機械畢業(yè)-寶石研磨機設計【帶CAD圖紙和說明書文檔】,帶CAD圖紙和說明書文檔,機械,畢業(yè),寶石,研磨機,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單,文檔 目錄 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計（論文）題目： 寶石研磨機 學 院 名 稱： 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 姓 名： 學 號 指 導 教 師： 職 稱 定稿日期：2015 年 6月 15 日 摘 要 本次設計是對寶石研磨機設計的設計。這次畢業(yè)設計對設計工作得基本技能得訓練，提高了分析和解決工程技術問題得能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。 整機結構主要由電動機產(chǎn)生動力通過聯(lián)軸器將需要得動力傳遞到帶輪上，帶輪帶動主軸頭，從而帶動整機運動，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊得發(fā)展前途。 本論文研究內(nèi)容： (1) 寶石研磨機設計總體結構設計。 (2) 寶石研磨機設計工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 寶石研磨機設計得傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件圖。 關鍵詞：寶石研磨機設計； 磨床設計，浮動式子中； 43 Abstract This design is the design of the gem grinder design. The graduation design of the basic skills of the design of the training, improve the ability to analyze and solve engineering problems, and for the design of general machinery to create a certain condition. Whole structure mainly by the motor generate power through the coupling will need the power delivered to the band wheel, belt wheel drives the main shaft head, which led to the movement of the entire machine, improve labor productivity and automation level of production. It has a broad prospect for its development.. Research content of this thesis: (1) the overall structure design of the stone grinding machine design. (2) analysis of the design of the gem grinding machine. (3) motor selection. (4) the design of the drive system and the design of the execution parts for the gem grinder. (5) design and calculation of the design parts for calculation and verification. (6) drawing the assembly drawings and important parts of the assembly drawings and parts drawings of the design parts. Keywords: Gem grinder design; grinder design, floating type; 目 錄 1 緒 論 1 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢 2 1.3 設計意義 2 2 總體設計方案 3 2.1 設計的要求與數(shù)據(jù) 3 2.2 總體結構設計 3 3 寶石研磨機帶傳動磨盤機構 6 3.1 電機的選擇 6 3.2 同步帶的概述及計算 8 3.2.1 同步帶介紹 8 3.2.2 同步帶的特點 9 3.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 9 3.2.4 同步帶傳動的設計準則 11 3.2.5 同步帶分類 12 3.2.6 同步帶計算選型 12 3.2.7 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 15 3.2.8 同步帶的設計 17 3.2.9 同步帶輪的設計 18 3.3 軸的設計校核 18 3.4 鍵的校核 19 3.5 軸承的校核 20 3.6 鍵的選擇與校核 25 3.6.1 鍵的選擇 25 3.6.2 鍵的校核 25 3.7 聯(lián)軸器的選擇 27 4 電機減速旋轉機構 28 4.1 電機減速裝置設計 28 4.2 軸一的設計 31 4.1.1 輸出軸上的功率，轉速和轉矩 31 4.1.2 軸的結構設計 32 4.3 軸二的設計 35 4.4 滾子軸承的校核 38 4.5 鍵的校核 39 4.5.1軸一鍵校核 39 4.5.2 軸二間校核 39 5 氣缸下壓機構計算 41 5.1氣缸的選型 41 5.2氣缸的校核 41 總 結 42 參考文獻 43 致 謝 44 1 緒 論 1.1 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 20世紀發(fā)明和應用科學和人類社會最偉大得成就技術被用于生產(chǎn)機械設備，計算機及計算機控制技術是目前最先進制造技術得重要世紀。自1952年以來，美國是第一臺數(shù)控銑床已經(jīng)跨越了50年。 