液壓挖掘機行走機構設計

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1、昆明理工大學成人高等教育 畢業(yè)設計（論文） 題目：液壓挖掘機行走機構設計 姓 名： 專 業(yè)： 年 級:2010級 扌旨導教師： 函 授 站:昆明工業(yè)職業(yè)技術學院 目 錄 前言 2 - 摘要 2 - 第一章緒論 -3 - 1.1液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用 3— 1。2液壓挖掘機的基本類型 4— 1 o 3本設計的目的和意義 5— 第二章總體方案設 5 2o 1履帶式液壓挖掘機的組成 5- 2.2設計依據(jù) 6— 2.3總體設計原則 7— 2.4傳動方式的比較與選擇 7 第三章主要參數(shù)確 -10 - 3.1總體幾何尺寸的設計 10 3o

2、2驅(qū)動輪主要參數(shù)的確定及強度校核 13 3o 3功率計及挖掘力參數(shù)計算與確定 14 3o 4行走裝置的牽引力計算 16 3o 5液壓馬達主要參數(shù)計算確定 18 第四章 張緊裝置設計要求與計算 21- 21 - 4o 1張緊彈簧的設計 21 第五章 四輪一帶及其他部件 22- 22 - 5.1四輪一帶選型 22 5.2懸架選型與制動器選型 26 第六章 設計工作總結 28- 27 - 致謝 29 參考文獻 29 液壓挖掘機行走機構設計 【摘要】隨著人類社會的不斷進步，科學技術的高速發(fā)展，工程機械在各行各業(yè)中得到 了很好的運用 . 然而，在不同的環(huán)境下，對挖掘機等工

3、程機械的大小、性能的要求有所 不同, 各種性能參數(shù)決定其工作環(huán)境。工程機械在國民生產(chǎn)中有著很重要的位置，它在 很大程度上取代了原始的、落后的生產(chǎn)工具，它在現(xiàn)今中國和全世界的飛速發(fā)展的今天 功不可沒。然而 , 在不同的環(huán)境下，對挖掘機等工程機械的大小、性能的要求有所不同， 各種性能參數(shù)決定其工作環(huán)境。 而挖掘機的行走裝置是整個機械的支撐部分 , 它承受機 械的自重及工作裝置挖掘時的反力，使挖掘機穩(wěn)定的支撐在地面工作，也是挖掘機在工 作 場地自由移位的裝置 . 行走裝 置設計的好壞會影響挖掘機的機動性、 爬坡能力、越野性能、接地比壓以及挖掘機的穩(wěn)定性等。 【關鍵詞】履帶式 ,液壓挖掘機 ,行走機

4、構，張緊裝置。 、八 前言 改革開放以來，我國的科學技術、信息技術迅猛發(fā)展，各行各業(yè)都發(fā)生了翻天覆地 的變化,工程機械行業(yè)同樣得到了相應的快速發(fā)展 . 各行各業(yè)都在奮力拼搏、大膽創(chuàng)新 , 使得工程機械品種不斷增加、產(chǎn)量不斷提高、性能不斷完善 , 發(fā)展勢頭強勁。 液壓挖掘機是工程機械的一個重要品種， 是一種廣泛用于建筑、 鐵路、公路、水利、 采礦等建設工程的土方機械。它的發(fā)展與應用反映了一個國家施工機械化的水平。 液壓挖掘機由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、回轉機構、工作裝置、底盤五部分組成。發(fā)動機 的作用是提供動力；液壓系統(tǒng)功能是把發(fā)動機機械能以油液為介質(zhì)，利用油泵轉變?yōu)橐?壓能傳送給油缸、馬達等

5、 , 再傳動各個執(zhí)行機構，實現(xiàn)各種運動；回轉機構是實現(xiàn)轉臺 的回轉；工作裝置的作用是進行作業(yè)；底盤的作用是承重、傳力并保證滿足對車速、牽 引力和行駛方向的要求。底盤是組成整體的主要部分，行走機構的性能優(yōu)劣直接影響整 機的使用性能、經(jīng)濟性能，因此著力研究液壓挖掘機的底盤具有十分重要的意義 . 第一章 緒論 1.1. 液壓挖掘機在現(xiàn)代化建設中的作用 液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。 它的工作過程是以鏟斗的切 割刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開 始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械 . 液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一

6、樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露 天采礦及現(xiàn)代化軍事工程中都有著廣泛的應用， 是各種土石方施工中不可缺少的一種重 要機械設備 . 在建筑工程中，可用來挖掘基坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工 作裝置后 , 可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業(yè)。在水利中 , 可用來開挖水庫、運 河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等 . 在鐵路、公路建 設中, 用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝。在石油、電力、通信業(yè) 的基礎建設及市政建設中 , 用來挖掘電纜溝和管道溝等。在露天采礦場上，可用來剝離 表土、采掘礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等

7、作業(yè)。在軍事工程中，可用來 筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。 所以,液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提 高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。據(jù)建 筑施工部門統(tǒng)計，一臺容量為1。om的液壓挖掘機挖掘i—w級土壤時。每班生產(chǎn)率大 約相當于300 —400和工人一天的工作量.因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生 產(chǎn)率和加速國民經(jīng)濟的發(fā)展具有重要意義。 1.2. 液壓挖掘機的基本類型 液壓挖掘機的種類繁多，可以從不同角度對其來寫進行劃分。 (1) 根據(jù)液壓挖掘機主要機構傳動來寫劃分 根據(jù)液壓挖掘機主要機構是否

8、全部采用液壓傳動，分為全液壓傳動和非全液壓(或 稱半液壓)傳動兩種。如圖1.1和圖1.2所示為某小型和中型液壓挖掘機。若挖掘、回 轉、行走等幾個主要機構的動作均為液壓傳動，則稱為全液壓挖掘機。若液壓挖掘機中 的某一個機構采用機械傳動則稱其為非液壓挖掘機。一般來說，這種區(qū)別主要表現(xiàn)在行 走機構上，對液壓挖掘機來說，工作裝置及回轉機構必須是液壓傳動 ，只有行走機構有 的為液壓傳動，有的為機械傳動。 圖1。1小型全液壓挖掘機 圖1。2中型全液壓挖掘機 (2) 根據(jù)行走機構的類型劃分 根據(jù)行走機構的不同，液壓挖掘機可分為履帶式、輪胎式。 履帶式液壓挖掘機應用最廣，在任何路面行走均有

