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1、 江西工業(yè)工程職業(yè)技術學院 畢業(yè)論文 題 目 數控車床主軸箱設計 專 業(yè) 機電一體化 學生姓名 李園華 論文編號 28 準考證號 20080580 指導教師 吳連連 2010 年度 下 (上/下） 摘要 主軸箱是機

2、床要的部件，是用于布置機床工作主軸及其傳動零件和相應的附加機構的。主軸箱采用多級齒輪定的傳動系統(tǒng)箱內各個位置上的傳動齒輪和傳動軸把運動傳到主軸上，使主軸獲得規(guī)定的轉速和方向。軸箱傳動系統(tǒng)的設計，以及主軸箱各部件的加工工藝直接影響機床的性能。 主軸箱為數控機床的主要傳動系統(tǒng)它包括電動機、傳動系統(tǒng)和主軸部件它與普通車床的主軸箱比較，相對來說比較簡單只有兩極或三級齒輪變速系統(tǒng)，它主要是用以擴大電動機無級調速的范圍，以滿足一定恒功率、和轉速的問題。 關鍵字：數控車床 主軸箱 傳動 齒輪 目 錄 內容摘要 …………

3、…………………………………………………………………2 前 言 ……………………………………………………………………………4 第1章 數控車床的發(fā)展史 1.1數控階段………………………………………………………………………5 1.2 計算機數控階段 ……………………………………………………………5 1.3數控未來發(fā)展的趨勢…………………………………………………………6第2章 主傳動的設計 ………………………………………………………………6 2.1 驅動源的選擇 ………………

4、………………………………………………6 2.2轉速圖的擬定…………………………………………………………………7 2.3傳動軸的估算…………………………………………………………………8 2.4齒輪模數的估算 ……………………………………………………………10 2.5V帶的選擇 …………………………………………………………………11 第2章 主軸箱展開圖的設計………………………………………………………12 3.1 各零件結構尺寸的設計…………………………………………………12 3.2 設計內容和步驟…………………………………………………………12

5、 3.3有關零件結構和尺寸的設計.………………………………………………12 3.43各軸結構的設計 .…………………………………………………………14 3.5主軸組件的剛度和剛度損失的計算 ………………………………………15 3.6軸承的校核 …………………………………………………………………17 總結 …………………………………………………………………………………20 參考文獻 ……………………………………………………………………………21 前 言 隨著電子信息技術的發(fā)展，世界機床業(yè)已進入了以數字化制造技術為核心的機電一體化時代，其中數控機床就是代

6、表產品之一。數控機床是制造業(yè)的加工母機和國民經濟的重要基礎。它為國民經濟各個部門提供裝備和手段，具有無限放大的經濟與社會效應。目前，歐、美、日等工業(yè)化國家已先后完成了數控機床產業(yè)化進程，而中國從20世紀80年代開始起步，仍處于發(fā)展階段。 “十五”期間，中國數控機床行業(yè)實現了超高速發(fā)展。其產量2001年為17521臺，2002年24803臺，2003年36813臺，2004年51861臺，2004年產量是2000年的3.7倍，平均年增長39％；2005年國產數控機床產量59639臺，接近6萬臺大關，是“九五”末期的4.24倍?！笆濉逼陂g，中國機床行業(yè)發(fā)展迅猛的主要原因是市場需求旺盛。固

7、定資產投資增速快、汽車和機械制造行業(yè)發(fā)展迅猛、外商投資企業(yè)增長速度加快所致。 2006年，中國數控金切機床產量達到85756臺，同比增長32.8%，增幅高于金切機床產量增幅18.4個百分點，進而使金切機床產值數控化率達到37.8%，同比增加2.3個百分點。此外，數控機床在外貿出口方面亦業(yè)績驕人，全年實現出口額3.34億美元，同比增長63.14%，高于全部金屬加工機床出口額增幅18.58個百分點。 2007年，中國數控金切機床產量達123,257臺，數控金屬成形機床產量達3,011臺；國產數控機床擁有量約50萬臺，進口約20萬臺。 2008年10月，中國數控機床產量達10

