旋轉零件至固定零件的距離l4；軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭高度的總尺寸l3；軸承端面至箱體內壁的距離l2；轉動零件端面至箱體內壁的距離⊿2以及檔油環(huán)的結構尺寸有關，這些尺寸又取決于軸承蓋的類型、密封型式以及各零件在裝配圖中的相關位置。因此，階梯軸各段的長度應通過裝配草圖設計過程中邊繪制邊計算確定。尤其值得注意的是：當各零件相對位置確定以后，支承點的跨距即可確定，這時就可以計算支承反力，對軸的危險截面進行復合強度核核以及軸承壽命計算等，如果軸的強度不合格或者軸承壽命不符合要求，這時就要重新選擇軸承和調整結構。當然，軸的各階梯段直徑和

37、長度也相應發(fā)生變化。由上述可知，軸的結構設計應該在裝配草圖設計過程中，以邊繪圖、邊計算、邊修改的方式逐步完成。 表5.2為單級圓柱齒輪減速器的位置尺寸關系。 5.2 齒輪的結構設計 中小型減速器的齒輪一般用鍛鋼制造。當齒輪的齒頂圓直徑da≤200mm時，可以做成圓盤式結構。當齒輪的齒根圓與鍵槽底部的距離小于!&（ &為模數(shù)）時，則齒輪與軸應做成一體的齒輪軸。當da=200~500時，可以做成腹板式結構。 齒輪結構設計可參照教科書有關章節(jié)進行[1]。 5.3 支承部件的結構 單級圓柱齒輪減速器軸的支承一般采用滾動軸承，如圖5.2所示。 圖5.2 軸承圖 滾動軸承類型與尺寸

38、選擇以及軸承組合設計可參照教材有關章節(jié)進行。軸承組合中，除滾動軸承外，還有軸承蓋、調整墊片、內外密封裝置的結構設計。 5.3.1 軸承蓋 軸承蓋的作用是固定軸承的位置并承受軸向力和密封軸承座孔。 軸承蓋的材料一般為鑄鐵（HT150）。 軸承蓋結構型式分為凸緣式（用螺釘將蓋固定在箱體上）和嵌入式（用蓋的圓周凸緣嵌入軸承座孔的槽內固定）。每種結構又可分為悶蓋（中間無孔）和透蓋（中間有孔，用于軸外伸端的軸承座上）兩種型式，如圖5.4所示。 圖5.3 減速器剖面圖 表5.3 單級圓柱齒輪減速器的位置尺寸 符號 名稱 尺寸（mm） ⊿2 轉動零件端面至箱體內壁的距離

39、 ⊿2=10~15，對于重型減速器應取大些 b 小齒輪的寬度 由齒輪結構設計而定。 B 軸承寬度 根據(jù)軸頸直徑可按中系列預選。 ⊿1 齒頂圓與減速器內壁之間的最小間隙 ⊿1≥1.2δ, δ—箱座壁厚。 l 軸承支點的跨距 由草圖設計決定 L1 #!箱外零件至軸承支點的計算距離#! L1=B/2+l3+l4+l5/2 L2 軸承端面至箱體內壁的距離 軸承用油池內油潤滑時# L2=5-10, 軸承用脂潤滑且有擋油環(huán)時L2=10-15。 L3 -軸承端蓋及聯(lián)接螺栓頭高度 根據(jù)軸承端蓋結構型式決定 L4 箱外轉動零件至固定零件的距離# L4=15~20

40、 L5 *箱外零件與軸的配合長度 L5=（1.2~1.5）d,d-配合軸徑 圖5.4 凸緣式和嵌入式軸承蓋 圖5.5 凸緣式軸承蓋結構尺寸 表5.4 凸緣式軸承蓋尺寸 符號 尺寸關系 符號 尺寸關系 （D軸承外徑） 30~60 62~100 110~130 140~230 D5 D0-(2.5~3) d3 d3（螺釘直徑） 6~8 8~10 10~12 12~16 e 1.2 d3 n（螺釘數(shù)） 4 4 6 6 e1 (0.10~0.15)D (e1≥e) d0 d3+(1~2) m 由結構確定 D0 D+2.5

