机械制造与自动化毕业设计（论文）加热炉推料机的执行机构综合与整体设计

1、兰州工业高等专科学校毕业设计（论文）题目 加热炉推料机的执行机构综合与整体设计 系 别 机械工程系 专 业 机械制造与自动化 班 级 姓 名 学 号 指导教师（职称） 日 期 2012-2-22 摘 要随着机械行业的的发展，热处理伴随其中，热处理是机械电子工业生产中极其重要的工艺，推料机在热处理的工艺中起着举足轻重的地位，从而对推料机的设计有着较深远的意义。本次毕业设计的课题是加热炉推料机设计。加热炉推料机是以间歇的方式将工件输送到加热炉中。其动力源是电动机，电动机通过传动装置、四杆机构，驱动滑架往复运动，工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，推爪从工件下滑过，工件不动。当

2、滑架再次向前移动时，推爪已复位，并推动新工件前移，前方推爪也推动前一工件前移。周而复始，工件不断前移。本论文论述的是加热炉推料机的设计过程，主要包括传动系统方案的拟定、电动机的选择、蜗杆减速器的设计、开式齿轮传动及其轴系结构设计、四杆机构的设计等内容。关键词：加热炉推料机；蜗杆减速器；开式齿轮传动；四杆机构 ABTRACTWith the development of machinery industry, with one heat treatment, heat treatment is the production of machinery and electronics industr

3、y is extremely important process, push feeder process in the heat treatment plays an important position, thereby pushing feeder design has a more far-reaching significance . The graduation issue is intermittent Feeding Machine. Intermittent Feeding machine is intermittent manner transported to the f

4、urnace in the workpiece. The power source is a motor, electric motor drives, six institutions, driven reciprocating sliding shelf, sliding shelves when working stroke claw push forward a step to promote the work piece, when the sliding frame returns, pushing claw fell off from the workpiece , the wo

5、rkpiece is not moving. When the slide frame to move forward again, the push claw has been reset, and push forward the new parts, front paws also helped push forward the previous piece. Cycle, the workpiece continuously forward. This paper discusses the intermittent feeder pushing the design process,

6、 including transmission programming, the selection of motor and worm gear reducer design, gear and the shafting of open structure design, four organizations in the design, etc . Key words: Intermittent pusher machine; Worm reducer; Open-gear drive; Four institutions目录摘 要IABTRACTII1 绪论11.1 课题背景11.2 在

7、国内外的研究现状11.3 本论文的主要内容12 总体设计22.1 传动方案的拟定23 电动机的选择计算43.1 选择电动机的类型43.2 选择电动机容量43.3 电动机转速的确定43.4 分配减速器的各级传动比53.5 转速、转矩、功率的确定54 飞轮的转动惯量的确定74.1 确定飞轮的转动惯量75 蜗轮蜗杆减速器的设计85.1 蜗轮蜗杆的确定85.1.1 选择材料85.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。85.1.3 按齿面接触疲劳强度设计85.1.4 计算传动效率95.1.5 确定传动的主要尺寸95.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度105.1.7 验算效率105.1.8 精度等级公

8、差和表面粗糙度的确定115.2 轴的设计115.2.1 蜗杆轴（轴I）的设计115.2.2 蜗轮轴（轴II）的设计135.3 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算156 开式齿轮传动及其轴系结构设计176.1 开式齿轮传动设计176.2 大齿轮轴（轴III）的设计187 四连杆机构的设计20结论24致 谢25参考文献261 绪论1.1 课题背景推料机是一种间歇的输送工件的机械，其电动机通过传动装置，工件机构驱动输送架作往复移动，工件行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长，当滑架返回时，由于推爪下装有压缩弹簧，推爪得以从工件底面滑过，工件保持不动。当滑架再次向前推进时，推爪已复位并推动新工件前移，与此同

