φ25棒料校直机设计毕业设计.doc

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1、25棒料校直机设计 【摘要】随着国民经济的发展，近年内，棒材生产不论在数量上还是品种上，都有相当大的增长。新型高效率的棒材精整设备，尤其是棒材矫直机，是保证棒材质量的重要关键。若棒料弯曲，就要用大棒料才能加工出一个小零件，材料利用率不高，经济性差。故在加工零件前需将棒料校直。现要求设计一短棒料校直机。为进一步完善精整过程和提高轧制速度，必须制造新的高效率棒材矫直机。本文采用了行星式搓滚校直的方法来校直棒材。其动搓板为滚子1，作连续回转运动；静搓板为弧形构件3，其上开的槽也是由深变浅而最后消失。这种方案不仅能将棒料校的很直，而且自动化程度和生产率高，所以采用此工作原理来为进一步完善精整过程和提高

2、轧制速度。【关键词】棒料 校直机构 校直机Bar stock straightening machine straightening institutions08 Mechanical Design, Manufacturing And Automation Tao Yu 080188Instructor teacher Xiaojiang Li【General Specification】 Along with the development of national economy, in recent years, regardless of the number of steel pro

3、ducts in or species, has been increasing. A new type of high-efficient bar of finishing equipment, especially bar straightening machine, is to ensure that the quality of the bar key. If great material bending, be about to use material to work out a big stick a small parts, material utilization rate

4、is not high, the poor economy. Therefore, in processing parts need before will bar stock straightening. For this design a short bar stock straightening machine. To further perfect finishing process and improve rolling speed, must make the new high efficiency bar straightening machine. This paper use

5、d the planet type rub roll straightening method came straight bar. The move for roller 1 hemilateral pan, a continuous rotary movement; Static hemilateral pan for arc component 3, on the open of the slot also by the deep becomes shallow and finally disappeared. This scheme can not only will bar stoc

6、k school very straight, and automation degree and high productivity, and use this principle to further perfect finishing process and improve rolling speed.【Keywords】Bar stock Straightening institutions Straightening machine目录1 、系统总体方案设计工作原理42、 总体方案设计62.1执行机构运动方案的拟定62.1.1滚子弧形搓板弹簧62.1.2传动系统运动方案的拟定63、机

7、构设计计算83.1执行机构设计83.1.1滚子设计83.1.2滑块设计83.1.3摆杆设计94、传动系统设计104.1电动机择选104.1.1 选择电动机的类型和结构104.1.2确定电动机功率和型号104.2 传动装置运动及动力参数计算114.2.1各传动比的计算114.2.2 V带传动的设计与计算124.3摆杆设计134.3.1摆杆设计134.4轴的设计144.4.1滚子轴设计：144.4.2凸轮轴设计：194.4.3压板轴设计：224.5 键的设计与校核234.5.1凸轮轴上键的设计与校核234.5.2其他轴上键的设计与校核244.6滚动轴承的校核244.6.1计算滚子轴的轴承：244.

8、6.2计算凸轮轴的轴承：254.6.3 其他轴承254.7压板的设计校核254.8弹簧的校核274.8.1摆杆处拉伸弹簧274.8.2压板处压缩弹簧28参考文献29谢词301 、系统总体方案设计工作原理校直机的工作原理：辊子的位置与被校直制品运动方向成某种角度，两个或三个大的是主动压力辊，由电动机带动作同方向旋转，另一边的若干个小辊是从动的压力辊，它们是靠着旋转着的圆棒或管材摩擦力使之旋转的。为了达到辊子对制品所要求的压缩，这些小辊可以同时或分别向前或向后调整位置，一般辊子的数目越多，校直后制品精度越高。制品被辊子咬入之后，不断地作直线或旋转运动，因而使制品承受各方面的压缩、弯曲、压扁等变形，

