二级直齿圆柱齿轮减速器

第1章绪论由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不断的在改进它，寻求新的突破，降低其成本，提高其效率，扩大其应用范围。为了更好的适应现代市场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作效率低，速度慢的问题。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。运用PROE、CAXA、AUTOCAD等软件实现了二维、三维绘图，通过这些软件的三维设计功能优化设计方案，实现减速器的运动仿真并完成减速器的模拟设计，使其布局更合理，便于对生产进行严格的分工与科学管理，实现机械化和自动化生产。1.1设计任务书（1）总体布置简图图1-1总体布置简图1.2工作条件：（每年工作300天），两班制，连续单向运动，带式运输机工作平稳，空载启动，使用期五年，小批量生产，运输带允许误差+-5%。1.3原始数据运输带工作转矩为：500Nm则：运输带曳引力F（N）=N运输带速度V（m/s）：2滚筒直径D(mm)：4501.4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书1.5设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份1.6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写1.7传动方案的拟定由设计任务书知传动类型为：二级直齿轮圆柱减速器。本传动机构的特点是：（1）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。（2）考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。第2章电动机的选择及计算2.1电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2.2选择电动机容量：（1）工作机所需功率=FV/1000=2222×2/1000=4.4kw(2.1)=60×1000V/πD=84.9r/min（2）电动机输出功率考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为=/η(2.2)试中η为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即(2.3)＝0.95×××0.97×0.98＝0.783；为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度,闭式传动，圆柱齿轮)。电动机的输出功率为=/η(2.4)=4.4/0.775=5.68kw（3）确定电动机的额定功率选定电动机的额定功率=7.5kw2.3选择电动机的转速=84.9r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i＝8～40，则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×84.9＝1358.4～13584r/min。由于V带的传动比 i1=2～4级，二级圆柱轮减速器传动比i2=16～160则总传动比合理范围为ia＝16～160,电动机转速的可选范围为nd＝ia×n＝（16～160）×84.9＝1358.4～13584r/min由以上数据查机械电子手册所选定电动机型号为：Y2-132M-4PW=7.5KWn满=1440 r/min2.4计算传动装置总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比=1440/84.9(2.5)=16.96（2）分配各级传动比＝×(2.6)式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.1，则减速器传动比为＝＝16.96/2.3＝7.37,根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.24，则＝＝2.25，由机械手册查得传动比合理.。2.5计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速减速器高速级轴为Ⅰ，中速轴Ⅱ，低速级轴为Ⅲ，滚筒轴为轴Ⅳ，则：＝＝1440/2.1＝685.7r/min＝＝685.7/3.24＝211.6r/min＝

/

＝211.6/2.25=90.0r/min==90.0r/min（2）按电动机额定功率计算各轴输入功率＝×＝7.5×0.95＝7.125kW＝×η2×＝7.125×0.98×0.96＝6.7kW＝×η2×＝6.7×0.98×0.96＝6.3kW＝×η2×η4=6.3×0.98×0.97＝5.99kW则各轴的输出功率：