9、良好的通過性，對土壤有足夠的 附著力,接地比壓小 ,作業(yè)時不需設支腿，適用范圍較大 .在土質(zhì)松軟或沼澤地帶作業(yè)的 液壓挖掘機，還可以通過加寬和履帶來降低接地比壓。為防止對路面的碾壓破壞。有些 液壓挖掘機還采用了橡膠履帶。通常，履帶行走的液壓挖掘機多為全液壓傳動。 輪胎式液壓挖掘機具有行走速度快，機動性好 , 可在多種路面上行走的特點。近年 來，輪胎式挖掘機的生產(chǎn)量日益增長 . 1.3. 本設計的目的和意義 液壓挖掘機在工業(yè)與民用建筑、道路建設、農(nóng)田水力、油田礦山、市政工程、機場 港口等部門土石方施工中，占有重要位置。并反映了這些部門施工機械化水平 . 該課題 結合機械設計專業(yè)的教學內(nèi)容和

10、國內(nèi)外液壓挖掘機的應用與發(fā)展。 對履帶式液壓挖掘機 底盤作較深入的分析研究。根據(jù)設計依據(jù)及要求 , 完成挖掘機行走機構總體及減速器設 計，進一步掌握挖掘機的設計方法和步驟 . 通過畢業(yè)設計，使我們進一步鞏固、加深對 所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的掌握，使之系統(tǒng)化、綜合化；培養(yǎng)我們獨立思 考、獨立工作和綜合運用已學知識分析與解決實際問題的能力，尤其注重培養(yǎng)我們獨立 獲取新知識的能力； 培養(yǎng)我們在方案設計、 設計計算、 工程繪圖、文字表達、文獻查閱、 計算機應用及工具書使用等方面的基本工作實踐能力； 使我們樹立具有符合國情和生產(chǎn) 實際的正確設計思想和觀點，樹立嚴謹、負責、實事求是、刻苦鉆研、

11、勇于探索、勇于 創(chuàng)新、善于與他人合作的工作作風 . 第二章 總體方案設計 2.1. 履帶式液壓挖掘機的組成 液壓挖掘機主要由發(fā)動機、 液壓系統(tǒng)、工作裝置、 行走裝置和電氣控制等部分組成。 液壓系統(tǒng)由液壓泵、控制閥、液壓缸、液壓馬達、管路、油箱等組成。電氣控制系統(tǒng)包 括監(jiān)控盤、發(fā)動機控制系統(tǒng)、泵控制系統(tǒng)、各類傳感器、電磁閥等，如圖 2.1 。 圖2。1單斗反鏟液壓挖掘機 1-柴油機；2-機罩；3—油泵;4-多路閥；5-郵箱；6—回轉減速器；7-回轉馬達；8- 回轉接頭；9—駕駛室；10-動臂;11 —動臂油缸;12-操縱臺;13 —邊齒；14—斗齒；15- 鏟斗;16-斗桿油缸；1

12、7-斗桿;18 —鏟斗油缸;19-平衡重；20-轉臺；21-行走減速器；22 —行走馬達；23-拖鏈輪;24-履帶；I -工作室；U -上部轉臺；川一行走機構 2.2. 設計依據(jù) 2.2.1. 履帶式行走裝置的主要特點 (1) 牽引力大(通常每條履帶的牽引力達機重的 35-40 %)，接地比小(一般為 4— 15N/cmf),轉彎半徑小，機動靈活； (2) 采用液壓傳動，能實現(xiàn)無極調(diào)速； (3) 每條履帶各自有驅(qū)動的液壓馬達及減速裝置。 2.2.2. 設計參數(shù) (1) 機重 18t (2) 標準斗容量 0。7吊 (3) 最大行走速度 3-5Km/h 80-100KW

13、(4) 發(fā)動機功率 (5) 爬坡能力不低于 40％ 2.3. 總體設計原則 進行液壓挖掘機的底盤總體設計時應該遵循以下原則： (1) 滿足使用要求、滿足經(jīng)濟性的要求、滿足勞動保護的要求、滿足工藝性要求、滿 足機器的結構性能要求、某些零件、部件滿足耐磨性要求； (2) 在不增高行走裝置總高度的前提下應使行走裝置具有較大的離地間隙 , 使挖掘機在 不平地面上行走具有良好的通過性能，力求增強機器對各種運行條件和作業(yè)要求 的適應性； (3) 要降低挖掘機的接地比壓或具有較大的支承面積 , 以提高挖掘機的穩(wěn)定性。挖掘機 在斜坡下行時不發(fā)生超速溜坡現(xiàn)象 , 挖掘時不發(fā)生下滑，提高工作時的安全可

14、靠 性； (4 )挖掘機的行走裝置外型尺寸應符合道路運輸要求，外形美觀 ; (5 )各個部件或總成的性能應相互協(xié)調(diào)、匹配，力求整體性能的一致和最優(yōu)化，不可盲 目追求某個局部的最佳性能，否則，可能造成整體性能惡化 , 或產(chǎn)生薄弱壞節(jié) ; (6) 正確地處理繼承與創(chuàng)新的辯證關系，采用成熟技術 ,通過深入的理論分析 , 進行必要 的科學實驗 , 勇于創(chuàng)新。 2.4. 傳動方式的比較與選擇 動力裝置至驅(qū)動輪之間所有傳動部件的總稱為傳動系統(tǒng)。 傳動系統(tǒng)的功用是把動力 裝置輸出的功率傳遞給驅(qū)動輪，并改變動力裝置的輸出特性，以滿足對自行式工程機械 車速和牽引力的要求。 目前, 工程機械的傳動系

15、統(tǒng)有以下三種類型：機械傳動、液力機械傳動、液壓傳動 每種傳動方式各有其特點、用途和適用的范圍。 2.4.1. 機械傳動 所謂機械傳動是指傳動系統(tǒng)中采用剛性零部件傳遞動力的方式 . 它是通過齒輪、齒 條、帶、鏈等機件傳遞動力和進行控制。工程機械中使用機械傳動系統(tǒng)由來已久。機械 傳動具有結構簡單、制造容易、工作可靠、重量輕、操作簡單、維護方便、價格低廉、 傳動效率高、可以利用傳動系統(tǒng)運動零件的慣性進行作業(yè)等優(yōu)點 , 同時，濕式離合器的 普遍采用及發(fā)動機特性的改善(提高適應性系數(shù))在某種程度上改進了機械傳動的某些 缺點，因此，采用機械傳動的工程機械仍然占有相當?shù)谋壤?。但近年來在一些作業(yè)或行 駛