8、5,780臺，比2007年同比增長2.96％。 長期以來，國產數控機床始終處于低檔迅速膨脹，中檔進展緩慢，高檔依靠進口的局面，特別是國家重點工程需要的關鍵設備主要依靠進口，技術受制于人。究其原因，國內本土數控機床企業(yè)大多處于“粗放型”階段，在產品設計水平、質量、精度、性能等方面與國外先進水平相比落后了5-10年；在高、精、尖技術方面的差距則達到了10-15年。同時中國在應用技術及技術集成方面的能力也還比較低，相關的技術規(guī)范和標準的研究制定相對滯后，國產的數控機床還沒有形成品牌效應。同時，中國的數控機床產業(yè)目前還缺少完善的技術培訓、服務網絡等支撐體系，市場營銷能力和經營管理水平也不高。更

9、重要原因是缺乏自主創(chuàng)新能力，完全擁有自主知識產權的數控系統(tǒng)少之又少，制約了數控機床產業(yè)的發(fā)展。 國外公司在中國數控系統(tǒng)銷量中的80％以上是普及型數控系統(tǒng)。如果我們能在普及型數控系統(tǒng)產品快速產業(yè)化上取得突破，中國數控系統(tǒng)產業(yè)就有望從根本上實現戰(zhàn)略反擊。同時，還要建立起比較完備的高檔數控系統(tǒng)的自主創(chuàng)新體系，提高中國的自主設計、開發(fā)和成套生產能力，創(chuàng)建國產自主品牌產品，提高中國高檔數控系統(tǒng)總體技術水平。 第一章 數控車床的發(fā)展史 1946年誕生了世界上第一臺電子計算機，這表明人類創(chuàng)造了可增強和部分代替腦力勞動的工具。它與人類在農業(yè)、工業(yè)社會中創(chuàng)造的那些只是增強體力

10、勞動的工具相比，起了質的飛躍，為人類進入信息社會奠定了基礎。6年后，即在1952年，計算機技術應用到了機床上，在美國誕生了第一臺數控機床。從此，傳統(tǒng)機床產生了質的變化。近半個世紀以來，數控系統(tǒng)經歷了兩個階段和六代的發(fā)展。 1.1數控（NC）階段（1952～1970年） 早期計算機的運算速度低，對當時的科學計算和數據處理影響還不大，但不能適應機床實時控制的要求。人們不得不采用數字邏輯電路"搭"成一臺機床專用計算機作為數控系統(tǒng)，被稱為硬件連接數控（HARD-WIRED NC），簡稱為數控（NC）。隨著元器件的發(fā)展，這個階段歷經了三代，即1952年的第一代--電子管；1959年的第二代--

11、晶體管；1965年的第三代--小規(guī)模集成電路。 1.2計算機數控（CNC）階段（1970年～現在） 到1970年，通用小型計算機業(yè)已出現并成批生產。于是將它移植過來作為數控系統(tǒng)的核心部件，從此進入了計算機數控（CNC）階段（把計算機前面應有的"通用"兩個字省略了）。到1971年，美國INTEL公司在世界上第一次將計算機的兩個最核心的部件--運算器和控制器，采用大規(guī)模集成電路技術集成在一塊芯片上，稱之為微處理器（MICROPROCESSOR），又可稱為中央處理單元（簡稱CPU）。 到1974年微處理器被應用于數控系統(tǒng)。這是因為小型計算機功能太強，控制一臺機床能力有富裕（故當時

12、曾用于控制多臺機床，稱之為群控），不如采用微處理器經濟合理。而且當時的小型機可靠性也不理想。早期的微處理器速度和功能雖還不夠高，但可以通過多處理器結構來解決。由于微處理器是通用計算機的核心部件，故仍稱為計算機數控。 到了1990年，PC機（個人計算機，國內習慣稱微機）的性能已發(fā)展到很高的階段，可以滿足作為數控系統(tǒng)核心部件的要求。數控系統(tǒng)從此進入了基于PC的階段。 總之，計算機數控階段也經歷了三代。即1970年的第四代--小型計算機；1974年的第五代--微處理器和1990年的第六代--基于PC（國外稱為PC-BASED）。 ，雖然還要指出的是國外早已改稱為計算機數控（即

