高枝修剪机的设计

目目 录录 摘要 1 关键词 1 1 前言 1 2 设计思想 3 2 1 总体方案设计 4 2 1 1 总体结构 4 2 1 2 传动路线 5 2 1 3 主要技术参数 6 3 动力选取 6 4 传动部分的设计 6 4 1 带轮的设计 7 4 1 1 设计功率 7 4 1 2 选定带型 7 4 1 3 确定带轮的基准直径并验算带速 8 4 1 4 确定 V 带的中心距和基准长度 8 4 1 5 包角计算 8 4 1 6 V 带根数计算 8 4 1 7 计算单根 V 带的初拉力得最小值 6 4 1 8 计算压轴力 7 4 1 9 绘工作图 9 4 2 齿轮设计 10 4 2 1 试算小齿轮分度圆直径 10 4 2 2 确定公式内的各计算数值 10 4 2 3 计算圆周速度 11 4 2 4 计算齿宽与齿宽齿高之比 11 4 2 5 计算载荷系数 11 4 2 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 11 4 2 7 按齿根弯曲强度设计 11 4 3 对锥齿轮的强度校核 13 4 3 1 选材料 热处理方法 定精度等级 13 4 3 2 初步设计 13 4 3 3 校核接触强度 17 4 3 4 校核齿根弯曲强度校核 18 4 3 5 齿轮各检验项目及公差值的计算 19 4 4 选择联轴器 20 4 4 1 类型选择 20 4 4 2 载荷计算 20 4 4 3 型号选择 21 4 4 4 联轴器的强度效核 21 4 5 轴的设计与强度校核计算 22 4 5 1 求作用在齿轮上的力 22 4 5 2 按扭转强度条件效核 23 4 5 3 选择轴承 25 4 5 4 初步计算当量动载荷 26 4 5 5 求基本额定动载荷 26 4 5 6 滚动轴承的验算 26 4 6 主轴的设计 26 4 6 1 按扭转初步估算轴径 26 4 6 2 轴的结构设计 26 4 6 3 轴上受力分析 26 4 6 4 求支反力 26 4 6 5 轴的强度效核 28 5 支撑杆的设计 29 5 1 支撑杆的扭转强度校核 30 5 2 按弯矩强度条件校核 30 6 轴上键的选择及键联接强度校核 31 6 1 键的选择准则 31 6 2 齿轮轴键的选择 32 6 2 1 选择键的联接的类型和尺寸 32 6 2 2 校核键联接强度 32 7 润滑 32 7 1 滚动轴承的润滑 32 8 背架的设计 33 9 其他部件的选择 33 10 结论 33 参考文献 34 致谢 35 1 高枝修剪机的设计高枝修剪机的设计 摘要 为实现修剪工作的现代化 国内外研制了不少修剪机 然而在修剪机系列中 对高枝 修剪机的研究尚处于薄弱环节 为了减轻广大山林工作者的工作强度 提高工作效率 研究一种 用动力代替人工清除的山林高枝修剪机具有重要的意义 为了解决以上的问题 我们以汽油机为 动力源 动力通过轴传给锥齿轮然后带动圆盘锯修剪高枝 切削力度大 可剪 40 的高枝 采用 支撑杆 效果好 关键词 高枝修剪机 高枝 设计 高效率 Abstract To realize the modernization of cutting work at home and abroad many cutting machines are developed However in cutting machine series the study of shrubs cutter remains weak links to reduce the mountain forest workers work strength and improve work efficiency So studying a kind of with the power to replace artificial clear mountain shrub cutting machine has the vital significance In order to solve the above problems we use petrol engine to power sources the power through the shaft to bevel gear and then drive disc curium cut shrubs cutting strength big can cut 40 shrub Using support bar the effect is good Keyword knapsack shrubs cutting machine shrubs design efficient 