壓裝機的設計[含CAD高清圖紙和說明書]

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壓裝機可采用手動/自動程序兩種操縱方式進行控制。1.3設計要求本課題旨在解決儀表生產(chǎn)中的錐形薄片壓入儀表殼中的工序自動化問題，既要保證壓入的位置，同時必須保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形。本課題要求學生自動化錐形薄片自動化壓裝系統(tǒng)設計的壓裝機設計，完成壓裝機構的運動分析、工序設計、結構設計及關鍵零部件設計。該課題與生產(chǎn)實踐相結合，有較高的實用價值和借鑒價值，該課題主要培養(yǎng)學生產(chǎn)品設計的綜合能力，協(xié)同工作能力等。技術指標：每分鐘完成任務15只金屬儀表盤的壓裝,壓裝精度滿足生產(chǎn)要求。第二章 壓裝機的設計2.1 儀表殼 圖2-1錐形薄片將錐形薄片壓入儀表殼，既要保證壓入的位置，同時必須保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形，以完成儀表生產(chǎn)中的錐形薄片壓入儀表殼中的工序自動化問題。2.2 裝配夾具圖2-2裝配夾具 如圖2-2所示，裝備夾具用來固定錐形薄片，使其有準確的壓裝。2.3 壓頭 （a） （b）壓頭 圖2-3如圖2-3所示，錐形薄片利用裝備夾具的定位，由凸輪1將其固定(圖a)，外軸采用凸輪下降，其下端的錐形面使錐形薄片壓緊于裝配夾具里，然后內(nèi)軸下降使下端的沖壓頭將錐形薄片的翼耳翻轉(zhuǎn)并固定在裝配夾具的凸緣上，壓裝完畢，內(nèi)外軸向上縮回（圖b）。2.4凸輪機構的設計 凸輪機構因機構中有一特征凸輪而得名。凸輪是指具有曲線輪廓或凹槽等特定形狀的構件。凸輪通過高副接觸帶動從動件實現(xiàn)預期的運動，這樣構成的機構成為凸輪結構。凸輪機構可分為平面凸輪機構，空間凸輪機構等類型。凸輪機構廣泛用于各種機構中，特別是自動機械，自動控制裝置和裝配生產(chǎn)線 2.4.1凸輪機構的組成 凸輪機構一般是由凸輪，從動件和機架組成的一種高副機構?！?-3】 2.4.2凸輪機構的類型凸輪機構可根據(jù)凸輪的形狀，從動件的形狀和運動方式及凸輪與從動件維持高副的接觸方法來分別分類。【1-3】 (1).按照凸輪的形狀分類：移動凸輪機構，盤型凸輪機構和圓柱凸輪機構。其中盤型凸輪機構是凸輪機構中最基本的結構形式，應用最廣。 (2). 按照從動件的形狀分類：尖端從動件凸輪機構，曲面從動件凸輪機構，滾子從動件凸輪機構和平底從動件凸輪結構。 (3).按照從動件的運動形式分：移動從動件和擺動從動件凸輪機構。 (4).按照凸輪與從動件維持高副接觸的方法分：力封閉型凸輪機構和形封閉型凸輪機構。其中形封閉型凸輪機構又可分為：槽型凸輪機構，等寬凸輪機構，等徑凸輪機構和共軛凸輪機構?！?-3】 2.4.3從動件常用運動規(guī)律特征比較及適用場合【20-23】表2-1 從動件常用運動規(guī)律運動規(guī)律相應方程Vmax=（hw/o）amax=(hw2/o2)沖擊應用場合多項式等速1.00剛性低速輕載荷等加速等減速2.004.00柔性中速輕載荷3-4-5多項式1.885.77無高速中載荷三角函數(shù)正弦加速度2.006.28無中高速輕載荷余弦加速度1.574.93柔性中低速中載荷 2.4.4 運動規(guī)律的組合 從表1-1列出的基本運動規(guī)律及其方程的運動特征可以看出，由于存在沖擊或加速度的最大值amax較大，使得基本運動規(guī)律應用于高速場合時的運動和動力性能較差。為了克服基本運動規(guī)律的缺陷，通常將不同的基本規(guī)律進行組合，以得到運動和動力性能較佳的新的運動規(guī)律，一般也稱這種運動規(guī)律為組合式運動規(guī)律。 組合式運動規(guī)律必須遵循以下兩條原則：【2,3,9,17】 一，為避免剛性沖擊，位移曲線和速度曲線必須連續(xù)；對于中、高速凸輪機構，還應該避免柔性沖擊，也就是要求曲線也必須連續(xù)。所以，當用不同運動規(guī)律組合起來行成從動件完整的運動規(guī)律時，各段運動規(guī)律的位移、速度和加速度曲線在連接點處的值應分別相等，這也是運動規(guī)律組合時應滿足的邊界條件。 二，應使用組合后的運動規(guī)律的最大速度值vmax、最大加速度值amax、最大躍度值jmax和vmax與amax的乘積mmax=vmaxamax的值盡可能小。