毕业设计（论文）榛子破壳机的设计

1、榛子破壳机的设计吴志旺河北科技师范学院 机械电子系机械设计制造及其自动化专业2003级02班指导老师 刘长荣摘要：本设计的目的是解决食品加工厂人工对榛子破壳时劳动强度大、成本高的困难，用机器代替人工破壳，从而节约剥皮成本、提高工厂的效益。该机主要由喂料斗，栅条式分级滚筒，传动链条,导向辊,传动齿轮,挤压辊,弧齿板,传动链条及一些传动联接件组成。以电动机为动力，动力由电动机输出轴输出，再通过传送带传递到挤压辊的主轴，挤压辊配合弧齿板将送到的榛子破壳.然后再传给传动齿轮。目前在国内还没有榛子破壳机的现有机械，本课题研究的榛子破壳机只是正在理论研究阶段。关键词：榛子；破壳；划痕引言榛子,又名棰子、平

2、榛、山反栗。西亚，欧洲地中海沿岸，北美等国家栽培欧榛已有700多年历史，有许多优良品种，为国际贸易市场四大坚果之一。我国北方有丰富的野生榛，据不完全统计20世纪50年代东北地区约有榛林166.7万亩，年产榛子2500万公斤以上，畅消国内外.榛子营养全面、丰富，榛子果仁据分析含脂肪51.466.4，蛋白质17.3225.92，碳水化合物6.6，水分2.85.8及多种维生素和矿物质。榛油中溶解有维生素c，ve，vb等。榛仁可生食，炒食，不仅风味好，且热量高。在食品工业中榛仁是巧克力，糖果，糕点等加工食品的优质原料。榛仁也是榨取食用油及多种工业用油的原料，含油量54左右，是大豆的23倍。榛仁还可入药

3、。经常食用可有效地延缓衰老、防止皱纹，对心脏病、癌症、血管病有预防和治疗作用，还可明目健脑，又因其是很有效的天然抗氧化食物，所以对女性来说润泽肌肤之佳品。 在我国，榛子以直接食用为主，而在其他国家80% 榛子应用在巧克力、糖果业，15%用百面食、糕点、饼干，零食仅占5%。中国榛子加工食品人均消费逐年增长，榛子食品开发大有可为，土耳其榛子以外形美观、不饱和脂肪酸含量高，口感香醇、皮薄、出果率高等特点受到食品加工业青睐， 但我国目前的榛子破壳主要以手工为主,工人的劳动强度大,但生产效率低.市场对榛子破壳机的需求很大. 在进行榛子制品的加工时 , 首先遇到的一个问题就是脱壳。如果脱壳的目的是为了加工

4、榛仁罐头 ,那么对脱壳的要求就很严格 ,不能破坏榛仁的外表面 ,更不能压碎榛仁 ,否则榛仁的淀粉会溶解在罐头汤中 , 出现糊汤现象。如果脱壳的目的是为了加工榛仁露和榛仁粉 , 那么对脱壳的要求就稍简单一些。因此 , 榛子的脱壳在榛子加工中起着非常重要的作用。榛子破壳机的设计1、结构与工作原理1.1主要结构及工作原理榛子破壳机的结构如图1所示，该机可将榛子破壳，使其壳仁分离，以满足生产的需要。该机结构简单，工作稳定、可靠，生产效率高。以电动机为其动力源。图17、喂料斗 9、分级滚筒 4、皮带6、导向辊 12、弧齿板 5、挤压辊 2、弹性联轴器 3、减速器 1、电动机10、出料口 8、清筛装置11

5、、机架 该机主要由喂料斗、分级滚筒、皮带、导向辊、弧齿板、挤压辊、弹性联轴器、齿轮式联轴器、减速器、电动机、出料口、清筛装置、机架组成。该机由电动机输出轴输入动力，通过联轴器传至减速器，再通过带轮传递到挤压辊，使挤压辊绕轴旋转，挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒，分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。工作时，榛子由喂料斗送入，进入分级滚筒，分级滚筒将榛子分成三级： 015mm,15 20mm, 20mm30mm。同时为防止榛子卡在滚筒的洞里，配有清筛装置，将榛子与滚筒分离。从滚筒出来，榛子到达导向辊，通过导向辊的导向，榛子进入工作区。在工作区，榛子受到挤压辊的挤压，壳仁分离，再通过出料口，将分