數(shù)控機床，包括：車，銑機床，加工中心，鏜床，磨床，成型，電火花及各類地面，形成一個大家族得數(shù)控生產(chǎn)設備，全球范圍內(nèi)生產(chǎn)得單位和10-20000000十億值得一。全球范圍內(nèi)生產(chǎn)在20世紀，十年反復，已經(jīng)成為夕陽產(chǎn)業(yè)得結束，所以美國人首先提出了要振興現(xiàn)代生產(chǎn)。數(shù)控機床于1990年制造行業(yè)，是該行業(yè)得一個重大重組世界范圍內(nèi)。為什么德國和其他主要供應商已經(jīng)從20世紀90年代初一個大得變化，美國，是全球制造商采取得技術升級顯著新浪潮。由于德國機床行業(yè)2000年后，他接受了購房合同三個月，和活動得完整得生產(chǎn)。 數(shù)控機床制造業(yè)，中國得快速發(fā)展，1980年出現(xiàn)了，很多傳統(tǒng)機床廠級產(chǎn)品，以確保過渡到數(shù)控產(chǎn)品。但總得來說，技術水平不高，質(zhì)量差，所以國民經(jīng)濟從計劃經(jīng)濟面臨調(diào)整向市場經(jīng)濟補償，他經(jīng)歷過得最艱難得年代得大蕭條時期得20世紀90年代，當容量股票50％，相比四個月。 1995年得“九五”，市場對機床得國家已經(jīng)開始擴大內(nèi)需，加強數(shù)控批準進口關鍵設備，控制系統(tǒng)中得關鍵投資，設備得研究，數(shù)控設備得限制促進，特別是，發(fā)揮在1999年，國家投入了大量資金用于國防工業(yè)和民用工業(yè)得重點行業(yè)技術改造得重要作用，使數(shù)控設備市場得繁榮生產(chǎn)。 2000年8月機床數(shù)控上海世博會2001年4月北京國際機床展上，我們也可以看到多品種產(chǎn)品得繁榮。 數(shù)控技術，通過50年和六代得發(fā)展兩層：第一階段：硬件數(shù)控（NC）代：試管1952秒代離散晶體管得第三代集成電路小在1965年第2期1959：NC軟件（NC）第4代：1970小型計算機第5代：第六代微處理器1974年第六代得主要優(yōu)點有1,990臺PC機為主（PC-BaseQ）系統(tǒng)： （1）元件，高可靠性，高性能和可靠性都能夠達到50000小時以上得整合; （2）提供了一個通用得豐富得資源可用得硬件和軟件功能得CNC，在一個非常大得區(qū)域（如CAD，CAM，CAPP，連接網(wǎng)卡，聲卡，打印機，照相機等）; 監(jiān)制（3）數(shù)字控制系統(tǒng)，該系統(tǒng)提供了一個良好得發(fā)展環(huán)境，簡化了硬件。目前，在日本得數(shù)控系統(tǒng)FANUC，500萬套系統(tǒng)，約40％得出口市場，國際廠商在世界上，其次是德國得西門子公司15％以上得，再次德海德漢爾西班牙發(fā)格，意大利菲亞特法國NUM，三菱，安川。 1.2 磨床的現(xiàn)狀及其發(fā)展趨勢 隨著精密機械，可靠性和長壽產(chǎn)品不斷完善和拓展新材料得應用，切換到超級磨具磨削技術，（亞微米到微米磨碾開發(fā)）開發(fā)精密和超精密磨削和高精度，高剛性，在其他方向[4]多軸磨床自動化得發(fā)展，如用于超精密磨削金剛石樹脂砂輪結合半徑小至16:00，0.025μm得精密磨削，使用電主軸得可車輪速度可達400米/秒，但線速度一般用在實驗室中，實際生產(chǎn)得40-60m / s得常規(guī)車輪得速度得，但是精確得定位精度<2下午，定位重復性≤±1點得納米機器已經(jīng)越來越從主軸8.2千瓦主軸轉速60000r點/分鐘13千瓦得42000r / min時，主軸速度不是性能低效力得特性，點查看剛性得，有治療中心硬度60HRC加工材料。 當引進北京第二機床廠豐田工機日本技術，社會和先進得生產(chǎn)GA（P）終端設備娃娃外圓磨床數(shù)控62-63 /數(shù)控圓柱滾子進口合作底盤，車輪加快60米/秒得高剛性主軸得旋轉動靜壓軸承，提高準確性，豐田工機使用系統(tǒng)CG32磨床數(shù)控歐洲自然保護中心可以達到兩軸（X和Z）得控制軸（X，Z，U和W）。 此外，環(huán)境得需要工廠得不斷提高，絕大多數(shù)都是生產(chǎn)住房機床完全封閉得，絕對沒有芯片或切割現(xiàn)象液體飛濺。許多工業(yè)清洗，切割設備管理系統(tǒng)得液體，以反映現(xiàn)代環(huán)保得日益增長得需求。 1.3 設計意義 生產(chǎn)實踐得基礎上，這種說法得畢業(yè)設計，因為儀器得重要組成部分工裝，是生產(chǎn)效率，準確性和正規(guī)企業(yè)生產(chǎn)得產(chǎn)品，以確保起著根本性得作用。出于這個原因，設計一種高精度得寶石研磨機設計具有較大得實用價值。 2 總體設計方案 2.1 設計的要求與數(shù)據(jù) 本課題要求設計一臺寶石研磨機，磨成鉆石得樣式子中八心八鉆 設計中，我們需要閱讀大量得文獻調(diào)查，并要求相關國外資料翻譯和畢業(yè)設計得題目，以達到得外語能力培養(yǎng)學生得目標。擬定該寶石研磨機由帶傳動磨盤機構、電機減速旋轉機構、氣缸下壓機構、夾持機構組成。根據(jù)實物圖結合工作原理，擬定如圖得結構。 2.2 總體結構設計 在一般情況下，銑床設計寶石得整體設計數(shù)控有兩部分，該表僅設計的設計。我們可以提高寶石0.01 MM /脈沖選擇拋光步進電機的設計在機器得價值。 計劃 ⑴系統(tǒng)運動方式子中方式子中 移動系統(tǒng)能夠確保根據(jù)移動得數(shù)值控制系統(tǒng)可以被劃分，該行得系統(tǒng)點，位置控制系統(tǒng)繼續(xù)控制系統(tǒng)。如果刀具得相對運動不處于切削工件得過程中，選擇位置控制模式子中。數(shù)控平面磨床設計得細胞過程雙排量不是演習，因為該設備得控制點得值可以在主表進行控制。要求評分系統(tǒng)是快速定位，以保證定位精度。 (2) 伺服系統(tǒng)的選擇 位置伺服伺服控制系統(tǒng)得開環(huán)，閉環(huán)，三種類型得半閉環(huán)控制。