13、CNC）了，而我國仍習慣稱數控（NC）。所以我們日常講的"數控"，實質上已是指"計算機數控"了。 1.3 數控未來發(fā)展的趨勢 1.3.1 繼續(xù)向開放式、基于PC的第六代方向發(fā)展 基于PC所具有的開放性、低成本、高可靠性、軟硬件資源豐富等特點，更多的數控系統(tǒng)生產廠家會走上這條道路。至少采用PC機作為它的前端機，來處理人機界面、編程、聯網通信等問題，由原有的系統(tǒng)承擔數控的任務。PC機所具有的友好的人機界面，將普及到所有的數控系統(tǒng)。遠程通訊，遠程診斷和維修將更加普遍。 1.3.2 向高速化和高精度化發(fā)展 這是適應機床向高速和高精度方向發(fā)展的需要。 1.3.3 向智能

14、化方向發(fā)展 隨著人工智能在計算機領域的不斷滲透和發(fā)展，數控系統(tǒng)的智能化程度將不斷提高。 （1）應用自適應控制技術 數控系統(tǒng)能檢測過程中一些重要信息，并自動調整系統(tǒng)的有關參數，達到改進系統(tǒng)運行狀態(tài)的目的。 （2）引入專家系統(tǒng)指導加工 將熟練工人和專家的經驗，加工的一般規(guī)律和特殊規(guī)律存入系統(tǒng)中，以工藝參數數據庫為支撐，建立具有人工智能的專家系統(tǒng)。 （3）引入故障診斷專家系統(tǒng) （4）智能化數字伺服驅動裝置 可以通過自動識別負載，而自動調整參數，使驅動系統(tǒng)獲得最佳的運行。 第二章2主傳動設計 2.1驅動源的選擇 機床上常用的無級變速

15、機構是直流或交流調速電動機 ，直流電動機從額定轉速nd向上至最高轉速nmax是調節(jié)磁場電流的方法來調速的，屬于恒功率，從額定轉速nd向下至最低轉速nmin時調節(jié)電樞電壓的方法來調速的屬于恒轉矩；交流調速電動機是靠調節(jié)供電頻率的方法調速。由于交流調速電動機的體積小，轉動慣量小，動態(tài)響應快，沒有電刷，能達到的最高轉速比同功率的直流調速電動機高，磨損和故障也少，所以在中小功率領域，交流調速電動機占有較大的優(yōu)勢，鑒于此，本設計選用交流調速電動機。 根據主軸要求的最高轉速4000r/min，最大切削功率5kw，選擇北京數控設備廠的BESK-8型交流主軸電動機，最高轉速是4500r/min。 2.2

16、轉速圖的擬定 根據交流主軸電動機的最高轉速和基本轉速可以求得交流主軸電動機的恒功率轉速范圍Rdp=nmax/nd=3 而主軸要求的恒功率轉速范圍Rnp=3，遠大于交流主軸電動機所能提供的恒功率轉速范圍，所以必須串聯變速機構的方法來擴大其恒功率轉速范圍。 涉及變速箱時，考慮到機床結構的復雜程度，運轉的平穩(wěn)性等因素，取變速箱的公比f等于交流主軸電動機的恒功率調速范圍 Rdp,即=Rdp=3,功率特性圖是連續(xù)的，無缺口和無重合的。變速箱的 變速級數Z =2.99.取Z=3 確定各齒輪齒副的齒數：取S=116 由U=1.955 得Z1= 24 Z1’=68 由U=1.

17、54 得Z2=75 Z2’=30 由U=4.6 得Z3=48 Z3’=57 由此擬定主傳動系統(tǒng)圖，轉速圖以及主軸功率特性圖分別如圖2-1，2-2，2-3 2.3 傳動軸的估算 傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度要求。強度要求保證軸在反復載荷和扭轉載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大的 變形。因此疲勞強度一般不是主要矛盾。除了載荷較大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求軸在載荷下不至于產生過大的變形。如果剛度不夠，軸上的零件由于軸的 變形過大而不能正常工作，或者產生振動和噪音，發(fā)熱，過早磨損而失效，因