＝×0.95=6.77kW＝×0.98=6.57kW＝×0.96=6.04kW＝×0.97=5.81kW2.6各轴转矩 =9550×6.57/211.6=296.52=9550×6.3/90.0=668.5=9550×5.99/90.0=635.6运动和动力参数结果如下表2-1表2-1运动和动力参数结果轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输出电动机轴7.549.7414401轴7.1256.7798.15685.72轴6.76.57296.52211.63轴6.36.04668.590.04轴5.995.81635.690.0第3章传动零件V带的设计计算3.1确定计算功率Pc=KA·P额=1.2·7.5=9kw（3.1）3.2选择V带的型号由PC的值和主动轮转速，由此选取A型普通V带3.3确定带轮的基准直径dd1dd2由表选取dd1＝120mm，且dd1＝120mm＞dmin＝112mm大带轮基准直径为。dd2＝dd1×nm／n1=120×1440／685.7＝196.75mm参考机械设计手册选取标准值dd2＝200mm则实际传动比i，i＝dd2／dd1＝200／120＝1.67主动轮的转速误差率在±5％内为允许值3.4验算V带的速度V＝π×dd1×nm／60×1000＝3.14×120×1440/60000＝9.04m／s在5～25m／s范围内3.5确定V带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距0.7﹙dd1＋dd2）≤a≤2﹙dd1＋dd2﹚（3.2）0.7×320≤a≤2×320224≤a≤640一般取a0=（1～1.2）d2=200～240所以初定中心距a0=220mmL0＝2a0＋π﹙dd1＋dd2﹚／2＋﹙dd2－dd1﹚2／4a0＝2×220＋π×（120+200）／2＋（200-120）2／4×220=949.67mm由机械设计基础课本表7-11选取基准长度Ld＝900mm实际中心距a为a＝a0＋﹙Ld－L0﹚／2（3.3）＝276+﹙900－949.67﹚／2＝251.165mm3.6校验小带轮包角ɑ1α＝180°－﹙dd2－dd1﹚／a×57.3°（3.4）＝180°－[﹙230－100﹚／233.3]×57.3°＝161.75°＞120°所以符合要求3.7确定V带根数Z由机械设计基础课本表7-4表选取单根V带功率P0＝2.1kw由机械设计基础课本表7-4表选取修正功率ΔP0＝0.17kw由机械设计基础课本表7-12表选取修正系数Ka＝0.95由机械设计基础课本表7-11选取长度因数KL＝0.87Z≥Pc／[P0]＝Pc／﹙P0＋ΔP0﹚Ka×KL＝4.79（3.5）圆整得Z=53.8求初拉力F0及带轮轴的压力FQ查《机械设计基础》表7-1表取得q＝0.10kg／mF0＝500×Pd﹙2.5／Ka－1﹚／z×V＋qV2＝171.2N轴上压力FQ为FQ＝2×F0×z×sin(161.75°／2)（3.6）＝2×171.2×5×sin(161.75°／2)＝1677.76N3.9设计结果选用5根A－1120GB／T11544－1997的V带中心距251.165mm轴上压力1677.76N带轮直径200mm和120mm第4章齿轮传动的设计计算4.1高速级齿轮传动设计（1）选择齿轮材料、确定许用应力查《机械设计基础》67页表5-4，可知：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为220HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为200HBS。查《机械设计基础》72页图5-20、73页图5-21，分别可知：表4-1高速齿轮弯曲接触疲劳极限高速类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限1小齿轮=550MPa=200MPa2大齿轮=540MPa=190MPa由《机械设计基础》71页表5-6查得：,故许用接触应力为许用弯曲应力（2）按接触强度设计计算中心距（4.1）取；高速级小轮转矩；（4.2）取齿宽系数，由于原动机为电动机，平稳轻微冲击，支撑不对称布置，故选8级精度，《机械设计基础》69页表5-5查得：选K=1.1（4.3）初算中心距（3）确定基本参数，计算主要尺寸①选择齿数：取，则,取注：实际传动比，传动比误差：②确定模数：由公式可得,查表取③确定中心距：④计算齿宽：，取。⑤两轮的分度圆直径：校核弯曲强度：由《机械设计基础》71页图5-19查得：,代入上式得：弯曲强度满足。