液壓挖掘機工作裝置設計(三維圖紙二維圖紙和說明書）

液壓挖掘機工作裝置設計(三維圖紙二維圖紙和說明書）,液壓,挖掘機,工作,裝置,設計,三維,圖紙,二維,以及,說明書,仿單 畢業(yè)設計說明書 摘 要 0.5M3液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度，鏟斗可實現(xiàn)有限的平面轉(zhuǎn)動，加上液壓馬達驅(qū)動回轉(zhuǎn)運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走馬達驅(qū)動行走(移位)，使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖掘作業(yè)的要求。 液壓挖掘機由柴油機驅(qū)動液壓泵，操縱分配閥，將高壓油送給各液壓執(zhí)行元件(液壓缸或液壓馬達)驅(qū)動相應的機構進行工作。 本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內(nèi)容包括以下五部分: (1) 挖掘機工作裝置的總體設計。 (2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。 (3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。 (4) 工作裝置主要部件的結構設計。 關鍵詞：挖掘機,工作裝置,動臂，斗桿 ABSTRACT 0.5M3 hydraulic excavators used three groups of the working cylinder means having three degrees of freedom, the bucket can be achieved with limited rotation of the plane, with hydraulic motor drive rotary movement, the bucket movement extended to limited space, and through the travel motor walking (shift), the excavating space available intermittently expanded in the horizontal direction, to meet the requirements of excavation work. Hydraulic excavator by a diesel engine driven hydraulic pump, operated dispensing valve, the high pressure oil to the respective hydraulic actuators (hydraulic cylinders or hydraulic motor) drives a corresponding mechanism to work. ? This paper mainly by the boom, arm, bucket, excavator equipment consisting of pin design. Specific contents include the following five parts: (1) Overall design excavator working device. (2) kinematic analysis apparatus excavator detailed mechanism. The basic dimensions of the parts (3) means for calculating and verification work. Design structure (4) of the apparatus main assembly work. Keywords: excavator, working device, the boom, the arm 目 錄 ABSTRACT 3 第1章 前 言 1 1.1 挖掘機的簡介 1 1.2液壓挖掘機的國內(nèi)外發(fā)展狀況 2 1.2.1挖掘機國外發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.2.2挖掘機國內(nèi)發(fā)展概況 2 1.2.3挖掘機研究的重點方向 4 1.3 液壓挖掘機的結構組成 6 1.4 挖掘機的工作原理 6 1.5 研究的方法及技術路線 7 1.5.1研究方法 7 1.5.2研究技術路線 7 1.6 本文研究的主要內(nèi)容 8 第2章 0.5立方米液壓挖掘機總體方案的確定 9 2.1 主要基礎參數(shù) 9 2.2 結構分析及功能特點 9 第3章 工作裝置的結構設計 12 3.1 工作裝置分析簡介 12 3.2 動臂的結構設計 13 3.3 斗桿的結構設計 14 第4章 工作裝置的受力分析 15 4.1 動臂的受力分析 15 4.1.1 最低位置受力分析: 15 4.1.2 伸展位置受力分析 19 4.2 斗桿的受力分析 22 4.2.1最低位置受力分析: 22 4.2.2 伸展位置受力分析 26 4.3 連接桿的受力分析 28 4.3.1 最低位置受力分析: 28 4.3.2 伸展位置受力分析 33 總 結 36 參考文獻 37 致 謝 38 本科生畢業(yè)設計（論文） 第1章 前 言 1.1 挖掘機的簡介 液壓挖掘機可分為:動力系統(tǒng)、機械系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)。液壓挖掘機作為一個有機整體，其性能的優(yōu)劣不僅與工作裝置機械零部件性能有關，還與液壓系統(tǒng)、控制系統(tǒng)性能有關。 (1) 動力系統(tǒng) 挖掘機工作的主要特點是環(huán)境溫度變化大，灰塵污物較多，負荷變化大，經(jīng)常傾斜工作，維護條件差。因此液壓挖掘機原動力一般由柴油機提供，柴油機具有工作可靠、功率特性曲線硬、燃油經(jīng)濟等特點，符號挖掘機工作條件惡劣，負荷多變的要求。