毕业设计(论文)-六槽移钢机传动系统设计

PAGE52PAGE56毕业设计(论文)六槽移钢机传动系统设计院（系）：专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：学号：指导教师单位：姓名：职称：2015年06月22日PAGE58摘要本次毕业设计是关于六槽移钢机的设计。首先对六槽移钢机作了简单的概述；接着分析了六槽移钢机的选型原则及计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行选型设计；接着对所选择的六槽移钢机各主要零部件进行了校核。在六槽移钢机的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造六槽移钢机过程中存在着很多不足。整机结构主要由电动机产生动力将需要的动力通过联轴器传递到齿轮上，通过齿轮再过渡到另外一组齿轮上，然后再通过齿轮过渡到蜗轮蜗杆上。同时本文对该方案六槽移钢机的关键零部件设计过程进行了详细阐述，其主要内容包括系统总体方案的设计、电动机的选择、执行机构的设计、传动零部件的设计、轴的设计与校核以及轴承的选择、等。本文主要介绍六槽移钢机的发展状况，六槽移钢机结构设计原理，六槽移钢机总体方案分析及确定，六槽移钢机结构设计内容所包含的机械图纸的绘制，的计算，结构设计结论与建议。本论文研究内容：(1)六槽移钢机总体结构设计。(2)六槽移钢机工作性能分析。(3)电动机的选择。(4)六槽移钢机的传动系统、执行部件。(5)对设计零件进行设计计算分析和校核。(6)绘制整机装配图及重要部件装配图和设计零件的零件图。

关键词：六槽移钢机，传动装置，连杆，减速器AbstractThisgraduationdesignisaboutthedesignofthesixslotsteelmachine.Firstofsixtroughmovingsteelmachinehasmadethesimpleoutline;thenanalyzesthesixslotsteelmachinetypeselectionandcalculationmethodofdisplacement.Thenaccordingtothesedesigncriteriaandselectionmethodinaccordancewiththegivenparametersrequirementsselectionofdesign;thenontheselectedsixtankshiftsteelmachineandthemaincomponentswerechecked.Grooveintheshiftsteelmachinedesign,manufacturingandapplication,atpresentourcountryandtheoverseasadvancedlevelcomparedtostillhavealargegap,inthedesignandmanufactureofdomesticsixtroughsteelmovingmachineprocessexistsmanyproblems.Thewholestructuremainlybythemotorgeneratesdynamicswillrequirethepowerthroughthecouplingtransfertothegear,throughthegearandthetransitiontoanothersetofgear,andthenthroughthetransitiongeartoworm.Atthesametime,thepaperonthesixslotshiftsteelmachineisthekeypartofthedesignprocessaredetailed.Themaincontentsincludethedesignoftheoverallschemeofthesystemdesign,motorselection,actuatordesign,transmissionparts,theshaftofthedesignandcheckandbearingselection,etc..Thispapermainlyintroducesthegrooveshiftthedevelopmentconditionofthesteelmachine,thesixslotshiftsteelstructuredesignprinciple,sixtroughshifttheoverallschemeofsteelmachineanalysisanddetermination,thesixslotshiftsteelstructuredesigncontentcontainedinthemechanicaldrawingofrendering,thecalculationofstructuredesignconclusionandsuggestions.Researchcontentofthisthesis:(1)theoverallstructuredesignofthesixslotsteelmachine.(2)analysisofworkingperformanceofthesixslotmachine.(3)motorselection.(4)transmissionsystemandexecutingcomponentofthesixslotmachine.(5)designandcalculationanalysisandverificationofdesignparts.(6)drawingtheassemblydrawingandtheassemblydrawingoftheimportantparts.Keywords:Sixslotmachine,transmissiondevice,connectingrod,reducer目录摘要 IIAbstract III1绪论 11.1六槽移钢机的发展史 11.2六槽移钢机的用途 11.3六槽移钢机的优越性 21.3.1六槽移钢机的特点 21.3.2六槽移钢机与其他移钢机的比较 21.4六槽移钢机减速器 32六槽移钢机总体方案 62.1六槽移钢机设计方案 62.1.1六槽移钢机方案一 62.1.2六槽移钢机方案二 62.1.3六槽移钢机方案三 72.1.4六槽移钢机方案四 72.2六槽移钢机执行机构的选型与设计 82.3六槽移钢机传动装置方案确定 93电动机选择、传动系统运动和动力参数计算 113.1主要参数 113.2电动机的选择 113.