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XXXXX 畢 業(yè) 設 計 論 文 小型懸臂起重吊設計 系 名 專業(yè)班級 學生姓名 學 號 指導教師姓名 指導教師職稱 年 月 I 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 1 1 設計的背景及意義 1 1 2 起重機的分類 1 1 3 國內外研究及發(fā)展現況 2 1 4 本次設計的主要內容 3 第二章 總體方案設計 4 2 1 設計要求及分析 4 2 2 方案設計 4 2 2 1 起升機構 4 2 1 2 運行機構 4 2 1 3 旋轉機構 4 第三章 起升機構的設計 7 3 1 電動葫蘆的選擇 7 3 2 鋼絲繩的選擇 7 3 2 1 鋼絲繩破斷拉力計算 8 3 2 2 鋼絲繩允許拉力的計算 8 3 3 卷筒尺寸設計及校核 8 3 3 1 卷筒類型及構造 9 3 3 2 卷筒直徑 9 3 3 3 卷筒長度 9 3 3 4 卷筒壁厚 10 3 3 5 強度計算 10 3 4 電動機的選擇 11 3 4 1 電動靜功率的計算 11 3 4 2 電動機發(fā)熱驗算 12 3 5 卷筒軸的設計及校核 12 3 5 1 初算卷筒軸最小直徑 12 3 5 2 確定各段軸的直徑 長度 13 3 5 3 計算支座反力 13 3 5 4 疲勞計算 13 3 5 5 靜強度計算 14 II 3 6 取物裝置設計 14 3 7 懸臂梁的設計 15 3 7 1 計算條件 15 3 7 2 受力計算 15 第四章 運行機構的設計 18 4 1 選電動機 18 4 1 1 運行阻力 18 4 1 2 計算靜功率 18 4 2 驗算電動機發(fā)熱條件 18 4 3 驗算啟動時間 18 4 4 選擇制動 19 4 5 驗算制動時間 19 4 6 選擇減速器 19 第五章 回轉機構的設計 20 5 1 載荷計算 20 5 2 回轉驅動裝置計算 22 5 2 1 摩擦阻力矩 22 5 2 2 坡道阻力矩 23 5 2 3 慣性阻力矩 23 5 3 電動機的選擇 24 5 4 聯軸器的選擇 25 5 5 制動器的選擇 26 5 6 減速器的選擇 26 5 7 開式齒輪的選擇與設計 26 5 7 1 選定齒輪類型及基本參數 26 5 7 2 按齒面接觸強度計算 27 5 7 3 按齒根彎曲強度設計計算 29 5 7 4 幾何尺寸計算 30 總 結 31 參考文獻 32 致 謝 33 摘 要 III 本課題的任務是小型懸臂起重吊 懸臂起重機是懸臂可繞固定于基座上的定柱回 轉 或者是懸臂與轉柱剛接 在基座支承內一起相對于垂直中心線轉動的由立柱和懸 臂組成的懸臂起重機 主要由電起升機構 運行機構 旋轉機構等構成 本次設計首先 通過對懸臂起重吊結構及原理進行分析 在此分析基礎上提出了 懸臂起重吊的設計方案 接著 對主要技術參數進行了計算選擇 然后 對各主要零 部件進行了設計與校核 最后 通過 AutoCAD 制圖軟件繪制了懸臂起重吊總裝圖及主 要零部件圖 通過本次設計 鞏固了大學所學專業(yè)知識 如 機械原理 機械設計 材料力學 公差與互換性理論 機械制圖等 掌握了普通機械產品的設計方法并能夠熟練使用 AutoCAD 制圖軟件 對今后的工作于生活具有極大意義 關鍵詞 懸臂起重吊 起升機構 運行機構 旋轉機構 Abstract The task of this project is a small cantilever lifting boom boom cranes are available in a IV given column rotation around a fixed pedestal or cantilever column and turn rigid support within the base together with respect to the vertical centerline of rotation by consisting of columns and cantilever cranes Mainly by electric lifting mechanism traveling mechanism rotation mechanism and the like The design is first by making the lifting of the cantilever structure and principles of analysis presented in this analysis lifting cantilever design basis Next the main technical parameters were calculated choice then for all the major components has been designed and checked Finally AutoCAD drawing software to draw a cantilever lifting assembly diagram and main parts diagram Through this design the consolidation of the university is expertise such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerances and interchangeability theory mechanical drawing etc mastered the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software for the future work of great significance in life Keywords Cantilever Lifting Hoisting