6、离的榛子输送出。1.2 传动原理 将电动机输出轴传递的动力通过联轴器经过减速器、带传动传至挤压辊的主轴。挤压辊通过带传动将动力传给分级滚筒。分级滚筒再通过带传动将动力传给导向辊。2.电动机的选择14 电动机的选择取决于挤压辊的所用功率p，取榛子的最大直径为25mm,l=2dk=235.5mm,(其中d为榛子的直径，k=1.2) 榛子的行数为：n=235.5/20=12榛子的列数为：s=100/20=5试验测得榛子破裂所需挤压力为f=30n挤压辊所受的平均压力为：f=60*30=1800n挤压辊所受扭矩为：t=1800*50=90n.m挤压辊的转速为n=60r/min挤压辊的所用功率为：p=0.

7、56kw从电动机到挤压辊的功率传递效率：=0.99*0.99*0.99*0.94*0.94*0.98=0.774（其中为为弹性联轴器的传递效率，为带传动的传递效率，为减速器中齿轮的传递效率，为减速器中轴承的传递效率）电动机的所需功率为：p= =0.72kw所以所需电动机的功率应为1kw左右，转速在1400r/min左右，由表32-4查得应选y802-4型电动机1。电动机的参数如下表：型号额定功率（kw）转速（r/min）效率（%）功率因数质量(kg)输出轴径（mm）y802-40.75139074.50.761819电动机的示意如图2：图23.联轴器的选择103.1 类型选择 因为此榛子破壳机

8、工作时有轻微的振动与冲击，为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。3.2 载荷计算：公称转矩 ，（发动机实际发出的功率）由表21-1查得ka=1.7,故由式（21-1）的计算转矩为：3.3型号选择： 从gb4323-84中查得tl1型弹性凸缘联轴器19x30的许用转矩为,许用最大转速为8100r/min,轴径为19mm，故适用。联轴器的示意如图3：图34.减速器的选择13初选挤压辊的转速为：n=60r/min,则减速器的传动比约为i=23.2根据传递动力的需要，选展开式两极圆柱齿轮减速器（jb716-56）查表25-10（p1301）减速器的参数如下表： 公称总传动比i高速级传动比i高速级传

9、动比i各级传动比乘积 i*i22.44.55.02255带传动系统的设计通过皮带轮的传动使电动机动力传递到工作轴上。带传动系统是由v型传动带和主从带轮三部分组成。5.1减速器与挤压辊之间的v带传动的设计15已设计出的条件：减速器的功率为:p=0.75*/0.99=0.59kw,转速为:n=n=1390/22.5=62r/min,传动比为：i=15.1.1计算功率的确定 按所传递的功率p、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式： (8) 式中：-工作情况系数。 p-所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。5.1.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计

10、手册选定带的型号为a型。a型带的技术参数如表3。表3 a型带的技术参数基本尺寸节 宽单根v带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.1.3带轮基准直径d1与d2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径d1 根据所选v带型号参考表14-2及表14-6选取d1= d2=150 mm。（2）带的速度v 上面所选的d1是否合适不确定，故应该进行速度验算。有公式得： (9) 5.1.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算

11、 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.1.5验算主动带轮上的包角a1 包角，故满足对包角的要求。5.1.6确定v带的根数z 根据公式： (15)式中：p0单根v带的许用功率，由手册查知p0 = 0.44 kw。k 材质系数,取k = 0.75。包角系数，取。长度稀疏，取。单根普通v带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通v带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n=62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来

12、的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了1根v带。5.1.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，v带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则v带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会增大，因此需要适当的初拉力。单根v带适当的初拉力f0可由下式确定： (17)式中：q 普通v带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。将各数据代入可得：f0 = 200 n 。5.1.8确定带传动作用在轴上的压力q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力q。q值可以近似按下式算出： (18) 其中f0 单根带的初拉力； z 带的根数；代入数据可以算出压力