挖掘機的額定負荷與汽車。拖拉機不同，汽車和拖拉機指在最高轉(zhuǎn)速下、連同機油泵、發(fā)電機等必要附件，分鐘內(nèi)的最大功率;挖掘機是指在額定轉(zhuǎn)速下一小時以上的額定功率。挖掘機采用車用柴油機時，最大功率指數(shù)降低。 (2) 機械系統(tǒng) 液壓挖掘機的機械系統(tǒng)部分是完成挖掘機各項基本動作的直接執(zhí)行者，主要包括:行走裝置是整個機器的支撐部分，承受機器的全部重量和工作裝置的反力，同時能使挖掘機作短途行駛.按照結構的不同，分履帶式和輪胎式?；剞D(zhuǎn)機構使挖掘機上車圍繞中央回轉(zhuǎn)軸作360度的回轉(zhuǎn)的機構，包括驅(qū)動裝置和回轉(zhuǎn)支撐。工作裝置是挖掘機完成實際作業(yè)的主要組成部分，常用的有反鏟、正鏟、裝載、起重等裝置，而同一種裝置可以有多種結構形式，前面所述的反鏟裝置應用最為廣泛。 (3) 液壓系統(tǒng) 液壓挖掘機的回轉(zhuǎn)、行走和工作裝置的動作都由液壓傳動系統(tǒng)實現(xiàn)，原動機驅(qū)動雙聯(lián)液壓泵，把壓力油分別送到兩組多路換向閥。通過司機的操縱，將壓力油單獨或同時送往液壓執(zhí)行元件(液壓馬達和液壓油缸)驅(qū)動執(zhí)行機構工作。液壓挖掘機的主要運動有整機行走、轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)、動臂升降、斗桿收放、鏟斗轉(zhuǎn)動等。這些運動都靠液壓傳動。根據(jù)以上工作要求，把各液壓元件用油管有機地連接起來地組合體既是液壓挖掘機地液壓系統(tǒng)。該系統(tǒng)地功能是把發(fā)動機地機械能以油液為介質(zhì)，利用油泵轉(zhuǎn)變?yōu)橐簤耗?，傳送給油缸、油馬達等轉(zhuǎn)變?yōu)闄C械能，再傳動各執(zhí)行機構，實現(xiàn)各種運動和工作過程。液壓系統(tǒng)設計得合理與否，對挖掘機的性能起著決定性的作用。同樣的元件，若系統(tǒng)設計不同，則挖掘機性能差異很大。液壓系統(tǒng)習慣上按主油泵的數(shù)量、功率調(diào)節(jié)方式和回路的數(shù)量來分類。 (4) 控制系統(tǒng) 液壓挖掘機控制系統(tǒng)是對發(fā)動機、液壓泵、多路換向閥和執(zhí)行元件(液壓缸、液壓馬達)等進行控制的系統(tǒng)。電子技術和計算機技術的飛速進步，使挖掘機有了越來越先進的控制系統(tǒng)，使液壓挖掘機向高性能、自動化和智能化發(fā)展。目前挖掘機研究重點正逐步向智能化機電液控制系統(tǒng)方向轉(zhuǎn)移。 1.2液壓挖掘機的國內(nèi)外發(fā)展狀況 液壓挖掘機在工業(yè)與民用建筑、道路建設、水力、礦山、市政工程等土石施工中均占有重要位置。并反映了這些部門的施工機械化水平。是交通運輸、能源開發(fā)、城鎮(zhèn)建設以及國防施工等各項工程建設的重要施工設備，是國民經(jīng)濟建設迫切需要的裝備。重視和加速挖掘機改進創(chuàng)新，穩(wěn)定提高產(chǎn)品質(zhì)量，滿足用戶需求，對加速現(xiàn)代化工程建設有著重大的意義。 1.2.1挖掘機國外發(fā)展現(xiàn)狀 液壓挖掘機的生產(chǎn)水平反映機械化施工的水平和能力。國外，特別是西歐幾個國家從50年代開始研制液壓挖掘機，到60年代中小型液壓挖掘機已成批生產(chǎn);70年代初液壓挖掘機斗容己發(fā)展到8，開始進入礦山開采;80年代大型液壓挖掘機技術已成熟，生產(chǎn)斗容16-35，機重達650t。目前國外已停止斗容在8以下機械挖掘機的生產(chǎn)，斗容大于16的液壓挖掘機是機械挖掘機的強大競爭對手。國外各制造公司正在研制微機控制的智能化液壓挖掘機，并有所突破。建筑和礦用液壓挖掘機的銷售量在機械設備市場上占有顯著的地位。據(jù)不完全統(tǒng)計，1990年建筑和礦用設備在全球銷售額約為450億美元，而液壓挖掘機的銷售額以100億美元高居榜首。據(jù)推測，大型和微型液壓挖掘機年增長率分別為24%和35%。1990年全世界建筑和礦用液壓挖掘機(履帶式)的產(chǎn)量已達9.23萬臺，其中76%是日本生產(chǎn)的，歐洲產(chǎn)量占有17%。近年來，大型液壓挖掘機越來越多地占領了機械挖掘機的市場。液壓挖掘機逐步取代機械式挖掘機是必然的趨勢。 1.2.2挖掘機國內(nèi)發(fā)展概況 我國從1958年開始研制液壓挖掘機，逐步形成了1-2.5小型液壓挖掘機系列，具有一定生產(chǎn)規(guī)模，斗容1-7.5，的液壓挖掘機年產(chǎn)量超過1000臺。1983年以后采用引進技術方式進行生產(chǎn)，加快了液壓挖掘機的發(fā)展，上海建筑機械廠按德國利伯赫爾公司許可證生產(chǎn)了R942，相繼又生產(chǎn)了R962、R972、R982等液壓挖掘機。杭州重機廠與德國德馬克公司合作生產(chǎn)H55和H85等液壓挖掘機。太原重型機器廠與德馬克公司合作生產(chǎn)H121型液壓挖掘機。北京建筑機械廠引進德國0&K公司制造技術生產(chǎn)HR6型液壓挖掘機。所有這些與國外合作生產(chǎn)德液壓挖掘機比國內(nèi)現(xiàn)用的液壓挖掘機生產(chǎn)效率高25%、機重輕10%。國產(chǎn)化率逐年提高，設備利用率為90%。長江挖掘機廠在引進國外技術的基礎上生產(chǎn)斗容1.62.5的WY160型液壓挖掘機，采用Deutz公司柴油機、Mannemsnan公司減速機和液壓元件。裝有正鏟、反鏟、梅花抓斗等多種工作裝置。天津工程機械研究所與泰安工程機械廠生產(chǎn)的腳32型液壓挖掘機，機重32t于1993年8月通過鑒定。該機結構緊湊、機動靈活、生產(chǎn)效率高。能充分利用發(fā)動機功率、節(jié)能效果好。但目前國產(chǎn)液壓挖掘機數(shù)量少，多為斗容2.5以下的小型設備，中型設備較少，大型設備在我國尚屬空白。從品種、規(guī)格、數(shù)量上滿足不了國內(nèi)市場需要。