41、d3 Δ2 8~10 D2 D0+(2.5~3) d3 b 8~10 D4 (0.85~0.9)D h (0.8~1)b 圖5.6 嵌入式軸承蓋結構尺寸 表5.5 嵌入式軸承蓋尺寸 不帶O型密封圈 帶O型密封圈 D(f9) 40~80 35~110 115~170 D封 40 45 50 55 60 63 65 68 70 75 80 85 E2(h11) 5 6 8 d封 35 40 45 50 55 58 60 63 65 70 75 80 S

42、 10 12 15 D封 90 95 100 105 110 115 120 125 130 135 140 145 8~10 d封 85 90 95 100 105 110 115 120 125 130 135 140 D3 D+e2 當D封=30~50，W實際3.1 D4 D—20 D(f9) 40~80 85~110 115~170 m 由軸承部件結構確定 e2(h11) 8 10 12 注：透蓋氈圈密封槽的尺寸參見表1-2-13 S 15 18 20 D3 D3=D+(10~

43、15) d4(h9) d4=d封(與D封相應) b0 4(與W實際3.1相應) 軸承蓋設計應注意下列幾點： （1）當軸承蓋的寬度較長時，應在端部車出一段較小直徑（比孔徑小2~4mm ），但必須保留夠的配合長度e1。 （2）軸承采用飛濺潤滑時，軸承蓋端部必須開缺口并車出一段小直徑，以便潤滑油流入軸承。 （3）嵌入式軸承蓋結我緊湊，重量輕，但承載能力較差，且不便于調整軸承間隙，不宜用于要求準確調整間隙的場合。 5.3.2 調整墊片組 調整墊片的作用是調整軸承的軸向游隙和軸承內部間隙以及軸的軸向位置。 調整墊片組由多片厚度不同的墊片組成。調整時，根據(jù)需要組合成不同的厚度。調整

44、墊片組的組別，片數(shù)及厚度可由表5.6查得。 表5.6 墊片數(shù)及厚度 A組 B組 C組 厚度δ 0．5 0．2 0．1 0．5 0．15 0．1 0．5 0．15 0．125 片數(shù)Z 3 4 2 1 4 4 1 3 3 注：1.材料沖壓銅片或08鋼拋光 2.d 2=D(2~4) 用于凸緣 D0,D2,nd見表(1-2-5) 式軸承蓋 D—軸承外徑 D2=D-1 用于嵌 d2按軸承外圓 入式 安裝尺寸確定 軸承蓋 3.建議準備0.55mm的

45、墊片若干片以備調整微小間隙用。 6 軸的計算 6,1 軸的結構設計 6.1.1 軸上零件的定位，固定和裝配 單級齒輪傳動中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 確定軸各段直徑和長度 工段：d1=28mm 長度取L1=60mm ∵h=2c c=2.5mm 其中花鍵長度為35mm。 II段:d2=d1+2h=28+21=30mm ∴d2=30mm 初選用深溝球軸承，其內徑為30mm, 考慮齒輪

46、端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為16mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2~3mm,故II段長： L2==33mm III段直徑d3=38mm L3 =125mm Ⅳ段直徑d4=30mm 由手冊得：c=4 h=2c=24=8mm d4=d3+2C=48-21.5=30mm L4=15mm Ⅴ段直徑d5=28mm L5=60mm。 其中花鍵長度為35mm 此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸. 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=158mm 6.2 軸的校核 1、基本數(shù)據(jù)： 轉矩T=150

47、 ，轉速n=960 2、求作用在齒輪上的力： 因已知齒輪分度圓直徑d=156 力的方向如圖所示： 3、初步確定軸的最小直徑： 估算出軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表=112，所以根據(jù)公式：， 4、根據(jù)設計，我們來校核主動軸的疲勞強度。 圖 6.1 主軸圖 其彎扭特性大致如下示意圖： ，對截面Ⅱ右側分析，由公式：所以軸的強度是足夠的。因無大的瞬間過載及嚴重應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 7 軸承的選用與校核 7.1 軸承的選用 確定軸承尺寸參數(shù) 在許多場合，軸承的內孔尺寸已經由機器或裝置的結構具體所限定。不論工作壽命，靜

48、負荷安全系數(shù)和經濟性是否都達到要求，在最終選定軸承其余尺寸和結構形式之前，都必須經過尺寸演算。該演算包括將軸承實際載荷跟其載荷能力進行比較。滾動軸承的靜負荷是指軸承加載后是靜止的（內外圈間無相對運動）或旋轉速度非常低。在這種情況下，演算滾道和滾動體過量塑性變形的安全系數(shù)。大部分軸承受動負荷，內外圈做相對運動，尺寸演算校核滾道和滾動體早期疲勞損壞安全系數(shù)。只有在特殊情況時，才根據(jù)DIN ISO 281對實際可達到的工作壽命做名義壽命演算。對注重經濟性能的設計來說，要盡可能充分的利用軸承的承載能力。要想越充分的利用軸承，那么對軸承尺寸選用的演算精確性就越重要。 靜負荷軸承 計算靜負荷安全系數(shù)F