4.2低速级齿轮的设计（1）选择齿轮材料、确定许用应力查吉林大学出版社出版的《机械设计基础》67页表5-4，可知：低速级小齿轮选用45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮选用45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为200HBS。查吉林大学出版社出版的《机械设计基础》72页图5-20、73页图5-21，分别可知：表4-2低速齿轮接触疲劳强度极限低速类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限3小齿轮=550MPa=190MPa4大齿轮=530MPa=180MPa由吉林大学出版社出版的《机械设计基础》71页表5-6查得：,故许用接触应力许用弯曲应力按接触强度设计计算中心距（4.4）取；低速级小轮转矩取齿宽系数，由于原动机为电动机，平稳微冲击支持不对称布置，故选级7精度由《机械设计基础》69页表5-5选。将以上数据代入得初算中心距（2）确定基本参数，计算主要尺寸①选择齿数：取，则,取。②确定模数：由公式可得,（在此取）。由吉林大学出版社出版的《机械设计基础》57页表5-1查得标准模数，取③确定中心距：④计算齿宽：，取⑤两轮的分度圆直径：⑥校核弯曲强度：由吉林大学出版社出版的《机械设计基础》71页图5-19查得：代入上式弯曲强度满足。表4-3齿轮的参数表高速级低速级齿数=30=98=27=61模数压力角齿顶高系数顶隙系数齿距分度圆直径mm齿宽中心距第5章轴的设计5.1Ⅰ轴（输入轴）的设计（1）初定I轴的最小直径选定I轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计手册》查得：A=120(以下轴均取此值)初步确定轴的最小端直径考虑到轴端有键槽，轴径应增大,取（2）轴上零件的定位、固定和装配二级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1：已知轴的最小端直径,查《机械设计手册》可知：15N/15J型轮槽的带轮总宽度宽度初定轴段1长度因为h=(0.07~0.1)d，所以无特殊说明以下各轴段轴肩均按5mm扩大。注：轴的直径应按2h扩大。轴段2：轴段2处为安装轴承端盖的位置，为满足带轮轴向定位要求，１轴段右端需为轴肩，故取轴段2的直径取。轴段3：轴段3处安装轴承，因为轴承内径要与轴段3直径保持一致且轴段2右端有一轴肩，查《机械设计手册》选型号为6009的滚动轴承，基本几何尺寸为，基本额定动载荷，基本额定静载荷,=51mm,,故，取轴段4：因为6009型轴承，取=51mm，考虑到低速级小齿轮3的齿宽高速轴大齿轮与低速轴小齿轮间应留有一定空间，齿轮左端面应与箱体留有一定的空间，则取。轴段5：齿轮左端用轴肩固定，则：取,,取轴段6：轴段6上安装齿轮，初定，齿轮右端采用套筒固定，为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段6的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。轴段7：轴段7与轴段3为安装轴承位置，故5-1I轴各轴段长度直径数据1234567直径d/mm26314151615141长度l/mm130301680106516（4）轴的简易结构布置图如下：轴段1轴段2轴段3轴段4轴段5轴段6轴段7图5-1Ｉ轴（5）I轴的受力分析及弯矩、扭矩计算图5-2I轴的受力分析取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则：①求作用在齿轮上的力（5.1）式中—高速轴输入转矩；—高速轴上小齿轮1的分度圆直径。式中，直齿轮压力角，直齿轮的螺旋角(5.2)②计算支承反力根据平面平行方程式可求：在水平面（H面）上：(5.3)在垂直面(V面)上：总支承力：③计算弯矩水平面(H面)弯矩：垂直面(V面)弯矩：合成弯矩：④计算扭矩：（6）作受力、弯矩、扭矩图图5-3Ｉ轴受力、弯矩、扭矩图（7）按弯、扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故c截面为危险截面，因为；校核哪一侧结果相同，在此以MB为主。当量转矩：若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数，带入上式可得轴的强度条件：（5.4）式中，W—轴的抗弯截面系数，mm3；d—该轴段的直径；—轴的需用弯曲应力；因为轴的材料为45＃优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版的《机械设计基础》164页表9-1、171页表9-3查得：，，则满足！计算危险截面处轴的直径（5.5）由>25.9mm可知：I轴设计合格。5.2Ⅱ轴的设计（1）选择轴的材料选定II轴的材料为45钢，调质处理。