1 前言 在当今社会 追求效率已经是市场经济主宰下的一个普遍的现象 正如工厂会追 求效率以求达到最大的利润 政府会追求政府官员办事效率以求在最短的时间内满足 群众的需求来塑造一个服务性政府 所以 在效率至上的社会中 节省办事所耗费 的时间就是金钱 就是生命 在现实生活中 维护山林的绿化正是一件耗费大量人力 物力的事情 同时也是一件复杂无比的工作 高枝修剪 除虫等 这些过程是一个都 不能省的 因此 如何在这些过程中提高高枝修剪机机 等工具的科技含量 工作效 率 操作性能等 这些都是当今时代所重点研究的课题 为实现修剪工作的现代化 国内外研制了不少修剪机 这些修剪切机可以应用于 公共绿化场所 宾馆机关 学校 企业 高尚住宅等 然而在修剪机系列中 对高枝 2 修剪机的研究尚处于薄弱环节 而现代化高枝修剪要求越来越强烈 一是因为树木本 身生长的需要 二是因为高枝有些影响总体美观 对山林工作者的工作造成了一定的 影响 故这些高枝必须除去 而现有的高枝清除技术仍不够效率 人工劳动强度大 清除效果也不太好 容易残留一些高枝 由此可见 研究一种用动力代替人工清除 的山林高枝修剪机具有重要的意义 通过调查 在修剪机械中 动力机械的销售 形势年年看好 销售额逐年上升 就长沙而言 今年可望达到 150 万元 其他地区的销售形势也非常可观 因此高枝修 剪机具有广阔的是市场前景 就高枝修剪机的研制而言 现在尚未发现国外的定型产品及有关研究资料 国内 某些园林实业公司曾生产过一些修剪机 使用性能欠佳 达不到使用要求 没有被广 泛使用 现在厂家已经停产 本设计在一定程度上更加提高了修剪机的科技含量 因 此 该修剪机的设计目的 一方面 是为了能够尽可能的进一步将物理原理和传感 人工智能等的新科学技术应用到各种行政领域和密切的我们的日常生活 这样 在普 通的生活中 我们就能够与新科技更加接近 这样在一方面也能促进更多的人进行科 学研究 有一定的教育意义 本人从修剪机出发 是因为修剪机是我们生活中十分普通的一件机器 但在现实 中 却往往忽略了最大化地去发挥修剪机的功能 为实现修剪工作的现代化 国内外 研制了不少修剪机 这些修剪切机可以应用于公共绿化场所 宾馆机关 学校 企业 高尚住宅等 然而在修剪机系列中 对高枝修剪机的研究尚处于薄弱环节 而现代化 高枝修剪要求越来越强烈 一是因为树木本身生长的需要 二是因为高枝有些影响总 体美观 对山林工作者的工作造成了一定的影响 故这些高枝必须除去 而现有的高 枝清除技术仍不够效率 人工劳动强度大 清除效果也不太好 容易残留一些高枝 由此可见 研究一种用动力代替人工清除的山林高枝修剪机具有重要的意义 为了解决以上的问题 我们以汽油机为动力源 动力通过轴传给锥齿轮然后带动 圆盘锯修剪高枝 切削力度大 可剪 40 的高枝 采用支撑杆 效果好 2 设计思想 这里所设计的高枝修剪机首先要通过一个动力源将动力传递出去 为了让圆锯片 达到所需要的速度 传递出去的动力应通过减速机构继续传递 经前面减速机构传递 过来的动力需再经过转换机构传递到执行构件 通过分析得到高枝修剪机的组成框图 3 如图所示 图 1 高枝修剪机的组成框图 Fig 1 The composition of shrub cutter block diagram 此机可用的方案有电瓶电机 汽油机作动力两大类 而电瓶电机又可分为电机置 于工作杆上和置于背架上两种 汽油动力源式可分为软轴类传动和轴类传动 因此该 机器有以下几种可能的方案可供选择 a 电瓶电机组合 且电瓶电机都置于背架上的方案 如图 2 由于电瓶电机由于电 瓶的能量密度不高不适于较长时间的工作 且电机的尺寸又受重量限制因此扭矩的大 小也因此而受到限制 从而影响切削的进行 b 电瓶电机组合 将电机置于背架上的软轴传动方案 如图 3 由于软轴传动效 率不如轴 且国内外软轴应用较少 所以此方案不合适 c 动力源采用汽油机 将汽油机置于背架上的轴传动方案如图 4 汽油机由于功 率大 体积小 质量小且能输出大的扭矩 相对电瓶电机的动力源有明显的优势 考 虑到使用时的方便性 采用轴传动的方案 将减速器置于背架上的以汽油机为动力源 的方案为最优的方案 图 2 电瓶电机轴传动组合图 Fig 2 Battery motor shaft driving combination figure 4 图 3 电瓶电机软轴轴传动组合图 Fig 3 Battery motor soft shaft shaft driving combination figure 图 4 汽油机轴传动组合图 Fig 4 Gasoline engine shaft driving combination figure 2 1 总体方案设计 