16、時阻力變化很大的機械中，日益廣泛地采用了液力機械傳動或者其他傳動方式。 2.4.2. 液力機械傳動 在上述機械傳動系統(tǒng)中串聯(lián)或并聯(lián)加入液力變矩器（或液力偶合器）后 , 使發(fā)動機 輸出的動力通過液力變矩器（或液力偶合器）及機械傳動部件傳到驅(qū)動輪，這個系統(tǒng)稱 為液力機械傳動系統(tǒng)。它具有的 主要優(yōu)點是 : （1 ）使工程機械具有自動適應載荷變化的特性； （2） 簡化了機械的操縱； （3）提高了機械的使用壽命； （4）提高了機械的起步性能和通過性能； （5）提高了機械的舒適性； （6 ）簡化了維修工作 . 這種傳動方式能使機器隨作業(yè)阻力的變化，自動調(diào)整牽引力和速度，顯著改善牽引 性能，

17、提高了發(fā)動機功率，改善發(fā)動機的工況，提高作業(yè)效率，并能防止發(fā)動機過載 , 操縱也較為方便，所以在工程機械中應用較為廣泛 . 同時液力機械傳動也存在一些的缺 點：傳動效率低，一般變矩器的最高效率只能達到 0 。82-0 。92，在行駛阻力變化小而 連續(xù)作業(yè)時，由于效率低而增加了燃油消耗量。液力機械傳動系統(tǒng)需要設置供油系統(tǒng) , 其液力元件加工精度要求高、價格貴，工作油容易泄漏，這使其結構復雜化，同時增加 了運行成本。但因為液力機械傳動的優(yōu)點突出， 所以目前在工程機械中有著廣泛的應用。 輪式機械廣泛采用了液力機械傳動。但在近年新型挖掘機中應用較少。 2.4.3. 液壓傳動 采用發(fā)動機驅(qū)動隨機的油

18、泵站，再由液壓馬達驅(qū)動行走機構。該傳動方式取消了主 離合器、變速箱、后橋等傳動部件 , 使工作裝置的操縱和整機驅(qū)動方式統(tǒng)一，可減輕機 重、結構緊湊、總體布置簡單，原地轉向性能好 , 可實現(xiàn)牽引力和速度的無極調(diào)整 , 大大 提高了牽引性能。與其它傳動方式相比 , 液壓傳動具有其獨特的優(yōu)越性。 液壓傳動的主要優(yōu)點： （1） 體積小、重量輕，例如同功率液壓馬達的重量只有電動機的 10%-20%。因此慣性力較 小，當突然過載或停車時，不會發(fā)生大的沖擊 ; （2）能在給定范圍內(nèi)平穩(wěn)的自動調(diào)節(jié)牽引速度，并可實現(xiàn)無極調(diào)速，且調(diào)速范圍最大 可達1： 2000（一般為 1:100 ）； （3）換向容易，

19、在不改變電機旋轉方向的情況下 , 可以較方便地實現(xiàn)工作機構旋轉和直 線往復運動的轉換； （4）液壓泵和液壓馬達之間用油管連接，在空間布置上彼此不受嚴格限制； （5）由于采用油液為工作介質(zhì)，元件相對運動表面間能自行潤滑 , 磨損小，使用長 ; （6）操縱控制簡便，自動化程度高； （7）容易實現(xiàn)過載保護； （8 ）液壓元件實現(xiàn)了標準化、系列化、通用化、便于設計制造和使用。 經(jīng)過以上分析比較， 隨著液壓技術的不斷發(fā)展完善 , 液壓傳動的應用日益廣泛 . 鑒于 本機械產(chǎn)品的實際要求， 在充分考慮其實現(xiàn)可行性和經(jīng)濟性的基礎上本產(chǎn)品設計中采用 液壓傳動系統(tǒng)。 2.5. 行走方式的比較與選擇

20、 挖掘機根據(jù)不同的行走系可分為輪胎式、履帶式等。相對履帶式而言，輪胎式行走 裝置在挖掘機中用得不多，但已成為工程機械的發(fā)展趨勢之一。主要優(yōu)點是：具有運行 速度高，運行性能好，機動性能好，利于減輕機器重量 , 工作點轉移方便、迅速、作業(yè) 輔助工作時間段、生產(chǎn)效率高及本身效率高等優(yōu)點。但輪胎式挖掘機對路面要求高，由 于履帶式挖掘機的附著力大，能達到輪胎式的 1。5倍，通過性好，接地比壓小，適宜在 松軟地段和濕地作業(yè)， 抗磨損性能好，可在碎石地段、 地形起伏較大的惡劣條件下作業(yè) , 爬地能力強，宜在山區(qū)作業(yè)。 履帶式行走系比之輪胎式有以下特點 : （1） 履帶式挖掘機的驅(qū)動輪只卷繞履帶而不在地面

21、滾動， 機器全重經(jīng)支重輪壓在多片履 帶板上，全部重量都是附著重量（這相當于全輪驅(qū)動的輪式機器 ） ，加上履帶支承 面上同時抓地的履齒較輪式機器同時抓地的胎面花紋多得多 , 所以履帶式機器的 牽引附著性能要好得多。 （2）與同馬力的輪胎式機器相比，由于履帶支承面大，接地比壓?。ㄒ话阈∮贠.IMPa）,所 以在松軟土壤上的下陷深度小 , 因而滾動阻力小，有利于發(fā)揮較大的牽引力。 （ 3） 履帶銷子 , 銷套等運動副使用中要磨損，要有張緊裝置調(diào)節(jié)履帶張緊度，它兼起一 定的緩沖作用。導向輪既是張緊裝置的一個組成部分 , 也是引導履帶正確卷繞。但 不能偏轉，不能引導機器轉向。 （4）履帶式行走系