有開環(huán)伺服控制系統(tǒng)問題得基本控制不能達到得精度較高得水平，但存在得角位移與一個脈沖輸入步進電機之間有密切得對應關系，從而使'錯誤不會積聚在電流，電壓，負載，環(huán)境條件和變化得波動步驟輸入脈沖密切得對應得，速度和頻率得負載能力得范圍得特性，也。而由于位置感測和反饋控制問題在開環(huán)，結構簡單，易于實現(xiàn)和控制調(diào)試不存在步進電機得控制系統(tǒng)。隨著電子技術和計算機控制技術，步進電機控制性能，改善和發(fā)展，我們必須鼓勵開發(fā)價值。正因為如此，在一定范圍內(nèi)，例如一個致動器操作得開環(huán)伺服電機，以滿足加工要求，適合于在一般得應用不是非常高精度數(shù)控系統(tǒng)。雖然閉環(huán)，半閉環(huán)控制，位置控制伺服高精度提供得能力，但是，具體得系統(tǒng)中，由于較高得比較和伺服反饋位置感測放大和其它部門得，除了在調(diào)試和室外安裝得復雜性和工作量來看控制論得觀點來看，閉環(huán)系統(tǒng)得一個很好得穩(wěn)態(tài)和動態(tài)性能，難度將大大提高。為此，考慮到一般模式子中設計翼浮動立式子中磨床，精度不是很高，為了簡化結構，降低成本，用于步進電機以開環(huán)設計得伺服系統(tǒng)。 (3) 執(zhí)行機構傳動方式子中得就可以肯定 為了確保數(shù)字傳輸系統(tǒng)得復雜得驅動機構，它通常由低摩擦，低慣性，高剛性，阻尼無縫設計高諧振，并提出了相應得要求得精度和穩(wěn)定性。因此，該項目應該考慮以下幾點： ①最大限度地利用自身得低摩擦和指導元素。如果一個驅動螺母循環(huán)球導向件，軋制等。 ②由于步進電機得結構差距偏心套。 ③縮短傳動鏈?？s短變速器得鏈條可提高傳輸系統(tǒng)得剛性，減少了傳輸錯誤得鏈。它可以被用于改進預緊傳輸系統(tǒng)得剛度。作為一個滾動導軌和絲杠支撐在球應用螺桿絲桿軸向預壓被固定在兩端，并加入預發(fā)泡結構，以提高傳輸?shù)脛傂?。旋球浮動驅動螺母和副運動滾動雙屏設計磨床導軌。 (4) 計算機系統(tǒng)的選擇 計算機數(shù)控系統(tǒng)，在一般情況下，從所述微計算機得一部分，該I / O接口，光隔離電路，伺服電機驅動電路得電路，測試電路由若干塊。在數(shù)控系統(tǒng)簡單，微電腦8微處理器。如何使用電腦應用程序Z80CPU或MCS-51單片機組成部分。 Z80CPU與芯片價格較低，靈活，易于維護。 MCS-51單片機具有集成度高，可靠性，功能，速度和性價比高得特點。相比較而言，擬議得MCS-51系列單片機作為一個簡單得數(shù)控機床得主控制器。 綜上所述，本文件可以放心一般程序：在51單片機由步進電機步輸出接口得I / O，驅動螺桿旋轉以計算數(shù)據(jù)處理得階段，從而使縱向件，橫向移動，并避免意外得是，計算機，以便保護，還設置報警和應急電路。 3 寶石研磨機帶傳動磨盤機構 3.1 電機的選擇 （1）粗略計算驅動電機得功率 驅動功率計算 假設工件受到得摩擦力是（寶石與磨盤之間產(chǎn)生得）： 則電機所需牽引力得值是： 假設直徑R=125mm 假設轉速na=61rpm 速度vω=πRna=π×0.125×61=24m/min 假設功率安全系數(shù)值為1.2，驅動裝置得效率值為0.8，則需要得驅動功率值為： 2）電動機至得總效率η ηc—聯(lián)軸器效率，ηc=0.99 ηb—對滾動軸承效率，ηb=0.99 ηv—帶效率，ηv=0.94 ηcy—效率，ηcy=0。96 估算傳動系統(tǒng)總效率 η=ηvηbηcηcy=0.94×0.99×0.99×0.96=0.88 3） 所需電動機得功率Pd（kw） Pd=Pw/η=0.05/0.88=0.06kw 1、 基于以上電動機得特點，本文選用作為北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式子中步進電機磨盤驅動裝置。 圖3.1是北京和利時電機技術有限公司部分110BYG系列混合式子中步進電機得技術數(shù)據(jù)。 圖3.1 110BYG系列混合式子中步進電機得技術數(shù)據(jù) 所以根據(jù)計算所得數(shù)據(jù)選擇110BYG350DH-SAKRMA型號得電機，圖3.2是110BYG系列混合式子中步進電機得型號說明。 圖3.2 110BYG系列混合式子中步進電機得型號說明 110BYG系列混合式子中步進電機得外形尺寸，如圖3.3所示。 圖3.3 110BYG系列混合式子中步進電機得外形尺寸 110BYG系列混合式子中步進電機得矩頻特性曲線，如圖3.4所示。 圖3.4 110BYG350DH型電機矩頻特性曲線 3.2 同步帶的概述及計算 3.2.1 同步帶介紹 同步帶是由皮帶傳動，鏈條和齒輪，并制定了新得塑料膠帶。它由一個工作面和一個小齒輪齒齒槽被發(fā)現(xiàn)，這是較高得拉伸強度，纖維材料或小永久伸長金屬得強層，該長度得部分期間驅動帶保持恒定中，色帶和傳送滑輪得過程之間投上滑動，以便確保跨導和驅動車輪得滑移是驅動步驟之間沒有差別。 皮帶傳動（見圖3.5），兌換比例是準確得，小強得樹，結構緊湊，耐油，耐磨，耐老化，-20℃-80℃得溫度整體，V<165 / s時，P <300千瓦，I <10，還可以使用以低速同步傳輸?shù)靡蟆? 圖3.5 同步帶傳動 帶間距由環(huán)形齒帶傳輸設置和相干組合物得相應得部分。它結合了皮帶傳動，鏈傳動和??齒輪他們得長處。當轉動齒輪肺泡承諾提供電源。皮帶傳動具有準確得傳動比，滑移率將是恒定得，穩(wěn)定得傳輸，吸收振動，噪聲，且具有速度比，典型地高達1:10。允許線速度高達50M / S，從功率得幾瓦被發(fā)送到幾百千瓦。傳動效率高，一般可達98％，體積小巧，適合多軸傳動，不需潤滑，無污染，所以你不能被允許得污染和惡劣得工作環(huán)境下，底部提供了更多。該產(chǎn)品廣泛應用于各種織物，機床，煙草，通訊電纜，輕工，化工，冶金，儀器儀表，食品，礦山，石油，汽車和機械傳動等行業(yè)。使用內(nèi)腰帶，簡單地改變摩擦元件與可擴展得皮帶傳動，帶傳動得概念得范圍，研究成為相對獨立得對象，帶開發(fā)有新得突破。 3.2.2 同步帶的特點 1，傳輸精度，無移位操作，在一個恒定得齒輪比得精度; 2，傳動平穩(wěn)，緩沖，減振能力，噪聲低; 3，傳動效率高，可達0.98，相當節(jié)能環(huán)保; 4，維修方便，潤滑，維護成本低; 5，速比范圍，通常高達10個，生產(chǎn)線可達50米/秒，最大得大量瓦到得電力傳輸容量幾百千瓦得速度; 6，可用于長距離傳輸，距離為10米。 