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本 科 生 畢 業(yè) 設(shè) 計 論文 屆 系 題 目 80 噸電動雙梁橋式起重機的設(shè)計 學 號 姓 名 專業(yè)班級 指導教師 職稱 職稱 2016 年 3 月 15 日 本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 誠信承諾書 我謹在此承諾 本人所寫的畢業(yè)設(shè)計 論文 80 噸電動雙梁橋式 起重機的設(shè)計 均系本人獨立完成 沒有抄襲行為 凡涉及其他作者的 觀點和材料 均作了引用注釋 如出現(xiàn)抄襲及侵犯他人知識產(chǎn)權(quán)的情況 后果由本人承擔 承諾人 簽名 年 月 日 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 I 目 錄 本 科 生 畢 業(yè) 設(shè) 計 論文 I 本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 誠信承諾書 II 1 緒 論 1 1 1 橋式起重機的介紹 1 1 2 橋式起重機國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 1 1 3 總體設(shè)計參數(shù) 2 2 選型計算部分 3 2 1 主起升機構(gòu)的設(shè)計 3 2 1 1 確定起升機構(gòu)傳動方案 選擇滑輪組和吊鉤組 3 2 1 2 選擇鋼絲繩 3 2 1 3 確定卷筒尺寸并驗算強度 4 2 1 4 選電動機 4 2 1 5 選擇減速器 4 2 1 6 驗算起升速度和實際所需功率 5 2 1 7 校核減速器輸出軸強度 5 2 1 8 選擇制動器 6 2 2 副起升機構(gòu)的設(shè)計 6 2 2 1 確定起升機構(gòu)傳動方案 選擇滑輪組和吊鉤組 6 2 2 2 選擇鋼絲繩 7 2 2 3 確定卷筒尺寸并驗算強度 7 2 2 4 選電動機 8 2 2 5 選擇減速器 8 2 2 6 驗算起升速度 8 2 2 7 校核減速器輸出軸強度 9 2 2 8 選擇制動器 9 2 3 小車運行機構(gòu) 9 2 3 1 確定機構(gòu)傳動方案 9 2 3 2 選電動機 11 2 3 3 選擇減速器 11 2 3 4 驗算運行速度 11 2 3 5 按起動工況校核減速器功率 13 2 3 6 選擇制動器 13 2 4 大車運行機構(gòu)的設(shè)計 13 2 4 1 確定機構(gòu)的傳動方案 13 2 4 2 輪壓 14 2 4 3 運行阻力計算 15 2 4 4 選擇電動機 16 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 II 2 4 6 起動工況下校核減速器功率 17 2 4 7 選擇制動器 17 3 結(jié)構(gòu)計算部分 19 3 1 橋架尺寸的確定 19 3 2 主梁尺寸 19 3 2 1 腹板和翼緣板厚度 19 3 2 2 兩腹板內(nèi)壁間距 b 19 3 2 3 上下翼緣板的寬度 B1 20 3 2 4 端梁高度 H2 20 3 2 5 主梁端部變截面長 20 3 3 主端梁界面 20 3 4 端梁截面尺寸的確定 21 3 4 1 起重機的總質(zhì)量 21 3 4 2 端梁中部上下翼緣板寬度 B4 21 3 5 主 端梁截面幾何性質(zhì) 21 3 5 1 截面尺寸 21 3 5 2 端梁截面 22 3 6 載荷 23 3 6 1 自重載荷 23 3 6 2 小車輪壓 23 3 6 3 動力效應系數(shù) 24 3 6 4 慣性載荷 24 3 6 5 偏斜運行側(cè)向力 24 3 6 6 滿載小車在主梁跨中央 25 3 6 7 滿載小車在主梁左端極限位置 25 3 7 扭轉(zhuǎn)載荷 25 3 8 主梁的計算 26 3 8 1 內(nèi)力 26 3 8 2 跨端剪切力 26 3 8 2 水平載荷 28 3 8 3 強度 31 3 9 端梁的計算 35 3 10 穩(wěn)定性 36 3 10 1 整體穩(wěn)定性 36 3 10 2 橋架的剛度計算 37 總 結(jié) 39 參考文獻 40 致 謝 41 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 III 80 噸電動雙梁橋式起重機的設(shè)計 XXXXX 系 天目 XXXXX XXX 指導教師 XXX 摘要 本次設(shè)計是對 80 噸電動雙梁橋式起重機進行設(shè)計 首先 通過查閱相關(guān)書籍和資料 學習橋式起重機的相關(guān)知識 了解 橋式起重機的發(fā)展和應 用現(xiàn)狀 掌握 橋式起重機金屬結(jié)構(gòu)的設(shè) 計方法 其次 根據(jù)現(xiàn)今國內(nèi)外生 產(chǎn)橋式起重機采用的各種 結(jié)構(gòu)類型 結(jié)合課本知識和參考文獻信 息 設(shè)計符合使用要求的結(jié)構(gòu) 橋式起重機的受力情況 計 算橋式起重機的自重載荷 起升載荷 水平慣性載荷 并對橋式起重機的抗 傾覆穩(wěn)定性進行校核 接著 主要對起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)設(shè)計 小車運行機構(gòu)傳動系統(tǒng)設(shè)計 大 車運行機構(gòu)設(shè)計 然后 對 起重機金屬結(jié)構(gòu) 采用經(jīng)濟梁法設(shè)計出 起重機主梁最優(yōu)截面 并校核截面幾何尺寸 最后 采用 AutoCAD 繪圖軟件繪制出要求的圖紙 關(guān)鍵詞 橋式 起重機 運行機構(gòu) 主端梁 Design of 80 ton electric double beam bridge crane Abstract This design is the design of 80 tons of electric double beam bridge crane First of all through access to relevant books and materials learning related knowledge of bridge crane understand the development and application status of the bridge crane master the design