9、时，该推爪前方的推爪前一工位的工件一起再向前移动一个步长。如此周而复始，工件不断前移。1.2 在国内外的研究现状世界工业发展表明，制造技术的先进性是产品竞争能力的保证，而热处理技术的先进程度，则是保证机械产品质量的关键性因素。推料机对热处理技术的先进程度起着举足轻重的地位。1.3 本论文的主要内容研究此项任务，一方面可以对我这几年来所学知识的一个检测，也是对我工作能力的提高。在此次毕业设计中运用到了机械设计，机械制图，互换性，材料，机械原理及工程力学等多学科知识。本文研究内容主要包括：（1）怎样实现间歇进料的问题；（2）分析系统工作时各部分之间的协调问题；（3）对传动系统进行设计计算；（4）推

10、料机各机械部分的结构设计。2 总体设计2.1 传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计包括原动机和传动装置两部分：1. 原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电380/220V。故，原动机选用电动机。2. 传动装置的选择1）减速器电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。 可选用的有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗杆传动。 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护； 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率

11、较低，传动比不恒定，寿命短而蜗杆传动虽然效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高，但还是比较符合本设计的要求，所以采用蜗杆传动。 总传动比为45.5，轴所受到的弯扭矩较大，所以初步决定采用蜗轮蜗杆加开式齿轮传动，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构。2）传动机构工作机应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，凸轮机构虽然能较容易获得理想的运动规律,但要使执行滑块达到220mm的行程,并保证工作时处于较小的压力角

12、范围,凸轮的径向尺寸较大,此外凸轮与从动件为高副接触,不宜用于低速重载。且凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。 在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动推料推板，且结构应该尽量简单，所以选择四杆机构。传动方案如图2-1所示。图2-1 间歇式推料机传动方案设计参数见表2-1表2-1 设计参数滑块运动行程H/mm220滑块运动频率n/(次/min)60滑块工作行程最大压力角30机构行程速比系数K1.25构件DC长度lDC/mm1150构件CE长度LCE/mm150滑块工作行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr1/

13、N500滑块空回行程所受阻力（含摩擦阻力）Fr2/N1003 电动机的选择计算3.1 选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.2 选择电动机容量1）工作机所需的功率： kW2）电动机功率计算：传动效率：一对轴承： 齿式联轴器： 蜗轮蜗杆：油润滑头蜗杆 一对圆柱齿轮：级精度 滑块摩擦：槽形摩擦轮 总传动效率：所以总传动功率为：kW但是由于设计了飞轮，使电动机的功率大大的降低；由于等效阻力矩的平均值212.67n.m所以平均功率为：kWKW其中K值得选用与电动机的类型有关，对于曲柄压力机K值大约在1.151.6之间，此处取K=1.6对照7表12-1，

14、电动机的额定功率为0.75kW3.3 电动机转速的确定根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw=20r/min查7表12-1根据电动机的功率为0.75kW，同步转速为1000r/min现将电动机的数据和总传动比列于表3-1表3-1 电动机的数据及总传动比电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比最大转矩 Y90S-6 0.751000r/min 910r/min 45.5 2.03.4 分配减速器的各级传动比若齿轮的传动比取，则蜗轮蜗杆的传动比为3.5 转速、转矩、功率的确定1. 计算各轴输入转速电机轴：r/min轴：r/min轴：r/min轴：r/min 2. 计算各轴输入功率电机轴：

15、 KW1轴： KW2轴： KW3轴： KW推杆： KW3. 计算各轴输入转矩电动机输出转矩：N·mm1轴：N·mm2轴：N·mm3轴：N·mm将上述计算结果列于表3-2，以供查阅。表3-2 各轴的运动和动力参数轴名功率P / kW转矩T /N·mm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动机轴0.757.8791010.9801轴0.747.7991015.170.8316轴0.5993.6260.0650.9805轴0.5892.6812.0124 飞轮的转动惯量的确定4.1 确定飞轮的转动惯量 在此毕业设计的加热炉的自动上料装置中，安