由《机械设计手册》第四版第二卷表6-1-19查得：A=115(以下轴均取此值)（2）初步确定轴的最小端直径（5.6）考虑到轴端有键槽，轴径应增大4％~5％，取；（3）轴上零件的定位、固定和装配二级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。①根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴段1：轴段1为安装轴承位置，因为，查《机械工程师电子手册》初选型号为6008的滚动轴承，基本几何尺寸为，基本额定动载荷，基本额定静载荷,,,所以，取；轴段2：因为轴肩h=(0.07~0.1)d，所以无特殊说明以下各轴段直径均按5mm扩大，直径扩大2h。故，取，齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，故，取。轴段3：,,取;轴段4：轴段4为安装低速级小齿轮3的位置，齿轮3右端用轴肩固定，左端用套筒固定。取,为使套筒端面在齿轮3的右端面上，即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽，故，取。轴段5：轴段5为安装另一轴承的位置，故表5-2II轴各轴段长度直径数据12345直径d/mm3742524237长度l/mm1560107015II轴的简易结构布置图如下：轴段5轴段4轴段3轴段2轴段1图5-4II轴的简易结构布置②II轴的受力分析及弯矩、扭矩计算II轴的受力分析图如下：图5-5II轴的受力分析③求作用在齿轮上的力高速大齿轮2：（5.7）式中是II轴输入转矩；是II轴上大齿轮2的分度圆直径。（5.8）直齿轮压力角，直齿轮的螺旋角（5.9）低速级小齿轮3：④计算支承反力:根据平面平行力系平衡方程可求：在水平面（H面）上：在垂直面（V面）上：（5.10）总支承反力：⑤计算弯矩：在水平面(H面)上：齿轮3处：齿轮2处：在垂直面（V面）上：齿轮2处：齿轮3处：合成弯矩：⑥计算转矩：⑦作受力、弯矩、扭矩图图5-6II轴受力、弯矩、扭矩图（4）按弯、扭合成应力校核轴的强度若轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数，带入上式可得因为轴的材料为45＃优质碳素钢，调质处理。由《机械设计基础》164页表9-1、171页表9-3查得：，，计算危险截面处轴的直径(5.11)由可知：II轴设计合格。5.3Ⅲ轴（输出轴）的设计（1）选择轴的材料选定III轴的材料为45钢，调质处理（2）初步确定III轴的最小端直径由《机械设计手册》第四版第二卷表6-1-19查得A=115(以下轴均取此值)(5.12)初定，；（3）轴上零件的定位、固定和装配双级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1：因为轴段1处为安装轴承位置，轴段1的直径应与轴承内径保持一致且实现过盈配；查《机械工程师电子手册》初选型号为6010的滚动轴承，基本几何尺寸为，基本额定动载荷，基本额定静,取；,轴段2：轴段2为安装低速级大齿轮4的位置，因为轴肩h=(0.07~0.1)d，所以无特殊说明以下各轴段直径均按5mm扩大，直径扩大2h,故，取齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段2的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知低速级大齿轮4的齿宽，故取；轴段3：因为轴段2右端应设一轴肩用来固定齿轮4的轴向运动，故取轴段3处直径,取轴段4：取;因为高速级大齿轮2的齿宽;安装轴承时为了避免轴承与齿轮2碰撞且该轴承与箱体应留有一定空间，故，取;轴段5：轴段5为安装另一轴承的位置，故取,轴段6：轴段6处为安装轴承端盖位置，轴段6左端应为轴肩，故，,在此与I轴的轴段2的长度保持一致。轴段7：轴段7为安装联轴器的位置，为满足联轴器的轴向固定，轴承7左端应设一轴肩，故取初定。表5-3III轴各轴段长度直径数据1234567直径d/mm47576757473727长度l/mm167010651630110（5）III轴的简易结构布置图如下：图5-7III轴的简易结构布置图（6）III轴的受力分析及弯矩、扭矩计算III轴的受力分析图如下：图5-8ＩＩＩ轴的受力分析取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则：（7）求作用在齿轮上的力（8）计算支承反力在水平面（H面）上：在垂直面(V面)上：(5.13)总支承力：（9）计算弯矩水平面(H面)弯矩：垂直面(V面)弯矩：合成弯矩：（10）计算扭矩：①作受力、弯矩、扭矩图图５－９ＩＩＩ轴受力、弯矩、扭矩②按弯、扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故c截面为危险截面，因为；校核哪一侧结果相同，在此以为主。