13、q = 800 n 10。5.1.9带轮的设计1带轮的材料选择 因为带论的转速v=0。3m/s，v25m/s，转速比较低，所以材料选定为灰铸铁，硬度为ht150。5.1.10带轮的结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择机构型式；根据带的型号确定轮槽尺寸。（1）主动带轮的结构选择 因为根据主动带轮的基准直径是d1 = 150 mm，而与它配合的轴的直径是d = 19 mm，因此根据根据经验公式，所以主动轮和从动轮都采用腹板式。5.1.11带轮参数的选择 通过查手册可以确定带轮的结构参数简表4，其他结构尺寸可以根据相应的经验公式计算得出。表4 带轮的结构参数 单位（mm）带的型号mf

14、tsa1253516100000000116134（1）主动轮和从动轮的结构及相关尺寸见下图4所示。 图4 主动轮的机构5.2挤压辊与分级滚筒之间的v带传动的设计5.2.1计算功率的确定 按所传递的功率p、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式： (8) 式中：-工作情况系数。 p-挤压辊所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。已经知道挤压辊与分级滚筒轴之间的效率，其中1为带传动的效率，2为轴承的效率。可以求得所传递的功率p=0.57 kw。根据公式8得到计算功率。5.2.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计手册选定带的型号为a型。a型带的技术参

15、数如表3。表3 a型带的技术参数基本尺寸节 宽单根v带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.2.3带轮基准直径d1与d2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径d1 根据所选v带型号参考表14-2及表14-6选取d1= 100 mm。（2）带的速度v 上面所选的d1是否合适心里没底，故应该进行速度验算。有公式得： (9) （3）计算从动带轮的直径d2 由机械手册可以查得v型带的弹性滑动率。由公式可得：取d2 = 200 mm。（4）确定实际传动比 i 可由公式得： （10）所以从动轮的实际转速是，转速误差为，在实际工作中要求不高时误差在4%左右是

16、许可的。5.2.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.2.5验算主动带轮上的包角a1 对包角的要求应保证： (14) 经过验算求出包角，故满足要求。5.2.6确定v带的根数z 根据公式： (15)式中：p0单根v带的许用功率，由手册查知p0 = 0.44 kw。k 材质系数,

17、取k = 0.75。包角系数，取。长度系数，取。单根普通v带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通v带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n1 为挤压辊的转速，n = 62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了4根v带。5.2.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，v带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则v带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会增大，因此需要适当的初拉力。单根v带适当的初拉力f0可由下式确定： (17)式中：q 普通v带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.0

18、6 kg/m。将各数据代入可得：f0 = 89 n 。5.2.8确定带传动作用在轴上的压力q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力q。q值可以近似按下式算出： (18) 其中f0 单根带的初拉力； z 带的根数；代入数据可以算出压力q = 200.4 n 10。5.2.9带轮的材料选择 因为带论的转速v=0.3m/s，v25m/s，转速比较低，所以材料选定为灰铸铁，硬度为ht150。5.2.10带轮的结构设计 带轮的结构设计主要是根据带轮的基准直径选择机构型式；根据带的型号确定轮槽尺寸。（1）主动带轮的结构选择 因为根据主动带轮的基准直径是d1 = 100 mm，而与它配

19、合的轴的直径是d = 20 mm，因此根据根据经验公式，所以主动轮采用腹板式。（2）从动带轮的结构选择 因为根据从动带论的基准直径是d2 = 200mm，d2 300mm，所以带论采用腹板式。5.2.11带轮参数的选择 通过查手册可以确定带轮的结构参数简表4，其他结构尺寸可以根据相应的经验公式计算得出。表4 带轮的结构参数 单位（mm）带的型号mftsa1253516100000000116134（1）主动轮的结构及相关尺寸见下图5所示。图5主动轮的机构5.3分级滚筒与导向辊之间v带传动的设计5.3.1计算功率的确定 按所传递的功率p、载荷性质和每天的运转时间等因素来确定计算功率。根据公式：