16、装飞轮不仅可以起到调速的作用，主要使电动机的功率大大减小。飞轮转动惯量的计算飞轮的转动惯量 其中为驱动功与阻抗功之差的最大值，称为最大为平均角速度，为机器运转速度不均匀数的许用值。 由于本次课题中机器的等效转动惯量的常量部分与飞轮的等效转动惯量相比小的多时，则也可忽略不计，于是得：，其中n为构件每分钟的转速。在安装飞轮的情况下，电动机功率可以按照机器一个工作循环所需的平均功率来计算。当等效阻力矩其等效阻力矩的平均值为： =N·m = =212.67N·m其中为工作行程曲柄转过角度；为回行程曲柄转过角度。可近似认为机器运转时的平均角速度为电动机的额定角速度,于是：平均功率为:

17、 N=KW N=KN=1.6=0.68KW其中K值的大小与所选电机类型有关，对于曲柄压力机K值约为1.151.6之间，取K=1.6故飞轮的转动惯量为： J=对于曲柄压力机值一般为0.10.3，取=0.35 蜗轮蜗杆减速器的设计5.1 蜗轮蜗杆的确定 5.1.1 选择材料由机械设计基础，蜗杆用45钢，硬度为4555HRC,蜗轮用铸锡磷青铜。 5.1.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比。总传动比,分配传动装置各级传动比，由机械设计课程设计式（2-5）得： 为圆柱齿轮传动比，为蜗杆蜗轮传动比。由机械设计课程设计表2-1取，即得，见机械设计基础表8-3取 5.1.3 按齿面接触疲劳强度设计1.

18、 初步确定作用在蜗轮上的转矩按照机械设计基础式(8-14)有：则N2. 确定载荷因数K因工作载荷平稳，见表8-7取3. 确定材料系数见表8-8.取4. 确定许用接触应力见表8-9，查得基本许用接触应力MPa应力循环次数 寿命系数： 故许用接触应力 MPa5. 确定m及蜗杆直径 见机械设计基础表8-2，初选，此时5.1.4 计算传动效率1. 计算滑动速度 涡轮速度 m/s 蜗杆导程角 滑动速度m/s5.1.5 确定传动的主要尺寸1. 中心距：mm2. 蜗杆尺寸 分度圆直径：mm 齿顶圆直径：mm 齿根圆直径：mm 导程角： 轴向齿距：mm 轮齿部分长度：mm 取mm3. 蜗轮尺寸 分度圆直径：m

19、m 齿顶圆直径：mm 齿根圆直径：mm 外圆直径：mm 蜗轮轮齿宽度：mm 螺旋角 齿宽角 故 咽喉母圆半径：mm5.1.6 校核齿根弯曲疲劳强度 1. 确定齿形因数当量齿数利用插值法，见机械设计基础表8-11，查得 2. 确定螺旋角因数 3. 确定许用弯曲应力寿命系数0.521见机械设计基础表8-12，查得基本许用弯曲应力 故许用弯曲应力4. 弯曲强度校核故满足弯曲强度要求。5.1.7 验算效率已知= , 与相对滑动速度有关= =0.279m/s由机械设计基础表8-13查得当量摩擦角 所以啮合效率 由于大于原估计值，故不用重算。5.1.8 精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动

20、是动力传动，属于用机械减速器。GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择38级精度，侧隙种类为f,标注为8f GB/T10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用4个）。5.2 轴的设计5.2.1 蜗杆轴（轴I）的设计1 轴的材料的选择考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选材45钢，淬火处理。2. 求输入蜗杆轴上的功率，转速和转矩由前表3-2可知：蜗杆轴的功率KW r/min N·mm3. 确定轴的最小直径选取蜗杆轴为45钢，调质处理见机械设计基础表11-19，取

21、C=112，由下式初步估算轴的最小直径 mm4. 轴的结构设计1) 轴段(1)为使所选的轴直径d与弹性柱销联轴器孔径相配，此处轴直径d应等于联轴器孔径12mm，即：为保证半联轴器固定可靠，应使轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取mm2) 轴段(2)为满足联轴器的定位要求，轴端(1)的右端需设计一轴肩轴肩高度mm mm按标准直径取mm由轴段（2）可根据机械设计课程设计表8-145取轴承mm，mm，根据机械设计课程设计表4-6 4-7得：螺钉直径mm，螺钉数为4选择轴承端盖： mm mm mm mm mm mm mm考虑轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂，取端盖外端与半联轴器右端面之间的

