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西 安 交 通 大 學 城 市 學 院 畢 業(yè) 設 計 論 文 汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機設計 學 號 姓 名 專 業(yè) 系 別 指導教師 二 一五年六月 I 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 1 1 研究背景以意義 1 1 2 汽車安全帶概述 1 1 2 1 定義 1 1 2 2 起源 1 1 2 3 基本結構和功能 1 1 3 主要研究內容 5 第二章 總體方案設計 6 2 1 安全帶參數分析 6 2 2 蝸簧疲勞特性試驗要求分析 6 2 3 蝸簧疲勞特性試驗機方案設計 6 第三章 總體參數選定與計算 8 3 1 安全帶疲勞試驗機技術參數選定 8 3 2 電動機的選擇 8 3 2 1 電動機類型的選擇 8 3 2 2 電動機功率的選擇 8 3 2 3 電動機轉速的選擇 9 3 3 運動和動力參數計算 10 3 3 1 傳動比計算 10 3 3 2 各軸的轉速 10 3 3 3 各軸的輸入功率 11 3 3 4 各軸的輸入轉矩 11 第四章 主要零部件的設計與選擇 12 4 1 渦輪減速器的設計 12 4 1 1 渦輪蝸桿傳動的設計 12 4 1 2 軸的設計計算 14 II 4 1 3 軸承的選擇與校核 18 4 1 4 鍵的選擇與校核 18 4 1 5 箱體結構設計 19 4 2 聯(lián)軸器的選用 21 4 3 曲柄的設計 21 4 4 平帶傳動設計 22 4 5 轆轤軸及軸上零件設計 24 4 5 1 材料的選擇 24 4 5 2 結構尺寸設計 24 4 5 3 校核計算 24 4 6 支承座設計 27 結 論 29 參考文獻 30 致 謝 31 III 摘 要 汽車安全帶是安全乘駕必需的設施 其中蝸卷彈簧總成是安全帶的核心部件 其 作用是收放帶長和在扯拉加速度達到一定值時進行自鎖 而蝸卷彈簧的疲勞特性直接 決定安全帶在規(guī)定期限內的可靠性及有效性 本文正是設計汽車安全帶蝸簧疲勞特性 試驗機 其由底座 支架 電機 渦輪減速器 曲柄 滑輪 傳動帶 轆轤軸 支柱 升降軸等組成 本次設計首先 通過對汽車安全帶及蝸卷彈簧結構及原理進行分析 并分析了蝸 卷彈簧疲勞試驗要求 在此分析基礎上提出了汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機的設計 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 制圖軟件繪制了該疲勞試驗機總裝圖 傳動裝置裝配圖及 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 安全帶 蝸卷彈簧 疲勞 試驗機 IV Abstract Car seat belts are safe ride necessary facilities including scroll spring seat belt assembly is the core component of its role is retractable belt length and self locking in Chela acceleration reaches a certain value The scroll spring fatigue characteristics directly determine the reliability and effectiveness of the seat belt within the stipulated period This article is designed to seat belts worm spring fatigue characteristics test machine which consists of a base frame motor turbine reducer cranks pulleys belts pulley shaft strut lift shafts and other components The design is first by making the car seat belts and scroll spring structure and principle analysis and analysis of the scroll spring fatigue test requirements the analysis presented in this car seat belts worm spring fatigue testing machine design characteristics on the basis Next the main technical parameters were calculated selection then all the major parts and components for the design and verification and finally through the AutoCAD drawing software to draw a diagram of the fatigue test machine assembly gear assembly drawing and major components Fig Through this design the consolidation of the university is the professional knowledge such as mechanical principles mechanical design mechanics of materials tolerances and interchangeability theory mechanical drawing and the like mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life Keywords belts scroll spring fatigue testing