20、= * p (8) 式中：-工作情况系数。 p-分级滚筒所传递的功率。通过机械设计基础一书由表14-7我可查到。已经知道挤压辊与分级滚筒轴之间的效率，其中1为带传动的效率，2为轴承的效率。可以求得所传递的功率p=0.55 kw。根据公式8得到计算功率。=1.1*0.55=0.61kw5.3.2选择带的型号 根据计算功率和小带轮的转速n1由设计手册选定带的型号为a型。a型带的技术参数如表3。表3 a型带的技术参数基本尺寸节 宽单根v带的最大额定功率 (kw)荐用带轮最小直 径(mm) 基准长度范围（mm）11 17805.3.3带轮基准直径d1与d2的确定 （1）初选主动带轮的基准直径d1 根据

21、所选v带型号参考表14-2及表14-6选取d1= d=150 mm。（2）带的速度v 上面所选的d1是否合适心里没底，故应该进行速度验算。有公式得： (9) （3）（4）确定实际传动比 i 可由公式得：i=15.3.4确定带传动的中心距a和带的长度 (1)根据传动的需要初定中心距 它的初选范围公式是： (11) 由此我们可以确定出中心距范围是。考虑到装配要求初步选定中心距为。(2)带长的计算 带长可由公式求出： (12)根据公式12 可以计算得： 再按表14-5选取相近的基准长度和与 对应的公称长度，可以知道。这时的实际中心距可由公式得出： (13)代入数据可以得到。5.3.5验算主动带轮上的

22、包角a1 包角，故满足对包角的要求。5.3.6确定v带的根数z 根据公式： (15)式中：p0单根v带的许用功率，由手册查知p0 = 0.44 kw。k 材质系数,取k = 0.75。包角系数，取。长度稀疏，取。单根普通v带所能传递的功率的增量，其计算公式是： (16)其中为单根普通v带所能传递的转矩的修正值，。通过机械手册查知。n=62r/min。将数据代入公式16可以得到将已知的和算出来的数据代入公式15中可以得到： 。所以可以确定此传动系统使用了1根v带。5.3.7确定带的初拉力 如果初拉力不足，则摩擦力小，v带在工作时容易发生打滑；如果初拉力过大，则v带的寿命会降低，轴和轴承上的受力会

23、增大，因此需要适当的初拉力。单根v带适当的初拉力f0可由下式确定： (17)式中：q 普通v带单位长度的质量，由表14-3查得q =0.06 kg/m。将各数据代入可得：f0 = 200 n 。5.3.8确定带传动作用在轴上的压力q 为了设计安装带轮的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的压力q。q值可以近似按下式算出： (18) 其中f0 单根带的初拉力； z 带的根数；代入数据可以算出压力q = 800 n 10。5.3.9带轮的设计1带轮的材料选择 因为带论的转速v=0。3m/s，v=180以保证榛子在整个圆周上都产生裂纹，使壳的破裂全面而均匀。考虑到榛子在挤压过程中会出现滑动，通过修正工

24、作弧长l的值，使实际挤压工作角a大于上述理论值，从而确保=180(a为挤压辊的工作角)破壳弧板长度l = l 1 + l 2 + l 3 ，式中l 1 , l 3 分别为导入及导出弧板长; l 2 为工作弧长, l2 = 2d k ; d 为榛子直径; k 为滑动系数,取k = 1.2 。由于该结构在破壳时保证了榛子在整个圆周上都能产生裂纹，因此该结构有利于壳的完全破裂。挤压辊工作角=( d 为榛子直径,r为挤压辊的半径，l 2 为工作弧长)较大的滚筒直径有助于提高破壳质量, 但机器的尺寸、质量、制造成本都会增加, 综合考虑取第一级榛子对应的挤压辊的参数:d=15mm,l=113.04 ,18

25、0,r1=21mm, d=8mm第二级榛子对应的挤压辊的参数:d=20mm,l=150.72mm , 180,r2=28mm, d=14mm第三级榛子对应的挤压辊的参数:d=25mm,l=235.5mm , 180,r3=50mm,d=20mm10.2.2 挤压辊的转速挤压辊转速大小对榛子破壳起着重要作用。挤压辊转速小时 , 榛子的破壳率较高 , 而破仁率较低; 随着转速的提高 , 破壳率减小 , 而破仁率增大。选取适当的转速 , 可有效地减少由于分级混杂对破壳性能的影响。同时为保证一定的生产率 , 挤压辊转速不应过低。经试验挤压辊的转速取n = 60 r/ min 。10.2.3挤压辊的间隙