method of bridge crane metal structure secondly according to the current domestic production of various types of structure of bridge crane using the combination of textbook knowledge and reference information designed to meet the requirements of the use of the structure the force calculation of bridge crane bridge crane hoisting load gravity load horizontal inertial load and overturning stability checking of the bridge crane then the lifting mechanism of the transmission system design car mechanism transmission system design traveling mechanism design then on the metal structure of the crane design of crane girder with economic optimum section beam method and check the geometry Finally using AutoCAD drawing software to draw the requirements of the drawings Key words Bridge Crane Operating mechanism The main end beam 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 1 1 緒 論 1 1 橋式起重機的介紹 橋式起重機是橋架在高架軌道上運行的一種橋架型起重機 又稱天車 橋式起重機的橋架 沿鋪設(shè)在兩側(cè)高架上的軌道縱向運行 起重小車沿鋪設(shè)在橋架上的軌道橫向運行 構(gòu)成一矩形 的工作范圍 就可以充分利用橋架下面的空間吊運物料 不受地面設(shè)備的阻礙 橋式起重機廣 泛地應用在室內(nèi)外倉庫 廠房 碼頭和露天貯料場等處 橋式起重機設(shè)計設(shè)計方法可以簡單地劃分為傳統(tǒng)設(shè)計方法 現(xiàn)代設(shè)計方法和未來設(shè)計方法 三類 傳統(tǒng)設(shè)計方法指的是以古典力學和數(shù)學為基礎(chǔ)的類比法 直覺法 經(jīng)驗法等設(shè)計方法 該法仍用于我國部分起重機的設(shè)計 現(xiàn)代設(shè)計法指的是近 30 年發(fā)展起來的設(shè)計方法 如 CAD 優(yōu)化設(shè)計 可靠性設(shè)計 有限元分析 反求工程設(shè)計 動態(tài)仿真設(shè)計 模塊化設(shè)計 工 業(yè)藝術(shù)造型設(shè)計等等 這些方法在起重機的設(shè)計中都有應用 橋式起重機設(shè)計模塊化和組合化 達到改善整機性能 降低制造成本 提高通用化程度 用較少規(guī)格數(shù)的零部件組成多品種 多規(guī)格的系列產(chǎn)品 充分滿足用戶需求 同時 橋式起重機的并行工程的目標在于縮短產(chǎn)品投 放市場的時間 提高產(chǎn)品的質(zhì)量以及降低產(chǎn)品在整個生命周期中的消耗 并行工程應使產(chǎn)品及 其相關(guān)過程設(shè)計工作集成 產(chǎn)品開發(fā)過程中各階段工作交叉并行進行 以盡早發(fā)現(xiàn)并解決產(chǎn)品 整個生命周期中的問題 達到多項工作的協(xié)調(diào)一致 可以相信 不遠的將來智能設(shè)計會取得更 大的突破 從而使起重機的智能設(shè)計成為可能 1 2 橋式起重機國內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀 經(jīng)過幾十年的發(fā)展 我國橋式起重機行業(yè)已經(jīng)形成了一定的規(guī)模 市場競爭也越發(fā)激烈 橋式起重機行業(yè)在國內(nèi)需求旺盛和出口快速增長的帶動下 依然保持高速發(fā)展 產(chǎn)品幾近供不 應求 盡管我國起重機行業(yè)發(fā)展迅速 但是國內(nèi)起重機仍缺乏競爭力 從技術(shù)實力看 與歐美日 等發(fā)達地區(qū)相比 中國的技術(shù)實力還有一定差距 目前 國內(nèi)大型起重機尚不具備大量生產(chǎn)能 力 從產(chǎn)品結(jié)構(gòu)看 由于技術(shù)能力所限 中國起重機在產(chǎn)品結(jié)構(gòu)上也不完善 難以同國外匹敵 同時我國起重行業(yè)目前存在幾個突出問題 歸納如下 1 整體技術(shù)含量偏低 突出表現(xiàn)在產(chǎn)品的品種規(guī)格少 性能 可靠性等指標低于發(fā)達國 家同類產(chǎn)品的水平 2 知名品牌寥寥無幾 能打入國際市場并享有一定聲譽的知名品牌幾乎沒有 3 產(chǎn)品低價惡性競爭嚴重 企業(yè)合理利潤難保 已嚴重制約企業(yè)生產(chǎn)技術(shù)的持續(xù)發(fā)展 隨著國際合作的增加 國際起重機行業(yè)發(fā)展迅速 到目前為止 國際主要知名起重機制造 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 2 廠商有德國的 DEMAG 起重機 芬蘭的 Kone 起重機 美國 CM 集團等 上述企業(yè)在起重機行 業(yè)內(nèi)較為知名 橋式起重機的更新和發(fā)展 在很大程度上取決于電氣傳動與控制的改進 將機械技術(shù)和電 子技術(shù)相結(jié)合 將先進的計算機技術(shù) 微電子技術(shù) 電力電子技術(shù) 光纜技術(shù) 液壓技術(shù) 模 糊控制技術(shù)應用到機械的驅(qū)動和控制系統(tǒng) 實現(xiàn)起重機的自動化和智能化 1 3 總體設(shè)計參數(shù) 主要技術(shù)參數(shù) 起重量主鉤 80t 其他參數(shù)選擇如下 1 副鉤 15t 2 跨度 28 5m 起升高度為主鉤 12m 副鉤 14m 3 起升速度主鉤 7 8m min 副鉤 13 2m min 