mechanism Traveling mechanism Rotating mechanism 1 第一章 緒論 1 1 設計的背景及意義 起重機械是一種循環(huán) 間歇運動的機械 主要用于物品的裝卸 一個工作循環(huán)一 般包括 取物裝置從取物地點由起升機構把物品提起 運行 旋轉或變幅機構把物品 移位 然后物品在指定地點下降 接著進行反向運動 使取物裝置回到原位 以便進 行下一次的工作循環(huán) 在兩個工作循環(huán)之間 一般有短暫的停歇 由此可見 起重機 械工作時 各機構經常是處于起動 制動以及正向 反向等相互交替的運動狀態(tài)中的 起重機是各種工程建設廣泛應用的重要起重設備 它對減輕勞動強度 節(jié)省人力 降 低建設成本 提高勞動生產率 加快建設速度 實現工程施工機械化起著十分重要的 作用 1 2 起重機的分類 起重機根據結構的不同分成以下三類 1 梁式型起重機 可在長方形場地及其上空作業(yè) 多用于車間 倉庫 露天堆場等處的物品裝卸 有梁式起重機 橋式起重機 龍門起重機 纜索起重機 運載橋等 2 懸臂起重機 旋臂起重機 懸臂起重機有立柱式 壁掛式 平衡起重機三種形式 柱式懸臂起重機是懸臂可繞固定于基座上的定柱回轉 或者是懸臂與轉柱剛接 在基座支承內一起相對于垂直中心線轉動的由立柱和懸臂組成的懸臂起重機 它適用 于起重量不大 作業(yè)服務范圍為圓形或扇形的場合 一般用于機床等的工件裝卡和搬 運 壁掛起重機是固定在墻壁上的懸臂起重機 或者可沿墻上或其他支承結構上的 高架軌道運行的懸臂起重機 壁行起重機的使用場合為跨度較大 建筑高度較大的車 間或倉庫 靠近墻壁附近處吊運作業(yè)較頻繁時最適合 平衡起重機俗稱平衡吊 它是運用四連桿機構原理使載荷與平衡配重構成一平 衡系統 可以采用多種吊具靈活而輕松地在三維空間吊運載荷 平衡起重機輕巧靈活 是一種理想的吊運小件物品的起重設備 被廣泛用于工廠車間的機床上下料 工序間 自動線 生產線的工件 砂箱吊運 零部件裝配 以及車站 碼頭 倉庫等各種場合 平衡吊 3 門式起重機 門式起重機一般根據門架結構形式 主梁形式 吊具形式來進行分類 按門框結構形式分 a 全門式起重機 b 半門式起重機 c 雙懸臂門式起 2 重機 d 單懸臂門式起重機 按主梁結構形式分 a 單主梁門式起重機 b 雙梁橋式起重機 1 3 國內外研究及發(fā)展現況 1 國內起重機研究及發(fā)展現況 中國古代灌溉農田用的桔槔是臂架型起重機的雛形 14 世紀 西歐出現人力和畜 力驅動的轉動臂架型起重機 19 世紀前期 出現了橋式起重機 起重機的重要磨損件 如軸 齒輪和吊具等開始采用金屬材料制造 并開始采用水力驅動 19 世紀后期 蒸 汽驅動的起重機逐漸取代了水力驅動的起重機 20 世紀 20 年代開始 由于電氣工業(yè)和 內燃機工業(yè)迅速發(fā)展 以電動機或內燃機為動力裝置的各種起重機基本形成 自 1999 年 沉寂了多年的中國起重機行業(yè)猶如火山爆發(fā) 呈現出快速發(fā)展的勢頭 一發(fā)不可收拾 出現了連年增長 一浪高過一浪的態(tài)勢 即使是在被稱為宏觀調控年 的 2004 年也不例外 2006 年 5 月 國內企業(yè)制造的最大噸位履帶式起重機 三一重工的 SCC4000 400t 成功下線 但這個紀錄將會在 2006 年 11 月在上海舉辦的 bauma China 工程機械展會上被打破 今后 5 年 我國電網建設總投資將超過 萬億元 期間 電 網建設投資將占到電力行業(yè)總投資的 50 以上 能基本滿足新建電源輸配電的需求 在這些大型項目對起重機的大量需求下 加速了國內起重機市場向大型化發(fā)展的勢頭 2 國外起重機研究及發(fā)展現況 a 發(fā)展超大型起重機 由于各重點工程向大型化發(fā)展 所需構件和配套設備重量不斷增加 對超大型起 重設備的需求日趨增長 利渤海爾 LTM1800 型是目前世界最大的 AT 產品 起重量 800t 安裝超起裝置后型號變更為 LTM11000D 型 最大起重量增至 1000t 1998 年推 出的 LTM1500 型 起重量 500t a 迷你 起重機大量涌現 起重機向微型化發(fā)展 是適應現代建設要求而出現的新趨勢 10 年前開發(fā)的神鋼 RK70 7t 是世界首臺裝有下俯式吊臂的 迷你 Mini RT 產品 目前下俯式吊臂已成為 迷你 起重機的重要標志 這種新概念設計已成功移植到德馬泰克 AC25 25t 和加藤 CR 250 25t 等較大噸位起重機上 b 伸縮臂結構不斷改進 利渤海爾 LTM1090 2 90t 和 LTM1160 2 型 160t AT 產品 采用了裝有 Telematik 單缸自動伸縮系統的卵圓形截面主臂 這種卵圓形截面主臂在減輕結構重量和提高起 重性能方面具有良好效果 目前卵圓形吊臂已列入利勃海爾新產品標準部件 裝有世 界最長的 7 節(jié) 84m 卵圓形截面主臂的 LTM1500 型 500t AT 產品 也采用這種單缸伸 縮系統 3 c 數據總線技術得到應用 利渤海爾 LTM1030 2 型 30t 是世界首臺裝有數據總線管理系統的高技術雙軸 AT 產品 該機采用 CANBUS 控制域網總線 技術 完成發(fā)動機 傳動系統各功能塊之間 的數字式數據傳輸和電子控制 采用數據總線管理系統 可降低起重機油耗及排放值 簡化布線 提高整機可靠性與維修方便性 目前已有多種新機型裝有 LSB 系統數據總 線 d 靜液壓傳動起重機進入市場 首臺靜液壓傳動起重機是原克虜伯公司 1992 年研制的雙軸 KMK2035 型 35t AT 產品 瑞士 Compact Truck 公司 1993 年推出的雙軸 CT2 35t AT 產品是世界第一臺投 放市場的靜液壓傳動起重機 意大利 Rigo 公司在 1994 年推出了 RT200 20t 靜液壓傳 動 RT 起重機 據介紹 某些機型采用靜液壓傳動后 可大約減重 1 3 e 混合型起重機得到發(fā)展 過去 10 年中日本 RT 產品居世界領先地位 