(毕业论文)垃圾装车机构设计

1、目 录 摘要1 关键词1 1前言2 2垃圾装车机构简介2 2.1作用及用途2 2.2国内外研究现状2 3垃圾装车机构设计参数3 4传动方案的确定4 5传动结构设计4 5.1 摇杆滑块机构的尺寸确定5 5.2 双摇杆的尺寸确定6 5.3 活塞缸安装位置的确定6 6 垃圾桶提升机构运动与受力分析8 6.1 垃圾桶提升机构运动分析8 6.2 垃圾桶提升机构受力分析9 6.2.1 垃圾桶即将被提起状态提升机构受力分析9 6.2.2 垃圾桶处于其余位置受力情况简述11 7 主要零件的尺寸计算 11 7.1 拉杆的尺寸设计11 7.2 盖板的尺寸设计12 7.3 铰接点处销轴的设计12 8 液压系统设计1

2、3 8.1 液压负载分析和速度分析13 8.2 确定活塞缸主要参数14 8.3 拟定液压系统图15 8.4 液压元件的选择16 8.5 系统油液温升计算17 9 结论18 参考文献19 致谢20 附录21 垃圾装车结构设计 摘 要：随着社会经济的发展，人民生活水平的提高，垃圾数量的剧增不仅直接损害环境，也严重危害人们的身体健康。为了方便垃圾的运输和处理，各种形式的垃圾车开始进入市场。本文以垃圾装车机构为研究对象，应用本科阶段所学知识进行传动方案，机构受力分析等设计。最终确定通过四杆机构的传动实现将垃圾从垃圾桶中装载到垃圾车内这一动作。其中包括垃圾桶的抓紧，垃圾桶的提升，垃圾桶的倾倒以及垃圾桶的

3、卸载。文中对机构的受力进行了详细分析，并对各零件进行了设计和校核。 本文的研究成果可为垃圾车的研制与开发提供参考依据，对提高专用汽车企业的技术水平与市场占有力及在国内外市场的竞争能力，具有重要的一定现实意义。 关键词：垃圾装车；受力分析；计算；校核；机构； the garbage loading structure design abstract: with the social and economic development, peoples living standards improve, the rapid increase of the amount of garbage not

4、only directly harm the environment, but also seriously endanger peoples health. in order to facilitate the transport and disposal of garbage, various forms of garbage trucks began to enter the market. in this paper the garbage loading institutions for the study, to apply undergraduate knowledge tran

5、smission programs, agencies stress analysis and design. ultimately determine by four institutions transmission loading garbage from the trash to the garbage car this action. including trash seize, enhancement of the trash can, trash dumping and trash uninstall. by the force of the institutions analy

6、zed in detail, and each part of the design and check. the results of this thesis provide a reference for the research and development of the garbage truck, the force to improve the technological level of the special purpose vehicle market share and competitiveness in the domestic market, has certain

7、 practical significance. keywords: garbage loading; stress analysis;checking; institutions.1 前言 垃圾装车是处理运输垃圾的重要环节，对提高工效、减轻劳动强度起到了不可小觑的作用。垃圾装车机构作为一种装载垃圾的机械，以其灵活、重载、方便、卫生的作业特点在垃圾处理过程中得到广泛的应用。但是由于垃圾装车机构的工作环境恶劣，常常在各种具有腐蚀性的条件下工作，目前仍存在一定的质量和性能问题。当前由于设计方法所限(如零部件设计孤立地进行，整体组装后出现各个零件的变形等)，不能精确地选择零部件的尺寸和结构，造成有的