4 小車運行速度 v 38 5m min 大車運行速度 V 87 3m min 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 3 2 選型計算部分 2 1 主起升機構(gòu)的設(shè)計 2 1 1 確定起升機構(gòu)傳動方案 選擇滑輪組和吊鉤組 按照布置宜緊湊的原則 采用閉式傳動起升機構(gòu)構(gòu)造型式 如圖 2 1 所示 采用了雙聯(lián)滑輪 組 按 查起重機械課本表 5 5 取滑輪組倍率 t80 Q5 hi 承載繩分支數(shù) 1052ih Z 圖 2 1 起升機構(gòu)文字簡圖 2 1 2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承 當 時 課本起重機械表 67 頁 5 6 得滑輪組效率 5 hi 鋼絲繩所受最大拉力 0 96h 只有當起升高度大于 50 米時 q 才計1280 32hhQqS Nii 入所以此處只記 Q 查課本起重機械表 59 頁 5 3 得 工作級別為 M6 時 安全系數(shù) n 6 鋼絲繩計算破斷拉 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 4 力 bS N 500KNmax68350bsn 選擇 破斷拉力 1670 的纖維芯鋼絲繩 由課本公式 直徑 619 dcs24dm 2 1 3 確定卷筒尺寸并驗算強度 卷筒直徑 由設(shè)計參數(shù)要求知 80D 卷筒尺寸 注 t 為槽距 H 為主起升高度 d 為鋼絲繩直徑 l1 為固定繩尾所需的長度 l2 為卷筒兩端空余部分的長度 l3 為允許偏差度決定 00 hiLnt n 為附加安全圈數(shù)為使繩尾受力減小偏于固定通常取 n 為 1 5 到 3 圈 0d824D mm012654 93 8L l1 3t 78mm l2 根據(jù)設(shè)計手冊 232 頁公式 p d 2 4 mm 及結(jié)構(gòu)需要定為 26mm 具 課本 68 頁鋼絲繩允許偏斜度為 1 10 取0 為 min3min0 20 2BhlBh L3 500mm 0123654 97865 8Lll 卷筒轉(zhuǎn)速 57 8 2n10 23 min34htoivrD 由 課 本 起 重 機 械 P56公 式 8知 2 1 4 選電動機 計算靜功率 0 018 0 04 Q 1440kgxG 選自起重機計算實例 P238 頁 xn0Q V612jP 847 85 12kw 0 85 式 中 機 構(gòu) 總 效 率 一 般 9 取 16 0 76 61 5 8 edjNkkwM d式 中 系 數(shù) 由 起 重 機 設(shè) 計 規(guī) 范 書 中 表 查 得 對 于 級 機 構(gòu)取 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 5 查大連伯頓 YZR 電機資料選用電動機 YZR 315s 823e1 25 7w 5 7 kg 84dNKnrpmGDmkg 電 機 質(zhì) 量 G 2 1 5 選擇減速器 由上算得 10 23 intnr 減速器總傳動比 107254 63 jni 又查參考資料得 ZQ 1000 型號減速器參數(shù) 08w 4 0kgNKi 許 用 功 率 質(zhì) 量 2 1 6 驗算起升速度和實際所需功率 實際起升速度 0iv 47 6 8 min5 誤差 100 100 1 9 10 v 78 實際所需等效功率 48 57KW 52 5KWxN v 649578 eN 40 2 1 7 校核減速器輸出軸強度 由起重機設(shè)計規(guī)范書中公式 6 16 得輸出軸最大徑向力 maxax1 2jRSGR max 23625108460 kN3 79 P14 SkNRZQ j 卷 筒 上 卷 繞 鋼 絲 繩 引 起 的 載 荷 G卷 筒 及 軸 自 重 參 考 起 重 機 課 程 設(shè) 計 頁 附 表 查 得 減 速 器 輸 出 軸 端 最 大 允 許 徑 向 載 荷 由 泰 隆 減 速 器 資 料 查 得 max1 0 79 kN 3k2RR 由起重機計算實例 239 頁得輸出軸最大扭矩為 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 6 M maxmaxe0M 0 78 i1 25 5909 92 8 650eNNnJCMm emax0 電 動 機 軸 額 定 力 矩 當 時 電 動 機 起 動 轉(zhuǎn) 矩 由 老 師 給 的 資 料 表 查 得 減 速 器 傳 動 效 率 減 速 器 輸 出 軸 最 大 容 許 轉(zhuǎn) 矩 查 得 2 897 450 91063 61NmMNm ax 由以上計算知 所選減速器能滿足要求 2 1 8 選擇制動器 所需靜制動力矩 0 2ZjZQGDMKi 814 821 750 5735 3kgmN 制動安全系數(shù) 由課本起重機械運輸?shù)诹虏榈?由選用 YWZ 400 90 制動器 1 75zK 其制動轉(zhuǎn)矩 制動輪直徑 制動質(zhì)量 60ezMNm 40 zD10ZGkg 2 2 副起升機構(gòu)的設(shè)計 2 2 1 確定起升機構(gòu)傳動方案 選擇滑輪組和吊鉤組 按照布置宜緊湊的原則 采用閉式傳動起升機構(gòu)構(gòu)造型式 如圖 2 2 所示 采用了雙聯(lián)滑 輪組 按 查起重機械課本表 5 5 取滑輪組倍率 10Qt i3h 承載繩分支數(shù) 236hZi 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 7 圖 2 2 起升機構(gòu)計算簡圖 起重機課程設(shè)計附表 8 P237 頁選圖號為 G15 吊鉤組 得其質(zhì)量 G0 219kg 兩動滑輪間距 為 A 185mm 2 2 2 選擇鋼絲繩 若滑輪組采用滾動軸承 當 時 查起重機械課本 67 頁表 5 6 得滑輪組效率 3hi 鋼絲繩所受最大拉力 0 985h max1210 69202hhQqS Nii 課本起重機械 59 頁表 5 3 工作級別為 時 安全系數(shù) n 5 鋼絲繩計算破斷拉力 5MbSax 584 6bSnkN 由上知選擇 6x19 破斷拉力 1670 的纖維繩芯鋼絲繩 由課本公式 直徑得 d 為dcs 13mm 鋼絲繩最小破斷拉力 93 1bS 2 2 3 確定卷筒尺寸并驗算強度 已知卷筒直徑 D 400mm 卷筒尺寸 00 hHiLntD 312 