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1、全日制普通本科生毕业设计 红薯分级分选机的设计THE DESIGN OF SWEET POTATO SORTING MACHINE由于部分原因，说明书已删除大部分，完整版说明书，CAD图纸等，联系153893706学生姓名：学 号：年级专业及班级：2008级机械设计制造及其自动化指导老师及职称： 学 部：理工学部提交日期：2012年5月全日制普通本科生毕业设计诚信声明本人郑重声明：所呈交的本科毕业论文是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本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
2、在文中均作了明确的说明并表示了谢意。同时，本论文的著作权由本人与湖南农业大学东方科技学院、指导教师共同拥有。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日目 录摘要1关键词11 前言2 2 总体方案的拟定32.1 原理分析32.2 总体结构设计52.3 各执行机构主要参数的计算62.4 传动装置的运动和动力参数的计算133 主要零件的选择和设计153.1 皮带传动的设计计算153.2 直齿圆柱齿轮的设计计算173.3 滚子链传动的设计计算203.4 轴的设计计算213.4.1 高速轴的设计计算21 3.4.2 低速轴的设计计算243.5 轴承的校核273.6 键的设
3、计计算与校核273.7 润滑与密封283.8 主要缺点和有待进一步改进的地方294 结束语29参考文献30致谢31附录32红薯分级分选机的设计摘 要：本文分析了中国国内外红薯分级分选机的研究和发展现状，对未来进行了展望，设计出了一种新型红薯分级分选机构。该红薯分级分选机是由分级滚筒、传动机构和电动机组成。采用电动机提供动力，通过带轮传动机构，将运动和动力传送到直齿圆柱齿轮减速器，然后再通过链轮传动机构，将所需的运动和动力传送至分级滚筒上，从而实现红薯的分选。整个机构简单且易于操作，便于维护，提高了生产效率，降低了劳动强度，为实现红薯加工机械化与规模化提供了前提。关键词：红薯；形状；分级机构；分
4、级滚筒； The design of sweet potato sorting machineAbstract: This paper analyzes the present situation of the Chinese domestic and foreign sweet potato sorting machine research and development, on the future prospects, we design a new type of sweet potato sorting mechanism. The sweet potato sorting mach
5、ine is composed of grading cylinder, transmission mechanism and a motor. The power provided by a motor, through a belt pulley transmission mechanism, the movement and power is transmitted to the straight tooth cylindrical gear reducer, and then through the chain wheel transmission mechanism, the req
6、uired movement and power is transmitted to the classification on the drum, thereby we can realize the separation of sweet potato. The entire mechanism is simple and easy to operate, easy to maintain, improve production efficiency, reduce labor intensity, which help to achieve the sweet potato proces
7、sing mechanization and scale and to provide the premise.Key Words: sweet potato; shape; the grading mechanism; grading cylinder1 前言1.1 选题研究意义 红薯具有很高的营养价值，含有丰富的淀粉、膳食纤维、胡萝卜素、维生素A、B、C、E以及钾、铁、铜、硒、钙等10余种微量元素和亚油酸等，被营养学家们称为营养最均衡的保健食品。同时红薯既是美味可口的食物，又具有药用价值，尤其在抗癌蔬菜方面，它的抗癌能力排名第一，正因为红薯具有如此多的价值，市场认可度高，所以对红薯的深加工
8、势在必行，而实现这一目标的前提是红薯的加工必须实现规模化与机械化，作为红薯加工工序之一的分级工序起到了承上启下的关键作用，其主要作用包括：一是保证产品的规格和质量指标；二是降低加工过程中原料的损耗率，提高原料利用率，从而降低产品的成本；三是提高劳动生产率，改善工作环境；四是有利于生产的连续化和自动化1。1.2 国内外红薯机械化发展概况我国是世界红薯生产消费大国，但还不是红薯加工强国。红薯的品质还难以完全满足国内外消费者的要求，红薯市场主要还在国内。随着我国加入WTO，红薯生产销售面临着激烈的全球市场竞争，因此必须尽快提升我国红薯种植和加工的水平，缩短与国外的差距。近几十年来，我国的红薯加工水平
9、提高缓慢，主要是我国的红薯机械加工技术水平落后造成的2。20世纪50年代以前，我国几乎没有食品机械工业，更不用说红薯加工。红薯的生产加工主要以手工操作为主，基本属于传统作坊生产方式。仅在沿海一些大城市有少量工业化生产方式的红薯加工厂，所用设备几乎是国外设备。进入20世纪5070年代，红薯加工业及红薯机械行业得到一定的发展，全国各地新建了一大批红薯加工工厂。但这样依然没有从根本上改变红薯加工落后的面貌，这些加工厂尚处于半机械半手工的生产方式，机械加工仅用于一些主要的工序中，而其他生产工序仍沿用传统的手工操作方式。到了20世纪80年代以后，红薯工业发展迅速。这得益于80年代以后的改革开放政策。随着