2 1 1 总体结构 总体结构由以下几个方面组成 结构示意图如下所示 1 动力源 指汽油机 2 减速机构 指减速器 3 转换机构 由联轴器 轴 锥齿轮轴组成 4 执行机构 指圆盘锯 5 支撑件 主要指修剪机机身及背架 6 修剪机高度调节机构 由控制杆和背架带组成 7 传动机构 主要是转动轴 5 1 汽油机 2 减速器 3 联轴器 4 传动轴 5 支撑杆 6 锥齿轮 7 I 型六角开槽螺母 8 圆锯盘 9 端盖 图 5 结构示意图 Fig 5 Structure schematic drawing 2 1 2 传动路线 高枝山地高枝修剪机的传动路线如图 6 所示 由 汽油机 产生的动力经过 带传动到 减速机 上 在经 联轴器 传递到主轴上 再经过一对 锥齿轮 传动将动力传递到执行机构 圆锯盘 上 从此种传动方案上可以看出有以下几种优点 1 传动路线简单 紧凑 而且还能很好的保证大小齿轮的传动比 从而保证 修剪的速度 2 使用齿轮机构 传动效率高 1 动力源 2 V 带 3 减速器 4 联轴器 5 主轴 6 执行机构 图 6 传动简图 Fig 6 Transmission diagram 2 1 3 主要技术参数 6 剪切力 F 4 2N 剪切最大直径mm 40 效率 2 亩 小时 3 动力选取 修剪过程中的功率 本机采用汽油机为动力 圆盘踞锯片 最高转速约在 1000r min 左右 总效率 0 87 为从动力源到圆锯片之间传动 7654321 7654321 机构和轴承效率 由查的 V 带传动 滚动轴承 圆柱齿 2 96 0 1 97 0 642 轮传动 圆锥齿轮传动 97 0 3 96 0 7 5 故 Pd P 2 56 0 87 2 8 查资料选择汽油机选择型号为 1E40F 风冷单缸二冲程 汽油机转速在 3000 6500r min 左右 因此传动比选 3 5 之间 取 4 为合适 计算传动装置传动比和分配各级传动比 1 传动装置总传动比 410004000 wm nni min100044000 12 rinn min1000 23 rnn 各轴输出功率 按汽油机额定功率计算各轴输入功率 P ed P Po 2 8 ed P KWPP43 2 96 0 8 2 101 2 43 0 97 0 97 2 21KW 2 P 1 P 32 2 21 0 97 0 96 2 04KW 3 P 2 P 54 2 04 96 0 97 1 98KW 4 P 3 P 76 7 各轴的转矩 mNnPT 65 6 40008 295509550 000 mNnPT 43 6 400043 2 95509550 111 mNnPT 16 21100021 2 95509550 222 mNnPT 78 20100004 2 95509550 333 mNnPT 39 19100098 1 95509550 444 4 传动部分的设计 4 1 带轮设计 汽油机与减速器之间用普通 V 带传动 汽油机额定功率为 2 8kw 转速 减速器的输入转速 冲击较小 每天工作 8 小时 min 4000 1 rn min1000 2 rn 4 1 1 设计功率 根据工作情况由表 8 7 查的工况系数 1 1 1 A K 4 1 KWPKP Ad 96 2 8 21 1 4 1 2 选定带型 根据和 由图 8 11 选定 Z 型KWPd96 2 min 4000 1 rn 1 计算传动比i 1 21 nni 4 1 3 确定带轮的基准直径并验算带速 V 1d d 小带轮基准直径由表 8 6 和表 8 8 取小带轮基准直径 1d d 1 1 mmdd50 1 带速 4 2 s m nd v d 05 1 100060 400050 100060 11 大带轮基准直径 dd2 60mm 4 1 4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 8 初定轴间距 4 3 2 7 0 21021dddd ddadd 5050 2 5050 7 0 0 a 取 mma100 0 所需 V 带基准长度 4 5 mm a dd ddaL dd ddd 3570 5050 2 1002 4 2 2 0 2 12 2100 查表 8 2 选取 1 mLd400 实际轴间距 121mm 4 6 2 357400 100 2 0 0 dd LL aa 4 1 5 包角计算 4 7 21 1 18057 3 5050 18057 3180 201 5 dd dd a 4 1 6 V 带根数计算 单根 V 带的基本额定功率 根据和由表 8 4a 得 Z 型 V 带的 P1 0 26kw 1 50 d