9、最后达到校直的目的。1)用平面压板搓滚棒料校直（图2）。此方法的优点是简单易行，缺点是因材料的回弹，材料校得不很直。2)用槽压板搓滚棒料校直。考虑到“纠枉必须过正”，故将静搓板作成带槽的形状，动、静搓板的横截面作成图3所示形状。用这种方法既可能将弯的棒料校直，但也可能将直的棒料弄弯了，小很理想。3)用压杆校直。设计一个类似于图4所示的机械装置，通过一电动机，一方面让棒料回转，另一方面通过凸轮使压杆的压下量逐渐减小，以达到校直的目的。其优点是可将棒料校得很直；缺点是生产率低，装卸棒料需停车。4)用斜槽压板搓滚校直。静搓板的纵截面形状如图5所示，其槽深是由深变浅而最后消失。其工作原理与上一方案使压

10、下量逐渐减小是相同的，故也能将棒料校得很直。其缺点足动搓板作往复运动，有空程，生产效率小够高。虽可利用如图所示的偏置曲柄滑块机构的急回作用，来减少空程损失，但因动搓板质量大，又作往复运动，其所产生的惯性力不易平衡，限制了机器运转速度的提高，故生产率仍不理想。5)行星式搓滚校直。如图6所示，其动搓板变成了滚子l，作连续回转运动，静搓板变成弧形构件3，其上开的槽也是由深变浅而最后消失。这种方案小仅能将棒料校得很直，而且自动化程度和生产率高，所以最后确定采用此工作原理。图2 平面压板搓滚棒料校直 图3 槽压板搓滚棒料校直图4 压杆校直图5 斜槽压板搓滚校直 图6 行星式搓滚校直2、 总体方案设计2.

11、1执行机构运动方案的拟定2.1.1滚子弧形搓板弹簧图7给出了两种校直机构方案。其中（图a）为曲柄摇杆机构与齿轮，齿条机构组合，图b)为摆动推杆盘形形凸轮机构与导轩滑块机构的组合，曲柄（或凸轮）每转一周送出一根棒料。由于凸轮机构能使送料机构的动作和搓板滚子的运动能更好的协调，故图b）的执行机构运动方案优于阁a)，下面设计计算针对图b）方案进行。图7 行星式棒料校直机执行机构运动方案2.1.2传动系统运动方案的拟定初步拟定的传动方案如图8所示。驱使动搓板滚子1转动的为主传动链，为提高其传动效率，主传动链应尽可能简短，而且还要求冲击振动小，故图中采用了一级带传动和一级齿轮传动。传动链的第一级采用带传

12、动有下列优点：电动机的布置较自由，电动机的安装精度要求较低，带传动有缓冲减振和过载保护作用。图8 行星式棒料校直机传动方案3、机构设计计算3.1执行机构设计由于动搓板滚子1直接装在机器主轴上，只有执行构件，没有执行机构，故只需对送料机构进行设计。对于图7 b）所示的运动力案，送料机构的设计，实际上就是摆动推杆盘状凸轮机构的设计。凸轮轴的转动是由滚子轴（传动主轴）的转动经过齿轮机构传动减速而得到的。下面来讨论滚子轴与凸轮轴间的传动比应如何确定。应注意在校直棒料时，不允许两根棒料同时进入校直区，否则将因两根棒料的相互干扰，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下后，后一根棒料才能进入

13、校直区。3.1.1滚子设计设滚子1的直径，棒料的直径为，校直区的工作角为，从棒料进入到退出工作区，滚子l的转角为。因在棒料校直时的运动状态跟行星轮系传动一样，弧形搓板相当于固定的内齿轮，其内径为，角相当于行星架的转角，根据周转轮系的计算式，即可求得滚子l的相应转角，即故 设已确定为了校直棒料，棒料需在校直区转过的转数为=2，校直区的工作角为，则滚子l的直径，可由下式确定：为了保证不出现两根棒料同时在校直区的现象，应在滚子1转过角度时，送料凸轮4才转一转，由此可定出齿轮的传动比为对于题目数据，设校直区的工作角为，则由上面公式可求得滚子l的直径=(2/)+1 25=175mm，滚子l的转角为=2

14、(175+25) /175=，故取=300，从而求得带轮的传动比为=/=0.83。3.1.2滑块设计送料滑块应将棒料推送到A点，则可求得滑块行程约为L=d2+预留=50弹簧设计设计速度为80根分。弹簧拉回速度要快。F=kx弹簧的弹性系数k取F/x=203.1.3摆杆设计若取摆杆长160mm，则其摆角为8.88。4、传动系统设计4.1电动机择选4.1.1 选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘铁、屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。4.