若從動件的負載是靜態(tài)的，如彈簧力、重力和靜態(tài)力的工作阻力，則驅(qū)動轉(zhuǎn)矩與速度成正比，所以，vmax較小，則靜態(tài)驅(qū)動轉(zhuǎn)矩也較小。另外，vmax還與機構壓力角有關，vmax較小，使得最大壓力角amax也小，這樣，可使凸輪設計得較小。amax較小，則慣性力較小。躍度反映了慣性力變化的情況，jmax較小可減少機構的振動。mmax稱為機構的動力特征值，當mmax較小時，由從動件的慣性引起的凸輪驅(qū)動轉(zhuǎn)矩也較小，再設計高速凸輪機構時考慮這一因素。 2.4.5 從動件運動規(guī)律的選擇【3,9,17】從動件運動的選擇除了要滿足機械的具體工作要求外，還應使凸輪機構具有良好的動力特性，以及應使所設計的凸輪廓線便于加工等。而這些往往又是互相制約的，因此，在選擇或設計從動件的運動規(guī)律時，必須根據(jù)使用場合、工作條件等分清主次綜合考慮，確定選擇或設計的運動規(guī)律的主要依據(jù)。(1) 當機械的工作過程要求從動件實現(xiàn)一定的工作行程，而對運動規(guī)律無特殊要求時，應選擇使凸輪機構具有較好的動力特性和便于加工的運動規(guī)律。對于低速輕載的凸輪機構，因為這時動力特性不是主要的，可主要從凸輪廓線便于加工考慮，選擇圓弧、直線等便于加工的曲線作為凸輪廓線。而對于速度較高的凸輪機構，應主要考慮其動力特性，避免產(chǎn)生較大的沖擊。(2) 當機械的工作過程對從動件的運動規(guī)律有特殊要求時，而凸輪的轉(zhuǎn)速又高時，應從滿足工作需出發(fā)來選擇從動件的運動規(guī)律，其次考慮其動力特性和便于加工。(3) 當機械的工作過程對從動件的運動規(guī)律有特殊要求，而凸輪的轉(zhuǎn)速又較高時，應兼顧兩者來設計從動件的運動規(guī)律。通常可選用組合運動規(guī)律來滿足這種要求。(4) 在選擇或設計從動件運動規(guī)律時，除了要考慮其沖擊特性外，還應考慮其具有的最大速度vmax、最大加速度amax、最大躍度jmax和mmax較小。這些因素會影響到機械系統(tǒng)工作的平穩(wěn)性，因此總希望其越小越好，特別是對于高速凸輪加工，這一點尤其重要。 2.4.6凸輪廓線的設計【5-21】 此壓裝機在凸輪軸上裝有三個盤型凸輪。設從動件的運動規(guī)律為等速。第一個凸輪用于將裝配夾具夾緊，已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心距a=16cm，凸輪基圓半徑rb=4cm，從動件長度l=16cm，擺角=400.。 第二個凸輪用于壓緊錐形薄片，將其固定，已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心距a=16cm，凸輪基圓半徑rb=7cm，從動件長度l=16cm，擺角=200。 第三個凸輪用于將薄片的翼耳壓翻轉(zhuǎn)，已知凸輪軸心與從動件轉(zhuǎn)軸之間的中心距a=16cm，凸輪基圓半徑rb=6cm，從動件長度l=14cm，擺角=200。利用反轉(zhuǎn)法原理設計凸輪輪廓?！?-5】設凸輪的輪廓曲線已按預定的從動件運動規(guī)律設計。當凸輪以角速度w1繞軸O轉(zhuǎn)動時，從動件的尖頂沿凸輪輪廓曲線相對其導路按預定的運動規(guī)律移動?，F(xiàn)設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度-w1，此時凸輪將不動。根據(jù)相對運動原理，凸輪和從動件之間的相對運動并未改變。這樣從動件一方面隨導路以角速度-w1繞軸O轉(zhuǎn)動，另一方面又在導路中按預定的規(guī)律作往復移動。由于從動件尖頂始終與凸輪輪廓相接觸，顯然，從動件在這種復合運動中，其尖頂?shù)倪\動軌跡即是凸輪輪廓曲線。這種以凸輪作動參考系，按相對運動原理設計凸輪輪廓曲線的方法稱為反轉(zhuǎn)法(如圖1-4)。圖2-4反轉(zhuǎn)法原理凸輪輪廓曲線設計步驟：1） 選取適當?shù)牡谋壤?，作出從動件的位移線圖，并將推程和回程區(qū)間位移曲線的橫坐標各分成若干等份，將設凸輪一得偏角為零，則凸輪二的偏角相對凸輪一為400，凸輪三相對凸輪一為900。如圖2-5所示。圖2-5從動件運動位移線圖 該機構要求凸輪的動作為:第一個凸輪先運動夾緊裝配夾具，然后第二個凸輪將其固定，最后第三個凸輪將錐形薄片的翼耳壓翻過來。