10、外资的引入，出现很多独资、合资等形式的外商红薯加工企业。这些企业在将先进的红薯生产技术引进国内的同时，也将大量先进的红薯机械带入国内。再加上社会对红薯加工质量、品种、数量要求的不断提高，极大地推进了我国红薯工业以及红薯机械制造业的发展。通过消化吸收国外先进的红薯机械技术，使我国的红薯机械工业的发展水平得到很大提高。20世纪80年代中期，我国红薯工业实现了机械化和自动化。进入20世纪90年代以后，又进行了新一轮的技术改造工程。在这一轮的技术改造工程中，许多红薯加工厂对设备进行了更新换代，或直接引进全套的国外先进设备，或采用国内厂家消化吸收生产出的新型机械设备。经过两轮的技术改造工程，极大推进了我
11、国红薯机械工业的发展，红薯机械工业现已形成门类齐全、品种配套的产业，已经为机械工业中的重要产业之一3。1.3 国内红薯机械化未来发展方向红薯在中国食品产业占有重要地位，随着社会发展和进步，红薯不但是人们生活的必需品，而且对经济起了很好的作用，而红薯分选机是红薯生产中的一种主要机械。21世纪，中国将实现红薯生产和加工全程机械化，以满足红薯生产规模化、经营产业化、红薯产品多元化、红薯质量无公害化的要求。红薯机械将集机、电、液于一体，向智能化、自动化跨越4。1.4 目前国内常见的红薯分选机主要有以下几种类型目前我国红薯业生产上使用的分选机类型很多，大小不一。根据红薯检测指标的不同，红薯分选机大致可以
12、分为大小分选机、重量分选机、外观品质分选机和内部品质分选机。本课题主要研究的是大小分选机，而根据其结构和工作原理的不同，大小分选机可分为筛子分选机、回转带分选机、辊轴分选机、滚筒式分选机5。2 总体方案的拟定2.1 原理分析分级机上的分级装置的孔眼的大小和形状必须根椐红薯的大小、形状和产品工艺要求确定。特别注意分级级数的设计计算，提高分选质量，以保证后序工序的顺利进行。红薯分选机是由分级机构、传动机构和电动机组成。红薯分选时将红薯运送至进料斗，然后流入到分级滚筒或摆动筛中，使红薯在滚筒里滚转和移动或在摆动筛中作相对运动，并在此过程中通过相应的孔流出，以达到分级目的。2.1.1 方案选择为了实现
13、预定的功用，有两套方案可以实现：(参见图1、图2)方案一 采用摆动筛式进行红薯的分选图1方案一 示意图Fig1 The figure of program 1方案二 采用滚筒式进行红薯分选图2 方案二 示意图Fig2 The figure of program 22.1.2 方案的比较此处已删除3.2.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计式12（10-5）得弯曲强度的设计公式为 m32KT1/d z12 (YFa YSa /F) （3-18）（1）确定公式内的各计算数值由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380 MPa；由机械设计
14、图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=0.88；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式12（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4 MPa=303.57 MPaF2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4 MPa=238.86 MPa计算载荷系数K。K= KA Kv KFa KFB=11.0411.28=1.331查取齿形系数。由机械设计表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.196。查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得 YSa1=1.58；YSa2=1.786。计算大、小齿轮的YFa YSa /F
15、并加以比较。YFa1 YSa1 /F=2.651.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2 /F=2.1961.786/238.86=0.01642大齿轮的数值大。（2）设计计算m321.3318.502104 /1.2242 (0.01642)=1.75 mm对于计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.75并就圆整为标准值m= 2.0 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=58.436 mm，
16、算出小齿轮齿数z1 = d1/ m=58.436/229大齿轮齿数 z2 = 429=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费12。3.2.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1= z1m=292=58 mmd2= z2m=1162=232 mm（2）计算中心距a = (d1+ d2)/2=(58+232)/2=145 mm（3）计算齿轮宽度b =d d1=1.258=69.6 mm取B2=70 mm，B1=75 mm。（4）机构设计及绘制齿轮零件图（从略）。3.3 滚子链传动的设计计算3.3.1 选择链轮齿数取小链轮齿数z1=
17、19，大链轮的齿数为z1=iz2=219=38。3.3.2 确定计算功率由机械设计表9-7查得KA=1.0，由机械设计图9-13查得KZ=1.52，单排链，则计算功率为Pca= KAKzP=1.01.522.2=3.34 kW3.3.3 选择链条型号和节距根据Pca=3.34 kW及n2=59 r/min查机械设计图9-11，可选20A-1。查机械设计表9-1，链条节距为p=31.75 mm。3.3.4 计算链节数和中心距初选中心距a0=(3050)p=(3050) 31.75=952.51587.5 mm。取a0=1000 mm。相应的链长节数为Lp0=2 a0/p+( z1+ z2)/2+