3.2.3 同步帶傳動的主要失效形式 在同步帶傳動中常見得失效形式子中有如下幾種： 1、同步帶得承載繩斷裂破壞 皮帶在操作期間攜帶繩索斷裂，損傷是一種常見得因此障模式子中。失敗是一個動態(tài)得過程，轉移，承運人必須在拉動繩索發(fā)揮了重要作用，使主機拉繩。即使是小輪徑，并當選為居住，繩軸承承受循環(huán)在該區(qū)域得入口和出口彎曲疲勞最大傾角時，會產(chǎn)生彎曲疲勞破壞（見圖3.6）。 圖3.6 同步帶承載繩斷裂損壞 2、同步帶得爬齒和跳齒 根據(jù)帶爬跳齒現(xiàn)象得分析，和登山運動和陽臺。和“因為兩個因素幾何學和力學得。因此，為了避免跳齒爬升，采取以下措施： 檢查搭載環(huán)形帶，是小于或等于從環(huán)形帶被賦予模型強有力得承諾。 控制所述皮帶與皮帶輪之間得音調(diào)差，以使步驟是允許誤差得范圍之內(nèi)。 適當提高裝配張力得初始開啟。所以很容易滑槽齒輪。 提高基體材料得帶材得硬度，以便減少彈性變形得面積可以減小爬齒現(xiàn)象。 3、帶齒剪切破壞 與動力傳動，切割和裂縫壓縮應力在牙齒得表面上得發(fā)射和逐漸從整個邊緣延伸到齒得根部和沿著支撐表面得具有與所述皮帶接觸牙齒得表面得延伸得過程中，直到齒形帶用牙剪（見圖3.7）。經(jīng)過幾個原因牙出來： 如圖1所示，皮帶和皮帶輪問一個偉大得音調(diào)差，因此不能進入充滿齒輪肺泡，所得不完全接合，留下較少受到過大得負荷得齒得接觸面，從而使應力集中，從而損壞切削齒輪。 如圖2所示，皮帶和皮帶輪齒在牙齒周圍得區(qū)域太小，受到過大得負載接合齒輪，并切斷損壞。 4、安全帶拉力基材較差。 為了減少齒形切割，皮帶和滑輪，必須嚴格控制之前，確保該錯誤可正確嚙合得齒和齒，皮帶和滑輪在第二位置得齒之間得間距在牙齒周圍當面積得數(shù)目等于或大于6，除得材料具有高強度和耐不需要切割擠出條作為底物的選擇。 圖3.7 帶齒得剪切破壞 5、帶齒得磨損 帶齒得磨損（見圖3.8）包括帶齒得皮帶損壞，因為下表面和齒與齒得輪廓得上角得工作。牙齒造成過度磨損和嚙合齒之間得干擾電壓。在齒輪設計安裝磁帶張力，利用大齒輪半徑以減少齒擠出和刮削器，以減少牙齒得磨損，應該是合理得調(diào)整應增加到阻力材料磨損得齒形帶。 圖3.8 帶齒磨損 6、同步帶帶背得龜裂(圖3.9) 同步帶在運轉一段時期后，有時在帶背會產(chǎn)生龜裂現(xiàn)象，而使帶失效。同步帶帶背產(chǎn) 生龜裂得原因如下， 1、帶基體材料得老化所引起； 2、帶長期工作在低得溫度下，使帶背基體材料產(chǎn)生龜裂。 圖3.9 同步帶帶背龜裂 防止帶背龜裂得方法是改進帶基體材料得材質(zhì)，提向材料得耐寒、耐熱性和抗老化性能，此外盡量避免同步帶在低溫和高溫條件下工作。 3.2.4 同步帶傳動的設計準則 據(jù)分析因此障模式子中皮帶傳動，我們可以為皮帶和皮帶輪材料具有較高得機械性能，制造工藝和合理得看，皮帶，嚴格得尺寸控制，安裝和調(diào)試車輪是正確得，那么很多因此障模式子中被避免。因此，在正常工作條件下，下面得三個帶得主單元得因此障模式子中; 1，攜帶繩索帶拉出疲勞; 2，皮帶打滑，跳齒; 3，同步皮帶磨損牙齒。 因此，綁帶設計懷不滑帶得情況下，具有較高得抗拉強度，確保電纜未拔出軸承。此外，在塵埃，在工作條件雜質(zhì)是臉齒磨損得計算。 3.2.5 同步帶分類 梯形齒同步帶齒和二齒弧，弧齒有三個系列：圓弧齒（稱為帶HTD H系列），牙弓板（也稱為S系列STPD），凹頂拋檔（R系列）。 梯形齒齒形帶齒帶梯形兩側和兩種類型得兩面，所謂單面和雙面膠帶。雙面膠帶，然后按牙（代碼DA）和對稱齒交錯（代碼數(shù)據(jù)庫。 V帶系統(tǒng)有兩種格式子中：系統(tǒng)和模塊化系統(tǒng)領域。用中國得制度在行業(yè)，并制定了相應得皮帶傳動標準GB / T 11361?11362-1989和GB / T 11616-1989 ISO 5296。 弧線Arc齒形帶齒得皮帶中，除了弧形齒和帶齒結構是基本相同得梯形，與步驟等效半徑齒高，齒厚和齒大型梯形螺紋。小齒輪負荷后，應力分布好，應激甜齒根得濃度，提高了牙齒得負載能力。因此低頭皮帶傳動梯形齒，和防止干擾得牙齒。 弧齒形皮帶得耐磨損性，低噪音操作，潤滑，該粉末可以在困難得??環(huán)境中使用。它已被廣泛地應用于食品，汽車，紡織，制藥，印刷，造紙等行業(yè)。 3.2.6 同步帶計算選型 設計功率由需要共同決定傳遞動力得名稱，負載得性質(zhì)，發(fā)動機第一個工作日得和得時間和其他因素得影響，下面得表達式子中得周期類型： 式子中中 在本文所代表得意思是需要傳遞得名義功率 在本文所代表得意思是工作情況系數(shù)，按表3.2工作情況系數(shù)我們選擇=1.7； 表3.2 工作情況系數(shù) 2） 確定帶得型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶輪轉速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用得帶得型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=61rpm。我們查表3.3 表3.3 同步帶選型 選同步帶得型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 3) 選擇小帶輪齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶得最小許用齒數(shù)確定。我們查表3-3-3得。 經(jīng)過查詢得到小帶輪最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34因此大帶輪齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 因此z1=34，z2=34。 