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1. 緒論 1
1.1 選題的意義： 1
1.2 起重機的發(fā)展概況: 1
2. 16/3.2T 電動橋式起重機主起升機構的設計 2
2.1 鋼絲繩的選擇 2
2.1.1 鋼絲繩受到靜拉力的計算 2
2.1.2 鋼絲繩型號選擇 2
2.1.3 滑輪組選擇 3
2.2 卷筒的選擇 3
2.2.1 卷筒直徑選擇 3
2.2.2 卷筒長度 3
2.2.3 卷筒的轉速計算 3
2.3 選擇電動機 4
2.3.1 電動機靜功率的計算 4
2.3.2 電動機功率 4
2.3.3 電動機過載能力校驗 4
2.4 減速器的選擇 4
2.4.1 傳動比的計算 4
2.4.2 標準減速器的選擇 4
2.4.3. 驗算減速器 5
2.5 選擇制動器 5
2.6 選擇軸及聯軸器 5
2.6.1 軸的選擇： 5
2.6.2 聯軸器的的選擇 6
2.7 起動及制動時間驗算 6
2.7.1 起動時間和起動加速度驗算 6
2.7.2 制動時間和制動平均加速度驗算 7
3. 16/3.2T 電動橋式起重機副起升機構的設計 7
4 電動小車運行機構的設計 8
4.1 運行阻力的計算 8
4.1.1 摩擦力Fm的計算 8
4.1.2坡道力Fp的計算 8
4.1.3 運行風阻力Fw 8
4.2 電動機的選擇 8
4.2.1 電動機的靜功率的計算 8
4.2.2 電動機的初選 9
4.3 起動時間與起動平均加速度的驗算。 10
4.4 標準減速器的選擇 10
4.5 制動器的選擇 11
4.6 傳動軸和聯軸器的選擇 11
4.7 運行打滑驗算 12
5 大車運行機構的設計 12
6 雙梁小車式橋式起重機金屬結構設計 13
6.1 載荷的計算 13
計算得： 所以輪壓分布如圖4所示； 13
6.2 主梁的結構及尺寸選擇 14
6.2.1 按梁的強度條件確定梁高hs 14
6.3 主梁設計計算。 15
6.3.2 主梁的剛度計算 16
結束語 17
致謝 17
主要參考文獻與資料 18
24
1. 緒論
1.1 選題的意義：
在現代工業(yè)化的社會里，起重機在我們生活的方方面面都能用到，從港口的裝卸港機到建筑上的建筑塔吊，從車間的行車到汽車試吊車。解決了我們過去的人力抬作，完成著過去所不能完成的任務。處處為人類的制造的進步作貢獻。最常用的通用起重機承擔著生產車間許多，許多方面的基礎工作，為工業(yè)高效生產提供保證。 在這個全球經濟危機的大的背景下，起重行業(yè)受到了嚴峻的挑戰(zhàn)，競爭更加激烈。那么更合理的，更先進的制造起重機，以最優(yōu)性價比來贏得市場。那么，為了贏得挑戰(zhàn)，選擇了起重機的機械部分設計。
1.2 起重機的發(fā)展概況:
我國的起重機行業(yè)是從建國后開始建設，多部分是采用蘇聯標準。改革開放以后，隨著我國的工業(yè)迅速發(fā)展，各行工業(yè)起重機的要求也隨之提高。作為特種設備，檢驗也要求相對嚴格。國家也逐步形成了一定制造，檢驗標準。電氣設備也隨著不同的要求而改變。有傳統的接觸器控制，也逐步向自動化方面發(fā)展。隨著變頻器，可編程控制器（PLG）的技術成熟，也被廣泛應用在起重機當中。為了起重機方面操作人員的安全，無線遠程控制也逐漸普及。為了，滿足高精度，多速度行車的需要，機械部分要求也越來越高，設計更精確，
鋼絲繩起重機作為一種大型起重設備，廣泛用于國民經濟各個領域，而國內鋼絲繩起重機近幾年的發(fā)展卻十分緩慢。上世紀60年代到70年代初，我國從前蘇聯引進了TV型鋼絲繩式起重機。其間,曾有一些廠家引進國外先進的生產制造技術, 但均未獲得廣泛的推廣應用。