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 133.4运动参数和动力参数计算 144圆柱齿轮传动零件的设计计算 154.1选择齿轮材料及精度等级 154.2按齿面接触疲劳强度设计 154.3根据齿根弯曲疲劳强度设计 175蜗轮蜗杆传动设计计算 205.1选择蜗杆传动类型 205.2选择材料 205.3按齿面接触疲劳强度进行设计 205.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 225.5校核齿根弯曲疲劳强度 225.6验算效率 235.7精度等级公差和表面粗糙度的确定 235.8热平衡核算 246轴的设计计算 256.1Ⅰ轴的结构设计 256.2Ⅱ轴的结构设计 286.3Ⅲ轴的结构设计 306.4校核Ⅱ轴的强度 327轴承的选择和校核 387.1高速轴轴承的校核 387.2低速轴轴承的校核 397.3计算输入轴轴承 417.4计算输出轴轴承 448键联接的选择和校核 468.1键的选择 468.2键的校核 468.3联轴器的选择 479减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 489.1传动零件的润滑 489.1.1齿轮传动润滑 489.1.2滚动轴承的润滑 489.2减速器密封 489.2.1轴外伸端密封 489.2.2轴承靠箱体内侧的密封 489.2.3箱体结合面的密封 4810减速器箱体设计及附件的选择和说明 4911六槽移钢机其他零件设计 51结束语 53参考文献 54致谢 55

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1绪论进入21世纪，我国工件工业快速发展，深加工产业规模也在飞速扩大,现有工件机械设备生产能力小,不能满足大型加工厂的生成要求。因此,改进和扩大现有工件机械设备是完全必要的。六槽移钢机作为工件加工的基础设备，在我国广泛应用几十年。生产实践证明,该设备对品种、粒度等适应性强,与其他给料设备相比,具有运行安全可靠、性能稳定、噪音低、维护工作量少等优点,仍不失推广使用的价值。1.1六槽移钢机的发展史运输机设备是矿生产系统的主要设备之一,给设备的可靠性,特别是关键咽喉部位给设备的可靠性,直接影响整个生产系统的正常运行。目前,我国矿使用的给设备主要是六槽移钢机和电振工件六槽移钢机。六槽移钢机最早研制于20世纪60年代初,70年代,国外工件六槽移钢机发展状况也与国内大相径庭,并没有更高的技术含量,但价格却是国内同类产品的4～5倍。1.2六槽移钢机的用途国内外无缝钢管市场，目前均处于消费增长期，国内无缝钢管消费量将保持较快的增长速度，为我国无缝钢管的发展提供了有利时机。首先，能源、交通、石化用管需求量不减，高性能品种增长迅速。能源、交通、石油化工等设施的建设和维修所需无缝钢管仍在钢材市场需求中占有相当重要的地位。近几年对高性能新品种的需求量增长较快，例如高性能油井管、大口径电站锅炉用管、耐腐蚀、耐低温的石化用管以及不锈钢管等等。其次，输送石油、天然气、成品油、煤浆、矿浆等流体的管线管，尤其是高强度管线用管的需求量将会大幅上升。第三，建筑业的高速增长，建筑结构用高档网架管材需求量增长迅速。第四，高技术含量的钢管需求量增加。汽车、家电、造船、设备制造等行业对无缝钢管数量需求增加、品种及质量要求提高，无缝钢管品种向高技术含量方向发展。1.3六槽移钢机的优越性1.3.1六槽移钢机的特点(1)结构简单,维修量小在六槽移钢机中,电动机和减速器均采用标准件,其余大部分是焊接件,易损部件少,用在矿恶劣条件下,其适用性深受使用单位的好评。(2)性能稳定六槽移钢机对的牌号,粒度组成,水分、物理性质等要求不严,当来料不均匀,水分不稳定且夹有大块、橡胶带、木头及钢丝等时,仍能正常工作。(3)噪音低六槽移钢机是非振动式给料设备,其噪音发生源只有电动机和减速器,而这两个的噪音都很低。尤其在井下或仓等封闭型场所,噪音无法扩散,这一点是电动给料机所无法达到的。(4)安装方便、高度小六槽移钢机一般安装在仓仓口,不需另外配制仓口闸门溜槽及电动机支座,安装可一步到位,调整工作量小,而电动工件六槽移钢机由于不能直接承受仓压,需要另外安放仓口过渡溜槽,相比之下,六槽移钢机占有高度小,节省了建筑面积和投资。1.3.2六槽移钢机与其他移钢机的比较往复式与振动式工件六槽移钢机两种给料方式不同点是给料频率和幅值以及运动轨迹不同。在使用过程中，由于振动式给料机给料频率高，噪声也大；由于它是靠高频振动给料，其振动和频率受物料密度及比重影响较大，所以，给料量不稳定，给料量的调整也比较困难；由于是靠振动给料，给料机必须起振并稳定在一定的频率和振幅下，但振动参数对底板受力状态很敏感，故底板不能承受较大的仓压，需增加给料槽的长度，结果是增加了整体高度，使工程投资加大；由于给料高度加大，无法用于替换目前大量使用的六槽移钢机。减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。1.4六槽移钢机减速器减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。电动机电动机联轴器高速轴中间轴低速轴减速器系统框图以下对几种减速器进行对比：1）圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。2）圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。3）蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。4）齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。减速器结构近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。