8、地方强度不够，而有的地方强度又严重过剩。从而在整体上影响垃圾装车机构寿命。2 垃圾装车机构简介2.1 作用及用途随着人民生活水平的提高，人均产生的垃圾量越来越多。在失去管理的状态下，像一个魔鬼到处危害环境和人类。 它占用土地、污染土壤。垃圾堆放不仅仅占用大量土地，更严重的是垃圾还会污染土壤，因为随着化学产品的广泛使用，垃圾中生物不可降解物和有毒有害物质越来越多。像塑料，各类瓶罐，建筑装修后废弃的油漆、颜料、粘合剂，废电池和家用清洁或杀虫类化学药品等。这些东西堆放在地上或填埋起来，它们会完好地躺在那里数十年甚至上百年而不被降解。它们中的有毒成分和重金属进入土壤后，土地就失去了利用价值。此外，垃圾

9、还会污染地下水和地表水，以及大气。垃圾装车机构是指对集装形式的垃圾，将其一次性转移到垃圾运输车上的机构。广泛应用于小区、学校、机场、工厂等垃圾集中的地方，是机械化装卸、堆垛的高效设备。垃圾装车机构的意义在于极大的减少了人工成本，改善工人的工作条件，特别是随着中国经济的快速发展，随着以人为本的思想观念日益深入人心，大部分垃圾的处理工作已经脱离了原始的人工处理，取而代之的是以机械化集中处理。因此，在过去的几年中，中国垃圾装车机构的市场需求量每年都以很快的速度增长。垃圾装车机构的基本作业功能分为提升垃圾、倾倒垃圾、垃圾装车等。根据实际情况所要达到的作业功能可以因地制宜的进行特殊情况的设计。另外，特殊

10、的作业条件会影响到机构的使用寿命，如装车的是具有腐蚀性的液体，高密度物体等，需要机构具有相应的防护措施。此外机构还具有：高效率、低成本、高安全性、人机工程、维护方便等功能。2.2 国内外研究现状 垃圾装车机构作为垃圾处理中的装卸设备，在人类生活中有着重要的用途。结合网上资料和一些相关的书籍总结出目前国内外垃圾装车机构的发展主要分为几个大的方面：全机械化：由于垃圾的处理具有卫生条件差，刺激性强等特点，不适合人工操作，故现在的垃圾装车机构朝着全机械化发展。高精准化：垃圾处理过程中，无疑会出现液体垃圾和部分小颗粒垃圾的的流漏，故现在设计的机构应尽量避免泄露的情况，以防出现二次污染，从而应提高机构设计

11、的精准性能。多功能化：顾名思义多功能化的目的就是尽量用一台机器实现多种功能。譬如说同时完成垃圾的压缩，以便运输。垃圾的装车机构的设计在各国都有研究，相比于发达国家，我国的机构还相对落后，像日本已经将同时进行压缩的运输车投入使用了。本设计将努力吸取各类机构的优点取其长处，进行设计。3 垃圾装车机构设计参数 垃圾装车机构一般运用在垃圾车上，本设计针对某垃圾车机构的基本参数至关重要，主要包括：额定起重量、自由提升高度等等。由于本设计并未指定垃圾车的型号故以湖北程力公司的一款多利卡垃圾车如图： 图1 垃圾车fig.1 garbage truck 作为垃圾装车机构的载体。其外形尺寸为7420230023

12、80（mm）（长宽高）.同时，现在市面上标准的垃圾桶的形式是：容积120l，自重110.4n，外形尺寸6605701000（mm）（长宽高）装载重量2000n.4 传动方案的确定 垃圾装车过程中，需要完成三个过程，1、垃圾桶的固定；2、垃圾桶的提升； 3、垃圾桶的倾倒。完成这三个过程，只需用摇杆滑块机构和四杆机构配合即可。垃圾桶的固定由垃圾桶支座完成，上升过程通过活塞杆，提升杆由拉杆拖动垃圾桶支架和垃圾桶在轨道内上升，经过轨道的变化最终完成倾倒过程。以下是装车机构的简图： 图2 垃圾车提升机构的结构简图fig 2 structural diagram of the garbage truck