18、( z2-z1)/22 p/ a0=21000/31.75 + ( 19+38)/2 + ( 38-19)/22 31.75/ 100091.78 取链长节数L=92节。 查机械设计表9-7得到中心距计算系数fi=0.24883，则链传动的最大中心距为a = fip2 Lp-( z1+ z2)=0.2488331.752 92-( 19+ 38)987 mm3.3.5 计算链速v，确定润滑方式v = n2z1p /601000 =591931.75/6010000.6 m/s由v=0.6 m/s和链号20A-1，查机械设计图9-14可知应采用滴油润滑。3.3.6 计算压轴力Fp有效圆周力为：F
19、e=1000P/v=10002.2/0.63667 N 链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为FpKFpFe =1.1536674217 N。 3.4 轴的设计计算3.4.1 高速轴的设计计算（1）由机械设计式12（15-2）初步估算轴的最小轴径： dmin= A03P1/n1 （3-19）确定公式内的各种计算数值选轴的材料为45钢（调质），由机械设计表153，取=112由前面的设计算得 P1=2.11 kW，n1=237 r/min（2）设计计算：dmin= A03P1/n1=11232.11/237=23.3 mm轴的最小轴径为d=(1+0.14)=26.6mm 圆整后取2
20、7mm。（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案根据设计要求，现选用图7所示的装配方案。图7 高速轴的装配方案 Fig 7 The assemble program of high speed shaft2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、为了满足小皮带轮的轴向定位要求，-轴的右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=34 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=37 mm。小皮带轮与轴配合的毂孔长度L1=48 mm，为了保证轴端挡圈只压在小皮带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取l-=46 mm。b、初步选择滚动轴承。应轴承同时受有径向力和轴向力的
21、作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=34 mm，由机械设计课程设计手册初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列滚锥轴承30208，其尺寸为dDT=40 mm80 mm19.75 mm，故d-= d-=40 mm；而l-=19.75 mm。右端滚动轴承采用轴肩定位。由机械设计课程设计手册查得30208型轴承的定位轴肩高度h=4.5 mm，因此，取d-=49 mm。c、取安装齿轮处的轴端段-的直径d-=50 mm，经计算，由于小齿轮的齿根圆到键槽底部的距离e2mt(mt为端面模数)，故将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴的形式。d、轴承盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而
22、定）。根据轴承盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求13，取端盖的外端面与小皮带轮右端面的距离l=30 mm，故l-=50 mm。e、取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8 mm，已知滚动轴承宽度T=19.75 mm，则l-=T+s+a=19.75+8+16=43.75 mml-= s+a=8+16=24 mm至此，已经确定了轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位小皮带轮的周向定位采用平键连接。按d-由机械设计表6-1查得平键截面bh=8 mm7 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40 mm，同时为了保证小皮带轮与轴配
23、合良好的对中性，故选择小皮带轮轮毂与轴的配合为H7/ k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m614。（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴左端倒角为1.045 o，轴右端倒角为1.645 o，各轴肩处的圆角半径见表15-2。（6）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看机械设计图15-23）。对于30208型圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计手册查得a= 16.9 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距64.35+64.35=128.7 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图
24、，如图7所示。从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列与下表（参看图8）。表2 截面C的支反力、弯矩及扭矩数值Table 2 the section C of the reacting force, bending moment and torque value 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1466N, FNH2=1466NFNV1=533.5N, FNV2=-533.5N弯矩MMH=94557 NmmMV1=34410.75NmmMV2=-34410.75 Nmm总弯矩M1= M2=945572+34410.752=100624 N
