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1、 毕业设计（论文）题 目:机械定轴机构的设计姓名 学号 指导教师（签名） 二 年 月 日 目录【摘要】4前言5机械设计课程设计任务书5传动方案的拟定及说明6电动机的选择6传动装置的总传动比及其分配7传动件设计计算8轴的设计计算14滚动轴承的选择及计算17键连接的选择及校核计算17联轴器的选择17减速器附件的选择错误！未定义书签。润滑与密封18设计小结18总结19致谢19参考文献20毕业（设计）成绩评定评分表21毕业设计（论文）成绩评定评审等级表22教学用具-机械定轴机构的设计 【摘要】机械定轴变速机构是以CA6140机床主轴箱变速系统为原型建立的一种1：1三级变速仿真教学用具。本教学用具外观贴
2、近实际机床的变速机构，有效的避免了二维图形表达不完善的弊端，可以更为方便的为研究机械类的初学者提供一个直观的视觉模型。本用具提供了多角度多动作的运动模式，可以从各个方面看清楚机械变速的运动模式。本设计是基于CAD技术的机械定轴机构及主要零件的工艺设计。随着计算机信息技术的迅速发展，计算机辅助设计和计算机辅助制造技术（CAD）在各个领域得到了广泛的应用，尤其是在机械设计及机械制造领域。CAD技术的应用大大提高了其工作效率，降低了产品的生产成本。变速机构是一种常用的机械机构，其设计涉及材料、力学等多类知识。在机械定轴变速的设计过程中，本人积极引入CAD技术，运用新型三维软件solidworks对定
3、轴变速机构各部分零件进行造型以及整机装配，并进行上机调试，最后选择主要零件进行工艺设计。CAD及三维技术的初步应用，简化了传统的设计过程，提高了工作效率，并使设计更加合理化，科学化。关键字 计算机辅助设计 定轴变速机构 减速器 工艺设计 SolidWorks造型及模拟动画前言 由于机械定轴变速是当今世界上最常用的传动装置，在所有机电类专业中对其原理及应用的学习十分重视，所以对于机械初学者各地老师是煞费苦心的进行谆谆教导，但效果却往往不是很理想，学生在学习中也是感觉不得要领，此教学机构的设计，运用了CAD及SolidWorks三维软件，清楚明了的介绍了定轴变速机构，并对其中凸轮机构，链传动机构，
4、齿轮传动机构进行完善的展示，并对其中二维图纸进行了分析，对主要机构进行了计算分析，符合当今世界主流机械设计思路，并使产品的设计更贴近生产实际，由于三维软件及其仿真的介入使生产也变得更加合理，在实体造型和装配过程中及时检验并修正了计算中可能出现的问题，使其布局更合理，节约了大量的生产纠错的时间及成本。机械设计课程设计任务书题目：设计一用于机械教学的定轴变速机构 一 总体布置简图 1箱体；2齿轮组；3拨叉调速机构；4凸轮机构；5链轮机构；6标准件部分二 工作情况明确展示变速机构的各个部分以及三级变速精确地展现三 原始数据 主动轴转速V(r/min) 30带速允许偏差（）：5 使用年限（年）：5 工
5、作制度（班/日）：2 四 设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 齿轮传动设计计算 3. 轴的设计4. 齿轮的设计 5. 滚动轴承的选择 6. 键和连轴器的选择与校核； 7. 装配图、零件图的绘制 8. 设计计算说明书的编写 五 设计任务 1 变速器总装配图一张 2 齿轮、轴零件图各一张 3 设计说明书一份 六 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 传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：定轴式三级齿轮变速器。故只要对本传动机
6、构进行分析论证。 本传动机构的特点是：变速器横向尺寸较小，各个齿轮啮合要求先对较低。结构较复杂，轴向尺寸大，各个轴为花键轴设计较复杂、刚度差，轴承润滑要求较低。电动机的选择 1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转、负载较小，主要用于教学使用，所以选用电机可用手动或低转速电机2电动机容量的选择 1） 工作机所需功率Pw Pw20W 2） 电动机的输出功率 PdPw/ 0.904 Pd22.12W 3电动机转速的选择 nd（i1i2in）nw 初选为同步转速为31r/min的电动机（注：此定轴变速机构是教学机构故转速较低） 4电动机型号的确定 由表201查出电动机型号
7、为DB-60GM,其额定功率为20W，满载转速125r/min。基本符合题目所需的要求 计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： inm/nw nw38.4 i25.142合理分配各级传动比 由于变速箱是定轴式布置，所以i1i2。 因为i25.14，取i25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩 项 目 主动轴轴I 从动轴轴II 转速（r/min） 30 18/11/20功率（kW） 14 18/13/18转矩（Nm） 39.8 39.4/1
8、91/ 925.2 传动比 0.6 0.4 0.9 效率 0.99 0.97 0.97 0.97 名称符号公式大齿轮中齿轮小齿轮齿数Z设计选定584942模数M设计选定2.252.252.25压力角取标准制202020分度圆直径dd=mz136.7116.4100.7基圆直径dd=d*cos3.7683.7683.768齿顶圆直径dd=d+2h130.7110.494.7齿根圆直径dd=d-2h127.7107.491.7尺顶高hh=m666齿根高hh=1.25m123.2102.987.2全齿高hh=ha+hf13.513.513.5齿距pP=m18.8418.8418.84齿厚SS=m/2