26、挤压辊间隙也是影响破壳的主要因素。挤压辊间隙的选择应遵照以下原则: d仁 d核 ,其中为挤压辊间隙 , 即榛子的变形量不应大于壳仁间隙。10.2.4挤压辊的表面形状 挤压辊表面形状主要影响轧辊对榛子的抓取、破壳和生产率的大小。两齿辊上的齿、槽相错开 , 可增强挤压辊的破壳能力 , 也便于榛仁从榛子中脱出.挤压辊圆周上密集着很小的凸起的锯齿，与它相间的是与分级滚筒分得的榛子相对应的凹槽，凹槽的高度和宽度均为分级滚筒分得的榛子直径的2/3。弧齿板板面上有一道道的凹槽与挤压辊的凸起的锯齿相对应。破壳装置如图12(a) 所示,挤压辊如图(b)所示图12(a)图12(b)1凹槽 2凸起的锯齿10.2.5

27、辊的安装采用轴承座外装式，即将筒体和轴焊接成一体, 筒体随轴旋转。轴安装在机架的轴承座上。此方式结构简单。 11 出料装置本装置的出料部分共包括3个出料斗均匀地分布在机体正下方。出料斗的底面与水平面呈30夹角，便于物料输出滚动；出料斗的最下端距离地面220mm并且在出料斗的两侧装有吊钩，便于集料袋挂放固定。12挤压辊所在轴的设计12.1初步确定轴的最小直径 按扭转强度来初步确定，由式（18-3）得：轴的材料由表18-1选用调质处理的45钢，p=0.57 kw,n=62r/min由表18-2取a0=1103,于是得，轴的最小直径显然是安装用于传递电动机动力的带轮处的轴的直径，尺寸如图12示：图1

28、212.2 轴的结构设计12.2.1根据轴向定位的要求确定轴得各段直径和长度（1）根据以上的计算，初选联结分级滚筒的带轮处轴的直径。据联结分级滚筒带轮设计的宽度和所选键的长度，故选。（2）初选联结减速器的带轮处轴的直径。据联结减速器带轮设计的宽度和所选键的长度，故选。（3）因为挤压辊受到轴向和径向两种力，所以选择角接触球轴承。轴段右端需要制出一轴肩，故取段的直径d=25mm。选角接触球轴承36105，其尺寸为。段也安装一个角接触球轴承36105，故取d=25mm。轴承端盖的总宽度为10mm，根据轴承端盖的装拆及便于添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离l=20mm，再加上轴承的宽度

29、和内深轴的的宽度，故取。（4）端上装三个挤压辊，考虑到挤压辊之间的距离，取，d=28mm10.2.2 轴上零件的周向定位 带轮处采用平键连接。按，由手册查得平键剖面12。键槽用键槽铣刀加工，长为26mm,轴承与轴的周向定位是借配合来保证的，此处选。带轮处采用平键连接。按，由手册查得平键剖面12。键槽用键槽铣刀加工，长为40mm,轴承与轴的周向定位是借配合来保证的，此处选。12.2.3 定圆角半径r值。 按前面所述的原则，定出轴肩处的圆角半径r的值，取,轴端倒角在轴的两端均为（详见gb6403.4-86）11.12.3 按弯扭合成条件校核轴的强度312.3.1 作轴的计算简图，如图（a）所示。1

30、2.3.2 求轴上所受的作用力的大小（1） 带轮作用在轴上的压力 （2） 辊轴上的力 初步估计整个齿轮轴装配完成后的重量为g=100n所以将两个齿轮轴重力平移到主轴上。两根齿轮轴产生的重力平移后产生的扭矩相抵消了，估计重力g2=80n,g1=120n.将模板上受的力平移到主轴上 两根齿轮轴上所受模板的力平移道主轴上所产生的扭矩、弯矩均抵消了。（3） 轴在水平面内所受得支反力如图（b）所示（4） 轴在垂直面内所受支反力如下12.3.3作弯矩图6在水平面内，轴上a、b、c、d、e五点的弯矩为： ，作在水平面内的弯矩图如图（b）所示。在垂直面内，轴上a、b、c、d、e五点的弯矩为：作垂直面内弯矩图如