1）传统型减速器结构绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2—3个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。2）新型减速器结构下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1）齿轮—蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮—圆锥齿轮—圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点：——在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。——在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。——输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。2六槽移钢机总体方案2.1六槽移钢机设计方案设计方案：1.采用分离气缸和定位夹紧气缸实现钢管的运送和分离2.利用机械手进行移动物料3.采用伺服电机控制工作台进行送料4、采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动2.1.1六槽移钢机方案一方案一采用双作用缸实现物料的分离功能和定位夹紧功能气动送料机由两个基本应用模块组成：物料分离模块及传送模块。物料分离模块由两个双作用气缸组成，分别实现物料的分离功能和定位夹紧功能。为保证真空系统的气流通畅，以提高真空发生器的真空度，回路4中的真空控制回路不安装节流阀。同时，回路4中的所有连接气管应尽可能的短，以减小空气流通阻力，提高真空度。采用气缸的优点：减少了物料的运送步骤，缩短了加工时间，操作简单。缺点：对物料的放置有很高的精度要求，造价高昂，一般的小型企业不采用2.1.2六槽移钢机方案二方案二利用机械手进行送料机械手是以小车形式通过钢绳同滑块联接起来，由上升运动牵引小车作前进的水平运动完成送料，由通过钢绳连接的重物使小车作复位运动。由小车机械手将工件进行送料，提高了生产效率，保证了质量，改善了劳动强度，确保了人生安全。采用机械手送料的优点：送料相同，可以连续生产。缺点：首先由于整个过程均由机械手实现，所以对机械手的要求度很高，其次，如果工件大小不一要经常更换。2.1.3六槽移钢机方案三方案三采用伺服电机控制工作台进行送料由单片机产生驱动脉冲信号，步进电机的驱动器收到驱动脉冲信号后，步进电机将会按照设定的方向转动一个固定的角度，将电脉冲转化成交位移。电机的转速由脉冲信号频率来控制决定，再由电机控制工作台进行送料冲压。优点：1、可以连续生产，并且能实现一人控制几台机器2、可靠性高，由于送料机构外部由步进电机控制，所以每次的行程都是固定值。3、低功耗，低电压。在许多没有电力供应的应用场合，较低的功耗和工作电压是生产便捷化的必要条件。4、维护方便，经济实用。六槽移钢机结构是由电动机、减速器、联轴器、H形架、连杆、底板(给料槽)、传动平台、漏斗闸门、托辊等组成。2.1.4六槽移钢机方案四方案四采用电机带动减速器，然后带动连杆机构实现往复运动传动原理：当电动机开动后，经弹性联轴器、减速器、曲柄连杆机构拖动倾斜的底板在托辊上作直线往复运动，当底板正行时,将槽形机体内的带到机体前端;底板逆行时,槽形机体内的被机体后部的斜板挡住,底板与之间产生相对滑动,机体前端的自行落下。将均匀地卸到运输机械或其它筛选设备上。该机设有带漏斗、带调节阀门和不带漏斗、不带调节阀门两种形式。综合以上的比较，选择方案4来设计六槽移钢机机构。2.2六槽移钢机执行机构的选型与设计（1）机构分析=1\*GB3①执行机构由电动机驱动，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。=2\*GB3②为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。（2）机构选型方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。方案三方案二方案一方案三方案二方案一（3）方案评价方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。综上所述，方案一作为六槽移钢机执行机构的实施方案较为合适。（4）机构设计（5）性能评价图示位置即为最小位置,经计算。性能良好。2.3六槽移钢机传动装置方案确定（1）传动方案设计由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。方案一：二级圆锥——圆柱齿轮减速器。方案二：齿轮——蜗杆减速器。方案三：蜗杆——齿轮减速器。方案三方案二方案一方案三方案二方案一（2）方案评价由周期t=8s可知：=7.5r/min,=rad/s,而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min,故总传动比为133.33或200,较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。3电动机选择、传动系统运动和动力参数计算3.1主要参数1：外径外径Φ60-Φ168mm长度10m;壁厚3.2-6.5mm2:移钢机移送钢管根数6根3：移钢机动作周期8s其他所需参数见相关资料3.2电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量由周期t=8s可知：=7.5r/min,=rad/s3.选择电动机转速由[2]表13-2推荐的传动副传动比合理范围圆柱齿轮传动i齿小于8蜗轮蜗杆传动i齿=8～40则传动装置总传动比的合理范围为i‘总=（2～8）×（8～40）=（16～200）电动机转速的可选范围为故电动机转速可选范围为。符合这一范围的同步转速根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步转速有1500、1000。