15、1.2确定电动机功率和型号校直机机构输出的功率： 行星式搓滚校直机的工作效率取=0.90滚子的转矩T=FL=(0.0051.5)87.5=0.66NmPw = (nT/9550)/ = 0.66x66.7/(9550x0.90) (kw)=0.005 kw传动系统总的效率：电机所电动机所需的功率为：kw 由题意知，选择57BL-1010H1-LS-B比较合理，额定功率=0.1kw,满载转速1000r/min.。4.2 传动装置运动及动力参数计算4.2.1各传动比的计算滚子的转速总传动比: 取电机与减速器间的V带的传动比为:减速器的传动比为：故采用单级斜齿圆柱齿轮减速器。（2）各轴的转速（r/m

16、in）。 （3）各轴的输入功率（kw）滚子轴 凸轮轴取PI/10，PII=PI/10=0.008（4） 各轴输入扭矩的计算（） 4.2.2 V带传动的设计与计算（1） 确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA=1.3,故Pca=KAP=1.30.006kw=0.008kw（2）选择V带的型号由于校直机的尺寸小、带传动的负载轻，故选用Y型。（3）确定带轮的基准直径dd ,并验算带速 初选小带轮的基准直径dd1 。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=45mm验算带速v。根据式（8-13），验算带的速度 V=3.14 dd1/（601000）=3.144580/（601000）=

17、0.188m/s 因为V25m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2 dd2=dd1/i=45/0.83=54.2(mm)（4） 确定V带的中心距a和基准长度L00.7（dd1+dd2）a2（dd1+dd2）得 69.44a198.4根据式（8-20），初定中心距a0=170（mm）。由式（8-22）计算带所需的基准长度L0=2a+3.14（dd1+dd2）/2+(dd2-dd1)2/4a = 2170+3.14（45+54.2）+（54.2-45 ）2/(4170)=651.61（mm）由表8-2选带的基准长度L=630（mm）按式（8-2

18、3）得实际中心距:a= a0+（L- L0）/2=170+（630-651.61）/2=159.2（mm）按式（8-24）得amin=149.75,amax=178.1,中心距的变化范围 149.75178.1（5）验算小带轮上的包角=1800 -（dd2-dd1）57.30 /a =1800 -（54.2-45）57.30/170=176.901200 合适。（6）确定带的根数Z= Pca/（P0+P）Ka KL ;查表（8-4a）表（8-4b）表（8-5）表（8-2） P0=0.08（kw），P=0（kw），Ka=0.98,KL=1Z=0.008/(0.13+0)0.981=0.063 取

19、Z=1根查表（8-10）得 B取15（7）确定初拉力和计算轴上的压力查表（8-3）得Y型带的单位长度质量q=0.02 (kg/m) 初拉力F0=500 Pca（2.5-Ka）/（ Ka zv）+qv2=5000.008（2.5-0.98）/（0.9810.188）+0.020.1882=33.04(N)（8）计算压轴力=2Z F0Sin(/2)=2149.31Sin（176.90/2）=66.1(N)4.3摆杆设计4.3.1摆杆设计推杆材料为HT200，密度为7.0千克/立方米，棒材的密度为7.8千克/立方米。则摆杆推推杆受到的阻力为f=N取1.6N弹簧的最大拉力需大于=1.3取1.5N由下往