許多產品裝有傳統型號不具備的適于 公路行駛的驅動裝置 因而可在日本公路合法行駛 這樣就促使用戶對歐美制造廠商 也提出了新要求 據報道 1997 年世界 RT 產品總銷量達 5000 臺 其中日本生產了 2800 臺 美國為 1250 臺 1 4 本次設計的主要內容 4 第二章 總體方案設計 2 1 設計要求及分析 設計一小型懸臂起重吊 用于貨場裝卸物料作業(yè) 要求結構簡單可靠 移動方便 懸臂能繞鉛垂軸在 180 范圍內轉動 電動機能電動升降 最大起重重量為 250Kg 2 2 方案設計 起重機根據功能不同 可分為以下幾個機構 起升機構 運行機構 旋轉機構 2 2 1 起升機構 起升機構包括 取物裝置 鋼絲繩卷繞系統以及驅動裝置等部分 用來實現物品上 升與下降動作 不同的物品 需用不同的取物裝置 其驅動裝置亦稍有不同 但布置 方式基本上相同 起升機構包括 取物裝置 鋼絲繩卷繞系統及驅動裝置等部分 用來實現物品的 上升與下降動作 根據設計要求所給參數 起重量 Q 2t 屬于小起重量旋臂起重機 主要技術要求參 數如下 表 2 1 起重機主要技術參數 起重量 Q 起升高度 H 跨度 L 起升速度 V 回轉速度 轉角范圍 250Kg 4m 3m 8m min 30rad min 180 傳動裝置中廣泛采用減速器 它是原動機和工作機之間獨立的閉合傳動裝置 用 來降低轉速和增大轉矩以滿足各種工作機的需要 根據設計要求及分析 直接選用電 動葫蘆為起升機構 2 1 2 運行機構 運行機構主要用作水平運移物品以及調整起重機 小車 的工作位置 通用橋式 起重機和龍門起重機運行機構的用途往往是屬于前者 而門座起重機和裝卸橋的運行 機構往往是屬于后者 運行機構有下列部件組成 電動機 傳動裝置 傳動軸 聯軸器和減速器等 制 動器和車輪組等 在大型起重機中 為了降低車輪的壓力 提高傳動件和支承件的通 5 用化程度 便于裝配和維修 常采用帶有平衡梁的車輪組 運行機構的工作速度隨起 重機的用途而定 2 1 3 旋轉機構 回轉機構由回轉支承裝置和回轉驅動裝置兩大部分組成 前者用來將起重機旋轉 部分支承在固定部位上 后者用來驅動回轉部分相對于固定部分的回轉 驅動裝置的 形式與支承裝置形式有一定的的關系 回轉起重機的回轉支承方式有定柱式 轉柱式 轉盤式等幾種 全回轉機構由三部分組成 a 旋轉機構的原動機 他是整機的傳動分流裝置中的 一個傳動元件 在機械傳動中是某根軸 在電力傳動中是電動機 在液壓傳動中是液 壓馬達 它的動力是由起重機的總動力源 內燃機供給 并經過機械傳動 或電能 或液壓能變換而來的 b 旋轉機構的傳動裝置 一般是其減速作用 c 旋轉小齒 輪 回轉機構通過它和回轉支承裝置上的大齒圈嚙合 以實現回轉平面的回轉運動 1 回轉支承裝置 回轉支承裝置簡稱回轉支承 為起重機回轉部分提供穩(wěn)定 牢固的支承 并將回 轉部分的載荷傳遞給固定部分 在起重機主要使用柱式和滾動軸承式回轉支承裝置 下面介紹滾動軸承式和柱式回轉支承裝置 1 滾動軸承式回轉支承裝置 起重機回轉部分固定在大軸承的回轉座圈上 而大 軸承的固定座圈則與底架或門座的頂面相固結 2 柱式回轉支承裝置 柱式回轉支承裝置又可分為轉柱式和定柱式兩類 圖 6 1 表 示定柱式支承 定柱 2 固定在起重機底座上 起重機回轉部分支承在定柱頂部的推力 兼徑向軸承 1 上 并可繞定柱中心回轉 回轉部分的下部分由 4 個水平滾輪支承在定 柱下部圓形滾道上 定柱式回轉支承裝置結構簡單 制造方便 起重機回轉部分轉動 慣量小 自重和驅動功率較小 能使起重機重心降低 轉柱式是將定柱式支承的定柱 作為起重機回轉部分 把其回轉部分作為固定機架 轉柱式回轉支承裝置結構簡單 制造方便 適用于起升高度和工作幅度較大的起重機 綜合比較以上各種回轉支承裝置 本設計屬于小型起重機 所以采用定柱式支承 裝置 2 回轉驅動裝置 回轉驅動裝置一般安裝在起重機的回轉部分 電動機經減速器帶動最后一級小齒 輪 小齒輪與裝在起重機回轉固定部分上的大齒圈相嚙合 以實現回轉運動 下面是 常見的兩種形式的機械傳動裝置 圖 2 1 為臥式電動機與與蝸桿減速器傳動 回轉機構由電動機 1 經聯軸器 2 由 蝸輪蝸桿 3 及極限力矩聯軸器組成的減速器后 經中間齒輪 4 傳動 最后通過回轉小 齒輪 5 帶動整個旋轉架以上部分繞大齒圈回轉 這種傳動方式優(yōu)點是工作平穩(wěn) 結構 緊湊 傳動比大 缺點是傳動效率低 6 圖 2 2 表示立式電動機與立式圓柱齒輪減速器傳動 優(yōu)點是平面尺寸緊湊 傳動 效率高 比較兩種傳動方式 本設計選擇圖 2 1 所示傳動方式 圖 2 1 臥式電機與蝸桿減速器傳動 1 電動機 2 聯軸器 3 蝸輪 4 大 小齒輪 5 小齒輪 6 大齒圈 圖 2 2 立柱式電動機與圓柱齒輪減速器傳動 1 電動機 2 聯軸器 3 減速器 4 小齒輪 5 大齒圈 7 第三章 起升機構的設計 3 1 電動葫蘆的選擇 由額定起重量為 0 25t 起升高度為 4 米 通過查閱 CD1 型電動葫蘆主要技術參數 選擇電動葫蘆的型號為 CD8 8 其技術性能為下表所示 表 3 1 CD8 8 電動葫蘆技術參數 技術性能 單位 參數 起重量 噸 0 25 起升高度 米 4 起重速度 米 分 8 運行速度 米 分 20 鋼絲繩直徑 毫米 8 鋼絲繩規(guī)格 GB1102 74 6 37 8 鋼絲繩長度 米 18 工字梁軌道型號 GB706 88 20a 32c 環(huán)形軌道最小曲率半徑 米 2 0 工作級別 M3 結合次數 120 min 起重電機型號 ZDY31 4 額定功率 千瓦 1 5 額定轉速 轉 分 1380 額定電流 安培 7 6 運行電動機型號 ZDY12 4 額定功率 千瓦 0 4 額定轉速 轉 分 1380 電流 安培 1 25 基本尺寸 電動小車式 L1 毫米 205 L2 毫米 290 f 毫米 956 8 技術性能 單位 參數 Bmax 毫米 935 電動小車型總重 千克 65 3 2 鋼絲繩的選擇 鋼絲繩是起重機機械的重要零件之一 它是一種易于彎曲的撓性件 具有強度高 撓型好 自重輕 