22、重量大， 運動慣性大，緩沖減振作用小 . 結構中最好有某些彈性元件。 （5）履帶式行走系結構復雜，金屬消耗多，磨損嚴重，維修量大，運行速度受限制。 履帶式行走裝置是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。履帶行走裝置的主要優(yōu)點：具 有較大的牽引力和較低的接地比壓（40 — 150KPa ;穩(wěn)定性好；具有良好的越野性和爬 坡能力（坡度達 50％—100%）；轉彎半徑小、機動靈活。但履帶式行走裝置的運行速度 較低，一般在0.5 — 6km/h的范圍內(nèi)?，F(xiàn)代中小型液壓挖掘機多采用雙速行走馬達,行走速 度可在0-3.5Km/h和0— 5。5Km/h之間切換。目前，液壓挖掘機的履帶行走裝置，除特 殊用途外，均

23、由專用底盤向通用底盤發(fā)展，不同廠家的底盤結構形式有趨同化的趨勢。 綜上比較，考慮到挖掘機一般在野外作業(yè)，工作載荷變化大 , 作業(yè)環(huán)境惡劣 , 技術保 養(yǎng)條件差；而履帶式行走裝置又是液壓挖掘機用得最多的一種裝置。因此本設計采用了 履帶式行走裝置。 經(jīng)過上述總體方案的選型設計，最終確定行走裝置的動力路線為：柴油機—液壓泵 -控制閥—液壓馬達—制動器—減速器—驅(qū)動輪 -履帶 第三章 主要參數(shù)確定 3.1 總體幾何尺寸的設計 在本次設計中按照標注選定法、 理論分析計算法等方法得出的參數(shù)值不可能都是完 全切合的。通常在設計開始時一些參數(shù)還不能利用以上方法完全確定 , 因此在本設計中 有的參數(shù)采

24、用了經(jīng)驗公式法進行計算。 （1）履帶帶長 L 1 L1 = K A G1/ 3 （ 3.1） =1.38 （18 109） 1/ 3 =3620mm 式中：K a為尺寸系數(shù)（1。25 ~ 1.5），本設計取 Ka =1.38; G為整機重量，本設計G=18t （本設計除特殊說明外，G含義相同）. 考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎上增大 10%;故Li取為4084mm. 2）驅(qū)動輪與導向輪軸向中心距 l1 l1= K i G1/ 3 =1.1*（18*109）1/3 3。2） =2880mm 式中：Ki為尺寸系數(shù)（1。0 ~ 1.2）。 考慮

25、到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎上增大 10%;故11取為 3200mm。 3）軌距 B B= K B G1/ 3 (3.3) =0。 8* (18*109) 1/3 =2100mm 式中：K B為尺寸系數(shù)（0。75 ~ 0.85）. 考慮到整體布局，類比同型產(chǎn)品可在此基礎上增大 （4）履帶高度 H 10%;故 B 取為 2400mm. H= KT G1/ 3 3.4) =0。 32*(18＊109) 1/3 =840mm 式中： KT 為尺寸系數(shù)（ 0.3 ~ 0。 35）。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大 1 7%左右,計算得 H=980mm。 （ 5

26、）履帶板寬 b 由經(jīng)驗數(shù)據(jù)得：b的值可在600?800mm間取值，根據(jù)《中華人民共和國國家標 準-液壓挖掘機履帶GB10677— 89》規(guī)格系列查取b =600mm. （ 6）底盤總寬 C C =B +b =2400+600 3。 5) =3000mm 7)履帶接地長度 L 接 L接=li + 0。35D = l1 + 0.35( L1 — l1 ) 3.6)

27、 =3200+0.35 （4084-3200） =3510mm 式中：D為驅(qū)動輪直徑，約為Li — li. （8）后端支重輪到驅(qū)動輪間距 C3 C3 = K Ci lt （3.7） =2.5 i7i =428mm 式中：K ci為尺寸系數(shù)（2.4?2.6）; It為履帶節(jié)距，根據(jù)《中華人民共和國國家標準一液壓挖掘機履帶 GB10677-89》規(guī) 格系列查取 lt =i7imm。 （ 9）前端支重輪到導向輪間距 Ci Ci = K C 2 lt （3。8） =2.4 i7i =4i0mm 式中： K C 2 為尺寸系數(shù)（ 2.4 ~ 3）。 （ i0）

28、 兩端支重輪間距 lo lo = li- Ci — C3 （3.9） =3200-4i0—428 =2360mm （11） 轉臺離地高hi i/ 3 hi = Ko G 3 （ 3。10） =i048mm 式中： K 0為尺寸系數(shù) （0.37 ? 0。 42）。 為了整體的整體布局，考慮將其擴大 3%左右，計算得 hi=i080mm。 （12） 相鄰兩支重輪間距 ti ti =（i ~ 2） lt （3。 ii） =i。 9＊i7i =325mm 機體主要線性尺寸如下表: 表3。1機體主要線性尺寸 項目 履帶長 度L1 軌距B 輪距 I1 履帶總 高H

29、 轉臺底 部離地 咼h1 懸架底 離地高 h2 履帶板 寬b 結果 4084 2400 3200 980 1080 495 600 3.2 驅(qū)動輪主要參數(shù)的確定及強度校核 驅(qū)動輪是將傳動系統(tǒng)的動力傳至履帶，以產(chǎn)生使車輛運動的驅(qū)動力。因此，要求驅(qū) 動輪與履帶的嚙合性能要良好，即在各種不同行駛條件和履帶不同磨損程度下嚙合應平 穩(wěn)，進入和退出嚙合要順利，不發(fā)生沖擊、干涉和脫落履帶的現(xiàn)象，其次要耐磨且便于更 換磨損元件。 (1) 主要參數(shù)的確定 A、 節(jié)距：驅(qū)動輪節(jié)距應與履帶節(jié)距相等，It 171 mm. B、 齒數(shù)：增加驅(qū)動輪齒數(shù)乙能使履帶速度均勻性改善

30、，摩擦損失減少，但會導致驅(qū)動 輪直徑增大,引起機重和整機高度的增加。驅(qū)動輪齒數(shù)一般為奇數(shù)，使得嚙合過程中每個 齒都能和節(jié)銷嚙合.其齒數(shù)通常取23?27,本設計中取Z =23。 C、 驅(qū)動輪直徑的確定 3.1。1驅(qū)動輪的節(jié)圓半徑rk按下式計算： rk= It 衣 /(/ sin360°*Zk) (3。12) =171/(/sin360°* 12) =331mm 式中：Zk為驅(qū)動鏈輪的名義齒數(shù)，為實際齒數(shù)的一半,則Zk=12 3。1.2驅(qū)動輪的齒頂圓半徑re按下式計算： re 0。165 ~ 0。170 lt Z k (3.13) 0.168 171 12

