机械设计说明书-宇通客车变速器设计

VRζc0-0.0090.1040.46-0.06齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等均有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.76~0.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。【4】4.6各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配格挡齿轮的齿数。4.6.1确定一档齿轮齿数一档传动比为（4.2）求取Z9、Z10齿数和Zh，因其为一档直齿轮，故：Zh=（4.3）解得：Zh=为使的传动比大些，在已定的条件下，的传动比可分配小写，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度，考虑到壳体上的第一轴轴承孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多，故选取Z9=37，Z10=13。4.6.2对中心距A进行修正A=（Z9+Z10）m=（37+13）4=200mm与所选取的中心距相同，故合理。4.6.3确定常啮合传动齿轮副的齿数由式4-2求出常啮合传动齿轮的传动比（4.4）而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即:A=（4.5）根据式4-4、4-5计算取整得：Z1=19Z2=40=5.99与多设计的传动比相差不大，故合理。4.6.4确定其他各档的齿数因二档齿轮为斜齿轮，且螺旋角不同，则（4.6）（4.7）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式（4.8）联立上述三个方程式求解得：Z3=32Z4=21I2=3.23同理求得其余各档位齿轮齿数为：三档Z5=25Z6=27i3=1.95四档Z7=22Z8=37i4=确定倒档齿轮齿数本文设计倒档与一档齿轮选用同一模数，切倒档齿轮齿数一般在21~23之间，故初选去倒档齿Z12=23。因中间轴上倒档齿轮制造为齿轮轴行驶，故初选去中间轴倒档齿轮Z11=15，根据公式（4.9）求得二轴倒档齿轮Z13=35，故倒档轴与中间轴中心（4.10）==76.8倒档轴与二轴中心距（4.11）==116.8到此初步设计计算完成变速器的各基本参数。【5-7】4.7本章小结本章主要设计变速器的主要基本参数，如档位、中心距、轴向及径向尺寸等；并对齿轮的一些参数进行设计计算，确定其模数、压力角、斜齿螺旋角、齿宽、变位系数等，最后计算出各档位的齿数。5变速器的设计与计算5.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这是存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒档轮齿，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面相互熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。5.2齿轮强度计算与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。5.2.1轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力(5.1)式中，——弯曲应力（MPa）；F1——齿轮的圆周力（N），；为计算载荷；d为节圆直径；——应力集中系数，可近似取1.65；——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b——齿宽（mm）;t——端面齿距（mm）；y——齿形系数，如图所示。因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，当计算载荷g取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，客车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。在400~850MPa满足要求在400~850MPa满足要求（2）斜齿轮弯曲应力σw(5.2)式中：Tg—计算载荷（N·mm）；mn—法向模数（mm）；z—齿数；β—斜齿轮螺旋角（°）；Kσ—应力集中系数，Kσ=1.50；y—齿形系数，可按当量齿数znzcos3β在图中查得；Kc—齿宽系数Kc=7.0Kε—重合度影响系数，Kε=2.0。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对客车为100～250MPa。在100~250MPa之内满足要求图5.1齿形系数5.2.2轮齿接触应力在齿轮传动中，如果齿面压力超过它能承受的极限压力，那么在过高的脉动接触应力的反复作用下，在表层内便会产生裂纹，当润滑油被挤进裂纹后形成高压，使裂纹扩大，最后导致齿面出现小块金属剥落，即点蚀。点蚀多发生在节圆附近的齿根面上，因此必须对齿面的接触疲劳强度进行计算。