2059 m 4 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 8 04013Ddm 1326lt 213l估 算01 59 68 Ll 取 40 4m 15 卷 筒 壁 厚 取 2 n3 5 in3 1htoivrD 由 課 本 起 重 機 械 P56公 式 8知 2 2 4 選電動機 計算靜功率 00 61 82641 Qj dtchjedjdjPGVkkw 但 一 般 08 9 取 0 85 16 0 75 8 0 dk M dd式 中 系 數(shù) 由 課 本 起 重 運 輸 機 械 中 表 查 得 對 于 級 機 構(gòu)取 查大連伯頓 YZR 系列選用電動機 YZR250M1 8 23e1 2 3w 7 1 5kg 5dPKnrpmGDkg 電 機 質(zhì) 量 G 2 2 5 選擇減速器 卷筒轉(zhuǎn)速 已經(jīng)求得 0 53 intr 減速器總傳動比 由起重機設(shè)計手冊 P237 查得 10723 58 tin 50 4 minZQr 查 泰 隆 減 速 機 資 料 附 表 頁 0 1112 8w 31 5 9 0 85PKikgdlm 許 用 功 率 質(zhì) 量 入 軸 直 徑 軸 端 長 2 2 6 驗算起升速度 實際起升速度 0iv 23 519 min 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 9 誤差 100 100 0 25 10 v 13 298 2 2 7 校核減速器輸出軸強度 由起重機設(shè)計規(guī)范書公式 6 16 得輸出軸最大徑向力 maxax1 2jRSGR 3 845619 2kN 0 5k 67 由 起 重 運 輸 機 械 課 本 公 式 得 輸 出 軸 最 大 扭 矩 為 M maxmaxe0M 0 i 由以上計算知 所選減速器能滿足要求 2 2 8 選擇制動器 所需靜制動力矩 0 2 109 413 75 85323 ZjZQGDMKikgmN 1 7520 520 3 zezzKMNDm z制 動 安 全 系 數(shù) 由 起 重 機 械 課 本 14頁 知 由 參 考 資 料 焦 作 金 箍 數(shù) 據(jù) 表 選 用 YWZ制 動 器 其 制 動 轉(zhuǎn) 矩 制 動 輪直 徑 制 動 器 質(zhì) 量 G 4kg 2 3 小車運行機構(gòu) 2 3 1 確定機構(gòu)傳動方案 小車的傳動方式有兩種 即減速器位于小車主動輪中間或減速器位于小車主動輪一側(cè) 減 速器位于小車主動輪中間的小車傳動方式 使小車減速器輸出軸及兩側(cè)傳動軸所承受的扭矩比 較均勻 減速器位于小車主動輪一側(cè)的傳動方式 安裝和維修比較方便 但起車時小車車體有 左右扭擺現(xiàn)象 對于雙梁橋式起重機 小車運行機構(gòu)采用圖 2 3 減速器位于小車主動輪中間的傳動方案 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 10 圖 2 3 小車運行機構(gòu)傳動簡圖 先對運行阻力計算 小車質(zhì)量估計取 17390GxPkg 摩擦阻力矩 2mdMQxK 查得 由 Dc 500mm 車輪組的軸承型號為 7524 據(jù)此選出 Dc 500 車輪組軸承亦為 7524 軸 承內(nèi)徑和外徑的平均值 由起重機設(shè)計規(guī)范書中表 7 1 表 7 3 查得 d5 16720 滾動摩擦系數(shù) K 0 0009 軸承摩擦系數(shù) 0 02 附加阻力系數(shù) 2 0 采用導輪式電纜裝置導 電 代入上式得 滿載時運行阻力矩 2mQxdMPGK 0 1675501739 0 2 2 64kgmN 運行摩擦阻力 1 0846 152mQmQcMPD 無載時運行阻力矩 0 mQxdGK 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 11 0 167517390 2 8 58 kgmN 運行摩擦阻力 0 0 95 382 2QmcMPD 2 3 2 選電動機 電動機靜功率 846 1356 01009jcJPVKWm 式中 滿載時靜阻力 QmjP 0 9 機構(gòu)傳動效率 m 1 驅(qū)動電機臺數(shù) 初選電動機功率 1 5603 9djNKKW 式中 電動機功率增大系數(shù) 由起重運輸機械表 7 6 得 1 15d dK 由大連伯頓系列電機選用電動機 YZR160L 8 Ne 16kW n1 705 min 電 22 0 dGDkgm 機質(zhì)量 172kgdG 2 3 3 選擇減速器 車輪轉(zhuǎn)速 38 524 min0cVrnD 機構(gòu)傳動比 107528 ci 查泰隆 ZQ 系列軟齒面減速器表 選用 ZQ 500 減速器 N 中級031 5i 12 8kW 2 3 4 驗算運行速度 實際運行速度 028 7353 16minciV 誤差 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 12 38 5160 8 10cV 故合適 起動時間 21 0 38 2 xqqj QPGnt mcDMi 式中 n1 715r min m 1 驅(qū)動電動機臺數(shù) 其中 25 11 5 90eJCqeNMn 76 94m 滿載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩 08 13 709mQjQ Ni 空載運行時折算到電動機軸上的運行靜阻力矩 0 0 85 2 43479mQjMmi 初步估算制動輪和聯(lián)軸器的飛輪矩 2226 kgGcDz 本機構(gòu)總飛輪矩 22221 DdDzlCGCG 50 6 9kgm 式中 C 由起重機械運輸表 4 1 查得及其他傳動飛輪矩影響系數(shù) 折算到電動機軸上可取 C 1 15 滿載起動時間 80 2 2940 1739 0 5 92 38 2 176 3 1 4 qQt 0s 無載起動時間 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 13 2 0 94017390 5 2 38 2 176 3 48qQt s 由起重運輸機械表 5 1 查 當 時 推薦值為 5 5s 5 min0 6 cvs qt Q Q 故所選電動機能滿足快速起動要求 qtqt 2 3 5 按起動工況校核減速器功率 起動狀況減速器傳遞的功率 3751 60 219100dcPVNKWm 