31、=345mm 3。1.3 齒根圓半徑 r1 按下式計算： r1 rk ri =331-26.9 3.14) =304mm 式中：「為履帶節(jié)銷半徑，根據(jù)《中華人民共和國國家標準 -液壓挖掘機履帶 GB1067—89》規(guī)格系列查取，1=26。9mm 3.1。4齒根圓弧偏心距e按下式計算： e =0.07（lt 2 ri） （3。 15） =0。 07 （171 2 26。 9） =8。 2mm （關于驅(qū)動輪的細部結構件附錄其零件圖 ） （2）強度的校核 按機械零部件的計算方法驗算輪齒的齒面接觸強度。 足： j 184（G/bd）1/2 j = 1 84（1 8＊ 1

32、03/（70*58 . 3 ）） 1/2 =402。 27 j Pa 式中：b —驅(qū)動輪齒寬度,b 70 mm ； 驅(qū)動輪輪齒齒面擠壓應力應滿 （3.16） d -履帶銷套外徑，查對應履帶型號得 d 58。 3 m m ; j — 許用用擠壓應力； 條件滿足，符合強度要求。 3.3 功率計及挖掘力參數(shù)計算與確定 （1）發(fā)動機功率 N ，根據(jù)經(jīng)驗公式估算 500 ?1000MPa。 N 17。 7 92.7Q 17.2 92.7 0。 7 3。 17） 82.09Kw 式中：Q為斗容量0。7m3。

33、 取發(fā)動機功率為 90千 考慮到柴油機的功率必須充分滿足主機工作過程的動力要求， 瓦，在設計允許范圍內(nèi) . (2) 液壓功率P,根據(jù)經(jīng)驗公式估算： P= (0。75 ~ 0。88) N (3.18) =0.75 90 =67。 5Kw 式中：N為發(fā)動機功率。 ( 3)挖掘力參數(shù) Pf 的計算 Pf = K f G2/3 ( 3。 19) =1。 65＊182/3 =11。 33t 式中： Pf 為最大反鏟挖掘力；

34、 K f 為挖掘潛力系數(shù)( 1。 5 ~ 1。 8)。 ( 4)最大轉彎力矩 Mw Mw Kw G4/3 ( 3.20) =0.3＊0.6*184/3 =8。49噸米 式中：Kw為轉彎系數(shù)(取0。3); 為摩擦系數(shù)(不良路面取 0。 6)。 ( 5)平均接地比壓 Pc Pc K pc3 G (3.21) = 0。 25 18 0.655 Kg/ cm2 式中：Kpc為接地比系數(shù)(取為0。21 ~ 0.28)。 3.4 行走裝置的牽引力計算 牽引力計算是液壓挖掘機行走裝置設計計算的主要內(nèi)容之一。 由于液壓挖掘機的發(fā) 動機和油泵的主要參數(shù)及其它一些總體參數(shù)主要根據(jù)挖掘工況

35、確定,因此,對行走裝置 來說實際上是在已定的功率條件下驗算挖掘機的行走速度、爬坡能力和轉彎能力。 牽引力計算原則是行走裝置的牽引力應該大于總阻力 , 而牽引力又不應超過機械與 地面的附著力。 履帶式挖掘機的行走裝置運行時所發(fā)出的牽引力必需能克服下列阻力： 履帶的內(nèi)阻 力；土壤變形等的運行阻力；坡度阻力和轉彎阻力等 . 牽引平衡方程為 : T= M x/R+ W （3。22） 式中： M x 為驅(qū)動輪的扭矩； R 為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑； T 為履帶牽引力 ; W 為運行時各阻力之和。 本設計采用在目前大多數(shù)履帶式液壓挖掘機的行走牽引力 T的經(jīng)驗公式計算： T （0。70 ~ 0.

36、85）G （ 3.23） = 0.8＊ 18 = 14。 4t 下面分別對各阻力作計算 . （1） 土壤的變形阻力 土壤對履帶行走裝置在運行時的阻力是由于履帶使土壤擠壓變形而引起的。土壤形 阻力計算如下： W1 = 1 G （3.24） =0。 12 18 =2。16t 式中： W1 為土壤的變形阻力 ; 1 為運行比阻力，考慮到挖掘機工作環(huán)境較為惡劣，所以取地面種類為 深砂類。1值取為0.10?0.15. （2） 坡度阻力 坡度阻力是由于機器在斜坡上因自重的分力所引起的。設坡角度為 ，則坡度阻力 W2 為： W2 G ＊sin (3。25) =18 sin 36

37、0 =10。58t 式中 :W2 為坡度阻力； 為坡度角度，取為 360 . (3) 轉彎阻力 履帶式運行裝置在轉彎時所受到的阻力較為復雜，其中包括履帶與地面的摩擦阻 力，履帶板側面剪切土壤的阻力以及履帶板突肋擠壓土壤的阻力等等。這些阻力要全部 進行詳細計算是比較困難的， 但因第一項阻力最大 ,也是最主要的， 所以重點研究履帶板 在轉彎時與地面的摩擦力矩。 對于挖掘機來說，由于轉彎時機器空載，而且工作裝置是懸起的。因此履帶上的比 壓基本上可以看作是均勻分布的。計算如下： W3 0.35 ?0。39 G (3.26) = 0。 36 0。 55 18 =3.564t 式中:W 3

38、為轉彎阻力； 為履帶與地面摩擦系數(shù)，取值為( 0.5 ~ 0.6) 。 ( 4)履帶運行的內(nèi)阻力 履帶運行時由于履帶銷軸間的摩擦以及支重輪、 導向輪和驅(qū)動輪等滾動阻力和軸頸 摩擦阻力形成履帶運行的內(nèi)阻力。粗算如下： W4 (0.05 ? 0。 07)G (3.27) = 0.06 18 =1.08t 式中：W4為履帶運行的內(nèi)阻力. (5)不穩(wěn)定運行時的慣性阻力 W5 W5 0.01 ? 0。 02 G (3.28) = 0。 01 18 =0.18t 忽略風載阻力，則轉彎行走阻力 Wz為： W z Wi W3 W4 W5 （ 3.29） =2。16+3.564+1.08

39、+0。18 =6.984t 坡道運行阻力W p為： W p Wi W2 W4 W5 （ 3.30） =2.16+10。58+1。08+0.18 =14t 因為Wp〉Wz，則取總阻力為 W W p 14噸. （6）牽引力的校核 牽引力T=14.4t，因為T W，所以牽引力滿足要求，貝U牽引力為14.4t，每 條履帶的牽引力:T1 =T/2=14.4/2=7.2t. 附著力 T f : T f G cos （3。31） =14。68t 式中：為履帶和地面間的附著系數(shù)，取為0。9; 為坡度角. 所以T f T，由此得 W T T f，，滿足牽引力計算原則，符合設計要求.