13、lifting mechanism由上图可知提升机构主要由液压缸、活塞杆、提升臂、拉杆、垃圾桶支架、滑块连杆、滑块、主滑轨、副滑轨、滚轮等部分组成。提升臂分别与车体、活塞杆、拉杆通过铰链点连接，拉杆与垃圾桶支架铰接，垃圾桶锁连在垃圾桶支架上，垃圾捅支架与滑块连杆铰接，滑块连杆与四个滑块分别铰接，滑块与滑轨接触且沿滑轨滑动。基本工作过程是:液压系统通过液压泵提供动力推动活塞杆从液压缸中伸出，通过活塞杆与提升臂的铰链点将动力传递给提升臂从而使提升臂摆动，提升臂带动拉杆向上运动，进而带动垃圾桶沿滑轨向上滑动。当上端滑块移动到顶端曲线轨道末端时，上端滑块被挡住停止，拉杆将以垃圾桶支架与滑块连杆铰接点为

14、轴拉起垃圾桶直到垃圾捅倾倒掉所有垃圾。清空垃圾后活塞杆开始回缩，提升臂反方向摆动，使垃圾桶退回到初始位置，完成整个工作的过程。5 传动结构设计 此处省略nnnnnnnnnnnn字。如需要完整说明书和设计图纸等.请联系扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩图3 本设计摇杆滑块机构简图fig 3 the joystick slider mechanism of the design diagram当垃圾桶处于a位置时是滑块的最低点，随着垃圾桶的提升，滑块最终达到b点，此位置是垃圾桶开始翻转的起点，即轨道的转折点。此时连杆的另一端从c点达到d点（在不干涉的情况下，规

15、定的一个点），根据四杆机构的作图设计法，连接cd点作其垂直平分线，交车身于一点o，即为连架杆与车身的铰接点。 图4连架杆与车身铰接点的确定fig 4 with stand rod with the body hinge points to determine5.2 双摇杆机构的尺寸确定四杆机构完成垃圾桶的倾倒，其连杆和连架杆和以上设计的摇杆滑块机构的相同，是摇杆滑块机构和四杆机构共用杆件。当垃圾桶支座滑倒b点（图4）时，进入过渡轨道，随轨道进一步滑动后，达到轨道的终点，利用轨道的终点止住垃圾桶支座继续前进，此时垃圾桶支座展开成四杆机构的另一连架杆，带动垃圾桶翻转。查阅相关资料，当垃圾桶与水平线

16、成35(垃圾的安息角）时，垃圾才会全部倾倒完毕。根据垃圾的入口确定轨道的终点，选定其到连架杆与车身铰接点的距离为1100mm，再由安息角和其余两杆长度选定垃圾桶支座的长度为500mm。由上图可知，四杆机构翻转至死点位置时，垃圾桶的中心线与水平线的夹角是1800-380-900=52035，故可以实现垃圾的完全倾倒。5.3 活塞缸安装位置的确定 垃圾装车机构不工作时，盖板（实际为提升臂）处于水平状态。为了不与活塞缸位置发生干涉，应将活塞缸的安装位置设置在垃圾车罐体凹陷处。利用铰链与提升臂连接。同时基于对活塞缸长度和减小提升臂所受的力的考虑，取提升臂与车身的铰接点o到提升臂与活塞缸的铰接点的距离为

17、400mm，则由作图法可得到活塞缸与车身的铰接点对o的相对位置如图6. 图5 四杆机构运动到死点位置时简图fig 5 four kinematic diagram to the dead center position 图6 活塞缸在车身上的铰接点位置确定fig 6 pivot point position of the piston cylinder in the body of the vehicle6 垃圾桶提升机构运动与受力分析6.1 垃圾桶提升机构运动分析图6.1是垃圾桶提升机构运动简图.图中o点是提升机构的提升臂和垃圾车罐体的铰接点，a为提升油缸活塞杆与提升臂的铰接点，b为提升油缸