当量转矩：(5.14)若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数，带入上式可得(5.15)因为轴的材料为45＃优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版的《机械设计基础》164页表9-1、171页表9-3查得：，③计算危险截面处轴的直径(5.16)由>42mm可知：III轴设计合格。第6章键的选择由机械手册查得，选用A型普通平键表6-1键的选择轴轴径（mm）键宽（mm）键高（mm）键长（mm）高速小齿轮518740中间大齿轮4212850小齿轮4212840低速联轴器278780大齿轮57161040第7章联轴器的选择低速轴和滚筒轴用联轴器连接，由题意选LT型弹性柱销联轴器，由机械手册查得HL3联轴器表7-1联轴器的选择型号公称扭矩（N·m）许用转速（r／min）轴径（mm）轴孔长度（mm）D（mm）HL231556002762120 第8章减速器箱体设计箱体尺寸:机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径机盖与机座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径大齿轮顶园与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离齿轮2端面和齿轮3端面的距离所有轴承都用油脂润滑轴承端盖和齿轮3端面的距离轴承端盖凸缘厚度第9章润滑油及密封9.1传动件的润滑：对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于30～50mm,此减速器为40mm。选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑，装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R以下。9.2轴承的润滑由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s,故对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。采用牌号为2的钙基润滑脂（GB491-87）。9.3密封及密封的选择（1）轴承端盖于轴间的密封由于传动件的圆周速度小于3m/s,故可由指导书P58选择密封形式为粗羊毛毡封油圈密封。（2）机盖与机座联接处的密封为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于6.3。总结通过这次毕业课题的设计（二级直齿圆柱齿轮减速器）的设计，使我对机械设计的方法、步骤、机械方面有关各个零部件的有机结合有了深刻的认识，更深刻体会到了机械设计的严谨，获益匪浅。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算时可能会出现误差，如果是联系紧密的计算误差可能会更大，在查表和计算上精度不够准确，恳请老师批评并指正。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决实际问题的能力，通过这次设计再次熟悉了AUTOCAD绘图软件，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，我们大家共同解决了好些问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结，明天会更好。参考文献（1）朱艳芳，《机械设计基础》，吉林大学出版社，2010（2）王晓江，《机械制造专业英语》，机械工业出版社，2009（3）徐灏，《机械设计手册》，机械工业出版社，1991（4）徐绍军，《工程制图》，中南大学出版社，2003（5）王伯平，《互换性与测量技术基础》，机械工业出版社，2002（6）刘力，《机械制图》，高等教育出版社，2004（7）韩洪涛，《机械加工设备与工装》，高等教育出版社，2009（8）吕烨，《机械工程材料》，高等教育出版社，2008（9）司乃钧，《机械制造工艺基础》，司乃钧，高等教育出版社，2008（10）陈丹，《工程力学》，中国劳动社会保障出版社，2006致谢在这半学期的毕业设计过程中，我遇到了很多困难。在此，我首先要感谢张淑坤老师，她治学严谨、一丝不苟的工作作风一直是我学习和工作的榜样,正是由于她的指导和帮助我才能顺利完成本次毕业设计。在设计的过程中，张淑坤老师经常抽出时间和我们一起讨论设计时需要注意的一些问题和要求。我们遇到解决不了的问题，她也会尽快的帮我们解决。其次要感谢系领导给我们毕业设计提供一个良好的设计环境，便于我们顺利的完成毕业设计.最后要感谢所有关心和帮助过我的老师、同学和朋友们，他们为我提供了很多有价值的资料信息，帮我解决了很多难题，并且给了我很多的鼓励，衷心的感谢你们!