從產(chǎn)品技術水平、可靠性、制造質(zhì)量與國外液壓挖掘有較大差距。對于大中型液壓挖掘機尚處于經(jīng)驗設計階段。試驗研究工作薄弱，短期內(nèi)難以完成設計開發(fā)工作。柴油機、液壓和密封元件等配套件的質(zhì)量和可靠性差，使用壽命短。高強度的原材料缺乏，制造技術落后，裝備水平低。計算機技術在液壓挖掘機上應用正在研制過程中。需要解決的關鍵技術較多:如履帶行走裝置中履帶板和鏈軌節(jié)的軋制和模鍛技術;支重輪、托輪均采用浮動密封，其制造技術、耐磨技術和密封技術;鏟斗設計合理性、耐磨性以及高強度鋼板焊接技術;液壓系統(tǒng)和元件的設計技術、大尺寸高壓油缸的制造技術;電子監(jiān)控與檢測技術;整機性能參數(shù)的測試技術，大型結構件加工質(zhì)量控制與制造技術等基礎技術和關鍵技術靠自行研制和測繪仿制勢必曠日持久，滿足不了國民經(jīng)濟重點工程發(fā)展的需要?？v觀我國液壓挖掘機30余年的發(fā)展歷史，大致可以分成以下幾個階段: 1．開發(fā)階段(1967年1977年)。 以測繪仿制為主的開發(fā)，通過多年堅持不懈的努力，克服一個一個的困難，有少量幾種規(guī)格的液壓挖掘機終于獲得初步成功，為我國挖掘機行業(yè)的形成和發(fā)展邁出了重要的一步。 2.液壓挖掘機發(fā)展、提高并全面替代機械挖掘機階段(19781986年)。 這個階段通過各主機生產(chǎn)廠引進技術(主要是德國挖掘機制造技術)的消化、吸收和移植，使我國液壓挖掘機產(chǎn)品的性能指標全面提高到國際70年代末80年代初期的水平。全國液壓挖掘機平均年產(chǎn)量達到1230臺。 3.液壓挖掘機生產(chǎn)企業(yè)數(shù)量增加，新加入挖掘機行業(yè)的國有大、中型企業(yè)以技貿(mào)結合，合作生產(chǎn)方式聯(lián)合引進日本挖掘機制造技術(1987年1993年)。 由于國內(nèi)對挖掘機需求量的不斷提高，新加入挖掘機行業(yè)的企業(yè)通過開發(fā)和引進挖掘機制造技術，其產(chǎn)品批量或小批量的投放國內(nèi)市場或出口，打破了多年來主要由六大家挖掘機生產(chǎn)企業(yè)壟斷國內(nèi)挖掘機市場的局面，引進了有益于提高產(chǎn)品質(zhì)量、性能和產(chǎn)量的良性競爭。這個期間國內(nèi)液壓挖掘機的年均產(chǎn)量提高到2000余臺。 4.國內(nèi)液壓挖掘機供需矛盾日益擴大，廣大用戶為了提高施工質(zhì)量和按期完成施工任務，對使用高質(zhì)量、高水平、高效率挖掘機的興趣日趨濃厚。國外各著名挖掘機制造廠商紛紛前來中國創(chuàng)辦合資、獨資挖掘機生產(chǎn)企業(yè)(1994至今)。 從1994年開始，特別到1995年在我國挖掘機行業(yè)掀起了一股不小的合資浪潮。其中美國卡特彼勒公司率先在徐州金山橋開發(fā)區(qū)建立了生產(chǎn)液壓挖掘機的合資企業(yè)，隨后日本小松制作所、日立建機株式會社、神戶制鋼所、韓國大宇重工業(yè)、現(xiàn)代重工業(yè)以及德國利勃海爾公司等都相繼在中國建立了合資、獨資挖掘機生產(chǎn)企業(yè)，生產(chǎn)具有世界先進水平的多種型號和規(guī)格的液壓挖掘機。 1.2.3挖掘機研究的重點方向 當前液壓挖掘機的研制和改進，主要著眼于： 1．發(fā)動機功率的充分有效利用，通過各種途徑使機械多做有效的功，其中包括動力裝置與液壓系統(tǒng)的最佳匹配，傳動效率的提高，回轉(zhuǎn)機構功率的回收，高效液壓系統(tǒng)(如恒壓恒功率調(diào)節(jié)等)的研究等。 2．鏟斗挖掘力的充分發(fā)揮，挖掘力大小和有效作用范圍是衡量各種液壓挖掘機工作能力的重要指標，大型礦用反鏟挖掘機更為重要，目前是通過工作裝置鉸點最佳位置，采用高壓與超高壓技術，提高整機穩(wěn)定性和采用隨動機構使鏟斗隨動做恒角切削等方面進行研究。根據(jù)上述發(fā)展要求，新研制的液壓挖掘機在整機、工作裝置、液壓系統(tǒng)與元件、行走裝置、操縱系統(tǒng)和材料作用等方面有很多發(fā)展動向，下面主要談一下前兩個方面的內(nèi)容: (1)整機 液壓挖掘機的整機發(fā)展，趨向于大型化、微型化、多能化和專用化。 大型礦用全液壓挖掘機在短短幾年內(nèi)已由100噸發(fā)展到420噸級，功率提高到2352馬力，斗容達30米，目前發(fā)展仍是方興未艾。大型機的特征是動力源采用兩臺或多臺柴油機聯(lián)合驅(qū)動，采用了節(jié)省能源、回收功率和積蓄能等功率有效利用的措施。 結合城市建設和農(nóng)村建筑的需要，國外發(fā)展了微型挖掘機，斗容量一般在0.25米以下，最小的達0.01米。微型機的特點是結構簡單，輕便靈活，零部件盡量提高標準化程度。數(shù)量最龐大的中型機和小型機趨于一機多能的途徑，有的國家統(tǒng)計，非建筑用的中、小型機已占30%左右，主要是在冶金工業(yè)和林業(yè)中作物料裝卸和其他用途。中型機和小型機的特點是發(fā)展多種專業(yè)裝置進行不同的作業(yè)(也有通過液壓接頭，帶動裝在工作裝置旁的油馬達，驅(qū)動另一輸送設備)，不斷提高性能，貫徹三化和提高單位機重的功率等。發(fā)展專門用途的特種挖掘機，可以提高工作效率，解決特殊施工困難，例如，目前發(fā)展有步履式、履帶低壓式、低噪音、水下專用、水陸兩用等品種。配合水下資源的開發(fā)，對水下專用挖掘機更較重視，開展了無線電遙控、電液遙控和同步顯示控制技術在水下挖掘機中應用的研究。 (2)工作裝置 液壓工作裝置的型式進一步擴大，除了常用的正鏟、反鏟以外，發(fā)展了起重、抓斗、平坡斗、裝載斗、耙齒、破碎錐、麻花鉆、電磁吸盤、振搗器、推土板、沖擊工具、集裝叉、高空作業(yè)架、絞盤與拉鏟等幾十種品種。工作裝置的更換快速而簡便，甚至在司機室內(nèi)按動電鈕，幾秒鐘即可換好，并且通過挖掘過程的研究，來控制工作裝置的挖掘軌跡。目前正在研究連桿式、仿形式、套筒伸縮式、斗桿追隨式和具有運算輸入裝置的軌跡控制裝置。 展望未來，液壓挖掘機的進一步發(fā)展，可以設想為: 1.