18、此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。 計算轉速nj是傳動件傳遞全部功率時的最低轉速，各個傳動軸上的計算轉速可以從轉速圖是直接得出，如表2-1所示。 表2-1 各軸的計算轉速 軸 I II III 計算轉速 1500 530 140 各軸功率和扭矩計算： 已知一級齒輪傳動效率為0.97（包括軸承），同步帶傳動效率為0.98，則 I軸：P1=Pd x 0.98=7.5 x 0.98=7.35KW II 軸 p2=p1 x 0.97=7.5 x 0.97=7.28KW

19、 III軸 P3=P2 x 0.97=7.28 x 0.97=7.06KW II軸扭矩：T2=9550P2/n2=9550 x x7.28/530=1.31x III軸扭矩：T3=9550 P3/N3=9550 x 7.06/140=4.82x []是每米長度上允許的扭轉角（deg/m）,可根據傳動軸的要求選取，其選擇的原則如表2-2所示。 表2-2 許用扭轉角選取原則 軸 主軸 一般傳動軸 較低的軸 []（deg/m） 0.5-1 1-1.5 1.5-2 最后所確定各軸所允許的扭轉角如表2-3所示 軸 I軸

20、 II軸 III軸 []（deg/m） 0.5 1 0.5 把以上確定的各軸的輸入功率N=7.5KW，計算轉速nj，允許扭轉角[]代入扭轉剛度的估算公式 d=91,可得傳動軸的估算直徑： 40mm 52.06mm 31.39mm.最后取值如下表所示： 軸 I II III 估算直徑 40 32 53 主軸軸徑尺寸的確定： 已知車床最大加工直徑為Dmax=400mm,則 主軸前軸頸直徑 D1=0.25Dmax15=85-115mm 后頸直徑 D2=(0

21、.7-0.85)D1=67-81mm 內孔直徑 d=0.1Dmax10=35-55mm 2.4 齒輪模數的估算 按接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算齒輪模數比較復雜，而且有些系數只有在齒輪的各參數都已知方可確定，故只有在裝配草圖畫完后校驗用。在畫草圖時用經驗公式估算，根據估算的結果然后選用標準齒輪的模數。 齒輪模數的估算方法有兩種，一是按齒輪的彎曲疲勞進行估算，二是按齒輪的齒面點蝕進行估算。這兩種方法的前提條件是各個齒輪的齒數必須已知。 根據齒輪不產生跟切的基本條件：齒輪數不小于17。由于Z3,Z3’這對齒輪有較大的傳動比，各個齒輪中最小齒數的齒輪必然是Z3. 取Z

22、4=22,S=105,則Z4’=83 從轉速圖上直接看出Z3的計算轉速是530r/min.根據齒輪彎曲疲勞估算公式 根據齒輪接觸疲勞強度估算公式計算 得m=2.7 由于受傳動軸軸徑尺寸大小限制，選取齒輪模數為m=3 mm,對比上面的結果，可知這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，故取同一變速組中的所以齒輪的模數都為m=3mm.可得兩軸中心距為a=157.5mm.圓整為a=158mm.. 則各齒輪齒數和模數列表如下： 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3

23、’ Z4 Z4’ 齒數 24 68 75 30 48 57 22 83 模數 2 2 3 3 3 3 3 3 2.5 V型帶的選 V帶選擇spz型帶，取小帶輪的大小72mm，大帶輪的大小為204mm； 2-5-1確定中心距a和帶的基準長 如果中心距未給出，可根據傳動的結構需要初定長度中心距a0，取 0.7（）

24、上的包角： =>=； 確定帶的根數z： 根，圓整為3根。 V帶速度的驗算： 故帶符合要求。 第三章主軸箱展開圖的設計 主軸箱展開圖是反應各個零件的相互關系，結構形狀以及尺寸的圖紙，并以此為依據繪制零件工作圖。 3.1 各零件結構和尺寸設計 3.2 設計內容和步驟 通過繪圖設計軸的結構尺寸以及選出軸承的型號，確定軸的支點距離和軸上零件力的作用點，計算軸的強度和軸承的壽命。 3.3 有關零件結構和尺寸的確定 傳動零件，軸，軸承是主軸部件的主要零件，其他零件的結構尺寸是根據主要零件的位置和結構而定。 1） 傳