運行平穩(wěn) 極少突然斷裂等特點 因而廣泛用于起重機的起升機構 變幅機構 運行機構 也可用于旋轉機構 3 2 1 鋼絲繩破斷拉力計算 由 起重吊裝簡易計算 可知 鋼絲繩破斷拉力計算公式如下 2 1 biibnFds 4 2 式中 鋼絲繩的破斷拉力 N b 鋼絲繩中每一根鋼絲的直徑id 鋼絲繩中每一根鋼絲的總根數n 鋼絲繩中鋼絲的抗拉強度 Pa b 鋼絲繩中鋼絲的總斷面面積iF2m 鋼絲繩中的搓捻不均勻引起的受載不均勻系數 當鋼絲繩為 6 37 1 時 0 82 當鋼絲繩為 6 19 1 時 0 85 本設計選用 6 37 1 型鋼絲繩 與以同徑者 6 19 1 型相比較 鋼絲多且細 則繩 的撓性好 而耐磨性稍差 在此基礎上還能滿足我們的需求 所以我們選用 6 37 1 型 鋼絲繩 GB1102 74 驗算 6 37 1 型 2 2 KNs 73 60482 1702 105 4 3 33max 驗算 6 19 1 型 2 3 s 36 0485 170 17 0 4 3 323max 3 2 2 鋼絲繩允許拉力的計算 9 通過查閱 起重吊裝簡易計算 用于機動起重設備的安全系數 K 為 5 6 我們 選用較大的安全系數 K 6 滑輪組倍率 則可以的鋼絲繩的允許拉力為 2 m 2 4 KNK Spb12 0673 3 3 卷筒尺寸設計及校核 3 3 1 卷筒類型及構造 卷筒是起升機構和牽引機構中卷繞鋼絲繩的部件 起升機構的卷筒是用來卷繞并 儲存鋼絲繩的 卷筒大多用鑄鐵鑄造 大卷筒和單件生產的卷筒 用鋼板焊接 卷筒 承受起升載荷的作用 應有做狗剛性的底座予以支承 而卷筒的軸應該是靜定支承 根據鋼絲繩在卷筒卷繞層數分為單層卷筒和多層卷筒 卷筒材料采用不低于 HT20 40 的鑄鐵 特殊是可采用 ZG25II ZG35II 鑄鋼或 3 號鋼板焊成 3 3 2 卷筒直徑 卷筒直徑的大小直接影響鋼絲繩的彎曲程度 為保證鋼絲繩壽命 卷筒直徑不能 太小 卷筒直徑必須大于鋼絲繩直徑的一點倍數 卷筒直徑一般為 2 6 deD10 式中 卷筒卷繞直徑 鋼絲繩中心所在直徑 mm 0 與機構工作級別和鋼絲有關的系數 1e 鋼絲繩直徑 mm d 帶入數字得 mD1980 為了適當的減少卷筒的長度 則應該選用較大直徑的卷筒 根據 起重機設 計手冊 7 表 14 1 選用直徑 D 200 的卷筒 卷筒槽尺寸由表 14 3 得 t1 14 槽 底半徑 R 6 7 標準槽 3 3 3 卷筒長度 圖 3 1 是卷筒的大體形狀及尺寸 10 圖 3 1 單層繞卷筒長度 2 7 210L 式中 卷筒上車螺旋槽部分的長度 m 無繩槽卷筒端部尺寸 根據構造需要選定 1 固定鋼絲繩所需要的查長度 2LpL32 2 8 ZDHL 10max0 式中 最大起升高度 maxH 滑輪組倍率 卷繞計算直徑 由鋼絲繩中心算起的直徑 0Dm 為固定鋼絲繩的安全圈數 1Z5 1 Z 繩槽節(jié)距 pmp 4 2 綜上 帶入數得 L315 314 0 21 m2 mL4128315210 取 5 3 3 4 卷筒壁厚 11 2 9 mD16 2 06 2 0 取 14 3 3 5 強度計算 卷筒壁中承受復雜的應力 包括起升鋼絲繩拉力纏繞而產生的壓應力 鋼絲繩拉 力產生的扭轉和彎曲應力 根據分析扭轉產生的應力非常小 可忽略不計 卷筒壁中 的應力主要是鋼絲繩在卷筒壁上產生的壓縮應力 而當卷筒的長度小于或等于 3 倍卷 筒直徑 即當 時 主要計算壓應力 彎曲和扭轉的合成應力一般不大于壓應力DL3 的 所以只計算壓應力是合理的 此時卷筒內表面上的最大壓應力為 15 0 2 10 Smax21pAt壓壓 式中 多層卷繞系數 該值與鋼絲繩卷繞層數有關 1A 應力減小系數 考慮繩圈繞入時對筒壁有減小作用 一般可取2 0 75 2 鋼絲繩中最大靜拉力 maxs 卷筒壁厚 可按下列初選 鑄鋼卷筒 d 鑄鐵卷筒 0 1 6 02 D 卷筒繩槽節(jié)距 t 許用壓應力 壓 對 鋼 屈服強度 2s 壓 s 對鑄鐵 抗壓強度 5 y 壓 y 所以 2 11 MpaAt 72 389 3872401 4 70Smax21 壓 選用灰鑄鐵 HT200 最小抗拉強度 許用壓應力為Pasb M52 壓 12 因為 所以抗彎強度符合要求 壓壓 3 4 電動機的選擇 3 4 1 電動靜功率的計算 2 12 3 27KW0 8612956120VQ 起靜N 式中 起升載荷重量 Kg 起 V 物品上升速度 米 分 機構總效率 一般取 0 8 0 9 0 為了滿足電動機起動時間不過熱要求 對起升機構 可按下式初選相應于機構的 值的電動機功率 jc 2 13 千 瓦 靜電 Nkjc 式中 系數 電k 由 起重機設計手冊 取 則1 電k KWNjc27 3 查 機械設計基礎 選擇電動機型號 選用電動機為 YZ 系列冶金及起重三相異 步電動機 電動機型號為 YZ132M2 6 電動機工作制為 S2 短時工作制 工作定額 為 30 分 額定功率為 4KW 額定轉速為 915r min 3 4 2 電動機發(fā)熱驗算 電動機工作因為溫升而發(fā)熱 過高的溫升會使繞組的絕緣材料加速老化 故需要 對按靜功率選擇的電動機進行發(fā)熱驗算 以控制電動機溫升在容許的范圍內 按照工作類型系數法 由 起重機設計與實例 9 表 2 9 可知 的等效功率 25jc 為 2 14 靜等 效 N 的值結合 起重機設計手冊 7 表 8 14 和圖 8 37 得 則 87 0 2 75kw3 0 等 效 綜合以上的計算結果 所以所選電動機滿足要求 額等 效 N 13 3 5 卷筒軸的設計及校核 由于卷筒軸的可靠性對起重機的安全 可靠的工作非常重要 因此應十分重視卷 筒軸的結構設計和強度 剛度計算 卷筒軸的結構 應盡可能簡單 合理 應力集中 應盡可能小 卷筒軸不僅要計算疲勞強度 而且還要計算靜強度 此外 對較長的軸 還需校核軸的剛度 由前面的設計可知 卷筒的名義 取卷筒長度 卷筒槽形槽底mD20 70 L 半徑 繩槽尺寸 鋼絲繩允許拉力為 其它參數有mr7 6 t14KNp12 28KW卷PT N62 3卷 in 