返回時，第二個凸輪先縮回，然后是第三個凸輪，最后是第一個凸輪。 圖2-5中縱坐標代表從動件的擺角，因此縱坐標的比例尺是1mm代表多少度。 2） 以D0為圓心、以rb為半徑作為基圓，并根據(jù)已知的中心距a，確定從動件轉(zhuǎn)軸A的位置A0。然后以A0為圓心，以從動件桿長l為半徑作圓弧，交基圓于C0。A0C0即代表從動件的初始位置，C0即為從動件滾子圓心的初始位置。 3） 以D0為圓心，以a為半徑作轉(zhuǎn)軸圓，并自A0點開始沿著-方向?qū)⒃搱A分成如圖1-5中橫坐標對應的區(qū)間和等份，得點A1,A2,.。他們代表反轉(zhuǎn)過程中從動件轉(zhuǎn)軸A依次占據(jù)的位置。4） 以上述各點為圓心，以從動件桿長l為半徑，分別作圓弧，交基圓于C1,C2,.各點，得線段A1C1,A2C2.;以A1C1,A2C2，.為一邊，分別作C1A1B1,C2A2B2,.使他們分別等于圖1-5中對應的角位移，得線段A1B1,A2B2,.。這些線段即代表反轉(zhuǎn)過程中從動件所依次占據(jù)的位置。B1,B2,.即為反轉(zhuǎn)過程中從動件滾子圓心的運動軌跡。5） 將點B0,B1,B2,.連成光滑的曲線，即得凸輪的理論輪廓線。【1-5,11-23】 圖2-6凸輪一輪廓曲線圖2-7凸輪二輪廓曲線圖2-6為第一個凸輪的輪廓曲線，圖2-7為第二個凸輪的輪廓曲線，圖2-8為第三個凸輪的輪廓曲線 圖2-8凸輪三輪廓曲線 2.4.7凸輪輪廓的加工方法【15-16】 （一）銑、銼削加工 用于低速、輕載場合的凸輪 （二）數(shù)控加工 用于高速、重載的場合，加工精度高。2.4.8凸輪機構的壓力角 壓力角 ：凸輪機構從動件速度方向與該點受力方向的夾角。 對直動從動件凸輪機構a=3038 擺動從動件凸輪機構a=4050工作行程 a=7080 回程2.5軸的設計圖2-9軸根據(jù)軸徑選鍵，20選的平鍵bh為87（圖2-9），配合為20H7/k6,25H7/k6（如圖2-10）【1-3,11-18】圖2-10軸圖2-10為凸輪軸，圖2-11和2-12分別為控制壓和夾緊凸輪的軸。圖2-11軸圖2-12軸第三章 減速箱的設計 3.1 減速箱的示意圖圖3-1減速箱示意圖 3.2各主要部件的選擇表3-1分析對象過程分析結論動力源一般選用交流電動機三相交流電動機帶V帶允許的傳動比大,結構緊湊V帶齒輪直齒傳動平穩(wěn)高速級、低速級都可用直齒軸承此減速器軸承承受軸向載荷很小球軸承聯(lián)軸器有吸振和緩沖能力,耐久性好彈性柱銷聯(lián)軸器 3.3電動機的選擇壓裝機每分鐘壓15個，即減速箱輸出為15r/min, 查表知V帶傳動常用傳動比范圍 為24,單級圓柱齒輪的傳動比范圍為36,則電動機的轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 因此,可選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，型號為Y112M-4?！?6-28】 3.4 分配傳動比 表3-2 傳動比分配分析對象過程分析結論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比i=nm/nw(式3-2)其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 nm=1440r/min nw =15r/min i=nm/nw=1440/15=96V帶,初取 則減速器傳動比為:i減=i/i帶(式3-3) =96/4=24按展開式布置,考慮沒有潤滑條件,為使兩級齒輪直徑相近,取高速級 ,則低速級i2=i減/i1=63.5 V帶傳動的設計【9,17】已知電動機的功率P=3.8kw,轉(zhuǎn)速N=1500r/min。1、由于載荷平穩(wěn),選用普通V帶。2、確定計算功率，取工況系數(shù)KA =1 Pca=KAP=1*4=4（式3-4）3、 選擇帶型 根據(jù)Pca 與N=1500r/min,由機械設計手冊確定選用A型4、 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 初取主動輪的基準直徑 dd1=90 mm V=dd1n1/(601000)（式3-5） = =6.7824m/s25 m/s 于是從動輪基準直徑dd2= dd1i01=904=360mm5、確定普通V帶的基準長度和傳動中心距Ld 根據(jù)0.7(dd1+ dd2)a090 因此,主動輪上的包角合適。