machine 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 1 第一章 緒論 1 1研究背景以意義 汽車安全帶是安全乘駕必需的設施 其中蝸卷彈簧總成是安全帶的核心部件 其 作用是收放帶長和在扯拉加速度達到一定值時進行自鎖 而蝸卷彈簧的疲勞特性直接 決定安全帶在規(guī)定期限內的可靠性及有效性 檢測蝸卷彈簧疲勞特性是一項必須的重 要工作 本課題的主要任務是按機械設計的功能與可靠性 經濟性與工藝性 操作與安全 性等要求 完成汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機設計 1 2汽車安全帶概述 1 2 1定義 安全帶具有織帶 帶扣 調節(jié)件以及將其固定在車內的附件 用于在車輛驟然減 速或撞車時通過限制佩戴者身體的運動以減輕其傷害程度的總成 該總成一般稱為安 全帶總成 它包括吸能或卷收織帶的裝置 1 2 2起源 最早在 100 多年前 在歐美國家的馬車座位上就已經有了安全帶 以防止乘客從 馬車上被顛下來 1902 年 5 月 20 日 美國紐約舉行汽車競賽 參賽選手沃爾特 貝克 工程師害怕在激烈的車賽中翻車受傷 他從學步幼兒在童車里被布條系捆防止摔出車 外的事例中受到啟發(fā) 也在 魚雷牌 賽車上釘上了幾根繩帶 參賽時把自己和同伴 馬達技工緊緊系好 競賽進行中 高速飛馳的 魚雷牌 賽車突然撞上一根垂直地面 的鋼軌 騰空跳起 墜入觀眾席 當場壓死 2 人 傷 10 人 可是貝克和那位技工卻安 然無恙 這便是汽車安全帶的起源 1922 年 賽車場上的跑車開始使用安全帶 1955 年 美國福特汽車裝備了安全帶 而大多數使用的三點式安全帶卻是瑞典人尼 波林于 1957 年發(fā)明的 他原來在做 saab 薩博 的飛機設計工作 到了美國沃爾沃公司后發(fā)明了這個真正廣泛應用的安全 帶 1 2 3基本結構和功能 1 安全帶的基本結構 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 2 轎車安全帶一般由織帶 安裝固定件和卷收器等部件組成 具體結構見下圖 三點 緊急鎖止式 安全帶固定螺栓 織帶 鎖舌 導向環(huán) 卷收器固定螺栓 卷收器 預 張緊器 鎖扣 高調器 導向片 2 安全帶的組成部分 1 織帶 織帶是構成安全帶的主體 多用尼龍 聚脂 維尼綸等合成纖維原絲紡 編織成寬約 50 毫米 厚約 1 5 毫米的帶子 織帶應保證作用在佩帶者身體上的壓力沿 其全部寬度盡可能均勻分布 而且在負荷下不發(fā)生扭曲 織帶的主要性能指標有抗拉 強度 伸長率 能量吸收性 寬度 厚度 耐磨性 耐高溫性 耐低溫性 抗水性 耐磨色勞度 耐水色勞度 耐光色勞度 橫向剛度 縱向剛度 燃燒性 氣味性等 織帶的抗拉強度 GB14166 1993 類別 抗拉強度 N 腰帶 26700 肩帶 17700 腰肩連續(xù)帶 22300 織帶的寬度 GB14166 1993 在拉伸載荷為 9810N 的拉力時 織帶寬度不小 于 46mm 織帶伸長率 GB14166 1993 在拉伸載荷達到 196N 狀態(tài)下 在式樣中間部位 向兩端各 100mm 處標明初始點 測定拉伸載荷為 11100N 時兩端點之間的距離 伸長 率不得大于下表要求 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 3 類別 伸長率 腰帶 20 肩帶 40 腰肩連續(xù)帶 30 織帶的其他性能要求詳見相關標準 2 安裝固定件 安裝固定件是與車體或座椅構件相連接的耳片 插件和螺栓等 它們的安裝位置和牢固性 直接影響到安全帶的保護效果和乘員的舒適感 特別注意 的是 與織帶直接接觸的金屬件應當經過適當的工藝處理消除銳邊 可在銳邊噴涂塑 料 也可增加金屬或塑料制的保護墊 3 卷收器 織帶卷收機構一般由卷帶筒和卷簧組件組成 卷帶筒是用于收卷和儲 存織帶的零件 它可以由金屬沖壓件組合而成 也可用鋁合金壓鑄件 還有僅用于收 卷作用的注塑件卷帶筒 為了使卷帶筒在卷繞織帶時均衡 其中心纏繞織帶的部分截 面最好設計成螺旋曲線 其截面螺旋曲線的螺距應等于或略大于纏繞織帶的厚度 卷簧組件的主要零件是卷簧 目前卷簧多為彈簧鋼制成的螺旋式平卷簧 其作用 是平穩(wěn)地將拉出的織帶卷回卷帶筒 卷收力大小取決于卷簧轉矩的大小 敏感機構 卷收器敏感機構分為織帶拉出加速度敏感型 車輛加速度敏感型和 復合敏感型 織帶敏感型結構 它用織帶軸上裝配的慣性板感應織帶的拉出加速度 當織帶正 常拉出和卷入時 慣性板和中心軸等是同步運動的 當織帶拉出加速度達到一定值后 慣性板相對感應織帶加速度用的棘爪有一滯后量 使棘爪被推動而與棘輪相嚙合 以 達到鎖止的目的 車體敏感型結構 它使用鋼球來感應車輛加速度和車體傾斜角度 當車輛加速度 或車體傾斜角度達到一定值時 鋼球滾動以推動棘爪與棘輪相嚙合 從而達到鎖止的 目的 復合敏感型機構 復合敏感型機構是將上述兩種敏感機構組合成一體的機構 可 起雙重保護作用 是目前普遍使用的結構 鎖止機構 包括收卷機構鎖止式 織帶鎖止式和預張緊機構 收卷機構鎖止式 無論是通過車感和帶感鎖止 還是直接鎖止卷軸或通過棘爪 棘輪來鎖止卷帶筒 都稱為收卷機構鎖止式 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 4 織帶鎖止式 是一種在卷收器上對織帶進行架夾緊鎖止的卷收器 可以減小卷收 器在緊急鎖止時織帶的拉出長度 一般用于裝有安全氣囊的前排座椅 當敏感機構作 用時 首先鎖止卷軸 織帶繼續(xù)拉出時 只能向拉出方向拉動卷帶筒 而不能使卷帶 筒旋轉 此時浮動的卷帶筒推動織帶鎖止機構夾緊織帶 減少織帶在卷帶筒里拉出的 長度 預張緊機構 預張緊機構一般由敏感機構和回拉機構組成 由于其制造成本高 一般僅用于裝有安全氣囊的前排座椅 敏感機構是觸發(fā)回拉機構工作的一種裝置 分 機械式和電子式兩種 回拉機構常用爆燃發(fā)生器產生高壓氣體作為回拉動力 實現(xiàn)織 帶的預張緊 一般預張緊織帶長度為 80 150mm 4 導向件 導向件是用來改變織帶方向的零件 便于安全帶卷收器的布置 使安全帶能緊貼 乘員身體 有效地約束乘員身體運動 提高乘員佩帶安全帶的舒適性 但由于織帶在 通過導向件時彎曲變形并產生滑動阻力 要求導向件表面光滑 摩擦系數小 圓弧面 