16 4rn卷 選取軸的材料為 45 剛 調制處理 3 5 1 初算卷筒軸最小直徑 2 18 mnPAd18 624 13mi 取軸的最小直徑圓整為 6 圖 3 2 卷筒心軸結構圖 3 5 2 確定各段軸的直徑 長度 1 2 段和 6 7 段為軸承的位置 直徑 其它各部分直徑按照結構md63721 來取 確定卷筒心軸各段長度md7032 d8043 54 05 時 應根據軸承寬度 卷筒長度和端蓋長度來確定 L21 6 7 段為套筒長度 取 L1532 L9543 mL154 m12076 3 5 3 計算支座反力 NRA 34950103253201 NB681492 心軸右輪轂支承處最大彎矩 14 mNRMBw 8031630 3 5 4 疲勞計算 對于疲勞計算采用等效彎矩 查 起重機設計手冊 得知等效系數 j 1 1 等效彎矩 mNwd 3 976801 彎曲應力 MPaMdw1 5 033 心軸的載荷變化為對稱循環(huán) 由上式知許用彎曲應力 軸材料用 45 號鋼 其中 Pab60 Par 4 01 w Pank48 936 1725 81 式中 n 1 6 安全系數 K 應力集中系數 與零件幾何形狀有關的應力集中系數 當零件表面形狀劇烈過渡和x 零件上開有溝槽時 以及緊配合區(qū)段 本處取5 2 1 xK5 1 xK 與零件表面加工粗糙度有關的應力集中系數 本處m 0m 取 15 K 通過w 3 5 5 靜強度計算 卷筒軸屬于起升機構低速軸零件 其動力系數可由表查得 1 2 c mNMwcw 6 105382 max MPad4 06153 3ax 許用應力 nrw 876 1 通過 故卷筒軸的疲勞和靜強度計算通過max w 3 6 取物裝置設計 15 取物裝置能使起重機順利安全和高效率的工作 應盡可能構造簡單 質量輕 由 搬運物品形狀不同 取物裝置分為通用專用兩類 通用取無裝置有吊鉤 吊環(huán) 專用 取物裝置由抓斗 電磁吸盤 夾鉗等 對于本設計 我們選擇吊鉤作取無裝置 吊鉤是起重機上極其重要的零件 吊鉤的突然斷裂將造成人身及設備事故 因此 對吊鉤的材料和加工 國家有嚴格規(guī)定 吊鉤按制造方法分鍛造吊鉤和片式吊鉤 中 小起重量的吊鉤一般用優(yōu)質碳素鋼鍛造而成 大型起重量的吊鉤一般用片式吊鉤 吊 鉤的專用材料有 20 20Mn 34CrMo 34CrNiMo 等 鍛造吊鉤必須經過熱處理 以 達到規(guī)定的機械性能 片式吊鉤要求鋼板軋制方向與吊鉤受力方向一致 片式吊鉤比 鍛造吊鉤可靠 一般不會不會產生突然斷裂 因強度和材料引起的斷裂只限于起重個 別鋼板 因此易發(fā)現并跟換 也同樣由于強度和材料不確定性的吊鉤不允許鑄造 焊 接制造和修復 吊鉤的型號可查相應國家標準 吊鉤的主要尺寸 圖 3 3 是吊鉤鉤身主要尺寸圖 圖 3 3 吊鉤鉤深主要尺寸 吊鉤的主要尺寸是由勾孔直徑 D 來決定的 勾孔直徑 mCp35 0 式中 額定起重量 pCt 帶入數據得 2 19 D49 2 35 0 取 m45 其它尺寸 mhl S5 2 05 12 904 753 7 121 16 3 7 懸臂梁的設計 3 7 1 計算條件 吊重為 0 25 噸 懸臂梁為工字鋼 長度為 3 米 選擇工字鋼材料為 Q235 其許用 應力 100MPa 3 7 2 受力計算 想求出 cd 桿的長度為 L 4527 7mm 3 1 2450 ac 桿的受力分析簡圖如圖 3 4 所示 圖 3 4 ac 桿受力分析圖 設 cd 桿拉力為 F 由平衡方程 0 得AM F 4500mm 4900 4000 0 3 2 2504 F 39441N 3 3 把 F 分解為沿 ac 桿軸線的分量 和垂直于 ac 桿軸線的分量 可見 ac 桿在 ab 段xFyF 內產生壓縮與彎曲的組合變形 F 4500 4527 7 39200N 3 4 x F 500 4527 7 4355N 3 5 y 作 ac 桿的彎矩圖和 ab 段的軸力圖如 3 5 所示 從圖中可以看出 在 b 點左側的截 面上彎矩為最大 而軸力與其他截面相同 故為危險截面 17 圖 3 5 ac 桿彎矩圖和 ab 段軸力圖 開始計算時 可以先不考慮軸力 發(fā)熱影響 只根據彎曲強度條件選取工字鋼 NF W 19 6 100 196 3 6 maxM 31063cm 查型鋼表 選取 20a 號工字鋼 W 237 A 35 5 選定工字鋼后 同時考32 慮軸力 及彎矩的影響 再進行強度校核 在危險截面 b 的下邊緣各點上發(fā)生最大壓NF 應力 且為 84MPa 3 7 maxmaxcMAW 3426901 035 7Nm 結果表明 最大壓應力小于許用應力 故無需重新選擇截面的型號 18 第四章 運行機構的設計 運行機構主要有下列不見組成 電動機 傳動裝置 傳動軸聯軸器和減速器等 制動器和車輪組等 4 1 選電動機 4 1 1 運行阻力 P 靜 P 摩 P 坡 P 風 公斤 P 靜 小車運行靜阻力 室內運行 所以 P 坡 P 風 0 P 靜 P 摩 Q G0 K 附 2K d D 輪 22 95 公斤 其中 K 附 1 2 0 015 d 45mm D 輪 100mm 4 1 2 計算靜功率 N 靜 P 靜 v 120 0 08kw 3 1 式中 機構傳動功率 取 0 9 19 由于選用的電動葫蘆為小車式 配用的電機功率滿足 所以直接選用 型號為 ZDY12 4 技術參數 4 2 驗算電動機發(fā)熱條件 按照等效功率法 求 JC 25 時所需的等效功率 N k r 0 85 0 87 0 08 0 06kWx25j 式中 k 工作級別系數 對于 M3 級 k 0 8525 25 r 系數 根據機構平均起動時間與平均工作時間的比值 t t 查得 一qg 般起升機構 t t 0 1 查得 r 0 87qg 由以上計算結果 N 故初選電動機能滿足 ex 4 3 驗算啟動時間 滿載運行時電機的靜力矩 0 07kg m i DPMj2輪靜 啟動時間 3 2 GDnmkoQjq375 975 01t 其中 22212509 38 07 