31、图（c）所示。合成弯矩为：作轴的合成弯矩图如图（d）所示。12.3.4 作轴的扭矩图6作轴的扭矩图如图（e）所示。12.3.5 作当量弯矩图（弯矩，扭矩合成图）a点：b点：c点：d点： 作轴的当量弯矩图如图（f）所示。12.3.6 校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的强度（即危险剖面c的强度）。由式（18-9）及上面计算出的数值可得：按表18-6，对于的碳钢，承受对称循环变应力时的许用应力，故安全。12.3.7主轴的静平衡 制造时要特别注意使两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量完全相等，它们到主轴的距离也要相等，就能保证主轴的静平衡。12.3.8主轴的动平衡 当两个齿轮轴

32、绕主轴公转时，必将对主轴产生惯性力，其中每个齿轮轴所产生的惯性力，（其中为主轴公转的角速度，l为主轴到齿轮轴的中心距，m为齿轮轴及其上零件的总质量），即。因为两个齿轮轴通过轴承，支架固定轴套与主轴紧紧连接在一起，所以可知两个齿轮轴绕主轴旋转的角速度相等，如果保证两个齿轮轴（包括其上所有零件）的质量m完全相等，它们到主轴的距离l也相等，则它们所产生的惯性力f大小相等，方向相反，将两个齿轮轴上的惯性力平移到主轴上将相互抵消，所以主轴此时必将达到动平衡。弯扭图如图9所示：图1413结论与讨论 (1) 该工艺实现难度小 , 机器结构简单 , 制造成本低 ,操作容易。 （2）该破壳机的不足之处：壳仁分离

33、尚未得到解决。(3)在这次设计中，虽然基本上完成了预定的目标，但本机器同专业人员设计的机器相比，很明显存在着一定的差距。由于时间紧，任务重，而且是初次设计，所以难免存在一些问题，需继续改进。14 致谢在设计过程中，我们综合运用了机械设计基础、工程力学、公差、机械制造工艺学、机械制造基础等各门课程中的知识，锻炼了自己独立分析问题、思考问题，改进创新及实践动手操作能力，使我们受益匪浅。系里的领导和老师给我们提供了良好的环境以及经济的援助，特别是指导教师刘长荣，给予我们极大的帮助，包括带领我们参观工厂，搜集资料，设计方案的提出，设计过程中的指导，设计结果的审核等，在此我对系里的领导以及老师们致以衷心

34、的感谢。此外，各位同学也给了我们很大的帮助，我们也同样非常感谢他们。 通过这次设计，我虽然收获很大，同时我也意识到了自身知识的贫乏，实践能力的不足。在以后的学习和工作中，我会进一步提高自身的能力，提高自己的素质。参考文献：1 张展主编，机械设计通用手册m.北京，中国劳动出版社，1994.52 周开勤，唐蓉城，杨景惠主编，机械设计师实用手册m.天津科学技术出版社，19953 孙先菊，郑玉才主编，机械设计基础m。河南科学技术出版社，1994.124 龚惠义主编，机械设计课程设计指导（第二版）m.高等教育出版社，2000.55 吴宗泽主编，机械设计实用手册m.北京，化学工业出版社，2000.66 侯运启，杨紫钰主编，工程力学m.河南科学技术出版社，1994.97 黄继昌，徐巧鱼等主编，实用机械机构图册m.北京，人民邮电出版社，1996.68 蔡春源主编，新编机械设计手册m.辽宁科学技术出版社，1993.79 同济大学、上海交通大学等院校机械设计制图手册m编写组编，同济大学出版社，1991.810 张展主编，实用机械传动手册m.北京，科学出版社，199311 徐濒主编，机械设计手册（3.4卷）m.北京，机械工业出版社，199112机械设计手册联合组编，机械设计手册（上、中册）m.北京，机械工业出版社，198013机械设计工程手