移钢机移动的总重量G为：=6×式中每根钢管的质量,重力加速度，g=9.8m/s2则=6×=6×ρ×π×R2×h×g=6×7.85×103×3.14×(168/22-80.752)×10-6×10×9.8=94.5kN上面的钢管对与步进梁相连接的齿轮产生的转矩T为：T=GL式中L移钢点到大齿轮中心的距离（钢管重力对大齿轮产生转矩的力臂），L=0.25mT=GL=9.45×104×0.25=2.36×104Nm产生在与步进梁相连接的齿轮的功率P为:P=Tω=2.36×104×=18.5kW这6根钢管由2台移钢机共同移动，故每台移钢机的功率为：=故P移钢机==9.25kW4确定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较，查《机械基础》P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：表3-1电机参数比较表方案电机型号额定功率kW电机转速r/min电机质量kg参考价格（元）总传动比同步转速满载转速1Y160M-41115001460123760194.662Y160L-61110009701471022129.33选用同步转速为:1500r/min为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y160M-4。查《机械基础》P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：具体参数表如下：表3-2电动机的技术数据电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y160M-411150014602.22.2图3-1电动机3.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比==式中nm电动机满载转速:1460r/min;nw工作机的转速:7.5r/min。2.分配传动装置各级传动比取齿轮传动比为2.54那么取蜗轮蜗杆减速比为51其中、、、分别为、单级圆柱齿轮、滚动轴承、蜗杆传动、联轴器和效率，查取《机械基础》P459的附录3选取、=0.98（8级精度）、=0.99（球轴承）、、=0.99、3.4运动参数和动力参数计算1.各轴转速计算2.各轴输入功率3.各轴输入转矩总体设计方案简图3-2如下：图3-2总体设计方案简图4圆柱齿轮传动零件的设计计算4.1选择齿轮材料及精度等级根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度，要求齿面粗糙度。因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械设计》P322表14－10，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度236HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，使两齿轮的齿数互为质数，取值,选取螺旋角。初选螺旋角则实际传动比：传动比误差：，可用齿数比：由表[1]取（因非对称布置及软齿面）。4.2按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式得：确定有关参数如下：1）确定公式内的各计算数值1)试选=1.22）选取区域系数Z=2.433）则4)计算小齿轮传递的转矩5)由表10-7选取齿宽系数=0.96）由表10-6查得材料的弹性影响系数（4）、许用接触应力由图[1]查得，由式[1]计算应力循环次数由图[1]查得接触疲劳的寿命系数，通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力：故得：则模数：由表[1]取初步选择标准模数：（5）、校核齿根弯曲疲劳强度4.3根据齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-17）确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数查齿形系数由表10-5查得,5)查应力校正系数由表10-3查得，,6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限7）由图10-18取弯曲疲劳系数,8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得9）计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值较大设计计算对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去，以满足弯曲强度。确定有关参数和系数：1）计算中心距修正后的中心距为91.5mm.2)按圆整后的中心距修整螺旋角因改变不多，故参数,等不必修正。3）计算大小齿轮分度圆直径其他几何尺寸的计算（，）齿顶高由于正常齿轮，所以齿根高，由于正常齿所以全齿高表4-1齿轮参数表名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角20分度圆直径d151.53d2131.40齿顶圆直径`齿根圆直径中心距91.5齿宽5蜗轮蜗杆传动设计计算5.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085—1988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。5.2选择材料考虑到蜗杆传动功率不大,速度只是中等,故蜗杆采用45钢;因希望效率高些,耐磨性好些,故蜗杆螺旋齿面要求淬火,硬度为45～55HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属,仅齿圈用青铜制造,而轮芯用灰铸铁HT100制造。5.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。