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独创声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计(论文)，是本人在指导老师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本设计（论文）不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体均已在文中以明确方式标明。本声明的法律后果由本人承担。

作者签名:二〇一〇年九月二十日

毕业设计（论文）使用授权声明本人完全了解滨州学院关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定。本人愿意按照学校要求提交学位论文的印刷本和电子版，同意学校保存学位论文的印刷本和电子版，或采用影印、数字化或其它复制手段保存设计（论文）；同意学校在不以营利为目的的前提下，建立目录检索与阅览服务系统，公布设计（论文）的部分或全部内容，允许他人依法合理使用。（保密论文在解密后遵守此规定）

作者签名:二〇一〇年九月二十日

致谢时间飞逝，大学的学习生活很快就要过去，在这四年的学习生活中，收获了很多，而这些成绩的取得是和一直关心帮助我的人分不开的。首先非常感谢学校开设这个课题，为本人日后从事计算机方面的工作提供了经验，奠定了基础。本次毕业设计大概持续了半年，现在终于到结尾了。本次毕业设计是对我大学四年学习下来最好的检验。经过这次毕业设计，我的能力有了很大的提高，比如操作能力、分析问题的能力、合作精神、严谨的工作作风等方方面面都有很大的进步。这期间凝聚了很多人的心血，在此我表示由衷的感谢。没有他们的帮助，我将无法顺利完成这次设计。首先，我要特别感谢我的知道郭谦功老师对我的悉心指导，在我的论文书写及设计过程中给了我大量的帮助和指导，为我理清了设计思路和操作方法，并对我所做的课题提出了有效的改进方案。郭谦功老师渊博的知识、严谨的作风和诲人不倦的态度给我留下了深刻的印象。从他身上，我学到了许多能受益终生的东西。再次对周巍老师表示衷心的感谢。其次，我要感谢大学四年中所有的任课老师和辅导员在学习期间对我的严格要求，感谢他们对我学习上和生活上的帮助，使我了解了许多专业知识和为人的道理，能够在今后的生活道路上有继续奋斗的力量。另外，我还要感谢大学四年和我一起走过的同学朋友对我的关心与支持，与他们一起学习、生活，让我在大学期间生活的很充实，给我留下了很多难忘的回忆。最后，我要感谢我的父母对我的关系和理解，如果没有他们在我的学习生涯中的无私奉献和默默支持，我将无法顺利完成今天的学业。四年的大学生活就快走入尾声，我们的校园生活就要划上句号，心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出，对我的人生来说，将是踏上一个新的征程，要把所学的知识应用到实际工作中去。回首四年，取得了些许成绩，生活中有快乐也有艰辛。感谢老师四年来对我孜孜不倦的教诲，对我成长的关心和爱护。学友情深，情同兄妹。四年的风风雨雨，我们一同走过，充满着关爱，给我留下了值得珍藏的最美好的记忆。在我的十几年求学历程里，离不开父母的鼓励和支持，是他们辛勤的劳作，无私的付出，为我创造良好的学习条件，我才能顺利完成完成学业，感激他们一直以来对我的抚养与培育。最后，我要特别感谢我的导师赵达睿老师、和研究生助教熊伟丽老师。是他们在我毕业的最后关头给了我们巨大的帮助与鼓励，给了我很多解决问题的思路，在此表示衷心的感激。老师们认真负责的工作态度，严谨的治学精神和深厚的理论水平都使我收益匪浅。他无论在理论上还是在实践中，都给与我很大的帮助，使我得到不少的提高这对于我以后的工作和学习都有一种巨大的帮助，感谢他耐心的辅导。在论文的撰写过程中老师们给予我很大的帮助，帮助解决了不少的难点，使得论文能够及时完成，这里一并表示真诚的感谢。目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章总论 1第一节项目名称及承办单位 1第二节研究工作的依据与范围 2第三节简要研究结论 3第四节主要经济技术指标 5第二章项目提出的背景及必要性 7第一节项目提出的背景 7第二节项目建设的必要性 13第三章市场预测与需求分析 19第一节车用生物燃气市场发展分析 19第二节有机肥市场分析 23第四章建设规模与产品方案 29第一节建设规模 29第二节产品方案 29第五章厂址选择与建设条件 31第一节厂址方案 31第二节建设条件 32第六章工艺技术方案 40第一节项目组成 40第二节生产技术方案 40第三节生产设备 53第七章原辅材料供应 56第一节原辅材料供应 56第二节公用