曲率適中 減小織帶在滑動時的變形和阻力 導向件的織帶滑動表面通常有光滑的鍍鉻表面 包涂尼龍層表面 鑲嵌式光滑金 屬環(huán)表面及包塑成型表面等 由于鑲嵌金屬環(huán)和包塑成型的導向件與織帶接觸的圓弧 面大 因此織帶拉出和回卷時阻力小 但在制造包塑成型的表面時 應使合模棱角處 平滑 有時合模分型面處設計成凹陷狀 以減小織帶拉動時的阻力 避免拉毛織帶 5 鎖扣 鎖扣是既能把乘員約束在安全帶內 又能快速釋放的連接裝置 鎖扣的分類及特點 按按鈕位置可分為兩種 一是側按式 二是頂按式 側按式結構簡單 但因按鈕 在鎖體的外測 易于接觸異物而造成誤開鎖 一般開啟力較大 頂按式結構復雜 但 強度較高 其開啟性能穩(wěn)定 而且在鎖體內易于安裝安全開關或警告燈開關 強制駕 駛員使用安全帶 若駕駛員不使用安全帶 則車輛無法啟動或警告燈告警 按連接方式可分為兩種 剛性連接式和柔性連接式 柔性連接式又分為鋼絲桿連 接式和柔性織帶連接式 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 5 剛性型鎖扣 一般用于前座椅帶扣 有時為了保護座椅 在與座椅面料接觸處貼 上保護塑料墊 或在剛性支架外面包塑料管或熱塑管 鋼絲型鎖扣 鋼絲外套塑料管或熱塑管 一般用于后座連接較短的鎖扣 織帶型鎖扣 一般用于后座的鎖扣 當連接部分擱在座墊上不使用時 也便于將 鎖頭移至合適的地方 由于帶扣鎖系統(tǒng)在動態(tài)碰撞時 受力非常大 因此當柔性織帶 于任何金屬體連接時 要避免與金屬銳邊接觸 可在銳邊噴涂塑料 也可增加金屬或 塑料制的保護墊 鎖舌分類及特點 鎖舌可分為兩類 平板型鎖舌和折灣型鎖舌 平板型鎖舌在閉鎖時鎖扣受力情況 較好 在受力時不產生側向力矩 且制造簡單 折灣型鎖舌在閉鎖時按鈕處空間增大 因此在快速解脫時操作方便 鎖扣系統(tǒng)設計要點 鎖扣的設計應能排除任何不正確使用的可能性 例如后排中主座與邊坐安全帶鎖 舌應能防止誤插 同時要特別保證鎖扣不能處于部分嚙合的位置 因此在帶扣閉鎖或 打開的過程中感覺必須明確 鎖扣與佩帶者身體接觸的區(qū)域其接觸面積應不小于 20cm2 寬度不小于 46mm 以 保證發(fā)生事故時不傷害乘客 在鎖頭按鈕設計時 對于包圍式鎖扣按鈕 其外露表面面積不小于 4 5 cm2 寬度 不小于 15mm 對于非包圍式鎖扣按鈕 其外露面積不小于 2 5 cm2 寬度不小于 10mm 按鈕的表面應為紅色 以示醒目警示 帶鎖扣材料 帶扣體 鎖止部件 鎖舌等受力部件一般都采用高強度鋼板 不 能使用脆性材料 熱處理后的金相組織是強度高 韌性大的金相組織 外罩及按鈕多 采用熱塑性樹脂 如 ABS 塑料 聚丙烯等 內部功能部件多用聚甲醛等 1 3主要研究內容 織帶型鎖扣 鋼絲型鎖扣 剛性型鎖扣 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 6 1 調研 明確汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機的功能和技術參數 2 汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機功能 結構組成 工作原理分析 3 汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機總體設計 4 汽車安全帶蝸簧疲勞特性試驗機運動分析 運動設計及其組合設計 5 課題工作總結和撰寫論文 第二章 總體方案設計 2 1安全帶參數分析 1 織帶參數 主要材料是聚酯 寬度一般在 48mm 左右 厚度為 1 1 5mm 2 卷收器 蝸簧 參數 卷受力 1N 7N 卷收自鎖條件 當承受 0 7g 以上的加速度是 進行鎖止 2 2 蝸簧疲勞特性試驗要求分析 蝸卷彈簧疲勞特性的試驗原理方法 即將蝸卷彈簧在一定的速度范圍內反復進行 旋緊與釋放 旋緊的程度依不同規(guī)格而定 直至失效為止 將其承受交變應力作用的 次數用作橫梁彈簧的抗疲勞特性 車用安全帶所用卷簧的抗疲勞參數在數萬次以上 國內外通常采取對車用安全帶總成產品進行試驗的方式 以檢測所用蝸卷彈簧的疲勞 指數 通觀現(xiàn)有的檢測設備 缺乏統(tǒng)一性與標準特征 多為各廠根據產品需求的設計要 求與自身條件自行設計 從結構原理方面 大多數采用 曲柄滑塊機構 原理 也有 少數采用 曲柄搖桿機構 將動力機 或減速裝置 的圓周運動轉變?yōu)橥鶑椭本€運動 或往復擺動 再利用往復直線運動或往復擺動實施對蝸卷彈簧的收緊與釋放 由于往 復直線運動行程大多要求 1 2m 范圍 而 曲柄滑塊機構 中直線運動行程為曲柄半 徑的 2 倍 因此設備體積較大 尤其以臥式更甚 同時由于滑塊結構的設置 不僅提 升加工精度要求高 而且 移動副 的摩擦作用 致使機械效率低下 另外 欲實施 對多件的同時檢測 不僅進一步增大設備所占用空間 也致使相關部件受力更趨于不 合理 2 3蝸簧疲勞特性試驗機方案設計 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 7 為了實現(xiàn)上述目的 本次設計的蝸簧疲勞特性試驗機方案是 包括底座 安裝在 底座上的支架 電機 渦輪減速器 曲柄 滑輪 傳動帶 傳送帶一端繞在轆轤軸上 傳動帶另一端繞過曲柄上的滑輪上后固定在位于支架上的支柱上 轆轤軸安裝在支承 座上 支承座設置在支架上端 轆轤軸上繞設有左升降帶和與左升降帶間隔設置的右 升降帶 左升降帶和右升降帶下端套設升降軸 方案簡圖如下所示 圖 2 1 蝸簧疲勞特性試驗機方案簡圖 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 8 第三章 總體參數選定與計算 3 1安全帶疲勞試驗機技術參數選定 已知參數 1 織帶參數 主要材料是聚酯 寬度一般在 48mm 左右 厚度為 1 1 5mm 2 卷收器 蝸簧 參數 卷受力 1N 7N 卷收自鎖條件 當承受 0 7g 以上的加速度是 進行鎖止 根據上述已知參數結合國內外各廠自行設計的安全帶疲勞試驗機 選定本次設計 的疲勞試驗機技術參數如下 1 安全帶升降行程 1 2m 2 安全帶升降速度行程 0 8 1m s 3 安全帶寬度 50mm 厚度 1 5mm 3 2電動機的選擇 3 2 1電動機類型的選擇 由于負載比較平穩(wěn) 對啟動 制動無特殊要求 因此選用 