由教材【1】P254式(11—12),传动中心距确定作用在蜗杆上的转矩=173.79Nm(2)确定载荷系数K因工作载荷有轻微冲击,故由教材【1】P253取载荷分布不均系数=1;由教材P253表11—5选取使用系数由于转速不高,冲击不大,可取动载系数;则由教材P252(3)确定弹性影响系数因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配,故=160。(4)确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值=0.35从教材P253图11—18中可查得=2.9。(5)确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从从教材【1】P254表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268。由教材【1】P254应力循环次数应力循环次数N=60=60127.28（2810365）=9.56j为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数j=1两班制，每班按照8小时计算，寿命10年。寿命系数则(6)计算中心距(6)取中心距a=200mm,因i=51,故从教材【1】P245表11—2中取模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径=63mm这时=0.315从教材【1】P253图11—18中可查得接触系数=2.9因为=,因此以上计算结果可用。5.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距mm;直径系数;齿顶圆直径;齿根圆直径;蜗杆齿宽B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm蜗杆轴向齿厚mm；分度圆导程角;蜗轮蜗轮齿数53;变位系数mm;演算传动比mm,这时传动误差比为,是允许的。蜗轮分度圆直径mm蜗轮喉圆直径=346.5mm蜗轮齿根圆直径蜗轮咽喉母圆半径蜗杆和轴做成一体，即蜗杆轴。由参考文献【1】P270图蜗轮采用齿圈式，青铜轮缘与铸造铁心采用H7/s6配合，并加台肩和螺钉固定，螺钉选6个5.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从教材【1】P255图11—19中可查得齿形系数螺旋角系数从教材P25知许用弯曲应力从教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56由教材P255寿命系数<56Mpa可见弯曲强度是满足的。5.6验算效率已知=;;与相对滑动速度有关。从教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264,代入式中得=0.884,大于原估计值,因此不用重算。5.7精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动,属于通用机械减速器,从GB/T10089—1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度,则隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。然后由参考文献【3】P187查得蜗杆的齿厚公差为=71μm,蜗轮的齿厚公差为=130μm;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6μm,蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6μm和3.2μm。5.8热平衡核算初步估计散热面积：取(周围空气的温度)为。6轴的设计计算6.1Ⅰ轴的结构设计1．选择轴的材料及热处理方法查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2．确定轴的最小直径查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：mm再查[1]表15-3，考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大mm3．确定各轴段直径并填于下表内表6-1各轴段直径表名称依据单位确定结果mm且由前面的齿轮的设计可得，齿轮的孔径为30，mm＝30＝30查[2]表7-123535因为处装轴承，所以只要＞即可，选取7类轴承，查[2]表6-6，选取7208AC，故＝40＝4046由于是齿轮轴所以等于高速级小齿轮的分度圆直径：40404．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查[2]（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度”=1.54，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表表6-2与轴长度有关的各参数名称依据单位确定结果箱体壁厚查[2]表11-18地脚螺栓直径及数目n查[2]表11-1查[2]表3-13，取＝20，＝16轴承旁联接螺栓直径查[2]表11-1查[2]表3-9，取＝16＝12轴承旁联接螺栓扳手空间、查[2]表11-1轴承盖联接螺钉直径查[2]表11-2查[2]表11-10，得当取轴承盖厚度查[2]表11-10，小齿轮端面距箱体内壁距离查[2]=10轴承内端面至箱体内壁距离查[2]因为选用脂润滑，所以＝10轴承支点距轴承宽边端面距离a查[2]表6-6，选取7208AC轴承，故5.计算各轴段长度。表6-3各轴段长度表名称计算公式单位计算结果由于与大齿轮配合，则：63由公式＝56由公式32由公式＝110.5齿轮1轮毂宽度：＝65由公式＝40L（总长）＝365.5（支点距离）＝197.56.2Ⅱ轴的结构设计1．选择轴的材料及热处理方法查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2．确定轴的最小直径查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=(126~103)再查[1]表15-3，3．