0 xcdjgj qQGVt 8017395 1646 2 375N qt在 上 一 步 已 經(jīng) 計 算 運行機構(gòu)中同一級傳動的減速器個數(shù) 1 m m 2 3 6 選擇制動器 通常起重機的起動時間為 1 5s 取 3sZt 所需制動轉(zhuǎn)矩 221100 2 38 cZZ dQPGxKQPGxDnMmcti i 22940739 5 9 248 0 167 810 0 7 92Nm 由焦作金箍制動器附表 15 選用 YWZ4 315 23 其制動轉(zhuǎn)矩 180NmeMZ 考慮到所取制動時間 3s 與起動時間 0 729s 差距不大 故可省略制動不打滑驗算 zt 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 14 2 4 大車運行機構(gòu)的設(shè)計 2 4 1 確定機構(gòu)的傳動方案 跨度為 28 5m 為中等跨度 為減輕重量 決定采用圖 2 4 的傳動方案 圖 2 4 集中傳動的大車運行機構(gòu)布置方式 1 電動機 2 制動器 3 帶制動器的半齒輪聯(lián)軸器 4 浮動軸 5 半齒輪聯(lián)軸器 6 減速器 7 車輪 2 4 2 輪壓 按圖 4 2 所示的重量分布 計算大車車輪的最大輪壓和最小輪壓 滿載時 最大輪壓 max42GxxPQLe 8617058 5139 kN 空載時 最小輪壓 min142xPGPL 86708 9 5kN 車輪踏面疲勞計算載荷 maxin23cP 96 81 4 7KN 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 15 圖 2 5 輪壓計算圖 2 4 3 運行阻力計算 摩擦總阻力矩 2mdMQGk 由起重機課程設(shè)計 查得 車輪的軸承型號為 軸承內(nèi)徑和外徑的平24P頁 80cD7530 均值為 由起重機設(shè)計規(guī)范書中表 7 1 7 3 查得 滾動摩擦系數(shù) 10365 軸承摩擦系數(shù) 附加阻力系數(shù) 代人上式得 k 0 2 1 5 當滿載時的運行阻力矩 2dMmQGk 0 141 580360 62 9N 運行摩擦阻力 2mmcQPD 15693 0 8N 當空載時 2dMmQGk 0 141 59340 6 28 Nm 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 16 0 2mmcMQPD 8 7 5N 2 4 4 選擇電動機 電動機靜功率 10cjdjPvm 643287 4 92950kw 式中 0 95jmPQ 滿 載 運 行 時 的 靜 阻 力 2驅(qū) 動 電 動 機 臺 數(shù) 機 構(gòu) 傳 動 效 率 初選電動機功率 GjPp 0 85492 18kw 式中 157GP G0 85 電 動 機 功 率 增 大 系 數(shù) 由 起 重 機 械 課 本 表 查 得 由參考資料 YZR 系列大連伯頓選用電動機為 2221160 7 5 940 min 160e dYZRMNkwnrDkgmkg 電 動 機 質(zhì) 量 為 2 4 5 選擇減速器 車輪轉(zhuǎn)速 dccvn 87 34 5 min0r 機構(gòu)傳動比 10927 34 5cni 查泰隆資料表 選用兩臺減速器 其型號為 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 17 0531 5 2 8 min ZQNkwr 減 速 器 i 當 輸 入 轉(zhuǎn) 速 為 750 可見 jN 2 4 6 起動工況下校核減速器功率 起動工況下減速器傳遞功率 10dcPvNm 式中 60 dcdjgj qvQGt 50934 7 643219601N mm 運 行 機 構(gòu) 中 同 一 級 傳 動 減 速 器 個 數(shù) 因此 907 3 1526dNKW 所以減速器合適 25 3 dJcKW 所 選 減 速 器 的 2 4 7 選擇制動器 由焦作金箍系列的 YWZ4 系列電力液壓筷式制動器的制動時間 3zts 按空載計算制動力矩 即 代人起重運輸機械的 7 16 式0Q 2210 38 5 7mczj lzGDnMctiN in0 2DcjP 186 47 8951 63Nm 坡 度 阻 力 0 2 0 DPG min 2cdk 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 18 0 149340 62 6 78N 2m 制 動 器 臺 數(shù) 兩 套 驅(qū) 動 裝 置 工 作 現(xiàn)選用兩臺 制動器 由焦作金箍制動器資料得其額定制動力矩50 23YWZ 為避免打滑 使用時需將其制動力矩調(diào)至 以下 1ezMN 12m 考慮到所取的制動時間 在驗算起動不打滑條件時 已知是足夠安全的 故 0zqtQ 制動不打滑驗算從略 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 19 3 結(jié)構(gòu)計算部分 3 1 橋架尺寸的確定 大車軸距的大小直接影響大車運行狀況 常取 011285057BSm 0 5B根 據(jù) 小 車 軌 距 和 中 軌 箱 型 梁 寬 度 以 及 大 車 運 行 機 構(gòu) 的 設(shè) 置 取 3 2 主梁尺寸 主梁在跨度中部的高度 h 由金屬結(jié)構(gòu)課本 112850167 28500707hSm 當小跨度時取較大值 反之取較小值 求得的梁高通常作為腹板高度 為下料方便 腹板高度一般取尾數(shù)為 0 的值 取腹板高度 180hm 3 2 1 腹板和翼緣板厚度 腹板厚度通常按起重重量決定 1 30758mQt 取 主 端梁翼緣板厚度 0 64m 通 常 上 下 翼 緣 板 厚 度 相 等 由課本機械裝備金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計 P195 公式 7 32 翼緣板厚度y0w 85bhA 取 0 12m 端梁頭部下翼緣板板厚 上翼緣板與中部下翼緣板板厚 312m 端梁腹板厚度 由課本機械裝備金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計 P194 公式 7 27 1 8 01 52hF 3 2 2 兩腹板內(nèi)壁間距 b b 0 4 0 8 0 4 0 8 1800 720 1440mm 1h 