在这里所选择的齿轮材料为20CrMnTi齿轮的接触应力按下式计算：(5.3)式中F——法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；(5.4)——端面内分度圆切向力即圆周力，N；(5.5)——计算载荷，N·mm；d——节圆直径，mm；E——齿轮材料的弹性模量，E=2.10×105Mpa；b——齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用b/cosβ代替，对于齿端带圆弧的齿轮，轮齿接触的宽度为b=B-m，mm；、——主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿圆柱齿轮(5.6)斜齿齿轮(5.7)r1、r2———分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm将作用在变速器第一轴上的载荷=0.5Temax作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力表5.1变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900~2000950~1000常啮和高档1300~1400650~700首先对常啮合齿轮的接触应力进行计算;两个齿轮所受力F2、F1分别为两个齿轮齿廓曲率半径分别为两个齿轮应分别为 所以，常啮合齿轮的接触应力为同理可以得各档齿轮的接触应力分别如下：一档：二档：三档：四档：倒档：对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。[8]5.3轴的强度计算变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正常啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的校核。5.3.1初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，第二周和中间轴中部直径mm，轴的最大直径d和支承间的距离L的比值为：对中间轴：=0.16~0.18L取281.25~250对第二轴：=0-18~0.21L取250~214.29第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选：式中，K为经验系数，K=4.0~4.6取K=4.5；Temanx为发动机最大转矩（Nm），故，根据式计算得：=45mm5.3.2轴的强度验算轴的刚度验算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者是齿轮相歪斜，如图5-1所示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸后，对于轴进行刚度和强度验算，欲求中间轴式变速器第一轴支点反作用力，必须先求第二周的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看做铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。轴的扰度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算式，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。[9]若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式（5.8）、（5.9）、（5.10）计算： (5.8)(5.9)(5.10)轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。计算齿轮啮合的圆周力，径向力及轴向力可按以下公式求出：(5.11)(5.12)(5.13)d—计算齿轮的节圆直径，mm；α—啮合角；β—螺旋角；—发动机最大转矩，N·m；i—至计算齿轮的传动比二轴受力弯曲示意图如下：图5.1二轴受力弯曲示意图第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。二轴的刚度校核一档时a=198.5mmb=83mm0.1mm0.15mm0.002rad二档时=49398.6N=10402.5Na=156.5mmb=125mm0.15mm0.002rad三档时=24373.4N=7424.47Na=88.5mmb=193mm0.15mm0.002rad四档时=2539.7N=7962.8Na=63.5mmb=218mm0.15mm0.002rad倒档时=54645.1N=26470.7N0.15mm0.002rad以上证明二轴刚度设计符合要求。中间轴刚度的校核设计时中间轴总长度为：L=320mm，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，固可以不必计算。中间轴受力弯曲如下图所示:图5.2中间轴受力弯曲倒档时a=262mm、b=58mm：0.15mm0.002rad一档时a=252、b=68mm：0.15mm0.002rad二档时a=224mm、b=96mm：0.15mm0.002rad三档时a=156mm、b=164mm：0.15mm0.002rad四档时a=131mm、b=189mm：0.15mm0.002rad通过以上校核可知中间轴设计刚度符合要求。轴的强度计算二轴强度校核：变速器轴的强度校核从第二轴开始。第二轴前端用滚针轴承支承在一轴上，后端用角接触球轴承支承在变速器壳体上，因此二轴简化成两端铰支的梁，前支点为滚针轴承的中点，后支点根据角接触球轴承的尺寸查手册得到。二轴受力图如下：图5.3二轴受力情况根据材料力学受力分析，得到水平面上弯矩图如下，其中水平面上最大弯矩为图5.4二轴水平面弯矩图垂直面上的弯矩图如下：图5.5二轴垂直面上弯矩图Ⅰ档时二轴所受的扭矩为：式子中r为Ⅰ档二轴齿轮的节圆半径，所(5.14)按照第三强度理论，二轴上的弯矩最大值为(5.15)==2745.1Ⅰ档时二轴危险截面在一档二轴齿轮的受力点所在的平面处，即通过齿轮的中点，此处的抗弯截面系数为=（）（5.16）（5.17）二轴的许用应力为显然二轴强度符合要求。中间轴强度的校核：图5.6中间轴受力示意图弯矩图如下：图5.7中间轴水平面受力弯矩图图5.8中间轴垂直面受力弯矩图综合考虑，常啮合齿轮和倒档齿轮的挠度最大，最危险，因此校核常啮合和倒档齿轮。求水平面内支反力，，和弯矩，联立以上两式可得：求垂直面内支反力，和弯矩，由以上两式可得：