确定各轴段直径并填于下表内表6-4各轴段直径表名称依据单位确定结果由于和轴承配合，取标准轴径为：=45由于和齿轮配合，取查[2]表1-6，取＝50=50查[2]表1-6，取=60=60与高速级大齿轮配合，取：＝=45＝454．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查[2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度”，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表表6-5与轴长度有关的各参数表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a选用7209AC轴承，查[2]表6-6得5.计算各轴段长度表6-6各轴段长度表名称计算公式单位计算结果＝43＝93＝10齿轮配合长度：＝58＝45.5L（总长）L＝249.5（支点距离）196.16.3Ⅲ轴的结构设计1．选择轴的材料及热处理方法查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2．确定轴的最小直径查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：=再查[1]表15-3，考虑键：因为键槽对轴的强度有削弱作用，开有一个键槽，所以轴的轴径要相应增大3．确定各轴段直径并填于下表内表6-7各轴段直径表名称依据单位确定结果由于与联轴器配合，配合轴径为d1=60mm＝60考虑联轴器定位：查[2]表7-12，取＝70＝70为了轴承装配的方便：，取符合轴承标准孔径大小为＝75考虑轴肩定位，查（1）表1-16，取标准值=86＝86考虑齿轮的定位：92由于与齿轮配合=80mm=80由于轴承配合：＝＝75＝754．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。表6-8轴承支点距轴承宽边端面距离表查[2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度”，，故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a选用7015AC轴承，查[2]表6-6得5.计算各轴段长度表6-9各轴段长度表名称计算公式单位计算结果选联轴器轴孔长度为107mm，则：105由公式＝47由公式＝39由公式＝73由公式＝10配合齿轮4：88＝51.5L（总长）413.5（支点距离）＝184.36.4校核Ⅱ轴的强度齿轮的受力分析：斜齿轮上的圆周力：；径向力：；轴向力：分别将:代入以上3式，得：表6-10和轴长度有关的参数表齿轮2上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力3189.491195.80788.14齿轮3上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力4958.72720.771750.14求支反力、绘弯矩、扭矩图轴Ⅱ受力简图图6-1Ⅱ轴的受力图其中，方向均向外；方向都指向轴心；向左，向右。1.垂直平面支反力，如图a)轴向力平移至轴心线形成的弯矩分别为：图6-2(a)Ⅱ轴的受力图2.垂直平面弯矩图，如图b)计算特殊截面的弯矩：图6-2(b)垂直平面弯矩图3.水平平面支反力，如图c)图6-2(c)水平平面支反力图4.水平平面弯矩图,如图d)计算特殊截面的弯矩：图6-2(d)水平平面弯矩图5.合成弯矩图,如图e)图6-2(e)合成弯矩图6.扭矩图,如图f)图6-2(f)扭矩图2．按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：截面3受到的合力矩最大，且大小为：（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度（轴的抗弯截面系数，初选键：b=12,t=5,d=50;解得W=11050.63mm3）取，则：查表15-1得[]=60mpa,因此,故安全。7轴承的选择和校核7.1高速轴轴承的校核①根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：图7-1高速轴轴承=2\*GB3②求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松=4\*GB3④求轴承当量动载荷查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得则=5\*GB3⑤验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.7.2低速轴轴承的校核①根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为：图7-2低速轴轴承=2\*GB3②求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松=4\*GB3④求轴承当量动载荷查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1轴承2因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得则=5\*GB3⑤验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.两班制，每班按照8小时计算，寿命10年。=2810365=58400小时。