25、動軸的估算 見前一節(jié) 2） 齒輪相關尺寸的計算 齒寬影響齒的強度。輪齒越寬承載能力越高。但如果太寬，由于齒輪的制造誤差和軸的變形，可能接觸不均，反而容易引起振動和噪聲，一般取齒寬系數=（6-10）m.這里取齒寬系數=10，則齒寬B=X m=10x3=30mm.各個齒輪的齒厚確定如表3-1. 表3-1 各齒輪的齒厚 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ 齒厚 25 20 35 30 35 30 30 30 由計算公式； 齒頂： 齒根：得到下列尺寸表 齒輪的直徑決定了各軸之間的尺寸。各主軸部件中各個齒輪的尺寸計算如下表3-

26、2 表3-2 各齒輪的直徑 齒輪 Z1 Z1’ Z2 Z2’ Z3 Z3’ Z4 Z4’ 分度圓直徑(mm) 48 136 225 90 144 171 66 249 齒頂圓直徑(mm) 52 140 231 96 150 177 72 255 齒根圓直徑（mm） 43 131 217.5 82.5 136.5 163.5 58.5 241.5 由表3-2可以計算出各軸之間的距離，現將它們列出如表3-3所示 表3-3 各軸的中心距 軸 I-II II-III 距

27、離 230 160 3)確定齒輪的軸向布置 為避免同一滑移齒輪變速組內的兩對齒輪同時嚙合，兩個固定齒輪的間距應大于滑移齒輪的寬度。一般留有間隙1-2mm，所以首先設計滑移齒輪。 II軸上的滑移齒輪的兩個齒輪輪齒之間必須留有用于齒輪加工的間隙，插齒時，當模數在1-2mm范圍內時，間隙必須不小于5mm,當模數在2.5-4mm范圍內時，間隙必須不小于6 mm，且應留有足夠的空間滑移，據此選出三片齒輪間的間隙分別為d1=17.5mm,d2=15mm. 由滑移齒輪的厚度以及滑移齒輪上的間隙可以得出主軸上的兩個齒輪間的距離至少是60mm，現取齒輪間的間距為64mm和70mm.

28、 4） 軸承的選擇及其配置 主軸組件的滾動軸承既要有承受徑向載荷的徑向軸承，又要有承受兩個方向軸向載荷的推力軸承。軸承類型及型號選用主要根據主軸的剛度，承載能力，轉速，抗振性及結構要求合理的進行選定。 同樣尺寸的軸承，線接觸的磙子軸承比點接觸的球軸承的剛度要高，但極限轉速要低，多個軸承的承載能力比單個軸承的承載能力要大，不同軸承承受載荷類型及大小不同。為了 提高主軸組件的剛度，通常采用輕型或特輕型系列軸承。 通常情況下，中速重載采用雙列圓柱滾子軸承配雙向推力角接觸球軸承，或者成對圓錐滾子軸承，其結構簡單，但是極限轉速較低。高速輕載采用成組角接觸球軸承，根據軸向載荷的大小分別選用25度或1

29、5度的接觸角。軸向載荷為主且精度要求不高時，選用推力軸承配深溝球軸承，精度要求較高時，選用向心推力軸承。 本設計的主軸不僅有剛度高的要求，而且有轉速高的要求，所以在選擇主軸軸承時，剛度和速度這兩各方面必須考慮。 3.4 各軸結構的設計 Ⅰ軸的一端與帶輪相連，將Ⅰ軸的結構草圖繪制如圖3-2 圖3-2 Ⅱ軸其結構完全按標準確定，根據其周詳的尺寸可將結構簡圖繪制如圖3-3 所示： 圖3-3 3.5主軸組件的剛度和剛度

30、損失的計算 最佳跨距的確定： 取彈性模量E=N/， D=（90+65）/2=77.5mm； 主軸截面慣距： 截面面積；A=3459.9 主軸最大輸出轉矩： 故總切削力為： 估算時，暫取即取270mm 前后支承支反力 取=1033000N/mm 則 則=225mm 因在上式計算中，忽略了ys的影響，故=225mm 主軸端部撓度的計算： 已知齒輪最少齒數為30，模數為3，則分度圓直徑為90mm‘ 則齒輪的圓周力： 徑向力：