22、距离为35mm，故取mm3) 轴段(3)因为轴承mm所以mm mm4) 轴段(4)轴肩高度mm mm取mm mm5) 轴段(5)轴肩高度mm mm取mm mm6) 轴段（6）与轴段（5）相一致，即mm mm7） 轴段（7）与轴段（4）相一致，即mm mm8） 轴段（8）取mm mm9） 轴段（9）取mm mm蜗杆轴的结构简图如图5-1所示： 图5-1 轴I的结构简图5.2.2 蜗轮轴（轴II）的设计1 由前表3-2可知：蜗轮输出轴上的功率：KW 转速：r/min转矩：N2 确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调制处理。见表11-19，取,由下式初步估算轴的最小直径： mm因轴的最小直径是安

23、装小齿轮(1)处的轴直径此处有一键槽，故轴径应增大5%, 即：mm3. 轴的结构设计1） 轴段（1）直径d1=23mm2） 轴段（2）为满足小齿轮的定位要求，轴段(1)的左端需设计一轴肩，轴肩高度为： 所以 ：mm按标准直径取mmmm3） 轴段（3）由机械设计课程设计表8-145 选滚动轴承mmmm所以mmmm由机械设计课程设计表4-6可知：轴段(2)的轴承端盖螺钉直径mm，螺钉数目为4，由表4-7可选螺钉联接式轴承盖如下： mm mm mm D-(1015)=62-12=50mm (34)=62-4=58mm mm 0.15)D=0.1562=9.3mm4） 轴段（4）由经验选轴段（4）的直

24、径mm mm5） 轴段（5）轴肩高度 由机械设计课程设计表3-3蜗轮L的尺寸可知：mm6） 轴段（6） 轴肩高度： mm 取mm mm7） 轴段（7）由轴段（6）与机械设计课程设计表8-145选的圆锥滚子轴承 mmmm 选轴段（7）的直径mm mm根据机械设计课程设计表4-6由圆锥滚子轴承D=72mm选轴承端盖螺钉直mm 螺钉数为4根据机械设计课程设计表4-7可计算联接式轴承端盖数据如下： mm mm mm mm mm mm mm mm至此已初步确定了轴端各段直径和长度，见图5-2所示. 图5-2 轴II的结构简图5.3 蜗杆蜗轮减速器箱体的设计计算1箱体的结构形式和材料:箱体采用铸造工艺，材

25、料选用HT200，因其属于中型铸件，铸件最小壁厚810mm，取=10mm。2铸铁箱体主要结构尺寸和关系见表5-1。表5-1 箱体的主要结构尺寸名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=0.8=9.6mm 取1=10mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2b1=1.5×1=12mmb=1.5×=15mmb2=2.5×=2.5×12=20mm地脚螺钉直径及数目a100mm 取df=12mm n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=9mm 取d1=10mm盖与座联接螺栓直径 d2=（0.50.6）df 取d2=8mm联接螺栓d

26、2间的间距150200mm轴承端盖螺栓直径d3=（0.40.5）df 取d3=8mm 检查孔盖螺栓直径d4=（0.30.4）df 取d4=6mmDf，d1，d2至外壁距离 df，d2至凸缘边缘距离 C1=20,16,14 C2=16,14轴承端盖外径 D2=122mm 轴承旁联接螺栓距离 S=122mm轴承旁凸台半径R1=14mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=12mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=10mm6 开式齿轮传动及其轴系结构设计6.1 开式齿轮传动设计1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数考虑此

27、减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。 材料：小齿轮选用45钢调质，硬度为小齿轮220HBW；大齿轮选用45钢正火，硬度为170HBW。初步估计齿轮线速度V10ms,选择8级精度2 确定齿轮的许用应力1） 查表得：=570MPa =530MPa =200MPa =190MPa S=1 S=1.32） 由9公式10-13计算应力值环数L=10×300×16=48000hN=60nj =60×100×1×（16×300×10）=1.728×108hN=20×100×1&#