7計算普通V帶的根數(shù)Z 由 n1=1500r/min，dd1=90 mm，i=4，查手冊得 PO=0.68Kw PO=0.17Kw 查表得K=0.93, KL=1.03由（式3-10）得 故取Z=5.8.計算預緊力F0 查表得q=0.10kg/m, （式3-11） =99.2N 9.計算作用在軸上的壓軸力Fp 由 Fp=2ZF0 sin（式3-12）得 Fp=2ZF0 sin=2 5 99.2sin=968.5N10.V帶輪的選擇 由主、從動輪的基準直徑,選用輪輻式V帶輪其寬度B=(Z-1)e+2f（式3-13） =(5-1)12+27=62mm3.6 設計高速級齒輪表3-3 高速級齒輪設計分析對象過程分析結論選精度等級材料和齒數(shù)1.選用直齒圓柱齒輪傳2.選用7級精度3.材料選擇。小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4.選小齒輪齒數(shù)Z14， 5.大齒輪齒數(shù)Z21Z1424=96 小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS按齒面接觸強度設計按式試算，即 （式3-14）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （3）由 機械設計表12.13，選取齒寬系數(shù)（4）由表機械設計表12.12查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖機械設計圖12.17c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（6）計算應力循環(huán)次數(shù)，由機械設計表12.15，估計（式3-15）（7）由圖機械設計查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（8）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，得（式3-16）按齒面接觸強度設計 ）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式3-14得（）計算圓周速度（）計算齒寬（）計算齒寬與齒高比模數(shù)（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖12.9查得動載荷系數(shù) 查表得 故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得（）計算模數(shù)m 按齒面接觸強度設計,模數(shù)m=1.656mm按齒根彎曲強度設計由式（式3-16） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（2）查取齒形系數(shù)由機械設計圖12.21查得（3）查取應力校正系數(shù)由機械設計圖12.22查得（4）由機械設計圖12.23c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（5）由機械設計查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4，得（7）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算按齒面彎曲強度設計,模數(shù)m=1.313mm，但是因為傳遞動力的齒輪模數(shù)應取大于等于1.5mm,所以模數(shù)取m=1.5mm對比計算結果對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m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(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.313并就近圓整為標準值m=1.5mm,按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由則按齒根彎曲強度設計,得模數(shù)m1.313,綜合比較可得高速級兩齒數(shù):幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑 (2)計算中心距 圓整為102(3)計算齒輪寬度?。