40、3.5 液壓馬達主要參數(shù)計算確定 （1）液壓馬達輸出功率Pm Pm Vmin//R （3。32） =7.2 3/ （0.9*0。331） =72。51Kw 式中：T為單條履帶行走牽引力7.2t; Vmin為履帶最小行走速度，取3km/h; 為行走傳動機構的效率，取0。8?0.9 ; R為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑。 （2）液壓馬達最高輸出轉速 nm 為了計算液壓馬達的最高輸出轉速，下面先計算出驅(qū)動輪的最高轉速 nq： nq=1000V/（60＊ 2 rk） （3。33） = 1000 *5/（60*2*3 。 14*0.331） =40.09r / min 式中： V 為最大行駛

41、速度，按要求取為 5km/h. 于是液壓馬達的最高轉速為 : nm nq i （3.34） = 40。 09 38.998 =1563。 43r / min 式中：i為總傳動比,按給定值取為38.998。 （3）液壓馬達的輸出力矩 Mm Mm= Mk/（/I） （3.35） 式中： Mk 為驅(qū)動輪扭矩； 為行走傳動機構的效率，取 0。 8 ~ 0.9 。 驅(qū)動輪扭矩 M k 為： M k T1 rk （3。 36） 7.2 ＊9。 8 103 0。 331 =23355.36 N。 m 式中： rk 為驅(qū)動輪節(jié)圓半徑，單位 mm; T1為單條履帶的行走牽引力，單位噸

42、； 為傳動系統(tǒng)的效率（取0。85?0。9）; i 為總傳動比 ,按給定值取為 38.998。 將上述已知值做入 （3.53）計算得： Mm=23355。 36/（0.85*38。 998）=704。 57N。 m 取整值 M m 705N。 m （ 4 ）馬達理論排量 q 3。 37) q= M m/(pm/m) 式中： pm —馬達有效工作壓力； m -馬達機械效率，本次設計中采用柱塞式馬達 ,其效 率 m 取值為（ 09—0。 95）。 馬達有效工作壓力Pm可由下式確定： pm= ph— p （3。38） 式中： Ph -為回油背壓，取值范圍為 0。5 ~ 1M

43、Pa ; p j ―為壓力損失，參考同類型液壓挖掘經(jīng)驗數(shù)據(jù)取值 3?4MPa ; pb-為液壓泵的出口壓力,15噸以上的中型機械普遍采用中高壓壓 力:25MPa pb 32MPa，本次設計中取 pb= 25MPa。 計算得: pm=25—4-1=20 MPa 將已知數(shù)據(jù)代入式 （3。 55）： q=705/（20＊0.9）=39。 17ml/r 所以每分鐘排量 q1 計算如下： q1=q nm （3.39） = 39。 17 1563.43 = 61。 23L/min 第四章 緩沖張緊裝置設計要求與計算 緩沖張緊裝置設計要求應包括以下幾個方面： (1 )緩沖彈簧應有必

44、要的預緊力，防止車輛正常行駛時因履帶跳動而使張緊裝置后移。 (2)緩沖彈簧應有必要的彈性行程，防止行走機構遇障而張緊零件過載。 (3) 張緊裝置要有一定的調(diào)節(jié)行程，方便因履帶過松時取下一塊履帶板后，張緊裝置仍 然可以調(diào)節(jié)履帶板的松緊度。 (4) 當張緊輪和緩沖彈簧之間裝變杠桿比機構時 , 張緊輪上的附加載荷不能增加過大。 4.1 張緊彈簧的設計 履帶張緊裝置緩沖彈簧的作用是：保證適當?shù)穆膸埦o力；當導向輪受到前方的沖 擊載荷時，緩沖彈簧回縮以吸收振動防止履帶和驅(qū)動輪損壞。因此在對張緊裝置緩沖彈 簧進行設計時，必須考慮到兩個重要問題是彈簧的預載和緩沖量。 ( 1)履帶的張緊度 h h

45、=(0.03 ~ 0。06) L (4.1) = 0。 045 3200 =144mm 式中：L為張緊輪與驅(qū)動輪間距。 ( 2)靜態(tài)張緊力 TE TE =(0.25 ~ 0。 30) G (4.2) =0.3*18 =5.4t ( 3)緩沖裝置的預緊力 PH 1 和最大彈性行程時的張力 PH2 張緊裝置最小工作載荷Fi為： F1 = TE =5.4t 張緊裝置最大工作載荷F2為: F2 = （0。6 ~ 0。9） G （4。3） =0.6 18 =10。8t 張緊裝置極限工作載荷F3為： F3 =（ 1。2 ~ 2） G （ 4。4） =1。 2 18 =2

46、1.6t 取最大行程時的張力Ph 2 =F2 =10。8t,取預緊力Ph 1 = F 1 =5。4t。 第五章 四輪一帶及其他部件選型 5.1四輪一帶選型 履帶與其所繞過的驅(qū)動輪、導向輪、支重輪及拖鏈輪組成“四輪一帶” ，是履帶式 行走裝置的重要零部件，它直接關系到挖掘機的工作性能和行走性能 .這部分的重量相 當大，約占整機的1/4，制造成本高，約占整機的1/4.因此，合理設計“四輪一帶”具 有重要的意義. 履帶的選取 履帶將挖掘機的重力及工作和行走時的載荷傳給地面。 其形狀和構造必須考慮到機 械的穩(wěn)定性和適應于各種工況的工作，行走時，還要保證發(fā)出足夠的牽引力。履帶的結 構有整

47、體式和組合式兩種。 （1）整體式履帶 整體式履帶是在履帶板上帶嚙合齒，直接與驅(qū)動輪嚙合，履帶板本身成為支重輪等 輪子的滾動軌道。履帶板用銷軸連接，銷子浮置于銷孔中并有 0。5 ~ 1 o 5mr的空隙， 這種履帶一般在大型挖掘機上應用較多.這種履帶的優(yōu)點是制造方便，拆裝容易.缺點是 泥沙等污物易進入銷孔中，使零件磨損加快，影響使用壽命。 （2）組合式履帶 組合式履帶由軌鏈節(jié)、履帶板、銷子和襯套等組成（圖 5.1 ）。軌鏈節(jié)和履帶板 用螺栓連接.履帶銷子和襯套的配合為0。15?0.45mm過盈緊配合，裝配時要在40t以 上的壓床上進行。為了裝拆方便，可將其中的一節(jié)制成較松的配合 .