49、s有助于確定所選軸承是否具有足夠的額定靜負荷。FS=CO/PO 其中FS靜負荷安全系數(shù)，CO額定靜負荷[KN]，PO當量靜負荷[KN] 靜負荷安全系數(shù)FS是防止?jié)L動零件接觸區(qū)出現(xiàn)永久性變形的安全系數(shù)。對于必須平穩(wěn)運轉、噪音特低的軸承，就要求FS的數(shù)值高；只要求中等運轉噪聲的場合，可選用小一些的FS；一般推薦采用下列數(shù)值： FS=1.5~2.5適用于低噪音等級 FS=1.0~1.5適用于常規(guī)噪音等級 FS=0.7~1.0適用于中等噪音等級額定靜負荷CO[KN]已在表中為每一品種規(guī)格的軸承列出。該負荷（對向心軸承來說是徑向力，對推力軸承而言則是軸向力），在滾動體和滾道接觸區(qū)域的中心產生的理論壓強為

50、：-4600 N/MM2 自調心球軸承-4200 N/MM2其它類型球軸承-4000 N/MM2所有滾子軸承在額定靜負荷CO的作用下，在滾動體和滾道接觸區(qū)的最大承載部位，所產生的總塑性變形量約為滾動體直徑的萬分之一。當量靜負荷PO[KN]是一個理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推力軸承來講是軸向和向心力。PO在滾動體和滾道的最大承載接觸區(qū)域中心所產生的應力，與實際負荷組合所產生得應力相同。 PO=XO*Fr+Ys*Fa[KN] 其中，PO當量靜負荷，KN Fr徑向負荷，KN Fa軸向負荷，KN XO徑向系數(shù)， YO軸向系數(shù)。 動負荷軸承 DIN ISO281所規(guī)定的動負荷軸

51、承計算標準方法的基礎是材料疲勞失效（出現(xiàn)凹坑），壽命計算公式為： L10=L=(C/P)P [106轉]其中L10=L名義額定壽命 [106轉]C額定動負荷 [KN] P 當量動負荷 [KN] P 壽命指數(shù) L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命 [106轉] C 額定動負荷 [KN] P 壽命指數(shù)L10是以100萬轉為單位的名義額定壽命。對于一大組相同型號的軸承來說，其中90%應該達到或者超過該值。額定動負荷C [KN]在每一類軸承的參數(shù)表中都可以找到，在該負荷作用下，軸承可以達到100萬轉的額定壽命。當量動負荷P [KN]是一項理論值，對向心軸承而言是徑向力，對推力軸承來說是軸向力。其方

52、向、大小恒定不變。當量動負荷作用下的軸承壽命與實際負荷組合作用時相同。 P=X*Fr+Y*Fa 其中：P當量動負荷，F(xiàn)r徑向負荷，F(xiàn)a軸向負荷，單位都是千牛頓，X徑向系數(shù)，Y軸向系數(shù)。不同類型軸承的X,Y值及當量動負荷計算依據(jù)，可在各類軸承的表格和前言中找到。球軸承和滾子軸承的壽命指數(shù)P有所不同。對球軸承，P=3 對滾子軸承，P=10/3 變負荷及變速度 如果軸承動負荷的值及速度隨時間而變化，那么在計算當量負荷時就得有相應的考慮。連續(xù)的負荷及速度曲線就要用分段近似值來替代。當量動負荷的計算公式變?yōu)椋? 滾動軸承的最小負荷 過小的負荷加上潤滑不足，會造成滾動體打滑，導致軸承損壞。保持架軸承

53、的最小負荷系數(shù)P/C=0.02,而滿裝軸承的最小負荷系數(shù)P/C=0.04(P為當量動負荷，C為額定動負荷)。 本設計中選用深溝軸承。參見GB/T276-94 7.2 軸承的校核： 根據(jù)設計，取主動軸左側軸承校核。 由上述計算，齒輪受力基本數(shù)據(jù)可以算出： 軸承受力 比值 =1.2~1.8,取=1.5。則： 782.75N 故選用軸承符合預期壽命。 8 減速器的箱體結構及設計 8.1 概述 箱體一般用灰鑄鐵HT150或HT200制造。對于重型減速器也