9、9.429.429.42槽宽eE=m/29.429.429.42传动件设计计算一、主要数据的计算1 选精度等级、材料及齿数 1） 材料及热处理； 选择大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 2） 精度等级选用7级精度； 3） 试选小齿齿数z141，大齿齿数z258,中齿齿数z3=494） 选取螺旋角。初选螺旋角14 2按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式计算，即 dt 1） 确定公式内的各计算数值 （1） 试选Kt1.6 （2） 由图表选取区域系数ZH2.433 （3） 由图表选取尺宽系数d1 （4） 由图表查得10.75，20.8
10、7，则121.62 （5） 由表查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa （6） 由图d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； （7） 由式计算应力循环次数 N160n1jLh601921（283005）3.32108 N2N1/56.64107 （8） 由图查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98 （9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa 2） 计算 （1） 试算小齿分度
11、圆直径d1t (z1=42) d1t 67.85 （2） 计算圆周速度 v=0.68m/s （3） 计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=167.85mm=67.85mm mnt =3.39 h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89 （4） 计算纵向重合度 =0.3181tan14 =1.59 （5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图查得动载系数KV=1.11；由表查的 KH的计算公式和直齿轮的相同， 故 KH=1.12+0.18(1+0.61 )11 +0.2310 67.85=1.42
12、 由表查得KF=1.36 由表查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05 （6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 d1 =94.7mm （7） 计算模数mn mn =2.25 3按齿根弯曲强度设计 由式得mn=2.25 1） 确定计算参数 （1） 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96 （2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图查得螺旋角影响系数 Y0.88 （3） 计算当量齿数 z1=z1/cos =42/cos 14 =21.89 z2=z2/cos =58/cos 14 =
13、109.47 z3=z3/cos =49/cos 14 =87.34（4） 查取齿型系数 由表查得：YFa1=2.724Yfa2=2.172 Yfa3=2.625（5） 查取应力校正系数 由表查得：Ysa1=1.569Ysa2=1.798 Ysa3=1.659（6） 计算F F1=500Mpa F2=380MPa F3=430MPaKFN1=0.95 KFN2=0.98KFN3=0.97 F1=339.29Mpa F2=266MPaF2=302MPa 2） 设计计算 mn =2 mn=2.25 4几何尺寸计算 1） 计算中心距 z1 =41.7，取z1=42 z2=58Z3=49a = 130
14、.7mm a圆整后取130mm 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos =135550 3） 计算大、小齿的分度圆直径 d1 = 94.7mm d2 = 130.7mm d3 =110.4mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mmB3=87mm 5） 结构设计 以大齿为例。因齿轮齿顶圆直径大于130mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 轴的设计计算 拟定输入轴齿轮为右旋 二、齿面接触疲劳强度计算齿面疲劳点蚀是闭式软齿面齿轮失效的主要形式而点蚀是由于传动过程中齿面受接触应力过大引起的，故与齿面接触应力大小有关，
15、我们设计齿轮时，应使吃面接触处所产生的最大接触应力小于与等于齿轮的接触应力。齿面接触疲劳强度的校核式： 齿面接触疲劳强度的设计式：23HEHd11)(12sefZZZuuKTd上述式中：u齿数比，u=z2/z1；ZE 弹性影响系数；ZH 区域系数；重合度系数；齿轮传动强度计算说明（1） 接触强度计算中，因两对齿轮的H1= H2 ，故按此强度准则设计齿轮传动时，公式中应代H 1和H 2中较小者。 （2）当载荷、材质、齿数比等影响因素确定后，齿轮传动的接触疲劳强度取决于传动的外廓尺寸(中心距和齿宽B)的大小（3） +号用于外啮合，-号用于内啮合(4) 一对闭式圆柱齿轮的参数如下：Z1=40，Z2=
16、36，齿宽系数为d=1，小齿轮的转速为750r/min，若主从动轮许用接触应力为1=700Mpa, 2=650Mpa，载荷系数.，弹性系数ZE=189.8 MPA ,按照接触疲劳疲劳强度计算，该齿轮算能传递的功率？试中： u= Z2/ Z1=40/36=1.111 D1=MZ1=240mm B=d d1=240mm由设计题可知：大齿轮许用接触应力较低，故按照大齿轮计算：T1=95840NM最后计算该齿轮所能传递的功率为：P=TN/9550000=7.53KW三、轮齿的受力分析直齿圆柱齿轮 简化分析常以作用在齿宽中点处的集中力代替均布力。忽略摩擦力的影响、该集中力为沿啮合线指向齿面的法向力。法向