4） 確定帶輪得節(jié)圓直徑d1，d2 小帶輪節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶輪節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 5） 驗證帶速v 由公式子中v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s從表格3-2-4經(jīng)過查詢得到。 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶輪嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶輪齒數(shù)得一半，即=17。 12、基本額定功率得計算 查基準同步帶得許用工作壓力和單位長度得質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶得基準額定功率為 ==0.21KW 表3.4 基準寬度同步帶得許用工作壓力和單位長度得質(zhì)量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 3.2.7 同步帶的主要參數(shù)（結構部分） 1、同步帶得節(jié)線長度 同步帶工作時，這使繩索得長度得軸線得工作不變，所謂得帶齒距線得中心線上，和行距名義長皮帶，稱為段長度得周長。在帶傳動，皮帶節(jié)距長度是一個重要參數(shù)。當傳輸距離已經(jīng)過期皮帶節(jié)距線得中央長度過大過小，會影響正常得齒與帶齒皮帶，因此標準帶，梯形齒帶長度變化哨子已進入公共差，需要生產(chǎn)帶部分得長度應在規(guī)定得誤差范圍限制（見表3.5）。 表3.5 帶節(jié)線長度表 2、帶得節(jié)距Pb 同步帶兩點對應得齒沿著所得測一下??稱為帶相鄰字段帶得長度得截面線。同得步長確定齒形帶和大小，間距得各部分得大小，和一個較大得載荷能力得每個部分將更大得尺寸。因此，它是在與最重要得參數(shù)一致。皮帶系列不同得臺階高度得系統(tǒng)來區(qū)分模式色帶。在制造業(yè)中，從模具得槳距控制。標準梯形齒帶齒得尺寸表3.6。 3、帶得齒根得寬度 從牙齒與輪廓之間得交叉點得齒根得側面齒形輪廓稱為s中得帶得根寬度。齒寬得帶，使切割齒，以提高相應切削能驅動大負載得變形能力。 圖3.10 帶得標準尺寸 表3.6 梯形齒標準同步帶得齒形尺寸 4、帶得齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr得大小與工作得根部得應力集中得大小齒背面圓角半徑齒根，應力得濃度可以降低，提高了齒形皮帶得流動性。但是，回到鼻子內(nèi)得牙根不宜過大，過大得一小塊區(qū)域得牙齒和牙齒得接觸有效地參與城市，這樣的設計應該選擇適當?shù)弥怠? 5、帶齒齒頂圓角半徑 隨著牙齒八梁單元得大小會影響是否產(chǎn)生于沙時齒輪齒。因為皮帶驅動得，帶齒得齒廓是嵌合得非共軛鍵。因此，進入或離開齒形嚙合時， 上牙和牙齒相關得干擾和重疊而產(chǎn)生，造成齒輪磨損上角。因此，音頻輸出平滑鋸齒和承諾，減少磨損，上牙時，應采取大腳趾得半徑。然而，齒根圓角半徑，前端半徑不是太大，否則會降低有效面積，并放置在與齒與齒面接觸。 6、齒形角 梯形帶齒齒形齒廓并且對牙齒和齒嚙合得影響更大。像小片信息拍手，縱向齒基本上矩形得橫截面時，齒不能容易地發(fā)送，受到干擾時嵌合喉嚨。但是齒得角度過大，而且容易滑落得牙齒和牙槽骨，導致跳齒得齒高得現(xiàn)象。 3.2.8 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶得尺寸如表3.7。帶得圖形如圖3.11。 表3.7 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖3.11 同步帶 3.2.9 同步帶輪的設計 同步帶輪帶的設計得基本要求 1、為了保證有規(guī)律地用牙咬和嚼出 因為牙齒并用調(diào)整得驅動嚙合未綴合，與齒頂部和齒得上部，從而使較少得干擾，并且促進得滑動齒輪肺泡得內(nèi)部或外部。 2，齒隧道曲線嚙合齒應減少失真，你可以得到一個大得接觸面，提高了齒輪齒廓曲線得承載能力在探頭得選舉，如果牙齒咬或咀嚼變形小，損失摩擦，并確保與定時皮帶，它有一個大得接觸面，從而使齒形帶可以承受較大得負荷均勻得接觸。 3，具有良好得工藝增加 小齒輪和良好得治療可減少牙齒和牙齒工具得數(shù)量作為成員，它們可提高生產(chǎn)效率和降低生產(chǎn)成本。 4，合理得角度 皮帶輪齒得角度是確定得重要機械參數(shù)和幾何形狀，壓力得角度有利于良好得牙齒咬咬穿，但易產(chǎn)生得登山裝備得現(xiàn)象和跳齒，齒角太小，導致牙齒得干涉接合和齒其中齒必須使用曲線得角度合理。 3.3 軸的設計校核 檢查傳動軸偏轉角負載所需得弱點。當檢查傾斜度，如果同一種支撐反作用力只需選擇最大傾斜支持，當此角度小于行軍得允許限度得安裝，齒輪沒有傾斜得證明。當檢查偏轉以控制裝置滿員，但通常在半控制軸偏轉（誤差<3％）。 當軸得各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；得剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一般將軸化為集中載荷下得簡支梁，其撓度和傾角計算公式子中見【5】表7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生得撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。 ：通過受力分析， 最大撓度： 查【1】表3-12許用撓度； 。 3.4 鍵的校核 鍵和軸得材料都是鋼，由【4】表6-2查得許用擠壓應力,取其中間值，。鍵得工作長度，鍵與輪榖鍵槽得接觸高度。由【4】式子中（6-1）可得 可見連接得擠壓強度足夠了，鍵得標記為： 3.5 軸承的校核 1、軸承的校核 Ⅰ軸選用得是深溝球軸承6206，其基本額定負荷為19.5KN, 由于該軸得轉速是定值，所以齒輪越小越靠近軸承，對軸承得要求越高。根據(jù)設計要求，應該對Ⅰ軸未端得滾子軸承進行校核。 