dmm 1 4000 nr m 1 额定功率的增量 根据 和 由表 8 4b 得 Z 型 V 带的 1 P 1 4000 minnr 1i 1 0P 根据查表 8 5 得 1 180 1 1K 根据查表 8 2 的 K 0 87mLd400 1 所以 V 带的根数Z 4 8 11 d L P Z PP KK 2 96 0 98 3 9 所以取 3 根 4 1 7 计算单根 V 带的初拉力得最小值 4 9 2 0 2 5 5001 d P Fmv Kzv 由表 8 3 查得 Z 型带 所以 1 0 06 mKg m 4 10 2 0 2 5 5001 d P Fmv Kzv 165N 4 1 8 计算压轴力 Fp 压轴力的值为 Fp 2Zsina 2 990N F0 4 1 9 绘工作图 图 7 带轮工作图 Fig 7 Working drawing pulley 4 2 齿轮设计 该机一天工作 8 小时 工作年限为 10 年 锯切工作较平稳 转向不变 齿轮传 动有直齿和圆锥齿 修剪机为圆锯切 冲击较小 工作速度不是很高 故可选用 7 级 精度 根据选择直齿圆柱齿轮为 号钢 硬度为 240HBS 而圆锥齿轮的材料为 2 20Cr 并经调质及表面淬火 齿面硬度为 56 60HRC 精度等级为 7 级 按硬度下限 值 由中图 10 21 d 中的 MQ 级质量指标查的 由图 2 lim1lim2 600 HH MPa 2 10 20 d 中的 MQ 级质量指标查得 12 420 EFEF MPa lim1lim2 200 FF MPa 10 选小齿轮齿数 18 大齿轮齿数 4 18 72 1 Z 2 Z 4 2 1 试算小齿轮分度圆直径 由中设计计算公式 10 9a 进行试算 既 1 4 11 3 2 1 1 1 32 2 H EH d t t ZZ u uTK d 4 2 2 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 1 3 t K 2 小齿轮传递的转矩 mNnPT 43 6 400043 2 95509550 111 3 由中表 10 7 选取齿宽系数 0 5 1 d 4 12 9 11 6060 4000 1 8 300 10 5 76 10 h Nn jL 由图 10 19 查得接触疲劳系数 1 1 0 90 HN K 2 0 95 HN K 4 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 S 1 由式 10 12 得 1 1lim1 1 0 90 600540 HNH H K MPa S 2lim2 2 0 95 600570 HNH H K MPa S 22 34mm 4 13 3 2 1 1 1 32 2 H EH d t t ZZ u uTK d 4 2 3 计算圆周速度 V 3 14 22 34 4000 60 1000 4 68m s 4 14 4 2 4 计算齿宽与齿宽齿高之比 b h b 0 5 22 34 11 17mm 模数 m 22 34 18 1 24mm 4 15 齿高 h 2 25 1 24 2 79mm b h 11 17 2 79 4 00 11 4 2 5 计算载荷系数 根据 V 4 68m s 7 级精度 由图 10 8 查得动载荷系数 1 14 1 v K 直齿轮 由表 10 2 查得使用系数 Ka 22 1 FaHa KK 1 由表 10 4 查得 7 级精度 小齿轮相对于支承非对称布置时 1 423 1 Hb K 由 b h 11 17 2 79 4 00 1 423 查图 10 13 得 1 38 Hb K 1 Fb K 故载荷系数 K Ka Kv 2 1 14 1 2 1 423 3 89 Ha K Hb K 4 2 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式 10 10a 得 1 m d1 z1 26 46 18 1 47 4 16 4 2 7 按齿根弯曲强度设计 由式 10 5 得弯曲强度的设计公式为 1 4 17 1 3 2 1 2 Fasa dF Y YKT m Z 确定公式内的各计算数值 1 由图 10 2c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲 1 1 420 FE MPa 劳强度极限 2 420 FE MPa 2 由图 10 18 查得弯曲疲劳寿命系数 1 1 0 87 FN K 2 0 90 FN K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1 