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 20 取 b 900mm 驗算 1b60b 570mb33hS 且即 取 值 合 理 3 2 3 上下翼緣板的寬度 B1 11 b 209270968B 3 2 4 端梁高度 H2 主梁總高度 104Hhm 端梁高度 H2 應略大于車輪直徑 21 50 82491Hm 3 2 5 主梁端部變截面長 d 1 285036 712548S d 350m主 梁 端 部 變 截 面 長 取 3 3 主端梁界面 主 端梁采用焊接連接 端梁為拼接長 橋架結(jié)構(gòu)與主 端梁界面圖如下 圖 3 1 雙梁橋架結(jié)構(gòu) 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 21 圖 3 2 主梁與主梁支撐截面的尺寸簡圖 3 4 端梁截面尺寸的確定 3 4 1 起重機的總質(zhì)量 包括主梁端梁小車大車運行機構(gòu) 司機室和電氣設(shè)備等 可由下式估算 G0 45 82 0 45 82 5 4 87QSt tt 由起重機設(shè)計手冊 3 8 12 知 1 9 7 而 483 min AP 10tdV 工 作 級 別 估 算 大 車 輪 壓 由起重機設(shè)計手冊 P358 表 3 8 10 選 為 15t 431232ABH 310 28205m 車 輪 組 的 尺 寸 80 B 對較大起重量得起重機 為增大端梁水平剛度和便于主端梁連接 通常 B2 比 B3 大 50 100mm 左右 但給制造帶來不便 B2 35 125 05Bm 3 4 2 端梁中部上下翼緣板寬度 B44214038 4 6 3 5 主 端梁截面幾何性質(zhì) 3 5 1 截面尺寸 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 22 主梁截面面積 21012h 2968 107 483mAB 330101h 2XBI 慣 性 矩 233104789681809622 5m 2330 1y11 2394hb 2907126 BI 3 5 2 端梁截面 端梁截面積 2431322510289102641ABHm 1 4343XBHI 3 2948025102910523 1m 2321 2312yHBBI 23 38490150 45089089 m 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 23 圖 3 3 端梁與端梁支撐面處的尺寸簡圖 3 6 載荷 3 6 1 自重載荷 a 主梁自重均勻載荷 6 1 27850419 8 4103 qFkAgSNm 小車軌道重量 由課本金屬結(jié)構(gòu) P453 表 20 得 軌道理論g m69 質(zhì)量 60 8N m 欄桿等重量 g0 lF b 主梁均布載荷 qg 413 596 4815680 lNm 3 6 2 小車輪壓 起升載荷為 319 8405QPgN 小車自重 7076Gx 假定輪壓均布 課本起重機械表 4 2 距 K 2400mm 滿載小車輪壓 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 24 12pjj23449051765274 3718865 qGxJpppP NN 同 理 其 他 三 個 輪 壓空 載 小 車 輪 壓 xj12709 4 6GP 3 6 3 動力效應系數(shù) 12q4y 1 8 034V 1460058vh 15 3hmHC 通 常 安 裝 公 差 要 求 3 6 4 慣性載荷 大小車都是四個車輪 其中主動輪各占一半 按車輪打滑條件確定大小車運行的慣性力 一根主梁上的小車慣性力為 xgp30548 N 2610 5727P 大車運行起 制動慣性力 一根主梁上 為 3 52 0194 57PHqFN 主 梁 跨 端 設(shè) 備 慣 性 力 影 響 力 小 忽 略 3 6 5 偏斜運行側(cè)向力 小車左輪至跨度極限位置 C1 1 2m 一根主梁的重量力為 0 2GqPFS 5680 42 5041964N 一根端梁單位長度的重量為 1 27850 qgqkASFkAgS 62 5 192034 NmNm 考慮大車車輪直徑 以及其他相關(guān)零件 取 8 0B 一根端梁的重量為 1 858 QqFB 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 25 一組大車運行機構(gòu)的重量 分別驅(qū)動兩組對稱配置 為 起重機課程設(shè)計表 7 3 中得 重心作用位置80 GjPN 1 5lm 司機室及設(shè)備的重量為 209 81620GsPgN 重心作用位置到主梁一端的距離 大約取 2 8m l 3 6 6 滿載小車在主梁跨中央 一側(cè)端梁總靜輪壓為 01 1 12 2 84905765920 489 19605 RQGxQGxslPpPFpSNN 由 及課本機械裝備金屬結(jié)構(gòu) 53 頁圖 3 9 用插值法求得 028 5SB 14 12sRP 側(cè) 向 力 為 3 6 7 滿載小車在主梁左端極限位置 1 02 12 1RQGxGQjGsbClpPFpSS 5249051761960 48 8 9050147N 2SRP 側(cè) 向 力 為 3 7 扭轉(zhuǎn)載荷 中軌梁扭轉(zhuǎn)載荷較小 且方向相反 可忽略 故在此不用計算 7 端梁總輪壓計算簡圖見圖 3 4 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 26 圖 3 4 端梁總輪壓計算 3 8 主梁的計算 3 8 1 內(nèi)力 垂直載荷 計算大車傳動側(cè)的主梁 在固定載荷與移動載荷作用下 主端梁按簡支梁計算 如圖 3 5 所示 圖 3 5 主梁計算模型 固定載荷作用下主梁跨中的彎矩 248qiqGFSdMP 2560 48 1 52 81 3729 NmNm 3 8 2 跨端剪切力 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 27 04112qcqGjslFSPS 2 8 3 1512748 NN 移動載荷作用下主梁的內(nèi)力 輪壓合力 與左輪的距離為 P 1 25bm a 滿載小車在跨中 跨中 E 點彎矩為 241 43p qcMSbF 04 2123058 15 697qGjslFPNmNm 跨中 E 點剪切力為 1412PbFS 25 3048186NN 跨中內(nèi)扭矩為 n 0T b 滿載小車在跨端極限位置 