Y 系列三相交流異步電 動機 Y 系列三相交流異步電動機具有高效 節(jié)能 起動轉矩高 噪聲小 可靠性高 壽命長等優(yōu)點 安裝尺寸和功率等級也完全符合 IEC 標準 一般用于無特殊要求的機 械設備 4 3 2 2 電動機功率的選擇 標準電動機的容量由額定功率表示 所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 9 作要求的功率 容量小于工作要求 則不能保證工作機的正常工作 或使電動機長期 過載 發(fā)熱大而過早損壞 容量過大 則增加成本 并且由于效率和功率因數低而造 成電能浪費 電動機的功率選擇是否合適 對電動機的正常工作和經濟性都有影響 功率選得 過大則電動機的價格高 能力又得不到充分發(fā)揮 而且由于電動機經常不在滿載下運 轉 其效率和功率因素都較低而造成能源的浪費 對于載荷比較穩(wěn)定 連續(xù)運轉的機械 通常只需使電動機的額定功率等于或稍大 于所需電動機的工作功率 即 而不必校驗電動機的發(fā)熱和啟動轉矩 dPde 根據調研國內外各廠自行設計的安全帶疲勞試驗機 選定本次設計的疲勞試驗機 電機功率為 1 1KW 3 2 3 電動機轉速的選擇 額定功率相同的同類型電動機 可能有不同的轉速 Y 系列三相交流異步電動機 有四種常用的同步轉速 即 3000r min 1500r min 1000r min 750r min 低轉速電動 機的級數多 外廓尺寸及重量都比較大 價格高 但可使傳動裝置總傳動比及尺寸較 小 高轉速電動機則相反 因此確定電動機轉速時 應進行分析比較 以確定合理的 電動機轉速 一般來說 如果沒有特殊要求通常選擇同步轉速為 1500r min 或 1000r min 的電動機 5 為了設計出合理的傳動裝置 電動機轉速的選擇范圍可以通過各個傳動副的傳動 比范圍和工作機的轉速要求來推算出 即 3 6 wadni 式中 電動機可選轉速范圍 dn 傳動裝置總傳動比的合理范圍 ai 工作機轉速 w 蝸桿傳動推薦的傳動比范圍 8 60 上述已選定 1 安全帶升降行程 1 2m 2 安全帶升降速度行程 0 8 1m s 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 10 故 20 25r min2 1 80 6w n 由式 3 6 可算得電動機轉速的可選范圍為 8 60 20 25 160r min 1500r mind 符合這一范圍的常用同步轉速有 1500r min 1000r min 750r min 三種 由于之前 已算得電動機的額定功率為 1 1kW 符合這一轉速范圍的同步轉速只有 1500r min 1000r min 兩種 以兩種方案作比較 結果如表 2 1 所示 表 2 1 電動機方案表 方案 電動機型號 額定功率 同步轉速 滿載轉速 電動機重量 總傳動比 1 Y90S 4 1 1 1500 1400 22 56 70 2 Y90L 6 1 1 1000 910 25 36 4 45 5 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸 重量 傳動比等因素 第 2 種方案比較合適 選定電動機型號為 Y90L 6 其主要技術參數列于表 2 2 表 2 2 Y90L 6 電動機主要技術參數 滿載時電動機型號 額的功率 kW 轉速 r min 電流 A 效率 功率因素 Y90L 6 1 1 910 4 77 5 0 74 Y90L 6 電動機主要外形尺寸和安裝尺寸如下圖 3 1 所示 圖 3 1 電動機外形 安裝尺寸簡圖 按圖 3 1 所示 Y90L 6 電動機主要外形尺寸和安裝尺寸如下表 3 1 所示 表 3 1 Y90S 6 電動機主要外形尺寸和安裝尺寸 H A B C D E F G K AA AC AB AD HD L 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 11 90 140 100 56 24 50 8 20 10 62 195 180 155 250 320 3 3運動和動力參數計算 3 3 1傳動比計算 滿載轉速 故總傳動比為 min 910rnm 415 4 3625 iiw 取 結 合 渦 輪 傳 動 比 系 列 3 3 2各軸的轉速 1 軸 min 9101rn 2 軸 i 2 42i 3 3 3各軸的輸入功率 1 軸 kwP089 1 101 2 軸 62 322 3 3 4各軸的輸入轉矩 電機軸 mNnPT 54 190 59500 1 軸 3 8 11 2 軸 mNnPT 2 70 2609595022 整理列表 軸名 功率 kwP 轉矩 T 轉速 in r傳動比 電機軸 1 1 11 54 910 1 軸 1 089 11 43 910 1 2 軸 0 862 370 82 22 2 41 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 12 第四章 主要零部件的設計與選擇 4 1渦輪減速器的設計 4 1 1渦輪蝸桿傳動的設計 1 選擇蝸桿傳動類型 因為蝸輪蝸桿傳動的特點 并考慮到傳動系統(tǒng)空間的布置 和嚙合等特點選擇為 圓柱蝸桿傳動 并根據 GB T 10085 1998 的推薦 在此傳動系統(tǒng)中采用漸開線蝸桿 ZI 蝸桿 2 選擇材料 因為考慮到蝸桿傳動的功率不大 速度只是中等 所以蝸桿用 45 鋼 又因希望效 率高些 耐磨性好些 所以蝸桿螺旋齒面要求淬火 硬度選為 45 55 HRC 蝸輪用鑄 錫磷青銅 ZCuSn10P1 用金屬模鑄造 并且為了節(jié)約貴重的有色金屬 僅齒圈用青銅 制造 但輪芯用灰鑄鐵 HT100 制造 3 按齒面接觸疲勞強度進行設計 從根據閉式蝸桿傳動的設計準則 首先按齒面接觸疲勞強度進行設計 再校核齒 根彎曲疲勞強度 由 機械設計 中式 11 12 傳動中心距為 4 1 232 HPEZKTa a 確定作用在蝸輪上的轉矩 T1 上述計算可知 T1 370 82N m b 確定載荷系數 K 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 13 因為工作載荷較穩(wěn)定 故載荷分布不均勻系數 K 1 由表 11 5 選取使用系數 K 1 15 由于轉速一般不高 沖擊載荷也不大 可取動載荷系數 