18、与垃圾车罐体的铰接点，c为提升臂与拉杆的铰接点。 图7 垃圾车提升机构的运动简图fig 7 garbage truck lifting mechanism kinematic diagrams由上图所示的几何关系可得： = （1）式中：-提升油缸的计算长度； -提升油缸活塞杆与提升臂铰接点a点到o点的距离； -提升油缸在提升机构罐体的铰接点b到o点的距离； -提升臂与竖直线的夹角； -提升油缸在罐体的铰接点a与o连线与水平面的夹角。对式（1）求导： （2）式中：-提升油缸活塞杆伸缩速度； -提升臂绕坐标原点的旋转速度。提升机构角速度与油缸活塞伸缩的速比为: =- （3）6.2 垃圾桶提升机构受

19、力分析垃圾车工作过程分为：一是垃圾桶即将被提起的状态;二是垃圾桶被提到滑轨末端开始倾倒垃圾的瞬间状态；三是垃圾桶倾倒完垃圾后的状态。 为了防止在垃圾运输过程中发生第二次污染，将提升臂设计成盖板形式，当装车机构不工作时，提升臂盖在罐体的进口处。同时为了保证工作过程的平稳性，此机构应设计成两个，即双四杆机构分布在垃圾车的侧面。6.2.1 垃圾桶即将被提起状态提升机构受力分析 图6.1为垃圾桶即将被提起状态提升机构受力关系图，为了计算方便，将垃圾桶和垃圾桶支座看成一个质点，它们的重量定为垃圾桶最大载重的30%。此时垃圾桶处于将被提起的状态，在该状态下各构件的受力为: （1） 垃圾桶支座的受力分析：将

20、垃圾桶支座和垃圾桶和看成质点后，对质点进行分析，y轴方向 cos-cos= （4）x轴方向 sin=sin （5）式中:拉杆对垃圾桶支座的力； 轨道对垃圾桶支座的力； 2拉杆与竖直线之间的夹角，初始位置时，其取值是0o； 垃圾桶支座在轨道中的倾斜角度，初始位置时，取为90o。将各数据代入上面两式，联立可得和分别为：=/（sincot-cos）=0n=gsin/（sincot-cos）sin=1300n 2=arccos（） （6）式中：-拉杆与垃圾桶直接的铰接点到坐标y轴反向延长线的水平距离； 提升臂实际计算臂长l4与y轴反向延长线的夹角，初始位置取值为81o； =- （7）式中：提升臂oa臂

21、长与提升臂oc臂长之间的夹角.图8 垃圾桶即将提起状态提升机构受力关系图fig 8 trash about to be instituted the state lifting mechanism force diagram(2) 铰接点c的受力分析 当不考虑自重时，拉杆是二力杆，故铰接点c点的受力为： =sin/（sincot-cos）sin=1300n （8）(3) 铰接点a点受力分析 对o点取矩，提升机构对b点的作用力为，由力矩平衡得： sin-sin（4+2）=0 （9） 在三角形oba中=/2-+1,同时: /sin=/sin （10）代入式 （9）得；=2348.58n（4） 铰接

22、点o点受力 对a点取矩有： =cos （11）式中： 拉杆与连杆臂垂直线的夹角，初始位置时取值为460； 铰接点o点受力； 液压缸与提升臂的铰接点到c点的直线距离,为1007mm。 则 =cos/=2273n 6.2.2 垃圾桶处于其余位置受力情况简述 垃圾桶提升至轨道的过渡段的开始时，也即是竖直轨道的终点，其受力分析可参照垃圾桶即将被提起状态提升机构受力分析进行计算。 垃圾倾倒完毕后，机构的受力明显减小，其受力分析对机构杆件大小的没有意义，故不再赘述。7 主要零件的尺寸计算根据以往经验和实际情况选取杆件的材料为q235.其机械性能主要参数为弹性模量（e/gpa）：200-210，泊松比（）：