軸傳遞得轉矩 ∴ 受力 根據(jù)圖3.12受力分析和受力圖可以得出軸承得徑向力為: 圖3.12受力分析和受力圖 在水平面： 在水平面： ∴ ④因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，【4】表13-6經(jīng)過查詢得到載荷系數(shù)，取，則有： ⑤軸承得壽命計算:所以按軸承得受力大小計算壽命 因此該軸承6206能滿足要求。 ⑵、其他軸得軸承校核同上，均符合要求。 （三）、滾動軸承選擇 2、高速軸軸承的校核 ①根據(jù)軸承型號30307我們查詢設計手冊我們可以取值為軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到得徑向載荷 有力分析可知： ③求兩軸承得計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊我們查詢得為1.9，由于此可以估算： 得出如下結果軸有向右竄動得趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 我們查詢設計手冊知e=0.31 我們查詢課本表格13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 由于軸承運轉中有輕微沖擊,我們查詢課本表格13-6得 得出如下結果 ⑤ 驗算軸承壽命 由于為,所以按軸承1得受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到得徑向載荷 將軸系部件受到得空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承得計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊我們查詢得為1.9，由于此可以估算： 得出如下結果軸有向左竄動得趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承當量動載荷 我們查詢設計手冊知e=0.31 我們查詢課本表格13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承1 軸承2 由于軸承運轉中有輕微沖擊,我們查詢課本表格13-6得 得出如下結果 ⑤ 驗算軸承壽命 由于為,所以按軸承1得受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 3.6 鍵的選擇與校核 3.6.1 鍵的選擇 在本設計中，所選擇得鍵得類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵得尺寸如下表格所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 3.6.2 鍵的校核 3.6.2.1 鍵得剪切強度校核 鍵在傳遞動力得過程中，要受到剪切破壞，受力圖如下所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵得剪切受力圖請見圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵得許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到得轉矩T=55 Nm ，由鍵得剪切強度條件： （其中D為帶輪輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結構合理） 3.6.2.2鍵得擠壓強度校核 鍵在在發(fā)送功率得關鍵過程，因為即使得關鍵作用得頂部和底部之間得強得時刻，迫使滑移上部和下部鍵，使損傷根本原因得交界處得上和下側得力，如圖如下：（初允許鏈路電壓壓縮得值許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結構合理 3.7 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器得計算轉矩，我們查詢課本表格14-1，考慮到轉矩變化很小，所以我們可以取值為，得出如下結果 （6）潤滑 ①齒輪得潤滑 使用浸油潤滑，齒得浸入深度是高得，但不小于10毫米。 ②滾動軸承得潤滑 自為1米/秒<2米/秒，軸承率得圓周得量得化妝油潤滑軸承的選擇。 ③選用潤滑油 檔位選擇工業(yè)齒輪油在一般情況下，軸承的選擇鈣基潤滑脂。 ④公正選舉得方法可以采取得值 盒子密封油底殼塊。外箱選項法蘭密封軸承蓋，最終用途得樹木覆蓋得不是枯燥得，使用得蓋井，被密封，在同一時間，你需要得是設置鏡頭得軸端我覺得被封。 4 電機減速旋轉機構 4.1 電機減速裝置設計 采用電機帶動一對圓錐齒輪減速機構實現(xiàn)旋轉設計得。 減速旋轉機構由電機驅動,工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作平穩(wěn)。 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù) 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，因此選用7級精度(GB10095-88) 材料選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則 按齒面接觸強度設計 由設計計算公式子中進行試算，即 確定公式子中內(nèi)得各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) 計算小齒輪得轉矩 選齒寬系數(shù) 4）從相關機械書本圖10-21d按齒面硬度經(jīng)過查詢得到小齒輪得接觸疲勞強度極限，大齒輪得接觸疲勞強度極限 5）從相關機械書本表10-6經(jīng)過查詢得到材料得彈性影響系數(shù) 6） 計算應力循環(huán)次數(shù) 7) 從相關機械書本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小得值 2） 計算圓周速度v 3） 計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，從相關機械書本圖10-8經(jīng)過查詢得到動載系數(shù) 直齒輪 從相關機械書本表10-2經(jīng)過查詢得到使用系數(shù) 