Kv 1 05 則 K K K Kv 1 05 1 15 1 1 21 b 確定彈性影響系數 ZE 因為選用的蝸輪材料是鑄錫磷青銅 蝸桿材料是 45 號鋼 因此彈性影響系數 ZE 160MPa1 2 d 確定接觸系數 Zp 我們先假設蝸桿分度圓直徑 d1 和傳動中心距 a 的比值為 d1 a 0 35 因此我們可以 從 機械設計 圖 11 18 中可查到 Zp 2 9 e 確定許用接觸應力 H 因為根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅 ZCuSn10P1 采用金屬模制造 蝸桿螺旋齒面硬 度 45HRC 因此我們可以從 機械設計 表 11 7 中查到蝸輪的基本許用應力是 H 268MPA f 計算循環(huán)次數 N 60jn1Lh 60 1 910 41 12000 3 2 107 g 壽命系數 KHN 0 865 87102 3 則 H KHN H 0 865 268MPa 231 8MPa h 計算中心距 121 6mm 232 HPEZKTa 3 238 196082 701 考慮到本次設計中傳動系統(tǒng)的空間布局 渦輪轉速較低 所需功率較低的特殊性 因此為了設計的合理性選取中心距 a 125 因為傳動比為 i 41 因此我們可以從 機 械設計 表 11 2 中取模數 m 5 蝸桿分度圓直徑 d1 50mm 這時 d1 a 0 4 從 機 械設計 圖 11 18 中可查得接觸系數 Z p 2 74 所以 Z p Zp 所以以上計算結果可用 4 蝸桿與蝸輪的主要參數與幾何尺寸 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 14 a 蝸桿 蝸桿的主要參數與幾何尺寸如表 4 1 所示 表 4 1 蝸桿幾何參數 名稱 代號 計算數值 蝸桿的頭數 Z1 1 蝸桿直徑的系數 q 10 蝸桿分度圓的直徑 d1 50 蝸桿齒頂圓的直徑 da1 60 蝸桿齒根圓的直徑 df1 38 蝸桿軸向的齒距 pa 16 分度圓的導程角 11 18 36 b 蝸輪 蝸輪的主要參數與幾何尺寸如表 4 2 所示 表 4 2 蝸輪幾何參數 名稱 代號 計算數值 蝸輪的齒數 Z2 41 渦輪分度圓的直徑 d2 205 蝸輪齒根圓的直徑 df2 188 蝸輪喉圓的直徑 da2 210 變位系數 X2 0 5 渦輪的寬度 B 40 5 校核彎曲疲勞強度 4 2 F2Fa1F53 YmdKT 當量齒數 zv2 z2 cos3 41 cos11 18 36 3 42 42 因為 x2 0 5 zv2 42 42 從 機械設計 圖 11 19 中查到齒形的系數 YFA2 2 87 所以螺旋角的系數 YB 1 11 31 140 0 9192 因為蝸輪的制造材料為 ZCuSn10P1 從 機械設計 表 11 8 中查得基本許用彎 曲應力為 F 56 MPa 壽命系數 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 15 KFN 0 647 976104 5 許用彎曲應力 F KFN F 0 647 56MPa 36 232MPa F MPa 7 8MPa 912 087520193 15 4 所以彎曲強度是滿足的 4 1 2軸的設計計算 軸是組成機器的主要零件之一 軸可分為轉軸 心軸和傳動軸三類 軸按照軸線 形狀的不同 分為曲軸和直軸兩大類 軸的設計也和其他零件的設計相似 包括結構 設計和工作能了計算兩方面的內容 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼 軸的結構設計包 括定出軸的合理外形和全部結構尺寸 軸的計算通常都是在初步完成軸的結構設計后 進行校核計算 計算準則是要滿足軸的剛度或強度要求 軸的校核方法有兩種 按扭轉強度計算 按彎曲合成強度計算 3 1 軸的材料的選擇 因為分選機所傳遞的功率比較小 對軸的重量和尺寸也沒有什么特殊的要求 所 以全部選擇為常用的材料 45 鋼 2 軸的結構尺寸設計 初步確定各軸的最小直徑 根據已知的數據 列出各軸的轉速 功率和轉矩如表 45 所示 表 4 5 軸的轉速 功率和轉矩 軸名 功率 kwP 轉矩 mNT 轉速 in r傳動比 電機軸 1 1 11 54 910 1 軸 1 089 11 43 910 1 2 軸 0 862 370 82 22 2 41 按 機械設計 中式 15 2 估算最小直徑 3 9 30minPAd 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 16 根據表 15 3 可查得 A0 110 于是可算得 軸 11 7mm 33101min9108 PAd 軸 28 2mm 33202in 2 6 各段軸徑的確定 初步估計出軸的最小直徑后 就可以按照軸上零件的安裝順序 從上往下開始確 定軸的各段直徑 軸 最小軸段上面安裝聯(lián)軸器 該段直徑可選擇為 19mm 第二段安裝軸承 從而可 從 機械設計課程設計 中表 15 3 中查得軸承的型號為 6205 外形尺寸為 d1 25mm D1 52mm B1 12mm 該段長度為 12mm 軸承依靠軸肩定位 所以該 段的直徑為 30mm 下一段為蝸桿 該段長度為 70mm 如圖 4 1 所示 圖 4 1 軸 1 的結構 軸 最小軸段上面安裝曲柄 該段直徑可選擇為 30mm 從而可從 機械設計課程設 計 中表 15 3 中查得軸承的型號為 6208 外形尺寸為 d2 40mm D2 68mm B2 15mm 該段長度為 40mm 軸承依靠軸肩定位 所以該 段的直徑為 45mm 這段所接的為一個小渦輪 渦輪寬度為 50mm 該段長度為小渦 輪寬度 50mm 如圖 4 2 所示 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 17 圖 4 2 軸 2 的結構 3 軸的校核計算 以軸 為例 a 求軸上的載荷 對于 6208 型深溝球軸承 ma19 載荷 水平面 垂直面 支反力 F NNH3 012852 NFV8231 N6 彎矩 M mH 4mMV 49 總彎矩 H 1672 扭矩 T N 37082 b 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即安裝渦輪處 取 軸的計算應力 