20、上，mm，mm，54mm求解凸轮推力得FC=6.18N绘制弯矩图Mc=200.34NmmMb=75.64Nmm摆杆的材料为16Mn，其容许拉应力，容许压应力。（1） 杆内力 由受力分析图得 最大弯矩M=200.34Nm（2） 杆截面特性 截面行心距底边为Yc=D/2=10/2=5mm截面对中性轴的惯性矩 Iz=10103/12=833mm4 (3)校核杆的强度因为杆的许用拉、压应力不同，所以必须校核杆的最大弯矩截面（截面C）C截面强度校核：最大压应力发生在截面左边缘处，最大拉应力发生在截面右边缘处。经计算，C截面的强度足够。4.4轴的设计4.4.1滚子轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，

21、查表15-3取=35Mpa，A=110（2）各轴段直径的确定由，P=0.081kw,则右起第一段装联轴器，初选联轴器TL6，所以取d1=38mm；为了便于安装，取；右起第三段装轴承，初选轴承6009，其内径为45mm，所以取=45mm；左端用轴肩定位；左端轴肩高（0.070.1）d，取6mm，则59mm；第五段装滚子，所以50mm；左端用套筒定位；为了便于安装，取40mm；左起第一段装带轮，所以，36。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取滚子距箱体内壁13mm，609轴承厚16mm，滚子宽100mm，轴承端盖厚6mm，带轮宽15mm,且箱体壁厚为8mm，所以从右往左初取82mm,39mm,

22、25mm,11mm,98mm,38mm,34mm,13mm。 综上所述：该轴的长度L=340mm（3）校核该轴由于带轮拉力较小，可以忽略，所以去掉带轮，输入轴的功率P1，转速n1，和转矩T1P1=0.081kw n1=66.7r/mm T1=11.6Nm滚子的材料为Q235，密度为7.8103kg/m3,则其重力为G=mg=所以G=224N带轮的材料为45钢，则其重力为 求解支座约束力G+Fcos30=1523NFsin30=750NG+Fcos30-（G+Fcos30）-得， 求解支座Y向约束力Fsin30-=0Fsin30-(+=0=375N=375N绘制Z向弯矩图绘制Y向弯矩图求合成弯矩

23、图： 求危险截面当量弯矩：从图可见，A处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的应力因为材料选择45号调质，查表15-1得，许用弯曲应力MPa60MPa所以该轴是安全的（4）弯矩及轴的受力分析图如下：(4)按疲劳强度条件进行精确校核 判断危险截面截面F只受扭矩作用虽然键槽轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度 但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，且扭矩很小，所以截面I J 均无需校核。截面A B D E F均有弯矩及扭矩的作用，但扭矩很小，可忽略不计，则由受力分析图可知，危险处为BC及CD截面。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看截面G和F处过盈配合引起的

24、应力集中最严重，从受载的情况来看截面B和截面D的相近, 但截面D上轴的直径比截面E大 ,故截面D也不必校核 由第三章附录可知键槽的应力集中系数比过盈配合的小 ,因而该轴只需校核截面C即可。 截面C抗弯截面系数 W=0.1503=12500mm3抗扭截面系数 0.2503=25000mm3截面F上的弯矩M为 M=66.21（67-48）/67=18.77Nm截面F上的扭矩T=656.25Nmm截面上的弯曲应力 66.21/12500=0.005MPa截面上的扭转切应力 656.25/25000=0.026MPa轴的材料为45钢 调质处理 由表15-1 查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数

25、按附表3-2查取 因r/d=2/45, D/d=50/45 经插值后可查得 2.01 1.40 又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为1 1故有效应力集中系数按式为 1+1*(2.01-1)=2.011+1*(1.40-1)=1.40 由附图3-2的尺寸系数0.60 由附图3-3的扭转尺寸系数0.80 轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理 即 则得综合系数为2.01/0.60+1/0.92-1=3.441.40/0.80+1/0.92-1=1.84又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 取 于是计算安全系数Sca值 得 39.77 8516 8516S=1.5故可

26、知安全4.4.2凸轮轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=115（2）各轴段直径的确定：由, p=0.008Kw，n=80r/min，则mm,段要装配圆锥滚子轴承，选用TIMKENA2047轴承，=12mm，=10mm。故取=12mm；左端用挡尘环定位，挡尘环由段定位，轴肩高度为（0.070.1）d，取1mm，则=14mm；第四段装凸轮，则=16mm；右端轴肩定位，轴肩高度为（0.070.1）d，则=19mm；与一样，=14mm；段装小带轮，=10mm。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，TIMKENA2047轴承，L=10mm，凸轮宽30mm，挡尘环宽9