4 由式 10 12 得 11 1 0 87 420 261 1 4 FNFE F K S 22 2 0 90 420 270 1 4 FEFE F K S 载荷系数 K 3 77 4 查取齿形系数 1 2 91 Fa Y 2 2 236 Fa Y 12 5 查取应力校正系数 由表 10 5 查得 1 Ysa2 2 45 1 1 53 Sa Y 6 计算大 小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 11 1 2 91 1 53 0 01956 261 FaSa F YY 22 2 2 236 1 754 0 01453 270 FaSa F YY 小齿轮的数值大 设计计算 4 18 1 3 2 1 2 Fasa dF Y YKT m Z 0 889 综合分析考虑 取 m 1 5 d1 27mm 算出小齿轮齿数 d1 m 27 1 5 18 1 Z 大齿轮的齿数 u Z1 4 18 72 2 Z 这样设计出来的齿轮传动 即满足了接触疲劳强度 又满足了齿根疲劳强度 几何尺寸计算 计算分度圆直径 11 18 1 527dz m 22 72 1 5108dz m 计算中心距 13 12 2 27 108 267 5add 计算齿轮宽度 1 0 5 2713 5 d bd 15 20 1 B 2 B 验算 Ft 2 2 1380 27 102 22N 1 T 1 d KaFt b 2 102 22 13 5 15 14N mm S 该轴 AB 截面是安全的 5 支撑杆的设计 修剪过程圆锯片的切削力为纵向锯切 影响切削力有多个因素 于高枝种类 每 齿进给量 Vf 锯路宽度 锯齿的锐利程度 切削角度 斜挫角 以及高枝含 b p a 水率等有关 纵向锯切功率 P KbhVf 60 102 w 以黄杨为例 手工进给取 Vf 8m min P 2 8kw 30 切削力 Fc P V 4 2N 支撑杆与工作机头的材料均选择合金钢 人持杆时受力情况分析如图所示 AB 1600mm 为工作杆的全长 杆的直径 D 30mm AC 500mm 为手握点距活动点的距离 C 点处有夹紧装置 在修剪工作时 圆锯片所受的径向力与切削力基本相等 则工作杆受力如图 图 14 受力分析图 Fig 14 Stress Analysis Chart 5 1 支撑杆的扭转强度校核 杆所受的扭矩为 T F1 L 3 0 180 540N mm 其中空心杆的抗弯截面系数 6523 13mm 5 1 3 434 10 21 16 T d Wd 3 1 d d 小圆直径 大圆直径 1 dd 扭转应力为 31 0 08MPA 25 T T T W 扭转强度完全可以保证 5 2 按弯矩强度条件效核 作出轴的计算简图 支撑杆在和之间变动时 在时工作头和支撑杆的重力所产生的弯矩最0 90 0 大 而此时的弯矩图如图 图 15 支撑杆弯矩图 Fig 15 Supporting bar moment diagram 从弯矩图中可以看出危险截面为肩带处 此处的弯矩为 M FL 9000N mm 抗弯截面系数为 5 2 3 434 4 33 10 11 32 20 0 3012166 66 30 d Wd mm 满足弯曲强度要求 32 6 轴上键的选择及键联接强度校核 6 1 键的选择准则 键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面 键的类型应根据键联接的结构特点 使用要求和工作条件来选择 键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来选定 键的主 要尺寸是其截面尺寸 一般以键宽 B 键高 H 表示 与长度 L 键的截面尺寸 B H 按轴的直径 D 由标准中选取定 键的长度 L 一般可按轮毂的长度而定 即键长等于或 略短于轮毂的长度 而导向平键则按轮毂的长度及其滑动距离而定 一般轮毂的长度 可取为 L 1 5 2 d 这里 d 为轴的直径 所选定的键长亦应符合标准规定的长度 系列 普通平键和普通楔键的主要尺寸可以查阅机械设计手册 1 6 2 齿轮轴键的选择 6 2 1 选择键的联接的类型和尺寸 齿轮轴上四处有键槽 键槽用于齿轮的定位 一般 8 级以上精度的齿轮有定心精 度要求 应选用平键联接 故选用圆头普通平键 A 型 低速轴的轴径为 D 30mm 从机械设计手册中可以查的截面尺寸为 8 10 即 宽度 10mm 高度为 8mm 由轮毂长度并参考键的长度系列 取键长 L 25mm 告诉的轴径为 D 16mm 从机械设计手册中可以查的截面尺寸为 8 8 