根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查《機械設計（第八版）》表得軸承系數(shù)，則 接觸強度載荷系數(shù) 4） 按實際得載荷系數(shù)校正所算得得分度圓直徑，得 5） 計算模數(shù)m 取標準值 6） 計算齒輪相關參數(shù) 1、 校核齒根彎曲疲勞強度 1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)　 2） 計算當量齒數(shù) 3） 從相關機械書本表10-5經(jīng)過查詢得到齒形系數(shù) ， 應力校正系數(shù) ， 4） 從相關機械書本圖20-20c經(jīng)過查詢得到小齒輪得彎曲疲勞強度極限，大齒輪得彎曲疲勞強度極限 5） 從相關機械書本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)　 6） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)，得 7） 校核彎曲強度 根據(jù)彎曲強度條件公式子中進行校核 滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。 4.2 軸一的設計 4.1.1 輸出軸上的功率，轉速和轉矩 1) 輸入軸上得功率 ,轉速 2）求作用在齒輪上得力 因已知高速級小錐齒輪得分度圓直徑為=72mm，而 =1282N; 108N; 101.2N。 3) 初步確定軸得最小直徑 先按式子中（15-2）初步估算軸得最小直徑。我們選擇軸得材料為45#鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表15-3，取120 ，于是得 =17.4mm 輸入軸得最小直徑顯然是安聯(lián)軸器得直徑，為使所選得軸得直徑與聯(lián)軸器得孔徑相適應，因此需同時選聯(lián)軸器得型號。 聯(lián)軸器得計算轉矩，我們查表14-1，考慮到轉矩變化很小，因此取=1.5 ，則 。 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩得調(diào)教，查手冊，選型號為GB/T4323-2002型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為250 N.m，半聯(lián)軸器得孔徑=32~42 mm，因此取=48mm，半聯(lián)軸器長度L= 44mm，半聯(lián)軸器與軸配合得?？组L度= 82mm. 4.1.2 軸的結構設計 1）擬定裝配方案： 2)根據(jù)軸向定位得要求去誒得那個軸得各段直徑與長度： （1） 為了滿足半聯(lián)軸器得軸向定位要求12軸段右端需制出一軸肩因此取= 38mm，半聯(lián)軸器與軸配合得?？组L度=82 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端面上因此12段長應比略短一些，現(xiàn)取= 25mm。 （2）初步選擇滾動軸承 因軸承同時受有徑向力和軸向力作用因此選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=45 mm；由軸承產(chǎn)品目錄中初步選擇0基本游隙組，標準精度等級得單列圓錐滾子軸承30210；其尺寸為dDT=60mm110mm23.75mm，因此=50mm，==50mm，軸承超過相配周長為 ，==23mm 取軸承端蓋所配周長為=60mm ;其數(shù)據(jù)表如下： 軸段 12段 23段 34段 45段 56段 長度mm 75 12 20 100 20 直徑mm 42 44 45 50 45 軸上零件得周向定位 齒輪，半聯(lián)軸器與軸得周向定位均采用平鍵鏈接。按由手冊差得平鍵臨截面bh=12mm10mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長尾 20mm mm，同時為了保證齒輪與軸得配合為H6/h6；同樣，半聯(lián)軸器與軸得配合為H6/k6，滾動軸承與軸得周向定位也是借過渡配合來保證得，此處選軸得直徑尺寸公差為m6。 4)確定軸上周角和倒角尺寸 參考表15-2，取軸端倒角為145，各軸高出得圓角半徑入圖。 5）求軸上得載荷 首先根據(jù)軸得結構圓做出軸得計算簡圖。在確定軸承得支點位置時，應從手冊中查找a值，對于30210型圓錐滾子軸承由手冊中經(jīng)過查詢得到=22.3mm，因此，作為簡支梁得軸得支撐跨距L1+L2=317mm 圓周力，徑向力及軸向力得方向如下圖： 根據(jù)周得計算簡圖做出軸得彎矩圖和扭矩圖 表4-2 軸1得支反力及彎扭矩 載荷 水平面 垂直面 支反力F 0 N 0N 166.6N 47.6N 彎鉅M M=0N.m = -42.68N.m =-50N.m 總彎矩 M=42.68N.m =50N.m 扭矩T T=72.45N.m T=-26.93N.m 6)按彎扭合成應力校核軸得強度 進行校核時，通常只校核軸上承受得最大玩具和扭矩得截面得強度。根據(jù)式子中（15-5）及上表中得數(shù)值并取=0.6 ，軸得計算應力為： 9.3MPa 前已選定軸得材料為45#鋼，調(diào)制處理。從表格15-1，經(jīng)過查詢得到[，因此次，因此安全。 4.3 軸二的設計 1 輸出軸上得功率 =43.67r/min，轉矩 2求作用在齒輪上得力 因已知低速級齒輪得平均分度圓直徑163.43mm， 2944 2944 3 初步確定軸得最小直徑 先按公式子中（15-2）初步估算軸得最小直徑，我們選擇軸得材料為45#鋼，調(diào)制處理。 根據(jù)表15-3取，于是得42mm 軸得最小直徑是安裝滾動軸承得直徑，為了使所選得軸直徑與滾動軸承內(nèi)徑適應，因此需同時我們選擇滾動軸承得型號。因軸承同時受有徑向力和軸承力作用，因此選單列圓錐滾子軸承30211，其尺寸為dDT= ，取=42 mm，100mm；= 50mm，=22mm； d=55mm,=121mm;取安裝齒輪處得軸段45得直徑=60 mm，=70 mm。 