橋式起重機的現狀：橋式起重機是作為生產車間最常用的基礎設備，也是在各類起重機中，需求量最大的。一般橋式起重機有以下幾部分組成。有起升機構，小車運行機構，大車運行機構，控制電路，金屬框架結構等主要機構組成。在現在的橋式起重機機械制造中，還是傳統的用大的鋼構成本，還有沉重的運行機構，來超大的滿足需要，在制造工藝中還存在著種種問題，對于材料有很多的浪費情況，為了極大的節(jié)省成本，故要精確的計算受力及選擇配件。在原有的基礎上進行改進，符合實際工作場合。
2. 16/3.2T 電動橋式起重機主起升機構的設計
設計要求：起重量16T,跨度16.5m,起升速度7.9m/min，起升高度為10m。
通常在起重機的設計過程中，在根據實際現場的工作環(huán)境，來確定起重機的工作級別。那么在本設計中，考慮到通常情況，那么選擇一般級別A5級。
在我們一般的設計過程中嚴格執(zhí)行國家的標準。不能過擅自進行非標的設計。必須通過國家特種設備檢驗中心的許可。
2.1 鋼絲繩的選擇
通常采用省力的機構，一般采用動，靜滑輪組的組合，從而減輕對傳動機構的要求。那么， 但我們還要考慮到運行速度以及所占得到設備外形尺寸的大小，以及還有運行效率的問題。這樣我就把二者的結合，取中進行優(yōu)化，在滑輪組的選擇手冊上選得。
初步選擇雙聯滑輪組，如圖1所示?；喗M省力倍數m=3,滑輪效率ηz=0.95。
2.1.1 鋼絲繩受到靜拉力的計算
最大靜拉力:
式中：
Q是起升量=16 t；
ηz=0.95;
m=3.
那么S=16x103x9.8/2x3x0.95
=27.8KN
2.1.2 鋼絲繩型號選擇
鋼絲繩是起重機的重要部件，也是安全系數要求較高的部件。已經形成了國家標準，那么我們要考慮到各種型號的功能，以及材料的利用率，進行有比較的選擇。
d=cs 其中式中：d為鋼絲繩直徑，c鋼絲繩選擇系數取0.104.
d=17.34mm. 圖1鋼絲繩繞線圖
在起重機設計手冊鋼絲繩選擇列表6w(19)-17.5-1550-I型L=10x103x6+26(額外長度)=86m。額外長度是包括固定鋼絲繩長度以及滑輪纏繞長度。
2.1.3 滑輪組選擇
經過對鋼絲繩的選擇，雙聯滑輪組可以滿足該機構的需要。
滑輪組滑輪直徑的計算
D>=e.d
式中：e為滑輪直徑選擇系數取20.
所以D=350mm.DO在起重機設計手冊的滑輪組列表中選擇355mm，滑輪組選擇代號為LGS58.5x355-169-80型。
2.2 卷筒的選擇
2.2.1 卷筒直徑選擇
卷筒直徑D0=(e1-1)d,
式中e1是卷筒選擇系數取26.所以D0=25x17.5=437.5mm.
2.2.2 卷筒長度
Ls=(L0+L1+L2)+Lg
式中:L0是鋼絲繩纏繞部分長度，L0=L*p/πD0.其中卷筒的螺距為20mm. L0=86x103x20/437.5x3.14=1095mm.
L1無繩端尺寸取200mm
L2固定鋼絲繩用長度取80mm
Lg為中間光滑部分長度取50mm
那么,Ls=1425mm
所以查起重機設計手冊表3-3-6.取T1024-500-1500-右-16t-20.
2.2.3 卷筒的轉速計算
nt=60mv/πD0 式中 v是起升速度（m/s）.
所以 nt=15.09轉/min
2.3 選擇電動機
2.3.1 電動機靜功率的計算
Pj=Q*V/1000η
式中η機構總功率。η=ηz*ηd*ηt*ηc
ηz為在表3-2-10中取 0.95，
ηd導向輪到效率在表2-2-3中取0.985.
ηc卷筒的效率0.985.
ηt傳動效率，在表2-2-4中取0.85。
所以,η=0.783
那么,Pj=26.366kw
2.3.2 電動機功率
Pj=GQv/1000η=21.1kw
式中G 于表2-2-5取0.8
所以Pj取26kw ,初步選擇YZR225M8-708型電動機。
2.3.3 電動機過載能力校驗
Pn
其中式中： Pn基準通電持續(xù)率是電機額定功率（kw）
λm電機轉矩允許過載倍數，取2.8.