7.3计算输入轴轴承初选两轴承30208型单列圆锥滚子轴承查参考文献【3】可知蜗杆承轴Ⅰ30208两个，蜗轮轴承30213两个，(GB/T297-1994)表7-1：表7-1输入轴轴承计算表轴承代号基本尺寸/mm计算系数基本额定/kNdDTa受力点eY动载荷Cr静载荷Cor30208408019.7516.90.371.663.074.0302126011023.75103130图7-3图7-3输入轴轴承受力图(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:N（2）求两轴承的计算轴向力对于30208型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.37,因此估算按教材P322式(13-11a)=284N(3)求轴承当量动载荷和因为<e由教材【1】P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1=0.40,=1.6对轴承2=1,=0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6,,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*584.5+1.6*2759.4)=5110N<67.9KN=1.1*1*909=1000N<67.9KN(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)>46720h故所选轴承满足寿命要求。7.4计算输出轴轴承图7-3输出轴轴承受力图初选两轴承为30212型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载荷=103KN基本额定静载荷=130KN(1)求两轴承受到的径向载荷和将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力系。其中图(3)中的为通过另加转矩而平移到指定轴线;图(1)中的亦通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知:N（2）求两轴承的计算轴向力对于30213型轴承,按教材P322表13-7,其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算按教材P322式(13-11a)=415N求轴承当量动载荷和<e对轴承1=0.4,=1.5对轴承2=1=0因轴承运转中有轻微冲击,按教材P321表13-6,,取。则由教材P320式(13-8a)=1.1*(0.40*1289.5+1.5*1526)=3085.5N<121KN=1.1*1*1245=1369.5N<121KN(4)验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算由教材P319式(13-5)>46720h故所选轴承满足寿命要求8键联接的选择和校核8.1键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表8-1所示：表8-1上键的尺寸表轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+08.2键的校核1键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图8-1所示：图8-1键剪切受力图键的剪切受力图如图3-6所示，其中b=8mm,L=25mm.键的许用剪切应力为[τ]=30，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55Nm，由键的剪切强度条件：（其中D为带轮轮毂直径）（5-1）=10M30（结构合理）2.键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图8-2所示：（初取键的许用挤压应力=100）图8-2键挤压受力图由（5-2）=2000N又有（5-3）8结构合理8.3联轴器的选择联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=24mm9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择9.1传动零件的润滑9.1.1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。9.1.2滚动轴承的润滑因为齿轮速度，故滚动轴承选用脂润滑。9.2减速器密封9.2.1轴外伸端密封毛毡圈油封。9.2.2轴承靠箱体内侧的密封挡油板：防止涨油涨到轴承。9.2.3箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于mm。10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸表10-1箱体主要尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径0．036+12——16地脚螺钉数目=171<2504轴承旁联接螺栓直径12箱盖与箱座联接螺栓直径8联接螺栓的间距————100轴承端盖螺钉直径8定位销直径8、、至外箱壁距离查[2]表5-1252016、至凸缘边缘距离查[2]表5-12314轴承旁凸台半径=——16凸台高度————60轴承座宽度50铸造过渡尺寸——11.82大齿轮顶圆与内箱壁距离≥——10齿轮端面与内箱壁距离≥10～15——10箱盖、箱昨筋厚、810轴承端盖外径120114160轴承旁联接螺栓距离——120133.5173.511六槽移钢机其他零件设计连杆的设计因为连杆较长，且受压，所以对其进行静强度和稳定性校核。最大连杆力是对连杆进行强度校核或稳定校核的依据。1.选材根据连杆受力状态及结构尺寸特点，选其材料为45号钢制成的无缝钢管，查《机械工程材料实用手册》其基本参数为：外径D=80mm，臂厚t=10mm，单位长度理论重量为17.26，抗拉强度，屈服点。2.校核（1）连杆静强度校核连杆质量较轻，其运动产生的惯性力及惯性力矩较小。如果忽略连杆运动所产生的惯性力矩，则可认为连杆为二力杆，连杆力为为：（5-27）式中：为悬点载荷；为结构不平衡重；为平衡重重力。对不同曲柄转角下的进行计算，求出的最大值，则连杆的最大应力及强度条件为（5-28）式中：为连杆的横截面面积，；为连杆材料的许用应力，Mpa；为连杆材料的屈服极限，Mpa；n为安全系数，n=1.5~2.0。在5.1节中，通过估算得：，且，代入公式（5-28）得故静强度满足要求。