kgGDGDzid 平均啟動轉矩 3 3 mkgnNMe 43 07 1 q s58 6tq 4 4 選擇制動 0 65kg m 375nknv2o975 0t1j GDQM 制制 式中 k 取 1 15 查 起重機設計手冊 選用型號 CL4 20 4 5 驗算制動時間 制動時間 6 5s 靜制靜制制 MGQMGD n2vo975 0 3752kt 4 6 選擇減速器 減速器總傳動比 3 4 輪n ii min r64D0v輪輪 i 22 查 起重機設計手冊 選用 ZQA25 型的減速器 當中級工作類型時 25 自 0i 重 100kg 輸出軸直徑為 200mm 軸端長 101mm gG1d1l 第五章 回轉機構的設計 起重機的回轉機構 在于擴大機械的工作范圍 當吊有物品的起重臂架繞起重機 的回轉中心的回轉時 就能使物品吊運到回轉圓所及的范圍以內 這種回轉運動是通 過回轉機構來實現的 本設計選擇圖 5 1 所示傳動方式 圖 5 1 臥式電機與蝸桿減速器傳動 1 電動機 2 聯軸器 3 蝸輪 4 大 小齒輪 5 小齒輪 6 大齒圈 5 1 載荷計算 作用在回轉部分上的外載荷包括 回轉部分自身重力 起升載荷及其載荷 Q 及其 21 載荷影響 貨載擺動時的水平載荷 各機構制動時的慣性載荷等 回轉機構傳動零2 件的計算決定于電動機工作轉矩 不管作用在起重機回轉部分的外載荷有多少 包括若干個向下的載荷和若干個水 平載荷 總可以簡化成四個力 一個沿回轉中型鉛垂項下的力 一個沿水平支承輪V 滾子 的水平力 一個繞回轉中型的力偶 及一個作用在某一鉛垂面的力偶矩 HTM 其中繞回轉中心的力偶 由回轉機構的電動機轉矩或制動器的轉矩平衡 鉛垂力T 以及力偶 由回轉裝置支承 各力的分析計算如下 1 起重機自重的計算VM 1 總質量 4 1 kgtCaRmp 631 10263 032 旋轉臂架重量 kgb185 6 2 垂直力及傾覆力矩的計算 圖 5 2 回轉臂簡圖 因為在確定回轉支承裝置的動態(tài)容量計算載荷時 要選取最不利工況 回轉支承 裝置的靜態(tài)容量按起重機靜載荷試驗工況進行計算 此時不計風力 僅考慮 125 試驗 載荷時的最大工作載荷 水平載荷較小忽略不計 所以有 4 2 bQGFV 125 4 3 LRM 式中 最大額定載荷 QFN 旋臂重力 bG 其它回轉部分重力 1 帶入參數到公式中得 KNV13 0295138025 22 mNM 278301295043187205 1 3 支承反力的計算 采用定柱支承裝置 支承高 滾道直徑 采用前后兩組滾輪裝mh D 置 前后兩組滾輪的中心夾角為 每組兩只滾輪 計八支 上支承采用球面推力軸 60 承 推力軸承的載荷 KNhMFr 45 693287 H 式中 為水平力 此時水平力只計風力 假設室內無風 所以 0 H 每一組水平滾輪的反力 4 4 KNFNh796 382 164530cos2 4 5 7980 5 2 回轉驅動裝置計算 回轉機構的驅動計算包括 回轉阻力矩計算及驅動電動機功率的計算 回轉阻力包括支承回轉裝置中的摩擦力矩 風阻力矩 坡道阻力矩 fT wT wT 慣性阻轉矩 等 iT 5 2 1 摩擦阻力矩 柱式起重機摩擦阻力包括推力軸承中的摩擦阻轉矩 徑向軸承中的摩擦阻轉 fvT 矩 及水平輪的摩擦阻轉矩 把這些阻力相加的 frT fhT 4 6 ffrfvf 1 推力軸承的摩擦組轉矩 選用單向推力求軸承 51230 額定載荷 mDd215 150 KNCr24 NdVTvfv 3 35 0 式中 推力軸承所受的軸向力 推力軸承的內外平均直徑 v 推力軸承的摩擦系數 滾動軸承 滑動軸承 015 23 15 0 6 2 水平滾輪的摩擦阻轉矩按下式計算 5 11 mNNfDTfr 07 169452 0 5 0 式中 水平滾輪壓力之和 水平滾輪的當量摩擦系數 對使用滾動軸承和對使用滑動軸承 分別取 f 08 5 f 032 f 滾道計算直徑 當滾道固定 水平滾輪沿滾道滾動時 D 12D 式中 水平滾輪直徑 1 滾道直徑 2 當滾輪的回轉中心固定 滾道沿水平滾輪滾動時 2D 3 徑向軸承摩擦阻力計算 選用雙列向心球面滾子軸承 3003126 md0 13 NTfh 62 01 06945 所以總的摩擦力矩為 4 7 fhfrfvf 35 10 37 3 5 2 2 坡道阻力矩 陸地上起重機由于滾道鋪設不平或土壤地基沉陷 起重機的回轉中心與鉛垂線成 一夾角 4 8 mNGlT 28 961sin0 295318 sin0 式中 G 回轉部分總重力 N 相對于上述重量的重心到起重機旋轉軸線的距離 0l 起重機傾斜角 由地形坡度 土壤沉陷或轉柱傾斜等引起 起重機旋轉角度 當 時坡道阻轉矩達到最大值 09 24 5 2 3 慣性阻力矩 起重機回時的慣性阻力矩 由繞回轉中心線回轉的物品慣性阻力矩 和回轉部分gQT 的慣性阻力矩 以及機構傳動部分旋轉零件的慣性阻力矩 組成 gGT gm 1 物品繞起重機起重機回轉時的慣性阻力矩 gQT NmNtnRFQg 93 215 97205 92 式中 起重機的額定載荷 N 起吊物品的質心至回轉中心的水平距離 m 起重機回轉速度 n in r1 回轉機構的啟動時間 通?？