6 0 MPaWTMca 6 132 5 14365 70 98 22232 前已選定軸的材料為 45 鋼 調質處理 由機械設計 查得 因此 安全 Pa601 1 ca 計得 根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖 mL8235 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 18 圖 4 3 4 1 3軸承的選擇與校核 1 軸承選擇 因為軸承受一定的軸向力的作用 所以選用角接觸軸承 軸 從 機械設計課程設計 中表 15 3 中查得軸承的型號為 6205 外形尺寸 為 d1 25mm D1 52mm B1 12mm 軸 從 機械設計課程設計 中表 15 3 中查得軸承的型號為 6208 外形尺寸 為 d2 40mm D2 62mm B2 15mm 以輸入軸為例 其他各軸校核過程類似不一一復述 2 軸承校核 1 按承載較大的滾動軸承選擇其型號 因支承跨距不大 故采用兩端固定式軸承 組合方式 軸承類型選為深溝球滾子軸承 軸承的預期壽命取為 L h 29200h 由上面的計算結果有軸承受的徑向力為 Fr1 340 43N 軸向力為 Fa1 159 90N 2 初步選擇滾動軸承型號為 6205 其基本額定動載荷為 Cr 51 8KN 基本額定靜 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 19 載荷為 C0r 63 8KN 3 徑向當量動載荷 NFNVHr 43 06 187 543 2221211 r 8 5 9222 動載荷為 查得 則有arYFP 4 06 Nr 0139 156 3 滿足要求 hrh LPCnL 4 52 80601 6 4 1 4鍵的選擇與校核 1 鍵的選擇 鍵的類型有平鍵 半圓鍵 切向鍵等 是一種實現(xiàn)軸與輪轂間周向固定 用以傳 遞轉矩的標準件 應用非常地廣泛 3 蝸桿與電機所用鍵 蝸桿鍵所在軸徑為 19mm 從 機械設計 中表 14 1 中 查得鍵寬為 b 6mm 鍵高為 h 6mm 從鍵的長度系列可選擇 L 36mm 蝸輪所用鍵 蝸輪所在軸徑為 14mm 從 機械設計 中表 14 1 中查得鍵寬 為 b 5mm 鍵高為 h 5mm 從鍵的長度系列可選擇 L 36mm 2 鍵的強度校核 鍵 軸材料都是鋼 由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 MPaP120 鍵的工作長度 mbl412851 l412 合適 PP MadlkT 638 072131 合適 PPl 2 45 2232 4 1 5箱體結構設計 減速器箱體是支承和固定軸系部件 保證傳動零件正常嚙合 良好潤滑和密封的 基礎零件 因此 應具有足夠的強度和剛度 為提高箱體強度 采用鑄造的方法制造 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 20 為便于軸系部件的安裝和拆卸 箱體采用剖分式結構 由箱座和箱蓋組成 剖分 面取軸的中心線所在平面 箱座和箱蓋采用普通螺栓連接 圓柱銷定位 減速器箱體是支承和固定軸系部件 保證傳動零件正常嚙合 良好潤滑和密封的 基礎零件 因此 應具有足夠的強度和剛度 為提高箱體強度 采用鑄造的方法制造 首先保證足夠的箱體壁厚 箱座和箱蓋的壁厚取 m81 其次 為保證減速器箱體的支承剛度 箱體軸承座處要有足夠的厚度 并設置加 強肋 且選用外肋結構 為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度 座孔兩側的連接螺栓應盡量 靠近 以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則 為提高聯(lián)接剛度 在軸承座 旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺 要有一定高度 以留出足夠的扳手空間 由于減速器上各軸 承蓋的外徑不等 各凸臺高度設計一致 另外 為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度 箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度 mb15 為保證箱體密封 除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外 合理布置箱體凸緣 聯(lián)接螺栓 采用對稱均勻布置 并不與吊耳 吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉 1 油面位置及箱座高度的確定 對于圓柱渦輪 通常取浸油深度為一個齒高 對于多級傳動中的低速級大渦輪 其浸油深度不得超過其分度圓半徑的 1 3 為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的 污物攪起 造成齒面磨損 應使大渦輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于 30 50mm 取 45mm 2 箱體結構的工藝性 由于采用鑄造箱體 所以要注意鑄造的工藝要求 例如注意力求壁厚均勻 過渡 平緩 外形簡單 考慮液態(tài)金屬的流動性 箱體壁厚不應過薄 砂形鑄造圓角半徑取 為便于造型時取模 鑄件表面沿拔模方向設計成 的拔模斜度 m5R 10 2 以便拔模方便 箱體與其他零件的結合處 如箱體軸承座端面與軸承蓋 窺視孔與視 孔蓋 螺塞等處均做出凸臺 以便于機加工 設計箱體結構形狀時 應盡量減小機械加工面積 減少工件和刀鋸的的調整次數 例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致 以便鏜孔并保證鏜孔精度 取兩 軸承座孔的直徑相同 箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開 加工處做出凸臺 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 21 螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑 箱體形狀力求均勻 