z C1 端梁剪切力 14PCSbcF 30581 2 51 2 276NN 主梁跨中總彎矩為 xqpcM 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 28 704329 8604 715Nm 主梁跨端總剪切力 支撐力 為 RqcpF1274 836 525N 3 8 2 水平載荷 a 水平慣性力載荷 在水平載荷 k240mb 120HPjFK 及 作 用 下 橋 架 按 鋼 架 計 算 05a 132BK 水平鋼架計算模型如圖 3 6 圖 3 6 水平剛架計算模型 小車在跨端 鋼架的計算系數(shù)為 11 233yabIabIrSS 98 8 572101 784 跨中水平彎矩為 211 83HHPSMFSrr 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 29 223610 578 1394 508 142 783 784 Nm 跨中水平剪切力為 2pHP 跨中軸力為 218HHFSPabNr 2 394 508 3610 5728 271608 小車在跨端 跨端水平剪切力為 12HcFSCbPL 394 508 1 252360 57827 NN b 偏斜側(cè)向力 在偏斜側(cè)向力作用下 橋架也按水平鋼架分析如圖 3 7 圖 3 7 側(cè)向力作用下剛架的分析 這時 計算系數(shù)為 912 82 1 3735 720aIrS 小車在跨中 側(cè)向力為 17 sRPN 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 30 1 RP見 滿 載 小 車 在 主 梁 跨 中 央 一 側(cè) 端 梁 總 靜 輪 壓 處 超前力為 103752 658 18swPBNL 端梁中點的軸力 1194 2dWN 端梁中點的水平剪切力 12dsaPkr 1 337 478914NN 主梁跨中的水平彎矩為 112SdSMPpb 28 5372 397 439 06684NmNm 主梁軸力為 11372 91 349 76SdP 主梁跨中總的水平彎矩為 4 8652 12085 7yHsMNm 小車在跨端 側(cè)向力為 232 srP 超前力為 2075 68 18swBNL 端梁中點的軸力為 221394 dNP 端梁中點水平剪切力為 22dsaKr 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 31 1 33752 47890NN 主梁跨端的水平彎矩為 2csdMPab 375 1390 4128N 主梁跨端的水平剪切力為 26 1498 6170 94cswdFPN 主梁跨端總的水平剪切力為 70 3285 cHcs 小車在跨端時 主梁跨中水平彎矩與慣性載荷的水平彎矩組合值較小 不需計算 3 8 3 強度 需要計算主梁跨中截面如圖 2 危險點 1 2 3 的強度 a 翼緣板上邊緣與軌道接觸點 1 的應力 主腹板邊至軌頂距離為 045yghm 集中載荷對腹板邊緣產(chǎn)生的局部壓力為 41 43250720jmyPMPah 76 3Ma 垂直彎矩產(chǎn)生的應力為 301 104 2587xyI 9Pa 水平彎矩產(chǎn)生的應力為 002 慣性載荷與側(cè)向力對主梁產(chǎn)生的軸向力較小且作用方向相反應力痕小 故不用計算 假定剪力由腹板承受 彎矩由翼緣板和腹板共同承受且按慣性矩分配 點 1 的折算應力為 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 32 010220398 175mmnMPaa 點 2 的折算應力為 222yxMI 3 3103147 9805 47158699 MPaPaMPa 點 3 的折算應力為 113 310 9 2347 805 475861 yxbhIIMPa b 主梁上翼緣板的靜矩 0102yHSB 3968654m c 主腹板下邊的切應力為 1086524965024 7pyFSMPaI 223 3 d 主梁疲勞強度 橋架工作級別為 A7 應按載荷組合 1 計算主梁跨中的最大彎矩截面 E 的疲勞強度 由 于水平慣性載荷產(chǎn)生的應力很小 為了計算簡明而忽略慣性力 求截面 E 的 最大彎矩和最小彎 矩 滿載小車位于跨中 輪壓 P1 在 E 點上 則 max16357 02MNm 空載小車位于右側(cè)跨端時如圖 3 8 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 33 圖 3 8 主跨梁中 E 最小彎矩的計算 左端支反力為 112RbFPCs min41 5308 5QRNNMFz 70329 80 528 1565m 驗算腹板受拉翼緣板焊縫 4 的疲勞強度 見圖 3 9 圖 3 9 主梁截面疲勞強度驗算 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 34 1max 2xhMI 3101mini 310347 5809 2 5873926xMPaPahIPaMPa 應力循環(huán)特性 minax 0 36148Gr 根據(jù)工作級別 E4 應力集中等級 k1 及材料 Q235 查得 103 7 370 bPa 焊 縫 拉 伸 疲 勞 許 用 應 力 為 1r1 67 r0 45b3 71 86 76 58aMP r1max094 e 因后面要用需驗算橫隔板下端焊縫與主腹板連接處 5 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 35 1max3101mini 310 minax 5 2347 80 6 2 5873 5864xx hMIPaPhIMPaPr 顯然 相同工況下的應力循環(huán)特性是一致的 據(jù) E4 及 Q235 橫隔板采用雙面連續(xù)焊縫連接 板底與受拉翼緣板間隙為 50mm 應力集中等級為 K3 查的 103 7MPa 1 拉伸疲勞許用應力為 1r1 67 r0 453 71 86 76 58abMP r1max 104 6a MP 由 于 切 應 力 很 小 忽 略 不 計 3 9 端梁的計算 由端梁截面已經(jīng)初步確定 現(xiàn)進行具體計算 取滿載小車位于主梁跨端 大小車同時運行 起 制動及橋架偏斜 截面 3 3 及 4 4 端梁支撐處兩個截面很近 只計算受力稍大的截面 4 4 端梁支撐處為安裝大車輪角軸承箱座而切成缺口并焊上兩塊彎板 16mm 185mm 端部腹 板兩邊都采用雙面貼角焊縫 取 8mm 