扇?t sst6 3 2 回轉部分慣性阻力矩 4 9 mNtJTGgQ 1425 967845 9 式中 起重機部件至回轉中心的轉動慣量 2kg 4 10 2 2267843014kgglJ 3 作用在電動機軸上的機構傳動部分的慣性阻力矩 5 18 mNtnTmg 9 15 9215 式中 電動機軸上電動機轉子 聯軸器 制動輪轉動慣量 J 2mkg 考慮除電動機以外其他轉動零件轉動慣量系數 電動機額定轉速 mnin r 機構啟動時間 ts 綜上 總的慣性阻力矩 為 iT 4 11 mNTgmGgQi 94 3075 14293 1 5 3 電動機的選擇 計算電動機功率的等效載荷是將各種等效轉矩予以合成 他們包括 摩擦阻轉矩 坡道阻轉矩 風力等效轉矩及貨載擺動的等效轉矩 電動機的等效功率為 25 4 12 aIwfceq TTnP mxa7 095 式中 由貨載擺角為 產生的回轉阻力矩 aITa 起重機回轉速度 cn in r 機構效率 當采用齒輪傳動時 85 0 按照上式 帶入數值后可得 kwPeq 93 362 9567 03158 90 根據 的值初選電動機 查 機械設計課程設計手冊 3 表 12 7 選擇 YZR 電動 機 額定功率為 機座號為 132M2 同步轉速為 轉子轉動慣量為KW7 3 min 10r 0 07 轉子繞組開路電壓為 185 電動機過載能力計算 4 13 aIwfMcn TTmHP mxa095 式中 考慮電壓降及最大力矩誤差的系數 機構電動機的個數 基準接電持續(xù)率下允許的過載轉矩倍數 M 帶入值后的得 KWPP en 7 35 13608 956273 1085 2901 所以電動機過載能力足夠 5 4 聯軸器的選擇 機構的總速比為 4 14 100 nim 式中 機構總的傳動比 0i 電動機同步轉速 mnin r 回轉速度 i 以上的速比僅為大約值 因為在選擇減速器時還要做些調整 因此這里電動機的 速度用同步轉速 高速軸的聯軸器可根據電動機輸出尺寸選擇然后校驗 123M 電動機 26 的輸出軸為圓柱形 直徑為 根據 起重機設計與實例 選擇 MLLE 梅花帶制m38 動輪聯軸器 聯軸器型號為 MLL25 200 允許的最大的轉矩 轉動慣量mNT 40 為 205 mkg 電動機額定轉矩為 mNnPTm 35 107 95 回轉機構的總速比是很大的 除去低速及針輪傳動和開式齒輪傳動 一般此級速 比為 6 10 也還是比較大的 對本例 若取低速級的速比為 則減速器總速比8 1 i 為 由上面可知 聯軸器的允許轉矩為電動機額定轉矩的 11 倍多 因此強3 12 i 度是足夠的 5 5 制動器的選擇 4 15 max1 Tb 式中 制動器的轉矩 bT 電動機最大轉矩 max nT4 3 82max 則可得 4 16 mNTn 5 16 3 ax 制動轉矩為 b 2 85 16 查 起重機設計與實例 選擇 型液力推桿制動器 制動輪直徑為3 0EYWZ 最大制動轉矩為 m20mN 20 5 6 減速器的選擇 從 5 4 的計算中得出減速器的傳動比 上網查詢選擇減速器型號為63 12 i SF87R57DT80N4 此減速器采用模塊化設計 傳動比覆蓋范圍廣 分配精細合理 外 形設計適合全方位的萬能安裝配置 其傳動比為 113 3 公稱轉速 公min 1460rn 稱輸入功率為 KW6 4 5 7 開式齒輪的選擇與設計 27 5 7 1 選定齒輪類型及基本參數 1 選擇直齒圓柱齒輪傳動 2 根據懸臂起重機工作環(huán)境 選擇 4 級精度 GB10095 88 3 材料選擇 小齒輪材料選 40Cr 調質處理 硬度為 241 269HB 大齒輪的外形 比較大選用鑄鋼 ZG310 570 調質處理 硬度為 175 210HB 4 初選小齒輪齒數 開式齒輪傳動 由于齒數主要為磨損失效 為使輪齒不止過 小 故小齒輪不宜選用過多的齒數 一般可取 Z 17 25 取 Z 20 則大齒輪的齒數11 Z 6 75 20 135 取 Z 135 2 2 m 齒輪是抗彎能力的重要標志 根據經驗暫初選 m 4mza3102 5 42 1 5 7 2 按齒面接觸強度計算 根據參考文獻 6 公式 321 2 HEdaZuKTd 1 確定公式中的各計算設置 1 選載荷系數常用值為 1 2 2 取 K 1 2 2 計算小齒輪傳遞的轉矩 已知 F 10 KN 減速機e T 10 10 4m 4 10大 34mN 小齒輪轉矩可按下式計算 T 小 104 5 73 3 取齒寬系數 根據參考文獻 6 第 3 卷 齒輪非對稱布置 的推薦值 選d d 用 0 6d 4 齒數比 u 傳動比 i 5 查參考 4 表 11 6 的材料的彈性影響系數 Z 188 9MpaE2 1 6 查參考文獻 3 圖 10 21 按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 MPa01lim MPa502lim 28 7 查參考文獻 3 式 10 13 計算應力循環(huán)次數 按工作壽命 15 年 每年工作 300 天 每天 5 小時計算 小齒輪的轉速 min r846 1930i 減電n7105 60 hiijLN 式中 J 齒輪每轉一周時 同一齒輪面嚙合的次數 查參考文獻 3 查的接觸疲勞壽命 5 72 10 24 0 i 97 01 HNK 1 2HNK 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效率為 1 安全系數 S 1 由參考文獻 3 式中 10 12 得 MPaSHN5826097 1lim1 MPaSKHN5 01 2lim2 2 設計計算 1 計算小齒輪圓直徑 代入 中較小的值 td1 H mZuKTdEdt 74 5 918 6 0123 32 2721 3 計算齒寬 b mbt 4 76 01 4 計算齒寬與齒高之比 h 模數 齒高 h 2 25m 2 25 3 7 8 325mmtm7 3201z t 所以 hb 5 84 5 計算載荷系數 K 根據 V 1 48m s 4 級精度 由參考文獻 4 表 11 5 查的動載荷系數 直齒輪1 VK 1 FaHK 由表 11 4 查的使用系數 1 AK 29 由表 11 7 查的齒向載荷分布系數 31 HK 由 查圖 10 13 得 31 5 HKhb 25F 故載荷系數 4 HVA 6 按實際的載荷系數校正分度圓 由參考文獻 3 式 10 10a 得 mKidt 7 82 14731 7 計算模數 93 2081zmt 5 7 3 按齒根彎曲強度設計計算 由文獻 4 11 14 公式得彎曲強度的設計公式為 321 FYdZKTmSa 1 確定公式中的各計算數值 1 由文獻 4 圖 11 14 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲 501MPaFE 疲勞強度極限為 3802MPaFE 2 由文獻 1 