按第三强度理论得：=769.1其中=473.3通过以上校核，证得轴强度设计符合要求。【10】5.4本章小结本章主要校核齿轮的强度是否合理，并初步设计出各轴尺寸，并对中间轴及二轴的刚度和强度进行校核。6同步器设计6.1同步器结构形式的选择同步器有常压式，惯性式，惯性增力式三种。惯性同步器能做到同步啮合换档，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止式和惯性增力式。惯性式同步器可分为锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式等。在普通齿轮变速器中采用同步器,可以保证换档时齿轮啮合不受冲击,消除噪声,延长齿轮寿命,使换档动作方便迅速,有利于改善换档品质,提高汽车的动力性和燃料经济性。故根据以上叙述，选取锁环式惯性同步器作为本次设计的同步器结构。[11]6.2同步器主要尺寸的确定1、接近尺寸b同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块做轴向移动前，啮合套结合齿与锁环结合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，一般取b=0.2~0.3mm。2、分度尺寸a滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套结合齿与锁环结合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4结合齿齿距。3、滑块转动距离c滑块在锁环缺口内转动的距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系为：E=d+2c4、欢快端隙滑块端隙是指滑块断面与锁环缺口端面之间的间隙，同时啮合套端面与锁环端面的间隙，要求。若，则换挡时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套结合齿与算换结合齿的锁止面已经接触，即接近尺寸b0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩，致使啮合套可以通过同步环，而是同步器失去锁止作用。[12]5、预留后备行程多换端面与齿轮结合齿端面应留有间隙，并称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，并在接下来的换挡时，锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增加，导致间隙逐渐较少，直至为零；此后，两摩擦锥面会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。故一般应留取=1.2~2.0mm。6.3同步器主要参数的确定6.3.1摩擦因数汽车在行驶过程中换挡，特别是在高挡区换挡次数较多，意味着同步器工作频繁。要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。[13]6.3.2同步环主要尺寸的确定同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽设计的窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面强度，使磨损加快。故选取轴向卸油槽为12个，槽宽为4mm。锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般取=6°——8°，本文选取=7°。摩擦锥面平均半径RR设计的越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响同步环径向厚度尺寸要取消的约束，故不能去大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。锥面工作长度b缩短锥面工作长度b，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时刻根据下式计算确定b：同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。[14]6.3.3锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在～范围内变化。故设计中选取=28°。6.4本章小结本章主要对同步器进行设计，首先选择其结构形式，在此选用锁环式同步器；其次对同步器的主要尺寸进行设计，如接近尺寸b、分度尺寸a、欢快转动距离c等；最后对同步器的主要参数进行设计，如摩擦因数、锁环的主要尺寸及锁止角等。7变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，贺驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个档位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。设计操纵机构首先要确定换挡位置图。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此，应注意以下三点：1按换挡次来序列。2将常用挡次放在中间位置，其他挡放在两边。3为了避免误挂挡，往往将倒挡安放在最靠边的位置，有时与Ⅰ挡组成一排。但往往受变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换挡程序。7.1锁止装置7.1.1互锁装置互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种：（1）互锁销式（2）摆动锁块式（3）转动锁止式（4）三向锁销式此次设计中互锁装置选择第一种。