17、力分解为两个力即切向力和径向力。 以节点 P 处的啮合力为分析对象，并不计啮合轮齿间的摩擦力，可得力的大小计算如下： 轮齿的受力分析力的方向判断如下：切向力： 在从动轮上为驱动力，与其回转方向相向；在主动轮上为阻力，与其回转方向相反。径向力： 对于外齿轮，指向其齿轮中心；对内齿轮则背离其齿轮中心。四、齿轮传动的特点、类型和基本问题齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，其应用范围十分广泛，型式多样，传递功率从很小到很大（可高达数万千瓦）。1、齿轮传动的主要特点： 传动效率高,可达99。在常用的机械传动中，齿轮传动的效率为最高； 结构紧凑与带传动、链传动相比，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间
18、一般较小；与各类传动相比，齿轮传动工作可靠，寿命长； 传动比稳定无论是平均值还是瞬时值。这也是齿轮传动获得广泛应用的原因之一； 与带传动、链传动相比，齿轮的制造及安装精度要求高，价格较贵。2、齿轮传动的分类 按齿轮类型分：直齿圆柱齿轮传动、斜齿圆柱齿轮传动、锥齿轮传动、人字齿轮传动 按装置形式分：开式传动、半开式传动、闭式传动。 按使用情况分：动力齿轮以动力传输为主，常为高速重载或低速重载传动；传动齿轮以运动准确为主，一般为轻载高精度传动。 按齿面硬度分：软齿面齿轮（齿面硬度350HBS）、硬齿面齿轮（齿面硬度350HBS）3、两个基本问题 (1)传动平稳 就是要保证瞬时传动比恒定，以尽可能减
19、小齿轮啮合中的冲击、振动和噪声。(2)足够的承载能力 就是要在尺寸、质量较小的前提下保证正常使用所需的强度、耐磨性等方面的要求。保证在预定的使用期限内不发生失效。 对于斜齿圆柱齿轮而言，其主要参数有：模数m、齿数z、螺旋角以及压力角a、 齿高系数h*a、径向间隙系数c*。五、轮齿的失效形式及设计准则（一）.齿轮的主要失效形式齿轮传动的失效主要是指轮齿的失效，其失效形式是多种多样的。常见的失效形式有：1 轮齿折断从形态上看，轮齿折断有整体折断和局部折断；就损伤机理来说，轮齿的折断也分为两类：即疲劳折断和过载(静力)折断；2 齿面点蚀 轮齿工作时其工作表面上的接触应力是随时间而变化的脉动循环应力。
20、3齿面胶合 按其形成的条件，又可分为热胶合和冷胶合。4齿面磨粒磨损 当铁屑、粉尘等微粒进入轮齿的啮合部位时将引起齿面的磨粒磨损开式齿轮传动由于齿轮外露，其主要失效形式为磨粒磨损。5齿面塑性变形 重载时在摩擦力的作用下可能产生齿面的塑性流动，从而破坏原有的正确齿形。由于齿轮其它部分（齿圈、轮辐、轮毂等）通常是经验设计的，其尺寸对于强度和刚度而言均较富裕，实践中也极少失效。(二)、齿轮的设计准则 对一般工况下的齿轮传动，其设计准则是：保证足够的齿根弯曲疲劳强度，以免发生齿根折断;保证足够的齿面接触疲劳强度，以免发生齿面点蚀。对高速重载齿轮传动，除以上两设计准则外，还应按齿面抗胶合能力的准则进行设计
21、。由实践得知：闭式软齿面齿轮传动，以保证齿面接触疲劳强度为主。闭式硬齿面或开式齿轮传动，以保证齿根弯曲疲劳强度为主。轴的设计计算III轴 1初步确定轴的最小直径 d34.2mm 2求作用在齿轮上的受力 Ft1=899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttan=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3轴的结构设计 1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 iv. IV-V段分隔两齿轮，直径
22、为55mm。 v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 b. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm， 所以长度为16mm。 c. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 d. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 e. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 f. VI-VIII长度为44mm。 4 求轴上的载荷 66 207.5 6
23、3.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N 5精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的 截面上的转切应力为 轴选用40cr，调质处理，6作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 7轴的结构设计 1） 确定轴上零件的装配方案 a）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，
24、所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 c) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30mm。 d) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 e) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 f) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 g) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 h) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 2） 各段长度的确定 各段长度的确定从左到右分述如下： a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25m