提高功率與機重的比率，這是最關鍵的內(nèi)容。采用特種高強度鋼材，設計重量輕、強度高的挖掘機，并用優(yōu)化設計方法達到機械各項指標的均衡。 2.鏟斗和斗齒引用振動技術，不用強力而增大貫入性，加大斗容量。礦用挖掘機具有特種裝置，可以直接開挖一般礦石，而毋需爆破。采用功率可調(diào)的激光裝置進行挖掘。 3.用燃氣輪機取代活塞式柴油機，燃氣輪機直接與高壓油泵相連。然而，由于環(huán)境保護的原因，燃氣輪機最后將被燃料電池所取代，由燃料電池發(fā)電驅(qū)動液壓挖掘機。 4.液壓系統(tǒng)將會簡化，執(zhí)行元件的運動直接由油泵控制，而不用換向操縱閥。工作裝置各鉸點裝以密封式擺動油馬達，取代工作油缸。 5.帶行走裝置增加行駛速度，重新設計行走傳動，不用常規(guī)的剛性車架。采用氣墊行走支承裝置代替履帶，減少接地比壓，便于定位。 1.3 液壓挖掘機的結構組成 為了實現(xiàn)液壓挖掘機的各項功能，單斗液壓挖掘機需要兩個基本組成部分，即機體(或稱主機)和工作裝置。機體是完成挖掘機基本動作并作為驅(qū)動和操縱挖掘機進行工作的基礎，可以是履帶牽引車輛或輪式牽引車輛?？杉毞譃樾凶哐b置、回轉(zhuǎn)裝置、液壓系統(tǒng)、氣壓系統(tǒng)、電氣系統(tǒng)和動力裝置。其中動力裝置、操縱機構、回轉(zhuǎn)機構和輔助設備均可在回轉(zhuǎn)平臺上，總稱上車部分，它與行走機構(又稱下車部分)用回轉(zhuǎn)支撐相連，平臺可以圍繞中央回轉(zhuǎn)軸作360°的全回轉(zhuǎn)。工作裝置根據(jù)工作性質(zhì)的不同，可配備反鏟、正鏟、裝載、起重等裝置，分別完成挖掘、裝載、抓取、起重、鉆孔、打樁、破碎、修坡、清溝等工作。挖掘機的基本性能決定于各部分的構造、性能及其綜合的效果。 1.4 挖掘機的工作原理 液壓挖掘機采用三組液壓缸使工作裝置具有三個自由度，鏟斗可實現(xiàn)有限的平面轉(zhuǎn)動，加上液壓馬達驅(qū)動回轉(zhuǎn)運動，使鏟斗運動擴大到有限的空間，再通過行走馬達驅(qū)動行走(移位)，使挖掘空間可沿水平方向得到間歇地擴大，從而滿足挖掘作業(yè)的要求。 液壓挖掘機由柴油機驅(qū)動液壓泵，操縱分配閥，將高壓油送給各液壓執(zhí)行元件(液壓缸或液壓馬達)驅(qū)動相應的機構進行工作。 液壓挖掘機的工作裝置采用連桿機構原理，各部分的運動通過液壓缸的伸縮來實現(xiàn)。反鏟工作裝置由鏟斗5、斗桿11、動臂2、連桿8及相應的三組液壓缸1、4、10組成。動臂下鉸點鉸接在轉(zhuǎn)臺上，通過動臂缸的伸縮，使動臂連同整個工作裝置繞動臂下鉸點轉(zhuǎn)動。依靠斗桿缸使斗桿繞動臂的上鉸點轉(zhuǎn)動;而鏟斗鉸接于斗桿前端，通過鏟斗缸和連桿則使鏟斗繞斗桿前鉸點轉(zhuǎn)動。挖掘作業(yè)時，接通回轉(zhuǎn)馬達，轉(zhuǎn)動轉(zhuǎn)臺，使工作裝置轉(zhuǎn)到挖掘位置，同時操縱動臂缸小腔進油使液壓缸回縮;動臂下降至鏟斗觸地后再操縱斗桿缸或鏟斗缸，液壓缸大腔進油而伸長，使鏟斗進行挖掘和裝載工作。鏟斗裝滿后，鏟斗缸和斗桿缸停動并操縱動臂缸大腔進油，使動臂抬起，隨即接通回轉(zhuǎn)馬達，使工作裝置轉(zhuǎn)到卸載位置，再操縱鏟斗缸或斗桿缸回縮，使鏟斗翻轉(zhuǎn)進行卸土。卸完后，工作裝置再轉(zhuǎn)至挖掘位置進行第二次挖掘循環(huán)。在實際挖掘作業(yè)中，由于土質(zhì)情況、挖掘面條件以及挖掘機液壓系通的不同，反鏟裝置三種液壓缸在挖掘循環(huán)中的動作配合隨機的。 1、斗桿油缸 2、動臂 3、油管 4、動臂油缸 5、鏟斗 6、斗齒 7、側齒 8、連桿 9、搖桿 10、鏟斗油缸 11、斗桿 圖1-1 反鏟挖掘機工作裝置 總之，液壓挖掘機是由多學科、多系統(tǒng)組成的有機整體，只有在系統(tǒng)層面上的各系統(tǒng)、各學科協(xié)同優(yōu)化才能獲取挖掘機整機的最佳性能。 1.5 研究的方法及技術路線 1.5.1研究方法 （1）通過查閱相關資料，掌握液壓挖掘機的主要參數(shù)。 （2）充分考慮已有鉆井機的優(yōu)缺點來確定液壓挖掘機的總體設計方案，對現(xiàn)有裝置的不足進行分析。 （3）對設計的液壓挖掘機進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的液壓挖掘機。 1.5.2研究技術路線 （1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關資料，了解當今國內(nèi)外液壓挖掘機的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。 （2）根據(jù)產(chǎn)品功能和技術要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。 （3）具體設計液壓挖掘機的驅(qū)動裝置、工作裝置等。 （4）對所設計的機械結構中的重要零件進行校核計算，如齒輪、軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項設計資料，撰寫論文。 1.6 本文研究的主要內(nèi)容 本論文主要對由動臂、斗桿、鏟斗、銷軸組成挖掘機工作裝置進行設計。具體內(nèi)容包括以下五部分: (1) 挖掘機工作裝置的總體設計。 (2) 挖掘機的工作裝置詳細的機構運動學分析。 (3) 工作裝置各部分的基本尺寸的計算和驗證。 (4) 工作裝置主要部件的結構設計。 39 第2章 0.5立方米液壓挖掘機總體方案的確定 履帶式液壓挖掘機具有技術性能先進，使用可靠性高，作業(yè)適應性強，操作簡單靈活，舒適性好等特點，達到了國際九十年代初先進水平。 2.1 主要基礎參數(shù) 0.5M3挖掘機主要參數(shù)： 斗容量（m3）：0.16 鏟斗寬度：585mm 操作重量：4800kg 最大卸載高度 mm ： 3680 最大挖掘深度 mm：3600 最大挖掘高度 mm： 5320 最大挖掘范圍mm，5870 2.2 結構分析及功能特點 ⑴ 動力裝置 動力裝置采用五十鈴公司CC-6BG1TRA柴油發(fā)動機。