25、m扭矩TT1=85020 Nmm图8 轴的载荷分析图Fig8 The analysis of the small gear wheel axle load（7）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力ca=M12+(aT1)2 /W=1006242+(0.685020)2 /0.1703=3.3 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1=60 MPa。因此ca0.07d，故取h=6 mm，则轴环
26、处的直径d-=82 mm。轴环宽度b1.4h，取l-=12 mm。d、轴承盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求16，取端盖的外端面与小链轮左端面的距离l=30 mm，故l-=50 mm。e、取齿轮距箱体内壁之距离a=16 mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8 mm，已知滚动轴承宽度T=22.75 mm，则l-=T+s+a+（70-66）=22.75+8+16+4=50.75 mml-=s+a=8+16=24 mm至此，已经确定了轴的各段直径和长度。（4）轴上零件的周向定位齿轮、小链
27、轮的周向定位采用平键连接。按d-由机械设计表6-1查得平键截面bh=20 mm12 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56 mm，同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择小皮带轮轮毂与轴的配合为H7/ n6；同样，小链轮与轴的连接，选用平键12 mm8 mm22 mm，小链轮与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为m617。（5）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为1.645 o，各轴肩处的圆角半径见表15-2。（6）求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图9）做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值（参看机械
28、设计图15-23）。对于30211型圆锥滚子轴承，由机械设计课程设计手册查得a= 21 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距60.75+60.75=121.5 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图10所示。从轴弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列与下表（参看图10）。表3 截面B的支反力、弯矩及扭矩数值Table 3 the section B of the reacting force, bending moment and torque value 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1403.5N, FNH2=1403.5
29、NFNV1=511N, FNV2=-511N弯矩MMH=85263 NmmMV1=31043.25NmmMV2=-31043.25 Nmm总弯矩M1= M2=852632+31043.252=90738 Nmm扭矩TT1=325580 Nmm图10 轴的载荷分析图Fig10 The analysis of the small gear wheel axle load（7）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据机械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力ca=M12+
30、(aT1)2 /W=907382+(0.6325580)2 /0.1703=1.4 MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得-1=60 MPa。因此ca-1,故安全。3.5 轴承的校核3.5.1 高速轴轴承的校核由于同时承受轴向力和径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取右轴承进行校核，故P=FNH22+FNV22 =14662+533.52 = 1560 N。预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作200天，4小时工作制），则有：Lh =102004=8000h右轴承所需的基本额定动载荷 C = P60 n Lh/106=15
31、60 10/360237 8000/106=6455 N查机械设计课程设计 表15-6可知，30208型滚动轴承的额定动载荷Cr=63.0 kN。此，C, 故安全！同理左边轴承C ，也安全！3.5.2 低速轴轴承的校核 由于同时承受轴向力和径向力的作用，且左右轴承受力大小相同，所以在这里仅需校核其中任意一个轴承即可，现取左轴承进行校核，故P=FNH22+FNV22 =1403.52+5112 = 1494 N。预期计算轴承寿命（按工作10年，年工作200天，4小时工作制），则有：Lh =102004=8000h右轴承所需的基本额定动载荷 C = P60 n Lh/106=1494 10/360
32、59 8000/106=4074 N查机械设计课程设计 表15-6可知，30208型滚动轴承的额定动载荷Cr=90.8 kN。此，C, 故安全！同理右边轴承C ，也安全！3.6 键的设计计算与校核3.6.1 高速轴上联接的键的校核 已知装小带轮处的轴径 d = 27，高速轴上的转矩是85.02 Nm，载荷有轻微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头平键（A型）。根据 d = 27，由机械设计 表6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 8，高度 h = 7。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度