美觀 mh53 3 箱體尺寸設計 要設計啟蓋螺釘 其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度 釘桿端部要做成 圓柱形 加工成半圓形 以免頂壞螺紋 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度 在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩 端各設一圓錐定位銷 兩銷間的距離盡量遠 以提高定位精度 定位銷直徑一般取 取 長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度 以利于裝拆 28 07d m7 箱體相關尺寸匯總如下 名 稱 代號 一級渦輪減速器 計算結果 機座壁厚 0 04a 3mm 8mm 8 機蓋壁厚 1 0 85 8 機座凸緣厚度 b 1 5 20 機蓋凸緣厚度 b1 1 5 1 20 機座底凸緣厚度 b2 2 5 30 地腳螺釘直徑 df 0 036a 12mm 16 地腳螺釘數目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0 75 df 16 機座與機蓋連接螺栓直徑 d2 0 5 0 6 df 12 連接螺栓 d2 的間距 l 150 200mm 軸承端螺釘直徑 d3 0 4 0 5 df 6 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 0 3 0 4 df 5 定位銷直徑 d 0 7 0 8 d2 6 df d 1 d 2 至外機壁距離 c1 見表 2 22 16 13 df d 2 至緣邊距離 c2 見表 2 20 11 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 20 凸臺高度 h 根據低速軸承座外徑確定 50 外機壁到軸承端面距離 l1 c1 c2 5 8 mm 48 內機壁到軸承端面距離 l2 c1 c2 5 8 mm 56 蝸輪齒頂圓與內機壁距離 1 1 2 10 蝸輪端面與內機壁的距離 2 8 機座肋厚 m m 0 85 7 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑 5 5 5 d 3 125 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 22 軸承端蓋凸緣厚度 e 1 1 2 d3 10 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近 以 Md1 和Md 3 不發(fā)生干涉為準 4 2聯(lián)軸器的選用 根據前面計算 蝸桿軸最小直徑 為了與電機軸配合取md7 1in md19 查機械手冊 根據軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器 聯(lián)軸器轉矩計算 KTc 查表課本 14 1 K 1 3 則 mNTAca 03 81 31 啟動載荷為名義載荷的 1 25 倍 則 mNTC 04 13 825 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件 查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用 YL3 J1 型 凸緣聯(lián)軸器 其允許最大扭矩 T 25 許用最高轉速 n 5000 半聯(lián)軸器的孔徑 d 19 孔長度 l 40mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長min r 度 L1 42 4 3曲柄的設計 前述 3 1 已選定本次設計的疲勞試驗機技術參數如下 1 安全帶升降行程 1 2m 故根據滑輪理論 曲柄半徑為 mR30412 結合上述算的蝸桿輸出軸端直徑為 d302 因此得到曲柄結構尺寸如下圖示 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 23 圖 4 4 曲柄 4 4平帶傳動設計 1 帶輪的選定 圓周速度 傳動比 所以選定普通膠帆布平帶傳動 25 30 v 1i 2 帶速16dm 膠帆布平帶 m s 1ax0nvv max30v 52 37 6s 2 大帶輪直徑 取值 0 01 0 021 di 260 59 4m 3 軸間距 12 ad 0 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 24 4 所需帶長 開口傳動 2112 2 4dLaa 205308 5 8603m 5 小帶輪包角 217 5da 045183 6 曲撓次數 m 帶輪數10mvyL 2 371 5286 7 帶厚 140 d 5 2m 8 帶的截面積 0 1AKpP 工況系數 查表 14 1 12 1 0A AK 膠帶單位截面積所能傳遞的基本額定功率 查表 14 1 34 0 3 kWcm 1 1P2 kWcm 包角修正系數 查表 14 1 35 0 91K K 傳動布置系數 查表 14 1 36 1 0 210 39 7Am 帶寬 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 25 Ab 29 7415m 作用在軸上的力 1 8Mpa0 2sinrF 0 15 31 897i4 2r N 4 5轆轤軸及軸上零件設計 4 5 1材料的選擇 由表 16 1 查得 用 45 號鋼 進行調質處理 MPaB637 由表 16 3 得 MPab601 4 5 2結構尺寸設計 估算軸的最小直徑 根據表 11 6 取 110 為取值范圍C 估算軸的直徑 mnpcd3 27 650133 因為軸上開有兩個鍵槽 考慮到鍵槽對軸強度的削落 應增大軸徑 此時軸徑應 增大 5 10 d7 28 513 271 考慮到與帶輪配合 查設計手冊 mLd503011 軸段 上有帶輪需要定位 因此軸段 應有軸肩 d26 軸段 安裝軸承 必須滿足內徑標準 故 B3 軸段 md364 L734 軸段 mLLmd1670565 4 5 3校核計算 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 