該機具有重量輕，油耗低，功率大，噪音小，啟動性能好，過載能力強等特點。 ⑵ 傳動裝置 回轉(zhuǎn)裝置 型式————2級減速行星齒輪 減速齒輪傳動比17.002 回轉(zhuǎn)馬達 型號————M2X210CHB 型式————斜軸式固定排量柱栓馬達 閥 型式————非背壓閥式 溢流設定壓力————在140L/min時，為27.7±0.3Mpa 回轉(zhuǎn)停放制動器 型式--------多片濕式負壓型 解除壓力-----2.25-2.84Mpa 行走裝置 型式---------三級減速行星齒輪 減速齒輪傳動比--------70.842 行走馬達 型式---------斜軸式變排量柱塞馬達 行走制動閥 型式--------背壓閥式 溢流設定壓力-------34.8Mpa 行走停放制動器 型式--------多片濕式負壓型 接觸開啟壓力--------0.95~1.02Mpa 將高低二檔轉(zhuǎn)換機構、停車閘、制動閥、液壓馬達、行走減速器及控制機構做成一體；具有結構緊湊，承載能力大，高可靠性，易裝配，完全收容等特點。整個機構均被包容在減速機支座和履帶之間，防止了泥土的進入及障礙物對泵的損壞，提高了整機的通過性。變量泵可自動調(diào)節(jié)行走速度，且具有雙速功能，使工作更為快捷。 行走與回轉(zhuǎn)裝置內(nèi)部均帶有常閉摩擦片式制動器，只要操縱桿回到中立位置，油路即被切斷，馬達立即停止轉(zhuǎn)動，達到制動目的；操作簡單，制動可靠。 ⑶ 底盤結構 該機底盤采用具有抗扭強度高，穩(wěn)定性能好的X型焊接結構，它比H型結構增大了行走架的剛度，改善了履帶架的應力分布，保持了良好的行走性能；導向輪、托帶輪、支重輪采用浮動杯式密封結構，密封可靠，不需經(jīng)常保養(yǎng)；采用成熟的液壓缸彈簧張緊裝置來改善行走緩沖性能；下車液壓管路均密封在底座內(nèi)，安全可靠，美觀大方。 ⑷ 液壓系統(tǒng)及液壓元件 液壓系統(tǒng)主要分為兩個油路:主油路和先導油路 主油路 電源主泵 →控制器 控制閥→執(zhí)行器{馬達 油缸 工作裝置} 先導油路 電源 先導泵→控制器{先導閥 泵調(diào)節(jié)器 電磁閥 信號控制閥 動臂電子緩沖電磁閥}→先導油路{操作控制油路 泵控制油路 閥控制油路 回轉(zhuǎn)停放制動器解除油路 行走馬達斜盤角控制油路 液壓油預熱油路} 在其上插裝有安全閥、過載閥、補油閥、單向閥、邏輯閥、減壓底閥，使得結構緊湊，系統(tǒng)安全可靠。液壓系統(tǒng)具有全功率和分功率控制機能，使得發(fā)動機功率最大限度地得到應用；通過邏輯閥、減壓底閥可將壓力信號反饋給主泵使其改變斜盤傾角來改變輸出流量的大小，實現(xiàn)負流量控制，最大限度地減小發(fā)動機的損耗和液壓系統(tǒng)的溫升；復合動作供油在閥內(nèi)合流，減少了管路連接；主閥內(nèi)裝有單向節(jié)流閥，以防止動臂和斗桿在自重作用下下降速度過快；系統(tǒng)內(nèi)設有自動控制直線行走閥，行走時高壓互通，保證了行走直線性;在伺服回路中安裝有高精度壓力濾清器，柴油機意外熄火后，工作裝置仍能靠回路中的蓄能器的壓力放下。 第3章 工作裝置的結構設計 液壓挖掘機工作裝置是完成液壓挖掘機各項功能的主要構件，其結構的合理性直接影響到液壓挖掘機的工作性能和可靠性。 3.1 工作裝置分析簡介 本機采用最常使用的反鏟工作裝置，它主要由動臂、斗桿、鏟斗以及動臂油缸、斗桿油缸、鏟斗油缸組成。其結構如圖3-1所示。 1－鏟斗 2－鏟斗油缸 3－斗桿 4－斗桿油缸 5－動臂 6－動臂油缸 圖3-1 0.5M3液壓挖掘機的工作裝置 動臂、斗桿和鏟斗均是采用高強度鋼板焊接而成的箱形結構，重量輕、強度高。 動臂根部用一根銷軸鉸接在平臺前端中部，由兩只鉸接在轉(zhuǎn)臺前部的動臂油缸支撐。油缸作伸縮運動，動臂則作升降運動。 斗桿端鉸接在動臂的頭部，另一端鉸接著鏟斗和搖桿。斗桿的回縮或伸出靠鉸接在動臂上的斗桿油缸的伸縮來控制。 鏟斗鉸接在斗桿的末端，用鉸接在斗桿上的鏟斗油缸經(jīng)搖桿控制，搖桿的作用是使鏟斗的轉(zhuǎn)角加大。油缸伸縮，鏟斗則進行挖掘和卸載。 工作裝置的升降可以單獨進行，亦可以和轉(zhuǎn)臺回轉(zhuǎn)同時進行，以縮短挖掘周期，加快工作速度。通常從挖掘位置到卸載位置，或從卸載位置返回挖掘位置均采用回轉(zhuǎn)和動臂升降同時進行。 工作裝置的各個銷軸采用合金鋼制造，經(jīng)滲碳淬火處理，強度較高。且各個鉸點都設有油杯，用油槍注入潤滑脂潤滑。工作裝置各鉸接處均設有限位塊，以減少對油缸的沖擊。斗齒部分由齒座和斗齒組成。斗齒套在齒座上用彈性銷固定，斗齒磨損后可以更換。 3.2 動臂的結構設計 0.5M3動臂的結構如圖3-2所示。 1-上蓋板 2-吊耳 3-下蓋板 4-左右側板 5-肋板 6-前叉板 7-中軸座 8-后軸座 9-斗桿油缸聯(lián)結座 圖3-2 0.5M3動臂結構簡圖 動臂的整體式彎臂采用大圓弧過度以減少該處的應力集中，結構簡單、重量輕。 動臂的主體框架是由上蓋板、下蓋板、左側板、右側板焊接而成的箱形結構。 上、下蓋板均由前、后兩塊板拼焊而成，每塊板都采用厚度為14mm的16Mn鋼板，焊接形式為“45斜線”焊縫。 左、右側板分別由前、中、后三塊鋼板拼焊而成。前、后板都采用厚度為12mm的16Mn鋼板，中側板采用厚度為14mm的16Mn鋼板。側板間的焊接形式為斜線焊縫。 動臂與轉(zhuǎn)臺、斗桿聯(lián)接的軸座均用ZG270- 500材料鑄造而成；與動臂油缸聯(lián)接的軸座也是用ZG270-500材料鑄造而成，在軸座四周焊有四塊筋板以提高強度。上述軸座分別與箱形框架焊接成為動臂。 在框架的不同位置還焊有六塊筋板以提高強度。在動臂上平面的前、后部各焊有兩個吊耳，以便裝配和拆卸時起吊用。 斗桿油缸的聯(lián)接座焊在箱形框架上。 3.3 斗桿的結構設計 0.5M3斗桿的結構如圖3-3所示。斗桿的主體框架是由上蓋板、下蓋板、左側板、右側板各一塊焊接而成的箱形結構。每塊板均是厚度為10mm的16Mn鋼板。 與動臂聯(lián)接的軸座采用ZG270-500材料鑄造而成，在圓周上焊有兩塊筋板以提高強度。