27、mm，带轮宽15mm,且箱体内外壁宽度为45mm，由结构决定，所以从右往左初取20mm，47mm，3mm，72mm，62mm，13mm。综上所述：该轴的长度L=217mm（3）校核该轴由于带轮拉力较小，可以忽略不计，所以去掉带轮，输入轴的功率P2，转速n2，和转矩T2P2=0.008kw n2=80r/mm T2=0.955Nm凸轮的功率P2=P20.97=0.008kw，转矩T1=955Nmm从右往左，=86mm，=86mm，凸轮的材料为Q235，密度为7.8g/cm2,则其重力为G=mg=N2.5N因凸轮轴所受转矩极小，故省略计算。求解支座Z向约束力得，求解支座Y向约束力得，绘制Z向弯矩图

28、绘制Y向弯矩图求合成弯矩图：求危险截面当量弯矩：从图可见，A处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的应力因为材料选择45号调质，查表15-1得，许用弯曲应力MPa60MPa所以该轴是安全的。（4）弯矩及轴的受力分析图如下：4.4.3压板轴设计：（1）材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=110（2）各轴段直径的确定：段要装配深沟球轴承，轴承型号为6300，内径10mm，宽度 11mm。故取=10mm；左端用轴肩定位，取4mm，则=18mm；第三段装压板，则=10mm；=12mm；根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，6300轴承，L=11mm，压板宽1

29、10mm，所以从右往左初取28mm，6mm，109mm，35mm。所以该轴的总长为：L=178mm4.5 键的设计与校核选择A型普通键 =1001204.5.1凸轮轴上键的设计与校核(1) 与V带轮联接的键 由d=30mm，选 bh=108，取L=11则K=3.5 所以 所以所选键为:bhl=10811(2) 与V带轮联接的键 由d=10mm，选 bh=44，取L=11则K=3.5 所以 所以所选键为:bhl=4411（3）与滚子联接的键由d=50mm，选 bh=1610，取L=90则K=6 所以 所以所选键为:bhl=161090(4)与联轴器联接的键由d=38mm，选 bh=128，取L=

30、75则K=4所以 所以所选键为:bhl=12875。 4.5.2其他轴上键的设计与校核因其他轴上键所传递的转矩极小，故不再计算。4.6滚动轴承的校核4.6.1计算滚子轴的轴承：由轴承校核的过程可知：（1）轴承型号为6009由表15-3，知 =21000N， =14800N，（脂润滑）D=75mm，B=16mm（2）查表15-3，因为滚子轴不承受轴向力，故Fa=0N，Fa/Fre则取X=1，Y=0当量动载荷 由式（13-5a） 其中，由表13-4，知：轴承工作温度120，得出：说明轴承可用。4.6.2计算凸轮轴的轴承：由轴承校核的过程可知：（1）轴承型号为30200由表知 =20000N， =2

31、2000N，（脂润滑）D=32mm，B=10mm（2）因为滚子轴不承受轴向力，故Fa=0N，Fa/Fre查表，取X=1，Y=0当量动载荷 由式（13-5a）其中，由表13-4，知：轴承工作温度120，得出：说明轴承可用。4.6.3 其他轴承摆杆轴、压板轴轴承经校核同样可用。4.7压板的设计校核由题意，棒材受到的校直力为1.5KN，压板可用板类校核方法校核绘制弯矩图Mc=4175Nm压板的材料为16Mn，其容许拉应力，容许压应力。（1）杆内力 由受力分析图得 最大弯矩M=112.5Nm（2）杆截面特性 截面行心距底边为Yc=D/2=20/2=10mm截面对中性轴的惯性矩 Iz=24.511011