查得彎曲疲勞壽命系數 86 01 FNK8 2FN 3 計算彎曲疲勞安全系數 S 1 4 由文獻 1 式得 PaSKFFEN 34 1508611 MFE86 2 22 4 計算載荷系數 OK364 12 1 FVAK 由表 10 5 查得 97 aY8 Fa 5 查取齒形系數 由表 10 5 查得 52 1 Sa9 1sa 30 6 查取應力校正系數 由表 10 5 查得 52 1 saY79 1sa 7 計算大小齒輪的 并加以比較 FS 0147 375291 FYSa 01634 8 23791 YSaF 大齒輪的數值比較大 2 設計計算 8 30164 176 04852 32321 FYdZKTmSa 對比計算結果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的模數 由于齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力 而齒面接觸疲 勞強度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關 可取由彎曲強度所得的模數 4 14 并就 近圓整為標準值 m 4mm 按彎曲疲勞強度算得的分度圓直徑 算得 md7 81 小齒輪齒數 取 z 20 大齒輪齒數 68 1947 1 mdZ1 13520 62 Z 取 Z 135 2 這樣設計的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了齒根彎曲疲勞強度 并做到結構緊湊 避免浪費 5 7 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 mZd80241 mZd540132 2 計算齒頂圓直徑 1 aah 54822 aah 3 計算中心距 31025481 d 4 計算齒輪寬度 由于減速機的輸出軸長 50 所以選擇 取 501mB 51 mB02 31 總 結 這次畢業(yè)設計幾乎用到了我們大學所學的所有專業(yè)課程 可以說是我們大學所學專 業(yè)知識的一次綜合考察和評定 通過這次畢業(yè)設計 使我們對以前所學的專業(yè)知識有了一 個總體的認識與融會貫通 例如我們在設計過程當中需要用到所學的工程制圖 材料力 學 機械工程材料 機械設計 極限配合與公差以及CAD計算機輔助制圖等基礎的專 業(yè)知識 在做畢業(yè)設計的過程中 不僅使我們熟悉了舊的的知識點 還使我們發(fā)現了許多以 前沒有注意的細節(jié)問題 而這些細節(jié)問題恰恰是決定我們是否能夠成為一名合格的機械 技術人才的關鍵所在 此外 我感覺兩個月的畢業(yè)設計極大的豐富了我們的知識面 使我學到了許多知識 不 僅僅局限于多學的專業(yè)知識 在做設計的過程中 由于需要用到課本外的知識 這要求我們 上網或者到圖書館等查閱資料 例如在設計傳動方案時就需要我們對提升裝置的工作環(huán) 境和工作能力等由一定的了解才能選擇合適的傳動方式 由于以前沒有注意此方面的問 題 所以必須通過實踐認識和查閱資料才能做到更好 32 參考文獻 1 朱龍根 機械設計 北京 機械工業(yè)出版社 2006 2 機械設計手冊 編委會 機械設計手冊 滾動軸承 北京 機械工業(yè)出版社 2007 3 機械設計手冊 編委會 機械設計手冊 齒輪傳動 北京 機械工業(yè)出版社 2007 4 朱龍根 簡明機械零件設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 2005 5 哈爾濱建筑工程學院 工程起重機 北京 中國建筑工業(yè)出版社 1981 6 起重機設計手冊 編寫組 起重機設計手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1980 7 劉鴻文 材料力學第 4 版 北京 高等教育出版社 2004 8 成大先 機械設計手冊 單行本 軸承 北京 化學工業(yè)出版社 2004 9 成大先 機械設計手冊 單行本 減 變 速器 電機與電器 北京 化學工業(yè)出版社 2004 10 第一機械工業(yè)部 起重機械產品樣本 機械工業(yè)出版社 1978 11 孫玉芹 袁夫彩 機械精度設計基礎 北京 科學出版社 2007 12 Sangchul Won Sang un Kim Seung Gap Choi and Chintae Choi POSCO YARD CRANE AUTOMATION Metallurgist Volume34 Number 5 1990 年 5 月 13 Zhixin Wang Xiong Hu Zhaoneng Chen Study of Remote Condition Monitoring and Assessing on Quayside Container Cranes Engineering Asset Management Number 11 2006 33 致 謝 從基礎課到專業(yè)課四五十門 但這都是零散的 成塊吸收 而最終的畢業(yè)設計就 是把這些零散 成塊的知識有條理 系統化 綜合運用 達到檢驗所學程度的目的 既是對綜合運用知識的能力的培養(yǎng) 又是為將來走上工作崗位的做的一次實戰(zhàn)模擬 課題對我來說是陌生的 因為平時接觸這方面的知識很少 在整個設計過程中 我學會了如何把所學的知識應用到設計中去 不是單一的設計一件東西 而是要靈活 運用 舉一反三 能運用到別的設計中去 不過 在設計上還有很多缺陷 需要進一 步完善 希望各位領導和老師提出意見 批評指正 使以后不在犯同樣的錯誤 不斷 成熟 進步 在此我感謝各位領導和老師的孜孜不倦的教悔和熱心幫助 經過了近 3 個月的時間 我的畢業(yè)設計終于作完了 在整個設計過程中我尊敬的 老師們和我的同學給予了我很大的幫助 在此我深表感謝 沒有他們的幫助我很難將 這次畢業(yè)設計做好 我更加感謝的我的指導 在我的整個設計過程中都給予了我很大 的