與鏟斗、連桿聯(lián)接的軸座均由35鋼管加工而成。各軸座分別與箱形框架焊合而成斗桿。 在框架的不同位置還焊有三塊筋板以提高強度。 斗桿油缸、鏟斗油缸的聯(lián)接座均焊在箱形框架上。 1-上蓋板 2-鏟斗油缸聯(lián)結座 3-斗桿油缸聯(lián)結座 4-肋板 5-動臂聯(lián)結座 6-左右側板 7-下蓋板 8-連桿聯(lián)結座 9-鏟斗聯(lián)結座 圖3-3 0.5M3斗桿的結構圖 第4章 工作裝置的受力分析 4.1 動臂的受力分析 反鏟裝置動臂的強度計算應按挖掘工作中對動臂可能出現(xiàn)的最大載荷來選定計算位置。一般可采用以下計算位置: 4.1.1 最低位置受力分析: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮); b)、斗齒尖、鏟斗與斗桿鉸點、斗桿與動臂鉸點三點位于垂直線上; c)、鏟斗挖掘，斗邊齒遇障礙時。 如圖4-1所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1,，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和側向力)。各液壓油缸的工作狀態(tài)為:鏟斗油缸以F3力工作，斗桿油缸承受被動作用力F2，動臂油缸承受閉鎖力。 鏟斗邊齒遇障礙時，橫向挖掘阻力，由回轉(zhuǎn)機構的制動器承受。此力的最大值決定于回轉(zhuǎn)平臺的制動力矩。其值為: 式中: - 回轉(zhuǎn)制動器可承受的最大力矩; r - 橫向阻力距回轉(zhuǎn)中心的距離. 液壓挖掘機所選用的回轉(zhuǎn)制動器型號為:KG08，其=89.06kN.m , r=4518.5mm。則: kN L1=2180 L2=4042 L3=4361 L4=1460 L5=2925 L6=851 S0=8456 S1=452 S2=612 S3=3935 S4=505 S6=106 S7=415 S8=612 r=4518.5 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg α=37.5 o β=8.5 o 圖4-1 動臂計算位置一 取工作裝置為隔離體，對動臂底部鉸點C取力矩平衡有: 求得B點的側向力 kN 則C點的側向力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點D的力矩平衡方程 求得F點的側向力 kN 則M點的側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力凡所能克服的切向阻力FW1,，可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 其中鏟斗油缸工作力 式中： -最大工作壓力; p=30 MPa -鏟斗油缸大腔面積; = 由此可以得出 =368 kN，及F=129.04 kN。 法向阻力FW2決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 式中為動臂油缸的閉鎖力。 = 其中 - 過載壓力; =34MPa -動臂油缸大腔面積; = 由此可得: =442kN,及=-182kN<0.這說明FW1值不能實現(xiàn),即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。 取斗桿為隔離體,按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 由此求得: =659.6 kN。 而斗桿油缸的閉鎖力 其中 -過載壓力; =34 MPa -斗桿油缸大腔面積; = 則 =523 kN。 由 >,說明值不能實現(xiàn).計算時只能取==523kN代入 得=102.48 kN。 將代入 得=-125kN<0。說明值仍不能實現(xiàn)。所以只能取=0 再代入 得=44.3 kN 然后將代入 此時得到 =223.2kN <=523kN。 再將代入 得=122 kN。 建立坐標系如圖4-2所示。則: 圖4-2 建立坐標系 B點的受力分解為 kN kN kN M點的受力分解為 kN kN kN 4.1.2 伸展位置受力分析 a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處; b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90 o); c)、鏟斗發(fā)揮最大挖掘力位置，進行正常挖掘。 如圖4-3所示。 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 由=368kN 得出=135.8 kN。 取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 L1=2566 L2=6004 L3=6414 L4=1460 L5=2925 L6=1026 L7=4105 L8=1103 S0=3233 S1=257 S2=667 S3=6825 S4=590 S5=718 S6=308 S9=872 r=6305 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg = = 圖4-3 動臂計算位置二 取斗桿為隔離體,按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 由此求得：=549.6kN 而斗桿油缸的閉鎖力=523 kN，由>說明FWZ值不能實現(xiàn)。計算時只能取==523 kN ,代入 然后聯(lián)立方程 求解得: kN kN 再將值代入 求解得： kN 建立如圖3-2所示坐標系，則： B點的受力分解為 kN kN kN M點的受力分解為 kN kN kN 4.2 斗桿的受力分析 反鏟裝置的斗桿強度主要為彎矩所控制，故其計算位置可根據(jù)反鏟工作中挖掘阻力對斗桿可能產(chǎn)生的最大彎矩來確定。根據(jù)斗桿工作情況的分析和試驗說明，斗桿危險斷面最大應力發(fā)生在采用鏟斗挖掘的工況下。