23、0.25-0.33，抗拉强度（b/mpa）：375-500，屈服极限235mpa。第6节 对机构的运动和受力分析，只是在垃圾桶处于最低点的位置的受力分析，但有其表达式进行估计，各力的大小不会超过该数值的120%。同时考虑到振动等情况，选取这些力的150%进行设计杆件尺寸。7.1 拉杆的尺寸设计 在垃圾桶的提升过程中，拉杆受拉，其受力为flg=13001.5=1950（n）。而在卸桶的过程中，拉杆受压，根据材料力学知识，只需对压杆的稳定性进行设计。此过程中，拉杆属于两端铰支的压杆类型。其临界压力fcr为： = （12）式中：材料的弹性模量，为200gpa； 杆件截面对圆心的惯性矩，其计算公式为：

24、i=/64 杆件的长度，为1600mm。 取稳定安全因数nst=5，并规定杆的外径为25mm，代入（12）求得其内径为19mm。7.2 盖板的尺寸设计盖板作为四杆机构的一根杆，由杆和焊接在其上的铁板组成，现设计其杆件。对于铁板没有强度要求。 参照拉杆的尺寸设计，对其进行压杆稳定性的设计。其临界压力fcr为： fcr= （13）式中：l4拉杆与盖板铰接点到盖板与车身的铰接点的距离。 同样取稳定安全系数nst=5，并规定杆的外径为25mm。 代入 （12）求得其内径为：15mm。7.3 铰接点处销轴的设计 提升机构中共有五个铰接点，每个铰接点出用销轴连接。下面从销轴的材料选取和直径大小对销轴进行设

25、计。（1）销轴材料的选取 目前轴类零件使用的材料众多，普通碳钢有20钢、35钢、45 钢，其中标准大轴一般采用 35 钢；合金类材料常用的有40cr 、35crmo、 40crnimo ，其中40cr 、35crmo 更为常用。在上述钢材中45#和40cr 是使用最广泛的，它的性能有很大的相同点，因此在工程中这两种钢材的使用也比较混乱。45 钢为优质碳素结构钢，碳含量为 0.42-0.50% ，抗拉强度为 650mpa，屈服点为 360mpa， 这用钢经过调制之后具有高强度和高韧性的特点，其综合机械性能较好，且价格相对便宜，在轴类零件中使用较多。但是 45 钢属于低淬 透性钢，不适用于大轴类零

26、件，其回火稳定性也不是很好，回火之后强度和硬度下降较大。40cr 为合金结构钢，碳含量为 0.37-0.45%，含铬 0.8-1.1% ，抗拉强度为 1000mpa，屈服点为 800mpa 。由于合金元素cr的加入，提高了钢的淬透性和回火脆性，这样 40cr可用于直径较大的销轴，并且其强度、硬度、冲击韧性也比45钢高，但是 40cr的价格要比45钢贵。从上面可以看出在力学性能方面 40cr 要明 显优于45钢，只是价格相对贵。因此若销轴的受力情况比较复杂的话，最好选择 40cr，不复杂时可选45 钢。 在加工工艺方面，虽然在调制之前 45 钢的加工工艺性要比40cr好，但是在调制之后40cr的

27、加工工艺性要比45钢更好，所以从加工工艺上说选40cr是比较合理的。 在耐磨性方面，有研究指出经过调制之后45钢和40cr 与gcr15 钢对磨时的摩擦因数基本相同,但45钢的磨损量要低于40cr，即45钢的耐磨性要比40cr的耐磨性更好。因此，若销轴的磨损比较厉害时，因选45钢。 垃圾装车机构并非特殊要求的机构，综合力学性能，加工性能和经济要求，该机构选取45钢作为销轴的材料。（2） 各销轴直径的设计 由第六节的分析可知每个铰接点处的受力大小，下面从销轴的剪切应力设计各销轴的直径。铰接点o处销轴直径校核 由结构的运动尺寸，选定该销轴的直径为=20mm。根据第六节受力分析以及销轴的受力情况可知