54、可以采用球墨鑄鐵或鑄鋼制造。在單件生產中，特別是大型減速器，可采用焊接結構，以減輕重量，縮短生產周期。 8.2 箱體結構的設計要點 減速器的箱體是支持和固定軸及軸上零件并保證傳動精度的重要零件，其重量一般約占減速器總重量的40％~50％，因此，箱體結構對減速器的性能、制造工藝、材料消耗、重量和成本等影響很大，設計時務必綜合考慮，認真對待。 減速器箱體的設計要點如下： 8.2.1 箱體應具有足夠的剛度 （1）軸承座上下設置加強筋。 （2）軸承座房設計凸臺結構。凸臺的設置可使軸承座旁的聯(lián)接 設計凸臺結構要注意下列幾個問題： ①軸承座旁兩凸臺螺栓距離S應盡可能靠近。對無油構箱體（

55、軸承采用油脂潤滑）取S〈D2，應注意凸臺聯(lián)接螺栓（d1）與軸承蓋聯(lián)接螺釘（d3）不要互相干涉；對有油溝箱體（軸承采用潤滑油潤滑），取S≈D2〉，應注意凸臺螺栓孔（d1）不要與油溝相通，以免漏油。D2則為軸承座凸緣的外徑。 ②凸臺高度h的確定應以保證足夠的螺母搬手空間為準則。搬手空間根據(jù)螺栓直徑的大小由尺寸C1和C2確定。 ③凸臺沿軸向的寬度同樣取決于不同螺栓直徑所確定的C1+ C2之值，以保證足夠的搬手空間。但還應小于軸承座凸緣寬度3~5mm..，以便于凸緣端面的加工。 （3）箱座的內壁應設計在底部凸緣之內。 （4）地腳螺栓孔應開在箱座底部凸緣與地基接觸的部位；不能懸空。 （5）箱座

56、是受力的重要零件，應保證足夠的箱座壁厚，且箱座凸緣厚度可稍大于箱蓋凸緣厚度。 8.2.2 確保箱體接合面的密封、定位和內部傳動零件的潤滑。 為保證箱體軸承座孔的加工和裝配的準確性，在接合面的凸緣上必須設置兩個定位用的。 為保證箱蓋、箱座的接合面之間的密封性，接合面凸緣聯(lián)接螺栓的間距不宜過大，一般不大于150~180mm，并盡量對稱布置。 如果滾動軸承靠齒輪飛濺的潤滑油潤滑時，則箱座凸緣上應開設集油溝，集油溝要保證潤滑油流入軸承座孔內，再經過軸承內外圈間的空隙流回箱座內部，而不應有漏油現(xiàn)象發(fā)生。 8.2.3 箱體結構應具有良好的工藝性 (1)鑄造工藝性的要求，箱壁不宜太薄，δmi

57、n≧8mm，以免澆鑄時鐵水流動困難，出現(xiàn)充不滿型腔的現(xiàn)象。壁厚應均勻和防止金屬積聚、避免產生的縮孔、裂紋等缺陷。當箱壁的厚度變化較大時，應采用平緩過渡的結構。 避免出現(xiàn)狹縫結構，因為這種結構的砂型易碎裂，正確的做法應聯(lián)成整體箱壁沿撥摸方向應有1：10~1：20的撥模斜度。 (2)機械加工工藝性的要求軸承座孔應為通孔，最好兩端孔徑一樣以利于加工。兩端軸承外徑不同時，可以在座孔中安裝襯套，使支座孔徑相同，利用襯套的厚度不等，形成不同的孔徑以滿足兩端軸承不同外徑的配合要求。 同一側的各種加工端面盡可能一樣平齊，以便于一次調整刀具進行加工。加工表面與非加工表面必須嚴格區(qū)分，并盡量減少加工面積。因此

58、，軸承座的外端面、觀察孔、透氣塞、吊環(huán)螺釘、油標尺和油塞以及凸緣連接螺栓孔等處均應制出凸臺（凸出非加工面3~5mm）以便加工。(所示為軸承座凸緣的外端面與凸臺之間的合理與不合理的結構。本減速箱箱體，壁厚采用8mm~10mm，符合標準 9 密封和潤滑的設計 9.1 密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 9.2 潤滑 (1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/