其計算位置可按以下條件確定: 4.2.1最低位置受力分析: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮); b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時); c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上; d)、側齒遇障礙，作用有橫向阻力。 如圖4-4所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1,，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力和側向力)。 橫向挖掘阻力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得D點側向力 kN 則F點側向力 kN 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得H點側向力 kN 則Q點的側向力 kN 取斗桿(不含鏟斗)為隔離體，按對鉸點N的力矩平衡方程 求得E點側向力 kN L1=2456 L2=4154 L3=2957 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5219 S1=92 S2=614 S3=6037 S4=512 S5=1074 S6=153 S7=400 S8=514 r=2732 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg ξ=51.8o 68.6o 1.9o 72.4o o 圖4－4 斗桿計算位置一 由受力平衡方程 求得N點側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 由=368 kN，得出=121.4 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-44.4 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =70.1 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=241.8 kN<=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=254.2 kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及?？汕蟪鯪點作用力 得 kN。 建立如圖4-5所示的坐標系，則: 圖4-5 建立坐標系 D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 4.2.2 伸展位置受力分析 a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、進行正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力。 如圖4-6所示。這時，工作裝置上的作用力有:工作裝置各部分的重量(動臂重G1，斗桿重G2，鏟斗重G3)和作用于斗側齒上的挖掘阻力(包括切向分力，法向分力)。 L1=2763 L2=6037 L3=6462 L4=1460 L5=2200 L6=1023 S0=5244 S1=420 S2=614 S3=5551 S4=512 S5=808 S6=307 S7=400 S8=870 r=6825 G1=1579kg G2=809kg G3=745kg ξ=51.8o 68.6o 1.9o 72.4o o 圖4-6 斗桿計算位置二 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 由=368 kN，得出=123.1 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-21.7 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得=100.1 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=394.8 kN〈=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=357.5kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及。可求出N點作用力 得 kN。 建立如圖4-5所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 4.3 連接桿的受力分析 變型斗桿的計算位置按以下條件確定: 4.3.1 最低位置受力分析: a)、動臂位于最低(動臂油缸全收縮)； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、側齒遇障礙，作用有橫向阻力。 如圖3-7所示。則： 橫向挖掘阻力 kN 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得D點側向力 kN 則F點側向力 kN 取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得H點側向力 kN L1=2360 L2=3900 L3=2591 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5963 S1=77 S2=641 S3=5409 S4=513 S5=1417 S6=103 S7=411 S8=616 r=2378 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg ξ=51.8o 68.6o 1.3o 72.4o o 圖4-7 加長斗桿計算位置 則Q點的側向力 kN 取斗桿(不含鏟斗)為隔離體，按對鉸點N的力矩平衡方程 求得E點側向力 kN 由受力平衡方程 求得N點側向力 kN 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3所能克服的切向阻力,可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 由=368 kN，得出=129.8KkN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力?？