28、，销轴的最大剪切力为=0.51.5=0.52273n1.5=3409.50.5n=1704.75。剪切应力的计算公式为： （14）查机械设计手册得45钢调质后的抗拉强度p =650mp，许用剪应力为: = 0.6 650/1.48=263.5 mp 由 计算可知： 3mm由于 所以该销轴符合要求。 为了使各个铰链能够通用，方便换取，将每个铰链的直径取为统一大小。 8 液压系统设计8.1 液压负载分析和速度分析 第六节已对液压缸和车身的铰接点进行了受力分析，可知垃圾装车机构的工作负载转化到液压缸上约为1.5p1=3522.87n。要求液压系统的起动换向时间为t1=0.2s，其余过程液压缸匀速伸长

29、至四杆机构达到其死点，用时t1=4.6s，达到终点后停止运动，制动时间为t2=0.2s，此过程活塞杆共伸长646.7mm，从而可计算得起动和制动的加速度为a=0.6736m/s2活塞杆缩回的过程是伸长过程的逆运动。从以上对活塞杆的速度要求，按起动制动时间和运动部件的重量计算得到惯性负载=87.57n和fa2=27.62n。取液压缸机械效率=0.9.则液压缸工作阶段的负载循环图（图9）和速度循环图（图10）如下: 图9 负载循环图fig 9 duty cycle figure8.2 确定活塞缸主要参数（1） 初选活塞缸的工作压力 由最大负载值查表可知，应取活塞缸的工作压力为1mpa（2） 计算液

30、压缸结构参数 为了使活塞缸伸出和缩回的速度相等，选用单出杆活塞缸差动链接的方式实现。设活塞缸两有效面积为、且有。即有=0.707。同时，根据实际情况选择背压为=0.5mpa。由起动时受力情况，根据其受力平衡方程，列出活塞缸的平衡方程： （15）带入数据可得： =/（）=4011.6/（11060.25106）cm2=53.49cm2 （16） 图10 速度循环图fig 10 speed cycle diagram则： =8.25cm 对圆整取为83mm，则=59mm。计算出活塞缸的有效工作面积=54.1cm2，=27.1cm2。（3） 计算活塞缸在工作循环各阶段的压力、流量和功率差动时活塞缸有

31、杆腔的压力大于无杆腔的压力取腔间回路上及阀上的压力损失为0.5mpa，则p=p1+0.5mpa。计算结果如下：表8.1 活塞缸工作循环个阶段压力和流量以及功率table 8.1 cycle stages of pressure, flow and power of the piston and cylinder work工作循环 负载 kn回油背压值 mpa进油压力mpa输入流量10-3m3s-1输入功率kw提升加速4011.62.481.98匀速3914.32.441.940.3650.89下降加速486.240.51.18匀速455.560.51.170.3650.438.3 拟定液压系统

32、图 根据液压系统的所要实现的要求，确定液压系统的工作图如下： 图11 垃圾装车机构液压系统工作图fig l1 the garbage loading institutions hydraulic systems engineering figure上图中：1油箱 2过滤器 3液压泵 4溢流阀1 5换向阀 6溢流阀2 7顺序阀 8液压缸 9-单向阀8.4 液压元件的选择1. 液压泵及驱动电机的功率的确定 已知液压缸最大工作压力为2.48mpa，去进油路上压力损失为1mpa，则泵的最高工作压力为3.48mpa，选择泵的额定压力应为3.48+3.4825%=4.35mpa 取系统的泄漏系数k=1.2

33、，则泵的最小供油量 =0.3651.2=0.438（m3/s） （17）式中：泄漏系数，为1.2； 泵的最小流量； 系统输入的最大流量。即为：26.28.对照以上数据可选用yb1-32，此液压泵为叶片泵，额定转速为960r/min，容积效率为0.9，泵的额定流量27.216，满足以上要求。液压泵在提升阶段功率最大，取液压泵的进油路上的压力损失为0.5mpa，则液压泵的输出压力为2.48mpa。液压泵的总效率为0.8，则液压系统所需的功率为： =2.4810627.21610-3/（600.8）=1406.16 （18）式中：液压系统所需功率； 泵的输出压力； 泵的输出流量； 液压泵的总效率。