支撐處高度 400mm 彎板參與端梁承載工作 并承fh 處截面 3 3 及 4 4 如圖所示 3 10 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 36 圖 3 10 端梁支承處截面 形心 i121Ay 406 837219 685392 my 慣性矩為 322 22x1 11322 132 2877I 50 856 y0 7 286y y8775104 1856 1 4 6 8m 3 3 10 穩(wěn)定性 3 10 1 整體穩(wěn)定性 h910 2 543b3 8 穩(wěn) 定 局部穩(wěn)定性 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 37 翼緣板 03529 1760 bh 穩(wěn) 定 腹板 08 518 故只需對著主梁腹板位置設(shè)置四塊橫隔板 隔板厚度 8m 隔板間距 a 1m 3 10 2 橋架的剛度計算 a 滿載小車位于主梁跨中產(chǎn)生的靜撓度 23251048050 385261 431 68xPbYSEISmYm 橋架的水平慣性位移 3411359445260 7838 68 94341 051 0 2HHyyPFXEIrEIrSmXm b 垂直動剛度 起重機動剛度以滿載小車位于橋架跨中的垂直振頻率來表征 計算如下 主梁質(zhì)量 1596 8 1520 4GPKgg 全橋架中點換算質(zhì)量為 10 2Gxm 58 406kg 起升質(zhì)量為 2QK 起升載荷 9PgN 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 38 起升鋼絲繩滑輪組的最大下放長度 212rqrlHm 橋架跨中靜位移 230248QxPbySEI 32510950 382523 1m 起升鋼絲繩滑輪組的靜伸長 0549020 9867 4QrPl mnEA c 水平動剛度 起重機水平動剛度以物品高度懸掛 滿載小車位于橋架跨中的水平自振頻率來表征 半主梁跨中在單位水平作用下產(chǎn)設(shè)個的水平位移 3148eySEIr 3592031 4 5680 9 mNmN 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 39 總 結(jié) 本次設(shè)計包括了解橋式起重機的發(fā)展和應用現(xiàn)狀 設(shè)計一臺滿足要求的室內(nèi) 80t 雙梁橋式起 重機 并用 AutoCAD 繪圖軟件繪制出要求的圖紙 本文先對動力系統(tǒng)進行計算 選擇及校驗 橋式起重機傳動系統(tǒng)設(shè)計主要包括起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)設(shè)計 小車運行機構(gòu)傳動系統(tǒng)設(shè)計 大車 運行機構(gòu)設(shè)計 在這三個傳動系統(tǒng) 起升機構(gòu)傳動系統(tǒng)是最重要也是最關(guān)鍵的 對起重機金屬 結(jié)構(gòu)時 采用經(jīng)濟梁法設(shè)計出起重機主梁最優(yōu)截面 并校核截面幾何尺寸 通過這次雙梁橋式起重機的畢業(yè)設(shè)計 對起重機的起升和金屬結(jié)構(gòu) 加工 裝配等一系列 過程有了更多的認識 從中學到了很多 在設(shè)計過程中 培養(yǎng)了我分析零件結(jié)構(gòu) 運行機構(gòu)傳 動機構(gòu)的能力 對書本的知識做進一步的了解與學習 對資料進行查詢與合理的應用 并熟悉 了相關(guān)設(shè)計手冊和繪圖軟件 從而對我們所學專業(yè)知識更加深刻了解 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 40 參考文獻 1 陳道南 盛漢中主編 起重機課程設(shè)計 M 第二版 北京 冶金工業(yè)出版社 1993 66 128 2 中華人民共和國國家標準 起重機設(shè)計規(guī)范 M GB T3811 2008 北京 中國 標準出 版社 1983 P90 200 3 須雷 起重機的現(xiàn)代設(shè)計方法 起重運輸機械 M 學校內(nèi)部課本 P119 275 4 王小明 盧志強 國內(nèi)外大型起重機的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 J 機電產(chǎn)品開發(fā)與創(chuàng)新 1002 6673 2009 02 006 03 5 徐格寧 主編 08 級課本機械裝備金屬結(jié)構(gòu)設(shè)計 M 第二版 太原科技大學 2009 9 17 348 6 陳國章等 起重機計算實例 1984 版 7 通用橋式起重機 M GB T14405 2011 1993 P100 150 8 ZQ 系列減速器泰隆減速器股份有限公司提供 9 大連伯頓有限公司的 YZR 系列起重專用電機提供 10 焦作金箍的 YWZ4 系列的制動器提供 浙江農(nóng)林大學天目學院本科生畢業(yè)設(shè)計 論文 41 致 謝 大學生活即將結(jié)束 在這短短的幾年里 讓我結(jié)識了許許多多熱心的朋友 工作嚴謹教學 相幫的教師 在此向所有給予我此次畢業(yè)設(shè)計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感謝 首先 向本設(shè)計的指導老師表示最誠摯的謝意 在自己緊張的工作中 仍然盡量抽出時間 對我們進行指導 時刻關(guān)心我們的進展狀況 督促我們抓緊學習 老師給予的幫助貫穿于設(shè)計 的全過程 從借閱參考資料到現(xiàn)場的實際操作 他都給予了指導 不僅使我學會書本中的知識 更學會了學習操作方法 其次 要向給予此次畢業(yè)設(shè)計幫助的老師們 以及同學們以誠摯的謝意 在整個設(shè)計過程 中 他們也給我很多幫助和無私的關(guān)懷 更重要的是為我們提供不少技術(shù)方面的資料 在此感 謝他們 沒有這些資料就不是一個完整的論文 另外 也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝 總之 本次的設(shè)計是老師和同學共同完成的結(jié)果 在設(shè)計的一個月里 我們合作的非常愉 快 教會了大我許多道理 是我人生的一筆財富 我再次向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