7.1.2自锁装置自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用二致脱挡，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换挡的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是有挂挡是齿轮移动的距离来决定的。7.1.3倒挡锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒挡，以致造成安全事故损坏传动系，在操纵机构中都设有倒挡锁或倒挡安全装置。倒挡锁能在驾驶员挂倒挡时给驾驶员明显手感，以起到提醒作用，防止误挂倒挡。[11]7.2本章小结本章主要介绍变速器操纵结构的具体要求、注意事项及具体组成部分，并着重介绍变速器的锁止装置，如互锁装置：移动某一换挡叉时其他不被移动；自锁装置：主要起定位作用；倒档锁：防止误挂如倒档。8三维建模及装配8.1UG软件简介UG的前身是UnigraphicsSolutions公司，该公司隶属于前麦道飞机公司，1991年5月麦道将UG出让给当时通用汽车公司下属的EDS。之后EDS收购了SDRC（Ideas），2001年UG与SDRC合并，更名为EDSPLMSolutions，2004年5月，EDSPLMSolutions正式从EDS剥离并改名为UGS。2007年5月，西门子完成对UGS公司的收购。UGS公司从此将更名为“UGSPLM软件公司（UGSPLMSoftware），并作为西门子自动化与驱动集团（SiemensA&D）的一个全球分支机构展开运作。UGS是全球三维数字化技术与产品全生命周期管理（PLM）领域软件与服务的市场领导者之一，并为企业提供CAD/CAM/CAE解决方案（UG），涵盖了产品开发的所有过程——设计、制造和仿真。UGS系统主要应用于包括通用汽车在内的汽车、国防、机电装备等行业的大型制造企业，是全球应用最为广泛的高端工业软件系统之一。[15]8.2齿轮零件的作图利用自己所设计出的齿轮参数，绘制各档位齿轮。以四档为例：首先进入UG曲面设计页面，点击公式编辑器，输入四档齿轮各基本参数以及相应的计算公式，计算机将自动计算相应公式的结果。进入xy平面草图，绘制齿轮的齿顶圆、分度圆、齿根圆、基圆；退出草图，点击法则曲线命令，设置完成后绘制齿轮的法则点，连线并对称。[16]进入零部件设计模块，生产齿根圆，再回到曲面设计模块中，修剪、合成齿形，利用三维投影命令，将合成的齿形投影到齿根圆的另一侧，按设计的螺旋角输入公式旋转投影，最后拉伸轮齿实体、圆形阵列，根据要求绘制齿轮外形。[17]具体绘制过程如下列图：图8.1创建齿轮模型图8.2设置齿轮参数图8.3设置齿轮模型参考点图8.4生成齿轮图图8.5完成一档齿轮模型设计时，将结合齿与各档位轮齿设置成为一体形式，这样既能保证结合齿有足够的刚度并且能尽量缩短变速器的轴向距离。同样利用齿轮画法改变齿轮参数，输入螺旋角画出斜齿轮：图8.6斜齿轮8.3轴的绘制根据已设计出轴的尺寸，对第一轴、第二轴及中间轴进行绘制。图8.7第一轴图8.8第二轴图8.9中间轴8.4同步器主要零件的绘制利用已知数据，对同步器主要零部件进行绘制，如花键毂、接合套及锁环等，具体图形如下：图8.10二轴一、倒档花键毂图8.11二轴一、倒档接合套图8.12二轴倒档锁环8.5总装配图对以上装配的各轴进行总装配，其图形如下：图8.13总装配图8.6本章小结本章主要利用UG软件进行各零部件的绘制，其中包括齿轮、轴、同步器的各组成部件以及轴承等。在零部件绘制完成后进行装配。9结论随着我国客车的快速发展，作为客车传动系的重要组成部分变速器也得到了很好的发展。本为主要设计宇通牌客车变速器，主要内容具体如下：了解变速器的发展史、国内外发展动态及趋势。了解变速器的具体结构、在汽车传动系中所起到的作用，以及对变速器的具体要求。分析变速器传动机构各布置方案的利弊，选取合适一种作为此次设计的传动机构。对变速器各零部件的主要参数进行设计计算。对已设计参数进行校核，要求满足各强度及刚度要求等。通过UG软件进行各零部件的绘制，并装配。在此次设计中因对变速器设计经验和已学知识不足等的限制，未能将其设计的十分精确，如：由于经验不足，在选取齿轮模数等基本参数时不能达到同时满足各项要求的标准，由于所学知识的不足，在精确设计同步器时需要查阅较多相关资料进行核对。在设计过程中，由于方法不当，开始阶段没有做到参数与图形相结合，导致反复计算及修改参数等。对此需要很大的改进。由于手动变速器的多方面优点，在未来一段时间内，手动变速器仍将继续成为客车变速箱应用的主流。并通过此次设计，使自己意识到自己的不足，在不断学习的前提下，继续深入理解变速器具体结构的设计要求及解决和改善的办法。致谢转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节—毕业设计，经过近16周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，本设计在彭润玲老师的悉心指导和严格要求下业已完成，从课题选择、方案论证到具体设计，无不凝聚着老师的心血和汗水，在四年的本科学习和生活期间，也始终感受着各位老师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向老师表示深深的感谢和崇高的敬意,正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成四年的学业和最后的毕业设计。在这次设计的过程中，指导老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与彭老师的指导是分不开的，在此，对她表示感谢。另外，遇到技术困难的时候，机械设计老师也给了我很多帮助。本设计的完成也凝聚了机械设计制造及其自动化专业所有老师的辛勤汗水，是他们无私的帮助和支持，才使我的毕业论文工作顺利完成，在此向机械设计制造及其自动化专业所有的老师表示由衷的谢意。参考文献[1]