34、由功率选择y112m-6-b5电动机，其额定功率为2.2，转速为940r/min，液压泵输出流量为26.649，满足要求。2. 过滤器和各类阀的选用 根据实际的工作压力以及流量大小选用过滤器为wu-100125，溢流阀1的型号为y2-ha10l，溢流阀2的型号为y2-ha10l，单向阀为a-ha10l，顺序阀为axf3-10cb ，换向阀为34smh10lt。3.油管直径的选择 根据液压系统的流量和油管内油的流动速度，选用油管的直径。由以上的计算和选定的电动机可知系统的流量为27.216，而其流速为2m/s，故由，可得其管子的半径为8.5mm。8.5 系统油液温升计算 根据情况选择提升阶段为油

35、温计算阶段，由以上计算可知，泵的工作状态压力为3.48，流量为26.28l/min，故可计算其功率为：=1905.3。同时可计算液压缸的最小功率为=4011.40.1347/60=9.0。由此可计算的系统单位时间内的发热量为： =1896.3 （19） 当油箱的高、宽、长比例为1：1：1到1：2：3范围内，且油面高度为油箱高度的80%时，油箱散热面积近似为： =6.66 （20）式中：油箱有效容积； 油箱散热面积。 由前面的计算，取油箱的有效容积为627.216=163.296，即约为0.1633，同时取散热系数为25/（）。则： （21）式中：系统温升； 系统单位时间的发热量； 散热系数；

36、散热面积。 将各式带入可得：=38.12，可知在工程机械的温升允许范围内。9 结论 本文以垃圾车装车部分机构作为研究对象，综合利用了机械原理，机械设计，材料力学，理论力学，液压传动等学科知识对其进行了机构设计，受力分析，零件强度的设计和校核，液压系统设计等。对垃圾装车机构进行了详细的设计，从本文中我们可以了解到：1）垃圾装车机构在垃圾提升阶段的受力分析；2）垃圾装车机构各零件的尺寸和结构设计；3）该机构的液压传动系统的泵，各类阀等液压辅助件的型号；4）该设计的传动方案以及该方案的设计。 设计虽已完成，但必须承认的是本设计存在不足，这主要表现在一下几个方面：1）由于时间不足，未能做出实体模型对机

37、构进行校核，须在今后进行实验校正；2）；液压设计部分的最终动力应来源于柴油机，本设计未对此部分进行详细分析。 总之，此次的设计，然我综合利用了大学四年来所学的知识，提升了我的专业素养，但同时，也让我知道了自己的专业知识的不足，和对外界新事物的认识还很少。在设计的过程中走了一些弯路，这一切都是由于自己的局限。想要让自己在以后的路上少走一些弯路，只有不断是武装自己，丰富自己。我想，对这次毕业前的最后一个设计的，这个经历会让我们成长。参考文献1 张海涛 黄卫平主.建筑工程机械.武汉：武汉大学出版社，20092 裘建新.机械原理课程设计指导书m 北京：高等教育出版社 20043 梁世中.生物工程与装备m北京：中国轻工业出版社20094 王 昆.机械设计课程设计m 北京：高等教育出版社20095 刘军，沈卫东.米粉生产线机械传动部分设计j，食品与机械 2007，23（1）6 王国和.食品机械技术创新基本类型的研究j，包装与食品机械 2007（5）7 陈宜通.混凝土机械.北京：中国建材工业出版社，20028 寇长青.工程机械基础.成都：西南交通大学出版社，20019 纪十斌.建筑机械基础.北京：清华大学出版社，200210 刘朝儒， 彭福荫，高征.机械制图m.北京：高等教育出版社，200