32、0110/12=2717458 (3)校核杆的强度因为杆的许用拉、压应力不同，所以必须校核杆的最大弯矩截面（截面C）C截面强度校核：最大压应力发生在截面左边缘处，最大拉应力发生在截面右边缘处。经计算，C截面的强度足够。4.8弹簧的校核4.8.1摆杆处拉伸弹簧（1）根据工作条件选择材料并确定其许用应力初取弹簧中径D=5mm，当弹簧压缩变形量=40mm时，=1.5N；当弹簧压缩变形量=5mm时，=0.5N因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第III类弹簧来考虑。现选用碳素弹簧钢丝C级。并初取弹簧丝直径d=1mm。由表16-3暂选MPa,则根据表16-2可知（2）根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕

33、比C=D/d=5，则由式（16-4）得根据式（16-10）得故可取d=1mm，D=5mm，则弹簧外径cD+d=6mm（3）计算弹簧圈数n由表16-2取G=82000MPa，则弹簧圈数n为取n=15（4)验算极限工作应力取，则=0.562000=1120MPa极限工作载荷（5）进行机构设计选定两端钩环，并计算出全部尺寸（从略）。4.8.2压板处压缩弹簧初取弹簧中径D=35mm；弹簧丝直径d=3mm因为棒料校直前最大曲率半径为200r/mm，最大校直力为1.5KN。由此得：当弹簧压缩变形量=14.3mm时，F=1.5KN。则弹簧外径=D+d=38mm；内径=D-d=32mm；旋绕比C=D/d=11

34、.7；节距p=（0.280.5）D，取p=10mm；螺旋角=arctan（p/D）=5.20同理，经校核，该弹簧符合要求。参考文献1 濮良贵,纪名刚主编.机械设计（第七版）.北京:高等教育出版社，20012 郑文纬,吴克坚主编.机械原理.高等教育出版社.20073 郑堤，唐可洪主编.机电一体化设计.北京:机械工业出版社,20054 张建民著.机电一体化系统设计（第二版）.北京:高教出版社,2001.8 5 冯辛安主编.机械制造装备设计.大连:机械工业出版社,1999.106 刘杰等编著.机电一体化技术基础与产品设计.北京:冶金工业出版社,20037 孙训方,方孝淑编著.材料力学.人民教育出版社

35、 8 徐灏主编.机械设计手册.北京:机械工业出版社，19919 孙开元,李长娜主编.机械制图新标准解读及画法示例.化学工业出版社.200610 赵大兴主遍.工程制图. 高等教育出版社,2006谢词 行文至此，我的这篇论文已接近尾声；岁月如梭，我四年的大学时光也即将敲响结束的钟声。离别在即，站在人生的又一个转折点上，心中难免思绪万千，一种感恩之情油然而生。在历时将近两个月论文写做过程中，我遇到了无数的困难和障碍，但都在同学和老师的帮助下度过了。在此要特别感谢我的导师老师的指导与督促，同时感谢他的谅解与包容。他对我进行了无私的指导和帮助，不厌其烦的帮助进行论文的修改和改进。没有老师的帮助也就没有今

36、天的这篇论文。而且，在校图书馆查找资料的时候，图书馆的老师也给我提供了很多方面的支持与帮助。另外，感谢我的班主任老师，谢谢她在这四年中为我们全班所做的一切，她不求回报，无私奉献的精神很让我感动，再次向她表示由衷的感谢。然后还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下机械设计制造及其自动化专业知识的基础；同时还要感谢所有的同学们，正是因为有了你们的支持和鼓励。此次毕业论文才会顺利完成。 在此向帮助和指导过我的各位老师表示最中心的感谢！此外，还要感谢我的同学和朋友，在我写论文的过程中给予了我很多数据素材，还在论文的撰写和排版等过程中提供热情的帮助。 感谢这篇论文所涉及到的各位学者。本文引用了数位学者的研究文献，如果没有各位学者的研究成果的帮助和启发，我将很难完成本篇论文的写作。在此，向各学术界的前辈们致敬！ 由于我的学术水平有限，所写论文难免有不足之处，恳请各位老师和学友批评和指正！并衷心地感谢各位专家、教授在百忙之中评阅我的论文和参加答辩!