33、要小些）。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 8/2 =36,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm。由机械设计式17（6-1）可得：p =2T103/kld=285.02103/3.53627=49.982 MPa p = 110 MPa故合适。键的标记为：键 840 GB/T 1096-2003。3.6.2 电机上联接的键的校核已知装大带轮处的轴径d =38,皮带轮轮毂宽度为46，需传递的转矩T=29.59Nm，载荷有轻
34、微冲击。（1）选择键联结的类型和尺寸一般8级以上精度的带轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于带轮在轴端，故选用单圆头平键（A型）。根据 d = 38，由机械设计 表6-1查得键的截面尺寸为：宽度 b = 10，高度 h = 8。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L = 40（比轮毂宽度要小些）。（2）校核键联接的强度键、电机轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力p = 100120MPa，取其平均值，p = 110 MPa。键的工作长度 l = L b/2 = 40 10/2 =35,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm。由机械设计式17（6-1）可得：
35、p =2T103/kld=229.59103/43538=11.124 MPa p = 110 MPa故合适。键的标记为：键 1040 GB/T 1096-2003。 3.7 润滑与密封因运动副间存在摩擦，摩擦是一种不可逆的过程，其结果必会存在能量的的损耗和摩擦表面物质的丧失和迁移，为了更好的控制摩擦、磨损，减少能量的损失，降低材料的消耗，这里采用润滑，下面是各运动副的润滑方式18：3.7.1 滚动轴承的润滑 高速轴上的滚动轴承由于转速相对来说比较高，由dn=40237=948025104，且此轴承安装在闭式齿轮传动装置中，因此选用油润滑中的飞溅润滑较为合适，查机械设计课程设计手册中表71，选
36、用全损耗系统用油代号为L-AN15，适用于小型机床齿轮箱、传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。低速轴上的轴承由于转速都不太高，由dn=5559=32455104 ，且也不好设计油沟，在此，采用脂润滑，查机械设计表72，选用钙基润滑脂代号为1号，因其有较好的抗水性，适用于工业、农业等机械设备轴承的润滑，特别是有水或潮湿的场合19。3.7.2 直齿圆柱齿轮的润滑 为了改善齿轮的工作状况，确保运转正常及预期的寿命，且齿轮副为开式齿轮，通常用人工周期性加润滑油，选用全损耗系统用油，牌号选用L-AN10020。3.8 主要缺点和有待进一步改进的地方缺点:（1）还需人工调节，劳动强度较大（2）该机是间歇
37、性工作，生产连续性不高有待进一步改进的地方:（1）采用自动控制装置（2）采用自动送料机构 （3）分机滚筒还需进一步的改进4 结束语这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过这次毕业设计对自己的四年的大学生活做出总结,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的工作和生活打下一个良好的基础。这次设计其实是综合运用本专业知识，分析并解决设计中遇到的问题，进一步巩固、加深和拓宽所学知识。通过这次设计实践，使我逐步树立了正确的设计思想，
38、增强了创新意识，熟悉并掌握了机械设计中的一般规律和方法，培养了我的分析问题和解决问题能力。通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，使我进行了较全面的机械设计基本技能训练。另外通过本次设计使我领悟出机械设计的一般进程：设计准备、传动装置总体设计、传动零件设计计算、装配图设计、零件工作图设计、编写设计说明书。如果随意打乱这个过程则在设计过程中定会多走弯路。在设计过程中在独立完成的同时，还要及时跟指导老师沟通和请教。每个阶段完成后要认真检查，有错误要认真修改，精益求精。毕业设计的各个阶段是相互联系的。设计时，零、部件的结构尺寸不是完全由计算确定的，还要考虑结构、工艺性、经济
39、性以及标准化、系列化等要求。由于影响零、部件尺寸的因素很多，随着设计的进展，考虑的问题要更全面和合理，故后阶段设计要对前阶段设计中的不合理结构尺寸进行必要的修改。所以，设计要边计算、边绘图，反复修改，设计计算和绘图交替进行。在设计中要贯彻标准化、系列化与通用化可以保证互换性、减低成本、缩短设计周期，这是机械设计应遵循的原则之一，也是设计质量的一项评价指标。在设计中应熟悉和正确采用各种有关技术标准与规格，尽量采用标准件，并应注意一些尺寸需圆整为标准尺寸。同时设计中应减少材料的品种和标准件的规格。毕业设计是每一位大学生的必修课,它要求学生独立的思考问题,并将在大学期间所学的知识进行归类和深化；能够
40、多方面的提高学生的能力，为进入社会做足准备。通过本次设计，使我运用各种机械绘图软件的技能得到了很大的提高，也正是运用了这些绘图软件，才使得我的整个设计过程大大简化了，设计的速度也得到了很大的提高。通过这次毕业设计，相信不光是我，其他同学也会有同样的体会，虽然在这次设计中自己学到了很多的东西,取得一定的成绩,但同时也存在一定的不足和缺陷,我想这都是这次设计的价值所在,以后的日子以后自己应该更加努力认真,以冷静沉着的心态去办好每一件事情!感谢各位老师的教导和关心，我坚信有您们的支持，我们定能做出一番成绩，全体毕业生都能得到一个很大的提高，也将能应付走入社会将遇到的各种问题。经过几个月的努力，我相信此次毕业设计一定能为四年的大学生涯划上一个圆满的句号。参考文献1 唐伟强. 食品通用机械与设备. 广州：华南理工大学出版社，2010：30-