恢行木喾侄葓A直徑齒輪寬度3.7 設計低速級齒輪根據(jù)表3-3的計算方法，得：小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，小齒輪齒數(shù)133，大齒輪齒數(shù)221633=198，模數(shù)m=2.430mm，中心距a=211mm，分度圓直徑d1=57.75mm =346.5mm,齒輪寬度B2=60mm B1=65mm。3.8齒輪潤滑方式的選擇 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。I，II，III軸的速度因子，查機械設計手冊可選用鈉基潤滑劑2號。【1-3,18】3.9密封方式的選擇 由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。第四章 聯(lián)軸器的設計選擇聯(lián)軸器的選型【21-23】聯(lián)軸器是用來連接進給機構的兩根軸使之一起回轉(zhuǎn)以傳遞扭矩和運動的一種裝置。機器運轉(zhuǎn)時，被連接的兩軸不能分離，只有停車后，將聯(lián)軸器拆開，兩軸才能脫開。目前聯(lián)軸器的類型繁多，有液壓式、電磁式和機械式。機械式聯(lián)軸器是應用最廣泛的一種，它借助于機械構件相互間的機械作用力來傳遞扭矩，大致可將聯(lián)軸器劃分為剛性聯(lián)軸器和彈性聯(lián)軸器兩類。（1）剛性聯(lián)軸器可分為以下兩類。 固定式聯(lián)軸器，主要有套筒聯(lián)軸器、凸緣聯(lián)軸器和夾殼聯(lián)軸器等。 可移式聯(lián)軸器，主要有齒輪聯(lián)軸器、十字滑塊聯(lián)軸器和萬向聯(lián)軸器等。（2）彈性聯(lián)軸器可分為以下兩類。 金屬彈性件聯(lián)軸器，主要有套筒聯(lián)軸器、膜片聯(lián)軸器和波形管聯(lián)軸器等。 非金屬彈性聯(lián)軸器，主要有輪胎式聯(lián)軸器、整圈橡膠聯(lián)軸器和橡膠塊聯(lián)軸器等。凸緣聯(lián)軸器凸緣聯(lián)軸器是把兩個帶有凸緣的半聯(lián)軸器分別與兩軸連接，然后用螺栓把兩個半聯(lián)軸器聯(lián)成一體，以傳遞動力和扭矩。凸緣聯(lián)軸器還有兩種對中，另一種則是共同與另一部分環(huán)相配合而對中。前者在裝拆時軸必須作軸向移動，后者則無此缺點。連接螺栓可以采用半精制的普通螺栓，此時螺栓桿與釘孔壁間存有間隙，扭矩靠半聯(lián)軸器結合面間的摩擦力來傳遞；也可采用鉸質(zhì)孔用螺栓，此時螺栓桿與釘孔為過渡配合，靠螺栓桿承受擠壓與剪切來傳遞扭矩凸緣聯(lián)軸器可制成帶防護邊的或不帶防護邊的。凸緣聯(lián)軸器的材料可用HT250或碳鋼，重載或圓周速度大于30m/s時應用鑄鋼或鍛鋼。凸緣聯(lián)軸器對于所連接的兩軸的對中性要求很高，當兩軸間有位移與傾斜存在時，就在機件內(nèi)引起附加載荷，使工作情況惡化，這是它的主要缺點。但由于其結構簡單、成本低以及可傳遞較大扭矩，故當轉(zhuǎn)速低、無沖擊、軸的剛度大以及對中性較好時亦常采用。根據(jù)工作需要選擇凸緣聯(lián)軸器 根據(jù)軸徑選折YLD5凸緣聯(lián)軸器具體參數(shù)如下：（機械設計手冊表29.2-5P29-26） 型號許用轉(zhuǎn)矩T許用轉(zhuǎn)速（n）軸孔直徑軸孔長度DD0螺栓L0重量m轉(zhuǎn)動慣量mm數(shù)量n 直徑d(r/min)mmN.m鐵鋼鐵鋼Y型J J1型mmmmY型J J1型kgKg/m2YLD5 63550090002828624100804M8128923.190.013圖4.1凸緣聯(lián)軸器第五章 總結 本次畢業(yè)設計完成壓裝機構的運動分析、工序設計、結構設計及關鍵零部件設計 。此壓裝機主要依靠三個凸輪的運動實現(xiàn)。第一個凸輪通過其擺動從動件控制夾緊軸的水平移動，第二個與第三個凸輪通過其擺動從動件，分別控制內(nèi)軸與外軸垂直移動，使其定位和沖壓。進行了結構設計及關鍵零部件設計，其中有儀表殼的尺寸，裝配夾具形狀及尺寸，從動件的位移線圖的設計，凸輪的設計，其中為了壓裝機的運作設計了減速箱，減速箱里包括電機的選擇，V帶的設計和齒輪的設計，最后選擇了連接壓裝機和減速箱的聯(lián)軸器。 