59、s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 10 裝配圖 圖10.1 裝配圖 11 設計小結 機械設計課程設計是我

60、們專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 1.通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 2.學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 3.進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數(shù)據(jù)，進行經驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 4.這段時間當中我發(fā)現(xiàn)我對專業(yè)認識的還不夠，很多關于制造和工藝的知識有待我們提高，更多的是需要

61、我們自己去觀察、實踐、學習。不具備這項能力就難以勝任未來的挑戰(zhàn)。隨著科學的迅猛發(fā)展，新技術的廣泛應用，會有很多領域是我們未曾接觸過的，只有敢于去嘗試才能有所突破，有所創(chuàng)新。 5.人就是在困難中慢慢的成長的。從一開始有些茫然到現(xiàn)在初有成就的喜悅，相信未來的結果一定是令人滿意的。這個畢業(yè)設計充實了我的知識，也為我以后走上工作崗位奠定了基礎，期盼獲得收獲的那一天！ 參 考 文 獻 [1] 楊明忠,朱家誠主編.機械設計[M]. 武漢:武漢理工大學出版社,2004.25-30 [2] 吳宗澤，羅圣國主編.機械設計課程設計手冊[M].北京:高等教育出版社,2006.4.17-22 [3] 璞良

62、貴，紀名剛主編.機械設計[M].第八版.北京：高等教育出版社，2007.36-44 [4] 孫靖民主編.機械優(yōu)化設計[M].第三版.北京：機械工業(yè)出版社，2005.72-75 [5] 方世杰，綦耀光主編.機械優(yōu)化設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1997.2.56-66 [6] 王昆等主編. 機械設計課程設計手冊[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.39-43 [7] 劉瑞新，洪遠征等編著.Visual Basic 程序設計教程[M].第二版. 北京：機械工業(yè)出版社，2006.156-161 [8] 楊黎明主編.機械零件設計手冊[M].北京：國防工業(yè)出版社，1996.106-111

63、 [9] 張紹匍，徐錦康，魏傳儒主編.機械零件學習指南與課程設計[M] 北京：機械工業(yè)出版社 1996.87-92 [10] 鄭貞平，喻德主編.UG NX5中文版三維設計與NC加工實例精解[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2008.45-50 [11] 《實用機械設計手冊》編寫組.實用機械設計手冊[M] 北京：機械工業(yè)出版社1994.40-47 [12] 季杏法主編.小型三相異步電動機技術手冊[M] 北京：機械工業(yè)出版社 1987.14-22 [13] 龐起淮主編.小功率電動機應用技術手冊[M] 北京：機械工業(yè)出版社 1990.56-62 [14] （美）E.希格利.CR. 機械設計

64、通用手冊[M] 河海大學機械學院譯 北京：機械工業(yè)出版社 1993.24-50 [15］ 王明亮.關于中國學術期刊標準化數(shù)據(jù)庫系統(tǒng)工程的進展[EB/OL]. [16］ 萬錦坤.中國大學學報論文文載(1983-1993).英文版［DB/CD］.北京:中國大百科全書出版社,1996. 3-6 [17] Carrol, R., and Johnson, G.,“Optimal design of compact spur gear sets”, ASME Journal of mechanisms, transmissions and automation in design. [J] Vol

65、.106, No.1, March 1984, pp.95-101.10-20 致 謝 本文的研究工作是在導師鄭軍和郭平英教授的精心指導下順利完成的。導師淵博的知識，豐富的科研工作經驗，做學問嚴謹?shù)膽B(tài)度和開闊的思路深深的感染了我，使我受益匪淺。在課題的研究過程中，導師在理論分析、難點解疑等各個方面對我進行了悉心的指導，對論文結構的組織及全文的總成進行了多次細致認真的審改，并提出了寶貴的意見。而各位老師還對我個人的鉆研態(tài)度、價值取向及發(fā)展道路等各方面進行了正確的引導。在此即將畢業(yè)之際，我對導師對我的精心培養(yǎng)和無微不至的關懷表示由衷的感謝和敬意。 大學本科生活即將結束,回首在校生活的每一天，感慨頗多。愿所有的老師工作順順利，萬事如意；愿所有的同學在以后的工作及學習中都努力奮斗，充分發(fā)揮各自的潛質，發(fā)揚理工人的學風與奮斗精神,為祖國的建設貢獻自己的力量。