H 超載系數，繞線型電機取2.1
U電機臺數，為一臺。
所以，Pn 因為 YZR225M8-708型電動機在JC25％，CZ=150時，輸出P=24.096kw大于Pn故滿足要求。
2.4 減速器的選擇
2.4.1 傳動比的計算
式中:n為電動機的額定轉速
nt為轉筒的轉速
2.4.2 標準減速器的選擇
式中:K為減速器選擇系數取1.1.
故
故在減速器手冊上選擇 ZQ-650-I-3CA型減速機。傳動比48.57。
因為ZQ型制造容易，價格低廉，能夠滿足設計需要。
2.4.3. 驗算減速器
最大徑向力Fmax，短暫最大扭矩Tmax。
其中：起升載荷系 數取1.2.
S鋼絲繩最大靜拉力
Gt卷筒的重力7379.4N
[F]是 減速器允許的 最大徑向載荷。
Fmax=37.05kN≤[F]=42000N
Tmax=φ2T≤[T]
T鋼絲繩產生的最大扭矩。Tmax=1.2xsx0.5=16.6kN.m≤[T]=19000
所以減速器符合設計要求。
2.5 選擇制動器
制動器是保證起重機安全的重要部件，制動器制動力矩必須要大于貨物產生力矩。
在貨物處于懸吊狀態(tài)時具有足夠的安全裕度。制動轉矩應滿足下式要求：
式中： Tz制動器制動轉矩。
Kz制動安全系數，與機構的重要程度和機構的工作等級有關取1.75
Q 額定起升載荷
D0 卷筒的卷繞直徑 500
η機構的總效率0.785
M滑輪組的倍率為3
i傳動結構的傳動比48.57
計算得：TZ≥737.26N.m
在制動器樣本上選取YWZ3-315/90型。其制動力矩為900N.m直徑350mm
2.6 選擇軸及聯軸器
2.6.1 軸的選擇：
軸所傳遞力矩 T=9550P/n=350.7N.m
其中： ,
所以:
直徑取55mm.
2.6.2 聯軸器的的選擇
依據所傳遞的扭矩，轉速和被連接的軸徑等參數選擇。起升機構聯軸器應滿足下式的要求：
式中：T 所傳扭矩的計算值
按第II類載荷計算的軸最大扭矩。對于高速軸 s 所以，=617.24N.m
聯軸器的許用扭矩。
K1聯軸器的重要程度系數，起升機構取1.8
K3角度偏差系數，從表3-12-4中選1.25
所以：T=1388N.m
故選用CL3型。
2.7 起動及制動時間驗算
2.7.1 起動時間和起動加速度驗算
起動時間
式中: n電動機的額定轉速
Tq電動機平均起動轉矩，查表2-2-8，Tq=1.5Tn
Tn=350N.m
式中:Jd電動機轉子轉動慣量。查表0.82
Je為制動輪和聯軸器轉動慣量/。在表3-7-4和3-12-7中選擇0.6，0.12
[J]=1.771+0.059=1.83
所以，Tq=0.475s
查表2-2-9[Tq]一般小于1.5s.所以合適
起動時間還要驗算平均加速度來驗證。
aq=v/tq≤[a]
式中：aq是起動平均加速度。
V起升速度
[a]推薦值為0.2.
所以aq=0.177≤[a]
符合起重機設計標準。
2.7.2 制動時間和制動平均加速度驗算
滿載下降制動時間
式中:nˋ滿載下降時電動機的轉速，通常取1.1n
Tz制動器的制動轉矩為900N.m
Tj滿載下降時制動軸靜轉矩。
所以，Tj`=Mj`=210.6N.m
[J`]是滿載下降時換算到機構總的轉動慣量，按下式計算
那么，Tz=0.6942s
[tz]推薦時間可取[tz]≈[tq]=1.5s
制動平均減速度
Vˋ是滿載下降速度m/s 可取vˋ=1.1v
aj無特殊要求不的大于表2-2-10中0.2
計算得 aj=0.1901<[a]=0.2
符合設計規(guī)范的要求。限位開關取Lx36-84型。
3. 16/3.2T 電動橋式起重機副起升機構的設計
設計要求起重量16T,起升速度16.5m/min，起升高度為12m。
由于主副起升的機構選擇基本上相同，設計過程不在敘述。
鋼絲繩選擇6W(19)-11-1551型。工作拉力8.26KN
滑輪組選擇如圖(2)：卷筒選擇直徑300mm 型號為T1020-300-1500-右-5T-20
電動機選YZR180L-8，功率13Kw，轉速 為700轉/分。
減速器的型號為ZQ-400-v-3CA傳動比20.47
制動器型號YWZ3-250/45型。限位開關選擇Lx10-11型
圖2 鋼絲繩繞線圖
4 電動小車運行機構的設計
設計要求：運行速度45m/s
4.1 運行阻力的計算
雙梁起重機小車在平直的軌道上運行靜阻力Fj包括有摩擦力Fm的作用
有坡道阻力Fp的作用，還用風阻力Fw的作用。這里所設計的起重機是在室內使用，故風阻力Fw=0.