本次設計的儀表殼的自動化壓裝機具有結構簡單，可以保證錐形薄片在同一位置產(chǎn)生精度相同的變形的特點。在設計過程中遇到了各種實際問題，比如在方案論證過程中，通過各種途徑查閱了大量資料，一步步改良完善方案；在著手畫裝配圖的過程中，視圖的規(guī)范畫法，如何表達視圖才能達到最佳的效果等，這些都需要我在畫圖的過程中，真正將自己擺在一個設計人員的角度，從實際出發(fā)，充分考慮加工事實，將圖畫的更準確，這使我將來從事設計能更加得心應手；在裝配圖畫完之后，開始標注尺寸公差與配合，工差配合是每個設計人員都需要重視的問題，它從另一個方面體現(xiàn)了一個設計人員的基本素質(zhì)， 第六章 致謝 在此次的設計中，我要非常感謝劉天軍老師的悉心指導，他淵博的知識，開闊的思維，勇于創(chuàng)新實踐精神，嚴謹求實的治學態(tài)度，兢兢業(yè)業(yè)一絲不茍的工作作風，時刻督促我努力學習和工作。從論文的選題、實踐研究到撰寫，期間一直得到劉老師的悉心指導和關懷。每個星期他都會抽出時間來輔導我們的設計，時刻關注我們的設計進程，及時糾正設計中的錯誤，隨時提出寶貴的建議，積極鼓勵我們勤思考、勤探討、勤查閱，真正將四年所學的知識融會貫通，應用起來得心應手，使我獲益匪淺。再次對劉老師的辛勤工作表示深深的感謝！感謝劉天軍老師在畢業(yè)設計期間給我提出了寶貴的要求和建議，他的嚴格要求不斷的激勵我，在后來的設計中不斷改進，使設計更加完善。 陳天平 2010年6月1日參考文獻1. 徐景康，蔡慧官.機械設計M.北京：機械工業(yè)出版社，2001.217-3202. 濮良貴，紀明剛.機械設計M.北京：高等教育出版社，1996.197-2203. 張紹甫，徐景康.機械零件M.北京：機械工業(yè)出版社，1995.27-1504. 潘沛霖，陳秀.機械課程設計圖冊M.北京：高等教育出版社，19895. 高俊亭.機械制圖裝配圖圖集M.北京：清華大學出版社，19856. 張春宜，郝廣平，劉敏.減速器設計實例精解M.機械工藝出版社，2009.261-3007. 吳宗澤.機械零件習題集M.北京：高等教育出版社，1983.53-588. 徐灝.新編機械設計師手冊（上、下）M.北京：機械工業(yè)出版社，19959. 沈世德.機械原理M.北京：機械工業(yè)出版社，2002.65-27010. 成大先.機械設計手冊M.北京：化學工業(yè)出版社，200411. 朱冬梅，胥北瀾.畫法幾何及機械制圖M.北京：高等教育出版社，2000.123-15012. 孟憲源，姜琪.機械構型與應用M.北京：機械工業(yè)出版社，2004.791-79213. 李璨，張憲民.Mechanisms and Machines Theory. M.武漢：武漢理工大學，2002.36-4814. 姜琪.機構運動方案及機構設計M.高等教育出版社.1991.5.36-7815. 侯秀針.機械系統(tǒng)設計M.哈爾濱工業(yè)大學出版社.2003.4.100-32416. 王先逵.機械制造工藝學M.北京.機械工業(yè)出版社.2006.1.56-21117. 沈世德.機械原理M.北京機械工業(yè)出版社.2002.2.78-10918. 徐錦康.機械設計M.第二版.北京機械工業(yè)出版社.2002.4.23-15619. 廖念釗.互換性與測量技術基礎M.北京中國計量出版社.2003.3.78-10920. 王文斌.機械設計手冊第2卷M.北京機械工業(yè)出版社.2004.821. 王文斌.機械設計手冊第4卷M.北京機械工業(yè)出版社.2004.822. 侯秀針編.機械系統(tǒng)設計M.哈爾濱工業(yè)大學出版社.1998.1223. 曾惟慶.徐曾蔭編:機構設計M. 機械工業(yè)出版社. 1993.724.王昆，何小柏，汪信遠主編.機械設計課程設計，高等教育出版社，1995年12月第一版25.濮良貴，紀名剛主編.機械設計（第七版），高等教育出版社，2001年7月第七版26.洪鐘德.簡明機械設計手冊，同濟大學出版社，2002年5月第一版27.周明衡.減速器選用手冊，化學工業(yè)出版社，2002年6月第一版28.劉希平.工程機械構造圖冊，機械工業(yè)出版社，2002年6月第一版29.劉朝儒，彭福蔭，高治一編.機械制圖（第四版），高等教育出版社，2001年8月第四版30.朱鴻業(yè).PLC在摩擦壓裝機設計中的應用J,2008年4期25