28、215;（16×300×10）=5.76×107 h 3） 查得：Z=1 Z=1.04 Y=Y=1.24） 求的许用应力=636=551.2 =154=1463. 按齿面接触疲劳强度设计1） T=9.55×10=84358.3N·mm2） 选取K=11选择小齿轮的齿数Z=20，大齿轮的的齿数Z=20×3=60，因为是悬臂布置，所以取=0.4因为两个齿轮材料均为钢，查得Z=189.8因是软齿面，由齿面接触强度公式计算d=54M=2.7取标准模数m=34. 计算大小齿轮的几何尺寸d=mz=3×20=60mmd=mz+2h=3&#

29、215;22=66mmd=mz-2h-2c=3×17.5=52.5mmd=mz=3×60=180mmd= mz+2h=3×62=186mmd= mz-2h-2c=3×97.5=292.5mmh=h=m2h+ c=3×2.25=6.75mma=120mmb=0.4×60=24mm取b=35mm b=30mm5. 校核齿根弯曲强度查得Y=2.65 Y=2.215 Y=1.59 Y=1.785=YY=×2.65×1.59=141.2=141.2×=132.4154MPa =146MPa6. 验算齿轮的圆周速度m

30、/s6.2 大齿轮轴（轴III）的设计1. 该轴的功率转速和转矩由表3-2可知：轴III的功率KWr/minN.mm2. 确定轴的最小直径1） 选取轴的材料为45钢，调制处理。 见机械设计基础表11-19，取，有下列初步估算轴的最小直径：mm3. 轴的结构设计1） 轴段（1） 选取轴段（1）为最小直径，即：mm mm2） 轴段（2） 该轴段与圆锥滚子轴承相配合，由机械设计课程设计表8-145选滚动轴承mm mm 所以mm 取mm3） 轴段（3） 轴段（3）与大齿轮相配合，选取该轴段直径为：mm mm4） 轴段(4) 该轴段与轴段（2）相一致，即：mm mm轴III的结构尺寸如图6-1所示： 图

31、6-1 轴III的结构尺寸7 四连杆机构的设计1. 根据题目要求设计一四连杆机构曲柄摇杆机构已知摇杆长度L=1150mm，行程速比系数K=1.25首先确定最大摆角在相似三角形中，如图7-1所示 图7-1 相似三角形已知mm mm=CM=195mm在DCM中由余弦定理可得cos=利用图解法进行设计。由题意可知设计的关键是确定曲柄的回转中心A和曲柄和连杆的长度L,L设计过程如图7-2所示图7-2 曲柄摇杆机构的设计 1 先按照公式计算机位夹角2 选取适当的比例尺 u,任取一点D并以此点为顶点作等腰三角形，使之两腰之长等于uL,C=选取比例尺u=1:53 连接C作C,再作使。与交与点P4 以PC为直

32、径作一辅助圆，再使上任取一点A，连接AC,AC,C所以曲柄的回转中心A在此圆弧上5 由L和确定出曲柄长度L和连杆长度LL=11mm L=97mm6 由图直接量取AD,再按比例计算出实际的长度实L=mm实mm实mm2. 假设曲柄AB等速转动，画出滑块的和速度的变化规律曲线1 位移变化规律曲线滑块的位移可用交规法求出。为此，先将原动件曲柄AB在整个运动循环中的角位移分成若干等分，此处可分12等分。因为原动件均假定为等速运动，所以分12等分。求得曲柄B一系列的位置，然后分别以曲柄B的这些位置为圆心，以连杆的长度为半径画圆弧与滑块的导路相交，即得滑块C的一系列位置。于是距离,便是当曲柄在各个位置时，滑