4.1.1 摩擦力Fm的計算
小車滿載運行的最大摩擦阻力
式中：Q是起升載荷。
G是小車自重約為6200kg.f滾動摩擦系數，差表2-3-2取0.3.
d是與軸承相配合出軸的直徑65mm。
μ為車輪軸承摩擦系數，差表2-3-3取0.015
D是車輪的踏面直徑是350mm
4.1.2坡道力Fp的計算
Fp=(Q+G)sinα
式中：α為坡度角。因為一般坡度角很小，計算中可用軌道坡度i來替代sinα，一般橋式起重機i值?。?００１。
那么Fp=217.8N
4.1.3 運行風阻力Fw
由于所設計的橋式起重機是在室內運作，不考慮風的因素。故?。?。
所以，Fj=3483.8N
4.2 電動機的選擇
4.2.1 電動機的靜功率的計算
V0 是初選運行速度為４４.６m/min
η 機構運行效率。?。?９。
m電動機個數為１個。
那么，Pj=2.88Kw
4.2.2 電動機的初選
由于運行機構的靜功率載荷變化小，動載的變化大，因此電動機的額定功率應大于靜功率，以滿足要求。
橋式起重機一般按以下公式選擇。
Kd 是考慮到電動機起動時慣性影響的功率增大系數，室內的可?。?３
所以，Pj＝３.７７４Kw
故在樣本中選?。磌w,根據工作情況，該電動機的通電持續(xù)率Jc=25℅,CZ=300.轉速選擇１０００轉/分。故選取YZR132M2-6型。
4.２.３ 電動機的過載能力校驗。
Pn是基準通電持續(xù)率的電動機功率。
M電動機個數。
Λas 是相對于基準通電持續(xù)率的平均起動轉矩的表厶值。一般饒線型異步電動機?。?７。
FjII運行靜阻力為３４８３.８N?
V運行速度，
根據與初選的電動機轉速確定傳動比。
所以v=0.743,
∑J 機構的總的轉動慣量，即折算到電動機軸上的轉動慣量,按照下式計算
J1是電動機轉子的轉動慣量
J2電動機軸上制動輪上和聯軸器的轉動慣量。
K 計及到其他傳動件飛輪矩的影響系數 可?。?１。
Ta 機構的初選起動時間，一般情況下橋架類的小車運行機構去５s,
n 電動機的額定轉速。
那么，Pd=2.9kw
4.3 起動時間與起動平均加速度的驗算。
4.3.１ 滿載。上坡，迎風的起動時間
式中：n電動機的額定轉速
∑J 機構的總的轉動慣量，在上邊已經求的為１.９０Kg.m2
Tmq 電動機的平均起動轉矩，計算的９２.５N.m
Tj滿載，上，迎風時作用在電動機軸上的靜阻力矩，按下式計算：
其中Fj1是運行阻力３４８３.８N
所以，t=5.19s
4.3.2 起動平均加速度計算
為了避免過大的沖擊及物品擺動，應驗算起動時間的平均加速度，一般應在允許范圍內，參考表2-3-6。
a=v/t=0.13, 故在允許范圍內。
4.4 標準減速器的選擇
4.4.1 減速器傳動比
機構的計算傳動比
D 車輪的踏面直徑，為350mm
n電動機的額定轉速
v0初選電動機的運行速度45m/min
4.4.2 標準減速器的選用
減速機的設計壽命該與機構的總的壽命相符合。由于運行機構的動載荷較大所以應該以實際載荷來選擇。由于起動和制動時的慣性載荷幾乎全部傳給傳動零件，那么我們就要根據起動是的工況來確定。
減速機的計算輸入功率為：
m 減速機的個數，這里為1個
V 運行速度0.730
Η 運行機構的效率0.9
Fg運行起動是的慣性力，按下式計算：=3467.4N
其中 λ是考慮到機構中旋轉質量的慣性力的增大系數。取1.2。
那么Pj=2.86Kw
4.5 制動器的選擇
制動器是根據起重機滿載時，且順風情況，下坡運行制動時進行選擇，應在規(guī)定時間內停車，制動轉距按下式計算；
Fp 坡道阻力，為217.8N
FwII 風阻力，在室內為0。
Fm1滿載是的最小摩擦力。
m`制動器的個數1
tz制動時間在表2-3-6中選擇為4.0s.