（2）连杆稳定校核受压连杆可按两端铰支处理。（5-29）当长细比时，（5-30）当>90时，（5-31）式中：为连杆长度，；为连杆惯性半径，；对于管状截面，；是外径，为臂厚；由于D=80，t=10。故连杆稳定性满足要求。结束语本次设计主要学习了总成设计过程中的设计方法、流程及关键技术，对夹具设计有了一定的接触与认识，也了解到了生产的工艺过程，设计的准则和综合运用，受益匪浅。通过毕业设计，使自己对学习的各门课程有了进一步的理解，知识得到了系统化，同时自己在这次毕业设计中，学习到了的设计知识，但在基础环节上存在许多不足之处，还需要不断学习和完善，以适应学习和应用的紧密结合。特别是，在机械结构设计上应使零部件相对于整体结构更趋于优化和实用。总之，通过这次毕业设计到现场调察研究，收集资料，阅读文献，设计方案，分析比较，在综合能力上得到了训练，我觉得是对个人综合能力的培养，这对今后的工作和学习积累了宝贵的经验除了知识外，也体会到作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个设计的细节。在设计过程中，我们会碰到好多问题，这些都是平时上理论课中不会碰到，或是碰到了也因为不用而不去深究的问题，但是在设计中，这些就成了必须解决的问题，如果不问老师或是和同学讨论，把它搞清楚，在设计中就会出错，甚至整个方案都必须全部重新开始。比如轴上各段直径的确定，以及各个尺寸的确定，以前虽然做过作业，但是毕竟没有放到非常实际的应用环境中去，毕竟考虑的还不是很多，而且对所学的那些原理性的东西掌握的还不是很透彻。但是经过老师的讲解，和自己的更加深入的思考之后，对很多的知识，知其然还知其所以然。刚刚开始时真的使感觉是一片空白，不知从何处下手，在画图的过程中，感觉似乎是每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是随心所欲，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。设计实际上还是比较累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力。从这里我才真的体会到了做工程的还是非常的不容易的，通过这次课程设计我或许提前体会到了自己以后的职业生活吧。由于在前期为了选定最终使用的caxa软件和cad软件，对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识。在作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.参考文献[1]程居山.矿山机械.徐州:中国矿业大学出版社,1997；[2]机械设计手册编写组.机械设计手册.化学工业出版社,1987；[3]方慎权.煤矿机械.徐州:中国矿业学院出版社,1986；[4]潘英.通用机械设计.徐州:中国矿业大学出版社,2002；[5]孔庆华,刘传绍.极限测量与测试技术基础.同济大学出版社,2002；[6]唐大放,冯晓宁.杨现卿.机械设计工程学.徐州:中国矿业大学出版社,2001；[7]机械电子工业部编.机械产品目录8.机械工业出版社,1991；[8]中国纺织大学工程图学教研室.画法几何及工程制图.上海科技出版社,2000；[9]焦作矿业学院，煤矿机械传动设计，煤炭工业出版社，1979；[10]候志学，矿山运输机械，冶金工业出版社，1996；[11]纪名贵，机械设计，高等教育出版社，2004。致谢毕业设计是将大学所学的知识融合在一起，综合运用所有的相关专业知识，是课本知识在实际中的应用。通过这次毕业设计，使我的专业知识在原有的基础上得到更加的巩固和提高，这离不开老师和同学们的帮助。本设计分析是在老师的指导下完成的，在分析的过程中，尹长城老师给了我很大的鼓励，在设计分析中引导我去思考了更多的设计思路，增强了我的学习能力，与我们一起讨论问题，使我对分析有了更清晰明确的认识，使我受益非浅。毕业设计是我们专业知识综合应用的实践训练，这是我们迈向社会、从事职业工作前一个必不可少的过程。“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古言的真正含义。我今天认真地进行课程设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。说实话，毕业设计真是有点累。然而一着手清理自己的设计结果，仔细回味毕业设计的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使我倦意顿消。虽然这是我刚学会走完的第一部，是我人生中的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟了许多。通过毕业设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心、细致。课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱；有时应为不小心计算出错，只能毫不留情地重做。但一想起老师平时多耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提醒自己，一定要养成一种高度负责、一丝不苟的良好习惯。经历了毕业设计，使我我发现了自己所掌握的知识是真正的贫乏，自己综合运用所学专业知识的能力是如此的不足，几年来学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用。想到这里，我真的有点心急了。由于毕业时间的仓促，很多本来应该弄懂弄透的地方都没有时间去细细追究来源，比如网格划分的控制、坐标系的理解、求解器的选择等，这使我明白了大学里学的只是一个大体上的方向，离实际应用还有太远的距离。但我相信方向才是最重要的，因为方向确定了，就会用最少的精力做好事情，这对于我以后的工作至关重要。因为在实际生产生活中，要从事的工种是千差万别的，只有从中找到自己最拿手，最有发展前途的岗位，个人才有更多的热情，也最可能在自己的岗位做出一些贡献。基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制HYP