33、块C自起始位置C位移。因此作出滑块C的位移曲线图如下。设取一直角坐标系，以纵坐标代表滑块C的位移，其比例尺为(/mm)。的值等于机构图的比例尺，以横坐标代表时间比例尺R为(s/mm)，此处 =式中T为曲柄旋转一周所用的时间；L为横坐标上截取的用来代表时间的线段长度；而n为曲柄每分钟的转速r/mm。将线段L分为12等分，过各分点作铅垂线，并将图中的点C的位移投影在各个对应的铅垂线上，最后将点连成一条光滑的曲线，即为滑块的位移随时间变化曲线。又因为曲柄以等角速度回转，横坐标也代表曲柄AB的转角，此时比例尺为 如图7-3所示： 图7-3 用交规法求滑块位移变化规律曲线2 速度变化规律曲线由理论力学可

34、知，构件上任意一点B的运动可以认为是由其随同该构件上另任意一点A的平动牵连运动与绕点A的转动相对运动所合成。因此，点B的速度为V如图7-4所示： 图7-4 滑块瞬时速度的计算式中V为点B相对于A的相对速度，其大小等于该刚体的瞬时角速度与点AB之间的实际距离的乘积，即,而方向与点AB的连线垂直，指向与的方向一致。滑块C在12个位置的瞬时速度都可求出。取一直角坐标系，纵轴代表速度(mm/s)；横轴代表曲柄转角。求得速度变化规律曲线如图7-5所示：图7-5 速度变化规律曲线 结论通过此次毕业设计，我不仅把知识融会贯通，而且丰富了大脑，同时在查找资料的过程中也了解了许多课外知识，开拓了视野，也认识到了

35、机械的发展方向，使自己在专业知识方面和动手能力方面有了质的飞跃。毕业设计是我作为一名学生即将完成学业的最后一次作业，它既是对学校所学知识的全面总结和综合应用，又为今后走向社会的实际操作应用铸就了一个良好开端，毕业设计是对我所学知识理论的检验和总结，能够培养和提高设计者独立分析和解决问题的能力，是我在校期间向学校所交的最后一份综合性作业，从老师的角度来说，指导做毕业设计是老师对学生所做的最后一次执手训练。毕业的时间一天一天的临近，毕业设计也接近了尾声。在不断的努力下我的毕业设计终于完成了。在没有做毕业设计以前觉得毕业设计只是对这几年来所学知识的大概总结，但是真的面对毕业设计时发现自己的想法基本是

36、错误的。毕业设计不仅对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次毕业设计使我明白了自己原来知识太理论化了，面对单独的课题的感觉很茫然。自己要学习的东西还很多，以前老是觉得自己什么东西都会，什么东西都懂，有点眼高手低。通过这次毕业设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。 总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值。有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用

37、的时候才是真正学会了。在此要感谢我们的指导老师穆玺清老师对我悉心的指导，感谢老师们给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。虽然这个设计做的也不太好，但是在设计过程中所学到的东西是这次毕业设计的最大收获和财富，使我终身受益。 致 谢这次的毕业设计是在我的指导老师穆玺清老师亲切关怀和悉心

38、指导下完成的。从毕业设计选题到设计完成，穆老师给予我耐心指导与细心关怀，有了周老师耐心指导与细心关怀我才不会在设计过程中迷失方向，失去前进动力。感谢穆老师给予了我这样一个学习机会，谢谢！感谢学校三年来对我的辛苦培育，让我在大学这三年来学到很多东西，特别感谢机械系为我提供了良好的学习环境、感谢领导们三年来对我无微不至的关怀和指导，让我得以在这三年中学到很多有用的知识。谢谢！感谢我的同学们，在这三年里与你们共同学习，一起奋进，我很开心，感谢你们能陪伴我一起走过大学时光，有你们我的生活才精彩。感谢你们。感谢我的父母在生活、经济，精神三方面对于我的大力支持。谢谢。参考文献1 魏兵等.机械原理M.华中科技大学出版社，2007.2 蒋琼珠.连续运输机M.人民交通出版社，2004.3 刘朝儒，彭福荫，高政一.机械制图M.高等教育出版社，2001.4 陈秀 严国良. 机械设计课程设计图册M.高等教育出版社，2006.5 陈秀宁 施高义. 机械设计课程设计M.高等教育出版社,2003.6 李威