26 1 按彎扭合成強度校核軸徑 圓周力 NdTFt 08 154232091 徑向力 tr 7 6an 水平 FtBA04 12 垂直 NtBA6 8mMI 4 253704 1 mNI 92 1375 96 NI 2 450 128086 合成 2M mNIII 8 1369405221 當量彎矩 TMIeI 2 522 NII 31 校核 beIeIeIeII MPadW13659 1 02 8 繪制軸的受力簡圖及垂直面彎矩圖 軸承支反力 FAY FBY Fr1 2 540 2N FAZ FBZ 2 406 6N1tF 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 27 由兩邊對稱 知截面 C 的彎矩也對稱 截面 C 在垂直面彎矩為 MC1 FAyL 2 16 9N m 繪制水平面彎矩圖 圖 4 5 截面 C 在水平面上彎矩為 MC2 FAZL 2 406 6 62 5 12 7N m310 繪制合彎矩圖 MC MC12 MC22 1 2 16 92 12 72 1 2 21 1N m 繪制扭矩圖 轉矩 T TI 20 33N m 校核危險截面 C 的強度 由教材 P373 式 15 5 經判斷軸所受扭轉切應力為脈 122 Wcca 動循環(huán)應力 取 0 6 22231 0 619 55cca aW 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 28 前已選定軸的材料為 45 鋼 調質處理 由教材 P362 表 15 1 查得 因此 a 601 故安全 ca 1 該軸強度足夠 2 軸承壽命校核 在設計選用的軸承為 6206 型圓錐滾子軸承 由手冊查得 068 2 48CkN a 由滾動軸承樣本可查得 軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時 當量載荷可以 按下式計算 1 當 0 68arF 0 92raPF 2 當 r 71 4r 且工作平穩(wěn) 取 按上面式 2 計算當量動載荷 即 259 0 6846ar 1pf 1 0 71 4295praPfFN b 計算預期壽命 hL 280hL c 求該軸承應具有的基本額定動載荷 63360217480429537 54610hnCP kNC 故選擇此對軸承在軸上合適 3 鍵的強度校核 在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接 尺寸為 鍵長為 45mm 87bhm 鍵的工作長度 45837lLbm 鍵的工作高度 7 2k 可得鍵聯(lián)接許用比壓 2 15 0 PN 274032 5TPdkl 4 6支承座設計 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 29 支承座用來支承轆轤軸 結構尺寸如下圖示 圖 4 6 支承座 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 30 結 論 這次的課程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 通過這次課程設計 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 在做課程設計的過程中 不僅使我們熟悉了舊的的知識點 還使我們發(fā)現(xiàn)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 我感覺兩個月的課程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絞車的工作環(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 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 31 參考文獻 1 吳宗澤 主編 高等機械設計 M 北京 清華大學出版社 1991 2 濮良貴 紀名剛 主編 機械設計 M 8 版 北京 高等教育出版社 2006 3 王三民 諸文俊 主編 機械原理與設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 2001 4 諸文俊 鐘發(fā)祥 主編 機械原理及機械設計 M 西安 西北大學出版社 2009 5 諸文俊 主編 機械設計基礎 M 西安 西安交通大學出版社 1998 6 任金泉 主編 機械設計課程設計 M 西安 西安交通大學出版社 2006 7 蔡懷崇 閔行 主編 材料力學 M 西安 西安交通大學出版社 2006 8 肖凋燕 余紀生 崔居普 絞車工手冊 煤炭工業(yè)出版社 1995 1 9 東北工學院礦山運輸提升教研室 建井提升運輸 冶金工業(yè)出版社 1961 1 10 竺可楨 物理學 北京 科學出版社 1973 56 60 12 范祖蕘 編結構力學 M 機 械工業(yè)出版社 1979 13 冷興聚 王春華 王琦 主編 機械設計基礎 M 沈陽 東北大學出版社 2002 14 陳瑋璋 主編 起重機械金屬結構 M 上海海運學院 1986 15 李美榮 主編 工程機械專業(yè)英語 M 人民交通出版社 2002 西安交通大學城市學院畢業(yè)設計 論文 32 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 而最終的課程設計就 是把這些零散 成塊的知識有條理 系統(tǒng)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 絞車對我來說是陌生的 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 我的課程設計終于作完了 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 課程設計做好 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支 持和幫助 在此 我對老師衷心的說一聲謝謝 我還要感謝院里的領導 因為是他們?yōu)?我提供了這次機會 謝謝