31、 則傳動力在水平面和垂直面內有分力為： 水平面： 垂直面： 去計算齒輪與前支承的距離為66mm，其與后支承的距離為384mm。 切削力的計算：已知車床拖板最大回轉直徑。 則主切削力： 徑向切削力： 軸向切削力： 當量切削力的計算： P=（a=B）/a＝3639對于車床 B=0.4=160mm 則水平面內： 垂直面內： 主軸端部的撓度計算： ， 傳動力的作用下，主軸端位移的計算公式見下式： 式中：“－”號表示位移方向上與力反向，b表示齒輪與前支承的距離，c表示齒輪與后支承的距離，將各值帶入，得 水平面內： 垂直面內： 則主軸

32、最大端位移為： 已知主軸最大端位移許用值為＝0.0002L＝0.09mm 則<，符合要求。 主軸傾角的驗算： 在切削力p的作用下主軸前軸承處的傾角為： 水平面： 垂直面內： 傳動力Q作用下主軸傾角為： 水平面內：rad 垂直面內：rad 則主軸前軸承處的角為 垂直面內： rad 故符合要求。 3.6軸承的校核 齒輪受切向力 徑向力：；切削力F=1310N，徑向切削力 軸向切削力， 轉速n=4000r/min d=90mm 垂直面內的受力分析： 水平面內的受力分析： 故合力： 求兩軸承的軸向力:對7000

33、0AC型軸承 兩次計算的差值不大，因此，確定， 當量動載荷： 對兩軸承取X=1，Y=0； X=1，Y=0； 由載荷性質，輕載有沖擊故取 當量載荷： 。 因為所以可知其壽命 軸承也符合剛度要求。 總結 經過為期兩周的不懈努力，我們順利完成了對數控車床縱向進給系統(tǒng)的設計。在這兩周內，我們本著“以我所學，為我所用，提高自我”的宗旨，按照設計要求、結合所學設計理論一步一步，認認真真地分析、計算，近乎絞盡腦汁終于取得了現在的圓滿成功。可以毫不夸張地說，我們甚至沒睡過一個好覺。但是，“不經一番寒徹骨，那

34、得梅花撲鼻香”。雖然在本次課程設計過程中，我們明顯感覺到本次相對以前所做過的課程設計難度較高，但我們還是把它完成了。我們又一次超越了自我，這意味著相對以前我們的水平有所提高，我們高興，我們累的值！ 通過本次課程設計，使我們以前所學的多門知識得到了一次綜合性地運用，也使我們進一步理解了各門學科之間的相互聯系。通過機床進給運動機械變速傳動系統(tǒng)的結構設計，使我們在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到結構構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件設計、編寫技術文件和查閱技術資料的等方面的綜合訓練，也使我們進一步樹立了正確的設計思想，掌握了基本的設計方法。同時，作為畢業(yè)前的最后一次課程設計，可以說是對

35、以后工作的一次戰(zhàn)前練兵，本次課程設計在提高我們解決實際問題能力的同時，也讓我們認識到了自身或多或少在某些方面還有不足之處，有待提高。在以后的學習、工作中，我們會再接再勵，努力學習新的現代設計理論,計算技術,力爭做到理論與實際相結合，不斷提高自己。 另外，在本次設計過程中，文懷興老師不辭勞苦指導我們，給予了我們很大幫助，在此深表感謝！當然，由于我們水平有限，整個設計中不妥之處在所難免，懇請老師不吝指正。 參考文獻 1. 《步進電動機應用技術》 李忠杰 寧守信 主編 機械工業(yè)出版社 2. 《數控機床系統(tǒng)設計》 文懷興 夏田 編著 化學工業(yè)出版社 3. 《機械

36、設計》第七版 濮良貴 紀名剛 主編 高等教育出版社 4. 《機械設計課程設計圖冊》第三版 龔桂義 主編 高等教育出版社 5. 《機械零件手冊》第五版 周開勤 主編 高等教育出版社 6. 《機床設計圖冊》 哈爾濱工業(yè)大學 上海紡織工業(yè)學院 天津大學 主編 上海科學技術出版社 評 語 指導老師（簽字） 答辯小組意見 答 辯 委 員 會 負 責 人（簽字） 成績 院系（蓋章） 20 年 月 日 21 / 21文檔可自由編輯打印