那么Tz=68.825N.m
故在制動器樣本當中選擇 YW160-220-2型電力液壓塊式制動器。
4.6 傳動軸和聯軸器的選擇
4.6.１軸的直徑選擇
由于軸只是受到扭矩作用，強度計算公式是
所以=61.25
其中
Wz傳動軸計算截面的截面模量，Wz=0.2
那么，取65mm
4.6.2 高速軸聯軸器
計算扭矩Tc1應滿足
式中： n1聯軸器的安全系數取2.5。
φ8剛性動載系數取1.1
Tn電動機的額定扭矩42N.m
Tt聯軸器的許用扭矩
那么Tc1=157.7N.m,故選擇 CL1型
4.6.３ 低速軸的聯軸器
計算扭矩Tc2應滿足:
η減速器效率取0.9
所以Tc2=2304.57N.m選擇CL3型。
4.7 運行打滑驗算
為了使起重機在運行時可靠的起動或制動，防止出現驅動輪在軌道上打滑現象，避免車輪打滑影響起重機正常工作和加劇車輪的磨損，應分別對起制動進行驗算。
4.7.1 起動時按下式進行驗算：
4.7.2 制動時按下式進行驗算；
以上兩式中：
φ粘者系數，室內的起重機取0.15
K粘著安全系數，取1.1
μ軸承的摩擦系數，根據表2-3-3取0.08
d是軸承內徑65mm
D車輪踏面直徑350mm
Rmin驅動輪的最小輪壓，112KN
Tmq打滑時電動機的平均起動轉距，計算出的為92.5N.m
K計及其他傳動件飛輪矩影響的系數。折算到電動機軸上可取1.1。
J1電動機轉子轉動慣量 0.062
J2電動機軸上帶制動輪聯軸器的轉動慣量0.451
a起動平均加速度 0.13
Tz打滑一側的制動轉距取68.8
az制動平均減速度。0.13,一般對于橋式起重機的減加速度相同計算。
經過驗算合格。
5 大車運行機構的設計
大車運行機構與小車運行機構的運行方式相同，大車的運行速度84.7m/min，估計自重2500Kg。
那么同理，可得出以下選材，設計過程略。
電動機選擇YZR160M1-6,功率2個6.3kw.轉速為921轉，工作制同小車相同。
減速機型號為PJ-350-V-Z(Ф65),傳動比為20.49
制動器型號為YW200-300-2型，制動力矩為2x180N.m
緩沖行程為140mm，車輪直徑600mm,
機構的布置情況，在附圖，大車運行圖
6 雙梁小車式橋式起重機金屬結構設計
6.1 載荷的計算
作用在橋架上的載荷有自重載荷，起升載荷，活動載荷，水平慣性載荷，等。
6.1.１ 自重載荷
自重載荷可以分為均布載荷和集中載荷兩種。均布載荷有：主梁，走臺欄桿，配電管道等的重力。。集中載荷有：司機室，大車運行機構，，布置在走臺上的氣設備的重力 。
在普通設計當中只是以照經驗圖４-３-３6選擇載荷。那么本車的一根主梁的半個橋架即G橋為４T.
6.1.2 移動載荷
移動載荷為小車的自重載荷和起升載荷，以小車輪壓方式作用在主梁上。
輪壓圖如圖 圖3 輪壓計算圖
小車各支撐；輪壓的計算：
R1=(G2+Q)(1-t/b)(1-e/L)
R2=(G2+Q)(1-t/b)e/L
R3=(G2+Q)(1-e/L)t/b
R4=(G2+Q)et/bL
G2是小車的自重
Q是貨物的重力。
t,e是小車及貨物的重心在支撐平面內的投影。t=1040mm,e=1000mm.