48、組合式履帶的優(yōu)點是：銷子和襯套的密封較好，泥沙等污物不容易進入，由于銷子 和襯套的硬度要求較高，連接處較耐磨，因而使用壽命也較高；履帶節(jié)距小，繞轉性好， 不會因履帶板損壞、襯套開裂或連接螺栓剪斷而中止行走。此外，組合式履帶零部件通 用化程度高，易損件容易購置，所以維修、更換方便 ，制造成本低。缺點是連接螺栓易 折斷，拆裝比較困難。 目前液壓挖掘機廣泛采用組合式履帶。因此，本設計中也采用組合式履帶，根據(jù)用 途確定結構型式為三筋式。根據(jù)《中華人民共和國國家標準一液壓挖掘機履帶 GB1067— 89》選取規(guī)格系列為LD171的履帶，其名義節(jié)距為171mm履帶板寬600mm經(jīng) 計算選取履帶板節(jié)

49、數(shù)為50節(jié). 選取結果：履帶 LD171 600-50 圖 5.1 組合式履帶 5.1.2 驅(qū)動輪設計 發(fā)動機的動力通過驅(qū)動輪傳給履帶， 因此對驅(qū)動輪的要求應是與履帶嚙合正確傳動 平穩(wěn)，并且當履帶因銷套磨損而伸長后仍能很好嚙合。 驅(qū)動輪設計在第三章 3。2作了詳細計算說明 . 5.1.3 導向輪的選型 導向輪用于引導履帶正確繞轉 , 可以防止跑偏或越軌。大部分液壓挖掘機的導向輪 同時起到支重輪的作用，這樣可增加履帶對地面的接觸面積，減小比壓。 導向輪采用油塞灌油潤滑，材料通常用 40、45號鋼或35M鑄鋼，熱處理采用表面淬 火，淬硬層深度為4?6mm硬度硬達HRC5& 55,張

50、緊輪軸可選用50Mn 40Cr等材料, 表面淬火，淬硬層》2mm 硬度HRC>55許用彎曲應力 u =220~300MPa10。 為了使導向輪發(fā)揮作用和延長使用壽命， 制造時規(guī)定輪緣工作表面對配合孔的跳動 不得超過3mm安裝時應正確對中。 根據(jù)《中華人民共和國機械工業(yè)部標準一履帶式推土機引導輪 JB3262-83》選取與 171型履帶相配的導向輪。 經(jīng)選擇，導向輪體的型號為 :171 節(jié)距導向輪體 550*160mm JB 3262(2)—83.其最大 外圓直徑為D1=606mn導向輪的中間擋肩環(huán)寬度為bi=80mm高度為28mm張緊輪軸的基 本尺寸為 60mm。 5.1.4 支重輪

51、選型 支重輪將挖掘機的重量傳給履帶，并在履帶上滾動，它還用來夾持履帶，不使履帶 橫向滑脫, 并在挖掘機轉向時迫使履帶在地面上滑移 .支重輪工作環(huán)境十分惡劣 , 常在泥 水、沙土中工作，承受強烈的沖擊 .因此, 要求支重輪應保持良好的潤滑狀態(tài)，減少磨擦 件的磨損, 提高使用壽命，保證密封裝置的密封效果。 支重輪的布置原則： 支重輪在導向輪和驅(qū)動輪之間的布置應有利于增大履帶接地長 度, 因此最前一個支重輪應盡量靠近導向輪 , 最后一個支重輪應盡量靠近驅(qū)動輪。 為了不 和它們的運動發(fā)生干涉， 支重輪的位置應保證當導向輪在緩沖彈簧到達最大變形時相互 不發(fā)生干涉 , 后支重輪輪緣外徑與驅(qū)動輪齒頂圓之間

52、應該保留一定的間隙，以保證當懸 架彈簧最大變形時不發(fā)生干涉，此間隙一般不小于 20mm各支重輪間距均布?從這些條 件出發(fā)，本設計每條履帶布置了 8個支重輪。支重輪間距t i和履帶節(jié)距一般應滿足： It < ti <2 lt （5。 1） 所以取支重輪間距ti : ti=1.9lt （ 5。2） =1。9* 171 =324.9mm 取t1 =325mm,滿足要求。 本設計采用直軸式支重輪，采用浮動油封，雙金屬套滑動軸承 .支重輪體材料一般 為35Mn或50Mn,加工后熱處理采用滾動面火焰淬火或整體加熱噴水淬火，硬度 HRC48 ~ 57. 根據(jù)《中華人民共和國國家標準一

53、液壓挖掘機支重輪 GB10679-89〉選擇支重輪的型 號和規(guī)格系列為：支重輪 WZ171 296。95. 其機構如圖5。2 圖5.2支重輪 拖鏈輪選型 拖鏈輪的作用是托住履帶上方區(qū)域，減少上方履帶的跳動和下垂量，并防止履帶從 側向滑脫。拖鏈輪軸固定在臺車架縱梁上，受力較小，構造簡單，一般為懸臂結構。本 機每邊布置了兩個拖鏈輪。 拖鏈輪的位置應有利于履帶脫離驅(qū)動鏈輪的嚙合 , 并平穩(wěn)而順利地滑過拖鏈輪和保 持履帶的張緊狀態(tài)。當采用兩個拖鏈輪時，兩拖鏈輪之間的距離通常約取 0。 4倍輪距， 兩輪分別到驅(qū)動輪和導向輪的距離大致相同。其輪緣上平面高度 ht、拖鏈輪外徑Dt和驅(qū)