扇」ぷ餮b置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-75.6 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =61.2 kN。 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=250.5 kN〈=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=216 kN 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及?？汕蟪鯪點作用力 得 kN。 建立如圖4-8所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 圖4-8 建立坐標系 4.3.2 伸展位置受力分析 a)、動臂位于動臂油缸作用力臂最大處； b)、斗桿位于斗桿油缸作用力臂最大處(斗桿油缸與斗桿尾部軸線夾角為90o時)； c)、斗齒尖位于鏟斗與斗桿鉸點和斗桿與動臂鉸點連線的延長線上； d)、進行正常挖掘，即挖掘阻力對稱于鏟斗，無側向力。 如圖4-9所示。 L1=2808 L2=6024 L3=6585 L4=1460 L5=2925 L6=1026 S0=5973 S1=459 S2=641 S3=5523 S4=513 S5=975 S6=316 S7=411 S8=868 r=5913 G1=1579kg G2=935kg G3=733kg ξ=51.8o 68.6o 1.3o 72.4o o 圖4-9 加長斗桿工作位置二 鏟斗挖掘時，鏟斗油缸工作力F3,所能克服的切向阻力FW1可取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得鏟斗油缸所產(chǎn)生的挖掘力 由=368 kN，得出=131.7 kN。 法向阻力決定于動臂油缸的閉鎖力。可取工作裝置為隔離體，按對動臂底部鉸點C的力矩平衡方程 求得 由= 442 kN，得出=-46 kN<0。這說明值不能實現(xiàn)，即鏟斗油 缸不能發(fā)揮全部作用力。所以計算時只能取=0 再代入 得 =89.2 kN 將值代入 可得 kN。 取斗桿為隔離體，按對鉸點F的力矩平衡方程 求得斗桿油缸的作用力(被動狀態(tài)下) 即：=371.4 kN<=523 kN。 然后取鏟斗為隔離體，按對鉸點Q的力矩平衡方程 求得 即：=308.7 kN。 取搖桿為隔離體，作用力有:鏟斗油缸作用力及?？汕蟪鯪點作用力 得 kN。 建立如圖3-5所示的坐標系，則: D點受力可分解為 kN kN kN E點受力可分解為 kN kN kN N點受力可分解為 kN kN kN 總 結 畢業(yè)設計轉(zhuǎn)眼間就到了掃尾階段，在這幾個月的設計學習過程中，我取得了長足的進步。 在這次畢業(yè)設計中，我收獲了很多，首先，對知識有了更深的了解，幾年的知識做了系統(tǒng)的回顧，圖書館使用培養(yǎng)獨立分析的知識，我學會了如何更好的利用網(wǎng)絡尋找信息解決問題的能力，以及信息使用，但也使我學會如何與同學討論問題。這是我未來的工作有很大的幫助， 我將繼續(xù)在未來的工作中，努力提高自己的水平。通過這次設計，我真的感到棘手的優(yōu)秀設計人員。在設計過程中，但在老師的幫助和自己的努力，終于使我成功地完成了設計。我經(jīng)常沒有足夠的知識來設計經(jīng)驗，有不足。這些問題有時會讓我無奈。雖然我的設計存在諸多不足，鍛煉自己分析問題，解決一般問題的能力，我希望通過這次畢業(yè)設計，未來將從事的訓練，為將來的工作打好基礎，畢業(yè)設計仿真。寫這個，對我的論文代表將接近結束。是四年的畢業(yè)設計最后的大學課程，這將是教師和學生的復習，是否做的好的和壞的，這個過程也有經(jīng)驗。首先要感謝所有老師的標記，我真誠地接受您的指導，并希望得到你對我的努力。當我們不了解，你不會做，老師給了我們知識的補充；很明顯，我們更像是一個知識進入狀態(tài)，設計，工藝和畢業(yè)更注重的是自我鍛煉。我想如果大學四年沒有打下了堅實的基礎的課程設計，我們可能要完成畢業(yè)設計變得非常困難。所有的老師，所以我在大學四年把我的課程設計，真誠的道聲謝謝！ 畢業(yè)設計，歷時半年多，我閱讀了大量的文獻，查閱相關書籍很多；從沒有線索來尋找靈感，從不知如何開始大膽的嘗試，從教師向他們自己的獨立思考，終于完成了本課題的設計。我除了自己的努力工作的完成，也受到老師的細心指導，劉國光的老師總是在關鍵時刻，并及時督促我們的工作，嚴格要求我們，我們仔細檢查每個階段的任務；我要真誠的感謝給我的老師。 本科生畢業(yè)設計（論文） 參考文獻 [1] 徐灝.機械設計手冊3[M].北京：機械工業(yè)出版社,1998，p20-p55 [2] 徐灝.機械設計手冊4[M].北京：機械工業(yè)出版社,1998,p34-p56 [3] 徐灝.機械設計手冊5[M].北京：機械工業(yè)出版社,1998,p44-p78 [4] 張建民.工業(yè)機械手[M].北京：北京理工大學出版社，1994,p66-p91 [5] 《工業(yè)液壓機械手》編寫組.工業(yè)液壓機械手-機械結構上[M].上海：上?？茖W技術出版社,2005,p46-p77 [6] 《機床設計手冊》編寫組.機床設計手冊3[M].北京：機械工業(yè)出版，1999,p23-p44 [7] 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