即宽度 为 8mm 高度为 8mm 由轮毂长度并参考键的长度系列 取键长 L 18mm 6 2 2 校核键联接强度 1 安装低速齿轮的键的强度校核 键 轴的材料为钢 齿轮的材料也为钢 故查得 p 100 120MPA 取 2 平均值 p 110MPA 键的工作长度 l 25mm 键与轮毂键槽的接触高度 K 0 5h 0 5 8 4mm 由式得 6 1 mpampa kld T p 11046 7 38224 1016 5 2102 33 故合格 2 安装高速齿轮处的键的强度校核 键 轴的材料为钢 轮毂为铸铁 所以以铸铁的许用挤压应力计算 查机械设计 手册得 p 50 60MPA 取平均值 p 55MPA 键的工作长度 l 18mm 键与轮毂键槽的接触高度 K 0 5h 0 5 8 8mm 由式得 故合格mpampa kld T p 5543 2 20223 1038 1 2102 33 33 7 润滑 7 1 滚动轴承的润滑 根据 1 表 10 13 和轴承的 dn 值 Dn高速轴 d高速轴 n1 25 4000 10 0 104 7 1 Dn低速轴 d低速轴 n2 20 1000 2 0 104 7 2 选定轴承的润滑方式为脂油润 润滑脂选用钙基润滑油脂 GB491 87 2 号 本次我所设计的高枝山地高枝修剪机所有运动副均可采用钙基润滑脂 特别是轴 承部分采用钙基润滑脂 参照 GB491 87 具体的钙基润滑脂代号为 2 号 该润滑 2 脂抗水性好 适用于农业机械设备的轴承润滑 特别是适用于高温的工作场合 8 背架的设计 根据减速器和汽油机得尺寸来初步确定背架的外型 具体尺寸见背架焊接图 9 其他部件的选择 1 保护罩 为了起安全和避免木屑的飞溅 在圆盘锯的外围加上一工程塑料的保护罩 2 齿轮罩 为了防止灰尘和避免油污弄脏衣物 在齿轮外围加上一工程塑料的齿轮罩 3 背带 为了使工作者能舒适的使用此机器 在工作杆上加一背带 工作者可以通过背带将整 个机器背负肩上 4 控制架 为了便于操控工作杆 特在其上加以控制架 并置一开关在控制架上 用来控制汽油 机的工作与否 5 离合器的设计 采用电磁离合器 通过开关来控制汽油机的工作 34 6 锯片的选择 选择直径为200mm 的圆锯片 10 结论 毕业设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练 着是我们迈向社会 从事职 业工作前一个必不少的过程 千里之行始于足下 通过这次毕业设计 我深深体 会到这句千古名言的真正含义 我今天认真的进行毕业设计 学会脚踏实地迈开这一 步 就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 说实话 毕业设计真的有点累 然而 当我一着手清理自己的设计成果 慢慢回 味这几个月的心路历程 一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消 虽然这是我刚学会走 完的第一步 也是人生的一点小小的胜利 然而它令我感到自己成熟的许多 另我有 了一中 春眠不知晓 的感悟 通过毕业设计 使我深深体会到 干任何事都必须 耐心 细致 毕业设计过程中 许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱 有几次次 因为不小心我计算出错 只能毫不留情地重来 但一想起全腊珍教授平时对我们耐心 的教导 想到今后自己应当承担的社会责任 想到世界上因为某些细小失误而出现的 令世人无比震惊的事故 我不禁时刻提示自己 一定呀养成一种高度负责 认真对待 的良好习惯 这次毕业设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短几个月 的毕业设计 使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏 自己综合应用所学的 专业知识能力是如此的不足 几年来的学习了那么多的课程 今天才知道自己并不会 用 想到这里 我真的心急了 老师却对我说 这说明毕业设计确实使你有收获了 老师的亲切鼓励了我的信心 使我更加自信 最后 我要感谢我的指导老师教授 是您严厉批评唤醒了我 是您的敬业精神感 动了我 是您的教诲启发了我 是您的期望鼓励了我 我感谢老师您今天又为我增添 了一幅坚硬的翅膀 今天我为你们而骄傲 明天你们为我而自豪 参考文献 1 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 机械设计第八版 高等教育出版社 2002 395 773 2 吴宗泽 罗圣国 机械设计手册 M 北京