25、m，该段长度定为18.25mm。 b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 。8按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，9作用在齿轮上的力 FH1=FH2=44
26、94/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 10轴的结构设计 1） 轴上零件的装配方案 2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 滚动轴承的选择及计算1求两轴承受到的径向载荷II轴：30206 III轴： 30307 键连接的选择及校核计算1. 齿轮与轴的连接采用花键连接2. 轴与联轴器的键连接代号 直径 （mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩 （Nm） 极限应力 （MPa） 主动
27、轴 8760（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 12880（单头） 40 68 4 39.8 7.32 从动轴 201280（单头） 75 60 6 925.2 68.5 1811110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。联轴器的选择一、由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 二、主动轴用联轴器的设计计算 装置用于运输机，原动机为电动机，所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 三、
28、第二个联轴器的设计计算 由于装置用于运输机，原动机为电动机所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 润滑与密封一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 二、滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 四、密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸
29、按用其定位的轴承的外径决定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。总结 通过这次设计，我学到了很多知识，巩固了一些原来遗忘、疏忽的知识点；原来不理解、没掌握好的问题，也通过翻阅资料、请教老师，把它们都解决了。由于参数的选择是我的一个薄弱环节，因此在造型中遇到了许多难题。通过查阅资料，请教老师、同学，我都一一解决了。通过本次毕业设计，我体会到了团队的精神的重要性。同时，我也发现自己在专科阶段几年的学习过程中存在着很多不
30、足，尤其是专业知识的应用方面，不能在实践中很好的运用。通过这次毕业设计，使自己有了一种新的感受和认识，相信自己在今后的工作和学习中将发的更好。致谢经过一个月的忙碌和学习，本次毕业论文设计已经接近尾声，作为一个专科生的毕业设计，由于经验的匮乏，难免有许多考虑不周全的地方。如果没有指导教师的督促指导，想要完成这个设计是难以想象的，在这里首先要感谢我的论文指导老师孙老师。孙老师平日里工作繁多，但在我做设计的每个阶段，从选题到查阅资料，论文提纲的确定，中期论文的修改，后期论文格式调整等各个环节中都给予了我细心的指导。除了敬佩孙老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极
31、影响我今后的学习和工作。最后还要感谢这三年来所有教过我的老师，是在他们的教诲下，我喜欢上了机电一体化这门专业，掌握了坚实的专业知识基础，为我以后的扬帆远航注入了动力。 参考文献 1 徐锦康 机械设计 北京：机械工业出版社，20012 葛常清 机械制图（第二版） 北京：中国建材工业出版社，20003 吕广庶.张远明 工程材料及成型技术 北京：高等教育出版社，20014 张彦华 工程材料与成型技术 北京：北京航空航天大学出版社，20055 周昌治.杨忠鉴，赵之渊，陈广凌 机械制造工艺学 重庆：重庆大学出版社，19996 曲宝章.黄广烨 机械加工工艺基础 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20027 甘
32、永力. 几何量公差与检测 上海：上海科学技术出版社，20048 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2007毕业（设计）成绩评定评分表评价基元评价内涵满分实评分平时成绩30能按时完成毕业设计(论文)各阶段所要求的工作 10能综合运用所学知识分析与解决问题的能力、独立工作能力和实际动手能力14工作态度认真、端正、虚心、严谨，严格遵守纪律6小计30评阅成绩30%能按任务书要求出成果 3论文结构完整、合理，条理清晰，对实验方案的论述正确 5能运用本学科常规研究方法及相关研究手段（如计算机、实验仪器设备等）进行实验、实践并加工处理、整合信息，实验数据可靠,实验结果正确5设计用语、格式、图纸（图
33、表）、数据、量和单位符合国家标准，各种资料引用规范4视角新颖，主题突出，论据充分，论证有力，分析透彻，计算和结论正确5论文中所表述的基本概念清楚，基础知识和专业知识的掌握牢固扎实6文字表达通顺无误，字数符合要求2小计30答辩成绩40答辩时基本概念清楚, 基础知识和专业知识的掌握牢固扎实 10答辩过程中的自述简明无误，语言流畅10能正确回答问题,特别是本课题范围内的基本理论和基本技能问题20课题范围以外的提问仅作参考,不计分小计40总成绩合计100说明：评定成绩分为优秀、良好、中等、及格、不及格五个等级，实评总分90分（含90分）以上记为优秀,80分（含80分）以上为良好，70分（含70分）以上记为中等，60分（含60分）以上记为及格，60分以下记为不及格。毕业设计（论文）成绩评定评审等级表指导教师评审意见评语：评定等级： 指导教师（签名）：答辩小组意见评语：评定等级： 负责人（签名）：学院抽查意见评语：评定等级： 负责人（签名）：