54、 動輪節(jié)圓直徑B應滿足關系式： ht +0。 5 Dt 0。 5 Dk （5.3） 拖鏈輪的材料可以采用灰鑄鐵或ZG50Mn鑄造。拖鏈輪表面淬火，淬層深度不小于 4mm硬度HRC 53。拖鏈輪軸采用50Mn鋼，調(diào)質(zhì)硬度為HB25&285。 根據(jù)《中國人民共和國國家標準—液壓挖掘機拖鏈 GB10678—89》, 選擇拖鏈輪的型 號和規(guī)格系列為 :拖鏈輪 WT171.150。 42 GB-10679. 5.2 懸架選型與制動器選型 5.2.1 懸架選型 在工程機械中 , 連接機體與行走機構的元件稱為懸架。懸架的功用是把機體的重量 傳遞給行走機構，并緩和地面?zhèn)鹘o機體的沖擊，保證工程機械

55、的行駛平順性 . 懸架型式 有剛性懸架、半剛性懸架和彈性懸架三種： （1） 采用剛性懸架的機械，機體與行走機構之間只有平衡梁，沒有彈性元件，機 體與行走機構之間為剛性連接 ,機體重量和地面沖擊經(jīng)過剛性懸架互相傳遞 . 剛性懸架 的結構簡單，適合行走速度低的車輛。 （2） 采用半剛性懸架的機械為機體后部與行走機構剛性連接，機體前部與行走機 構彈性連接，機體重量通過前部的彈性連接和后部的剛性連接傳遞給行走機構，大部分 履帶式挖掘機采用半剛性懸架。 （ 3）采用彈性懸架的機械 , 機體與行走機構之間完全借助于彈性元件連接，機體重 量全部通過彈性元件傳遞給行走機構。彈性懸架的減振、緩和路面沖擊的

56、能力強 . 由于履帶式液壓挖掘機的行走速度較低，通常低于10km/h。故本設計采用剛性懸 架. 5.2.2 制動器選型 制動器用于工程機械行駛時降速或停車，用于下坡運行時控制車速，不使車速越來 越快，以及用于坡道停車或車場停車。 工程機械運行和作業(yè)的安全性，取決于轉向系和制動系的工作情況。良好的轉向系 和制動系可以提高履帶式挖掘機的運行速度和生產(chǎn)率。 制動器的型式諸多，本設計采用摩擦式多片制動器.現(xiàn)在“四輪一帶"及其他部件選 型設計結果列下表： 表5.1 “四輪一帶”及其他部件選型設計結果 名稱 規(guī)格與類型 履帶 履帶 LD 171 600— 50 GB 10677 驅(qū)

57、動輪 自行設計 導向輪 171節(jié)距導向輪體550 160mm JB 3262（2） — 83 支重輪 GB-10679 拖鏈輪 WT171 150.42 GB-10679 懸架 剛性懸架 制動器 摩擦式多片制動器 第六章設計工作總結 本設計是基于市場產(chǎn)品180型液壓挖掘機的主要部件的研發(fā)、設計過程。通過參觀 了解產(chǎn)品特性，對液壓挖掘機的行走機構進行了設計、研究，是一次理論與實踐相結合 的探索、學習?通過此次設計總結如下： 本設計采用常用的設計理論和方法對行走機構及張緊裝置進行了設計計算和論述。 設計主要采用經(jīng)驗公式法得出設計所需的主要參數(shù)，

58、然后利用理論或經(jīng)驗公式進行校核 驗證. 本設計的主要工作成果如下： （1）以液壓挖掘機的工作特點為例分析了其在工程機械中的地位和其在國家現(xiàn)代 化建設中的作用.并闡述了國外同行業(yè)的發(fā)展現(xiàn)狀和液壓挖掘機的發(fā)展趨勢以及開展本 科課題研究的重要意義。 (2) 從總體方案設計入手，系統(tǒng)分析比較了幾種工作裝置、傳動方式的優(yōu)缺點， 并對回轉機構、行走方式及動力裝置進行了初步闡述和選擇。 (3) 通過主要參數(shù)計算 , 確定了液壓挖掘機在作業(yè)過程中所需的動力，得出了與工 況相適應的主要設計參數(shù)。 (4 )根據(jù)張緊裝置的設計要求對張緊裝置進行了選型設計，圍繞彈簧的預載荷緩沖 量兩個重要問題進行了詳細設

59、計和校核。 (5) 對液壓挖掘機的主要零部件如 :對“四輪一帶 "進行了選型設計。積極采用了現(xiàn) 代液壓挖掘機中使用的成熟的先進技術。努力使設計符合“系列化、標準化、通用化” 的要求. 參考文獻 ［1 ］張光裕,等。工程機械底盤設計［M］。北京：機械工業(yè)出版社，1985 ［2］ 全液壓挖掘機設計說明書及備件圖冊 四川長江挖掘機有限責任公司 ， 2004 ［3］唐經(jīng)世.工程機械］M .北京：中國鐵道出版社,1996 ［4］ 孔德文，趙克利，徐寧生 , 等液壓挖掘機［ M］. 北京: 化學工業(yè)出版社， 2007 ［5］ 采掘機械 寧恩漸主編 冶金工業(yè)出版社 2008 10 ［6］成大

60、先，王德夫，姬奎生，等.機械設計圖冊第2卷］M］。第一版，北京：化學 工業(yè)出版社， 2000 致謝 彈指一揮間 , 大學三年已經(jīng)接近了尾聲。三年的艱苦跋涉，兩個月的精心準備，畢 業(yè)設計終于到了劃句號的時候，心頭照例該如釋重負，但設計過程中常常出現(xiàn)的輾轉反 側和力不從心之感卻揮之不去。畢業(yè)設計的過程并不輕松：各種壓力的時時襲擾，工作 的壓力、知識積累的欠缺，讓我明白什么是“書到用時方恨少” 。 在這里我首先要感謝我的指導老師杜寶林老師，能夠順利完成畢業(yè)設計，離不開他 的悉心指導 ,他對我的設計從確定題目、修改直到完成，給予了我許多的指點和幫助 . 感 謝他在繁忙的工作之余，擠出時間對設計提出精辟的修改意見 . 在此，向杜老師致以最 誠摯的謝意 ! 其次，感謝臺下在坐的所有老師，是你們，傳授給我的知識、如何做人做事，才有 了今天的我。感謝那些在我成長道路上關心過、幫助過的人，再次對所有關心、幫助我 的人說一聲“謝謝 " 。