初步我們選擇滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，有手冊經(jīng)過查詢得到30211軸承得定位軸肩高度=5 mm，因此=60mm，=70mm 4 軸上零件得周向定位 按= 42mm，由手冊經(jīng)過查詢得到平面截面，鍵槽采用鍵128 ，L=28 mm，A型鍵，按由手冊經(jīng)過查詢得到平面截面，鍵槽采用128 銑刀加工，長為L=16mm。其尺寸如下表： 表4-3軸2得尺寸 軸段 12段 23段 34段 45段 56段 67段 直徑mm 42 50 45 57 50 42 長度mm 40 20 65 75 20 40 表4-4軸二支反力及彎扭矩 支反力 0 N ，0 N，70N，70N 總彎矩 -134.6 N.m 134.6 N.m 扭矩 104.52 N.m 7）按彎扭合成應力校核得強度 進行校核時，通常只校核軸上承受得最大彎矩和扭矩得截面強度。根據(jù)式子中 （15-5）及上表中得數(shù)值去 ，軸得應力計算為: 39MPa 前已選定軸得材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。從表格15-1，經(jīng)過查詢得到60MPa ，因此，因此安全。 4.4 滾子軸承的校核 （一） I軸（輸入軸）： 1）.求兩軸承受到得徑向載荷 412.56N 108N 查手冊得e=0.37 2）.派生軸向力： 152.6N 39.96N 3）.軸向力： 245N 205.04N 4）計算當量載荷： 0.36 X= 0.4 ,Y= 1.6 , 409.2N 2.2 2882N 5）.壽命計算： 3789.1h>L 4800h 該軸承壽命足夠。 4.5 鍵的校核 4.5.1軸一鍵校核 （一）鍵的校核： 軸一左鍵強度計算： =Mpa 因鍵所能承受應力值為34.3Mpa，所以兩鍵均安全。 4.5.2 軸二間校核 （一）鍵的校核 軸二左鍵強度計算： =Mpa 因鍵所能承受應力值為，所以兩鍵均安全。 5 氣缸下壓機構計算 5.1氣缸的選型 估計得計算壓力（50N），該板20N，其中得重量。當在壓力缸，氣缸僅僅是提供30N得壓力。因此實際負荷氣缸30/ 0.6=50N得大小。 如果考慮在氣缸的實際負載得不能輸出功率，活塞和氣缸，前之間得缸得活塞桿之間得摩擦得摩擦力得影響。在性能，并確定所述缸得缸孔中得研究中，用于加載率β： 從相關傳動技術書本上查得表3.2： 表2.1 氣缸的運動狀態(tài)與負載率 阻性負載（靜負載） 慣性負載得運動速度v 根據(jù)設計要求，確定氣缸的行程為100mm。 設定其負荷率為0.7，使用壓力0.5MPa，與氣壓缸出力163N，查下表可知氣壓剛內(nèi)徑為16mm，選型為CM2L16—100。 5.2氣缸的校核 輸出力得大小為： 回收得時候 經(jīng)驗算，可以達到使用要求。 總 結 本次設計是對寶石研磨機設計的設計。設計成果總結： 本文詳細地設計了寶石研磨機得各個部分，根據(jù)每個系統(tǒng)得完全分析，有些得系統(tǒng)研究過程中遇到得問題，還進行了廣泛得研究。 寶石研磨機的設計有很大得研究價值和寶石研磨機得應用前景，在不方便操作得地方玩這個寶石研磨機得結構設計非常重要得作用，其主要工作如下： l通過分析和功能設計，研磨機總體方案寶石得初步發(fā)展。 l下一步該設施設計。 l應力分析和驗證得重要組成部分。 l電機選擇和計算。 l主要部件設計工程。 通過這個項目，他們得大學綜合運用過程中獲得得知識，再次加深了我對所學知識得印象，提高了我運用所學知識得能力。但是，由于我得水平有限和能力，該項目必須有一些“不合理得，希望能給老師得批評和指正。 在這項工作中，開展得工作，以達到預期得目標，但更多得研究仍然需要，需要對本文工作進一步改進得目得是考慮到寶石打磨工作得范圍仍然有限。 在設計過程中，看到了很多信息，通過經(jīng)驗和自學，學生，老師問其他方式得孩子交流，讓他學到了很多知識，也經(jīng)歷了很多困難，但產(chǎn)量同樣很大。在該項目中，我知道了很多東西，同時也培養(yǎng)了我得獨立工作能力和信心在他們得工作，學習和將來得工作，我認為會對生活中非常顯著影響得能力。同時也大大提升了手中得能力，那么我完全理解在創(chuàng)作過程中得快樂，探索得艱難和成功。雖然這樣做是不完美得，但在設計過程中所學到得最大得集設計和財富將持續(xù)一生。 參考文獻 [1] 蘭雄侯，王繼先，高航磨削溫度理論研究得現(xiàn)狀與進展[A]，沈陽：東北大學機械工程及自動化學院. 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[15]Xie,F；Tsutsui,JM ；Gao,L ；Zucker,IH ；Porter,TR Ultrasound in Medicine and Biology .2007 致 謝 過了許久，終于比較成功地完成了設計任務?；仡櫲杖找挂?，我脾氣后得感覺，通過方法得書籍，網(wǎng)絡，教師，學生和其他可用，鞏固了自己得專業(yè)知識。理解和運用所學知識有更深刻得認識。 在這一刻，我要感謝我得導師得精心指導下，不僅指導咱解決得關鍵技術問題，更重要得是為咱引導設計思路，并解釋咱在實際得工程設計經(jīng)驗應用于設計因此，不僅如此，教師得敬業(yè)精神深深地感染了我，我愛和未來奉獻骨刺得工作，導師是真得做得傳道，授業(yè)，解惑。 精心準備得長途跋涉大學幾個月了，終于到了時間得論文計劃期間，像往常一樣，救援得心臟，但寫作過程中得感覺經(jīng)常出現(xiàn)無力折騰和徘徊。先花那么多時間和這么多精力去完成得論文具有一定得學術價值，這是很難說得艱辛和困難，但曲終要離開得味道幕后，這是值得我一生留連忘返。 敲完最后任何一臺字符，再次從仔細閱讀文本已經(jīng)并不陌生，我感覺好多。雖然不是特別值得一提得成就來炫耀，但對我來說，是寶貴得。這是無數(shù)得教誨，關心他人，樂于助人得結果。 我要感謝我得導師XX老師。雖然教師負責教學，科研任務，還需要一段時間，不時有門，叫我勸功課，從第一稿到最終版本，耐心，再審，大章偏頗布局，小一審缺陷報表格式子中，都可以指出。他教我各方面得知識，拓寬我得知識，培養(yǎng)我得技能，完成論文是不無裨益。我還要感謝所有得大學老師教給我得，是你讓我成熟和壯大;感謝學院得工作人員，他得細致工作，讓我得同學，有序得學習和生活。 我得父母和家人想表達我