計算得： 所以輪壓分布如圖4所示；
圖4輪壓分布圖
6.2 主梁的結構及尺寸選擇
6.2.1 按梁的強度條件確定梁高hs
式中：
其中：c1將小車輪壓轉化為跨中集中載荷時小車的換算系數，
C1=1-b/2L
b 小車的軸距，
[δ]腹板的餓總厚度，為20mm [б]材料的許用應力取120Mp
α=腹板加勁板的重量/腹板的重量︽1/3
6.2.2 按剛度條件確定梁高
，
E=200Gpa
計算得：hr≈672.6mm
6.2.3 梁的截面參數取值
一般的設計中按照表4-3-12選擇：梁高h選擇,h/L=1/14~1/20那么在以上幾個條件都允許的情況下，結合表選擇h=850mm
腹板，翼緣板的厚度。 因為起重量是16t所以腹板的厚度取10mm，受壓翼板的厚度，有局部穩(wěn)定性條件，一般為δ≥b/60,所以取10mm..
翼緣板寬度b，對于正規(guī)箱型取b=(0.33!~0.55)h,所以取450mm。
兩腹板的間距b0=b-(40~60),所以選擇390mm,.
加勁肋的間距a, 可根據腹板高度h0與腹板厚度之比來確定。
H0/δh=141.6故在 100（235/δs）1/2≤h0/δh≤170（235/δs）1/2
所以按一下計算方式：當h0η1/2/δh≤1200時，直接a≤2h0,那么a在設計中選擇1000mm.低加勁肋選擇a的1/2到1/3。
6.3 主梁設計計算。
6.3.1 強度計算
在垂直平面內的普通彎曲應力按簡支梁計算，受力如圖5：
圖5簡支梁圖
當p1>p2時，主梁的最大彎矩截面距左支點的距離為
所以Z=7649mm
其最大彎矩為
當小車位于跨端時，即z=0.主梁的剪力最大
Qmax=p1+p2-p2*b/L=110.47KN
主梁在水平面內按框架計算，由p大慣，和q慣引起的跨中彎矩為
式中：
B是端梁的長度是4182mm，
c是端梁除去軌道寬度，一端的長度為1406mm，
l為軌道的寬度2000mm,
所以，r=17.5m.
P大慣=（16000+6227）x9.8x0.19=41.386KN
q慣=1658.1N
那么，MH=114.37KN.m 圖示6,7如下：
圖6 主梁分布慣性力圖
圖7 主梁集中慣性力圖
跨中翼緣板總的彎曲應力
Mv固定和移動在計算截面引起的彎矩之和。
Wz是在垂直方向上截面抗彎模量。Wz=bh2/6=0.05
Wy是在水平方向的截面抗彎模量。 Wy=hb2/6=0.023
=99.6+4.9=104.5Mpa≤[σ] =120Mpa
跨端截面腹板的最大剪應力為
其中：Q計算截面上的計算剪力
Ix計算截面上的慣性矩bh3/12=0.0246
S0計算剪應力處截面的最大靜矩0.152
δ腹板厚度。6mm
=30.16Mpa≤=90Mpa
故以上強度條件滿足要求。
6.3.2 主梁的剛度計算
主梁的垂直靜剛度計算如下：
對于四輪小車
其中:p1,p2小車的計算輪壓。
E材料的彈性模量，200GPa.
I梁的轉動慣量,計算出得0.02175
Fv=4.29≤[f]=16500/2000=8.25
故剛度符合要求。
結束語
未來橋式起重機機械部分將向著以及先進的制造工藝，便宜而優(yōu)質的材料，更加合理了構造方式，較底的制造成本等方向發(fā)展，最終實現橋式起重機的高效化、實用化。因此，采用優(yōu)化的機構，減少用材，提高材料的性價比是不忽視的。以改善橋式起重機的整體性能，對推動起重更新換代，具有非常現實的意義。通過本課題的研究開發(fā)工作，下面提出以下幾點要求：
1 不斷關注相關的最新理論、及自我實踐中總結，使用方便、可靠的材料，并且性價比更高的機械配件，提高件設計水平，促進整機性能的提高，降低成本。為國家的可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略作出貢獻。
2 應該更多的理論與實踐相結合，提高理論在實踐中的精確，從而提高設備的精度。
致謝
感謝機電學院老師以其嚴謹求實的治學態(tài)度，高度的責任心和敬業(yè)精神，給予我極大的幫助與鼓勵;導師踏實認真、開拓創(chuàng)新的治學作風將使我終生受益;導師給我提供了良好的學習環(huán)境，以及社會實踐的機會。在此期間，老師多次詢問我的課題進度，提醒我該注意的問題，并在我課題遇到困難時，給予了我耐心的指導和幫助。借此論文的完成之際，謹向我的表達我衷心的感謝和崇高的敬意!
感謝各位老師在這五年學習生涯中給予我的關心和幫助，才使得我得以順利完成學業(yè)!
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