少齒差行星齒輪專用減速器設(shè)計【含CAD高清圖紙和文檔】【W(wǎng)G系列】

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日VI摘要對少齒差行星齒輪減速器國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀、優(yōu)缺點、結(jié)構(gòu)型式和其傳動原理進(jìn)行了一定的闡述。在設(shè)計過程當(dāng)中，對內(nèi)嚙合傳動產(chǎn)生的各種干涉進(jìn)行了詳細(xì)驗算；從如何提高轉(zhuǎn)臂軸承的壽命為出發(fā)點，來計算選擇減速器齒輪的模數(shù)，進(jìn)行少齒差內(nèi)齒輪副的設(shè)計計算，最終合理設(shè)計減速器的整體結(jié)構(gòu)。關(guān)鍵詞：少齒差行星傳動；行星齒輪減速器；內(nèi)齒輪副AbstractHavingexpoundedtheplanetarygearreducerofafew-toothdifferenceaboutitsdevelopmentofthestatusquoathomeandabroad,theadvantagesanddisadvantages,structuraltypeandprincipleofitstransmission.Amongtheprocessofdesigning,havingcheckeddetailedlyabouttheinterferencewhichgeneratedbyinternalmeshtransmission.Fromhowtoimprovethelifeofbearingarmstothestartingpoint,choosingandcalculatingthemodulusofthegearreducerfordesigningtheinternalgearpairofafew-toothdifferenceandthefinaloverallstructureofthereducer.Keywords：Smalltoothnumberdifferenceplanettransmission;Planetarygearreducer;Annulargear目 錄摘要IIIAbstractIV第1章 緒論11.1 概述11.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式11.2.1 N型少齒差行星減速器11.2.2 NN型少齒差行星減速器31.2.3設(shè)計任務(wù)4第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定52.1少齒差傳動原理52.2 齒輪齒差的確定52.3 選定齒輪的精度等級和材料62.4齒輪模數(shù)確定6第3章 軸的設(shè)計93.1 軸的材料選擇93.2 軸的機構(gòu)設(shè)計93.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計103.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)計113.3 強度計算113.3.1 輸入軸上受力分析123.3.2 輸入軸支反力分析123.3.3 軸的強度校核133.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計153.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定153.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定163.4.3 銷軸套、銷軸的確定163.4.4 偏心套基本尺寸的確定173.5 軸的設(shè)計173.5.1 輸入軸的設(shè)計183.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計21第4章 部分零件的校核234.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析234.1.1 齒輪受力234.1.2 輸出機構(gòu)受力244.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力244.2 銷軸的強度校核計算254.3 輸入軸的強度校核264.4 鍵的校核計算284.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核284.4.2 偏心套處鍵的校核284.4.3 支座處鍵的校核284.5 軸承的校核計算28總結(jié)35致 謝36參考文獻(xiàn)37 第1章 緒論1.1 概述隨著現(xiàn)代工業(yè)的高速發(fā)展，機械化和自動化水平的不斷提高，各工業(yè)部門需要大量的減速器，并要求減速器體積小，重量輕，傳動比范圍大，效率高，承載能力大，運轉(zhuǎn)可靠以及壽命長等。減速器的種類雖然很多，但普通的圓柱齒輪減速器的體積大，結(jié)構(gòu)笨重；普通的蝸輪減速器在大的傳動比時，效率較低；擺線針輪行星減速器雖能滿足以上提出的要求，但成本較高，需要專用設(shè)備制造；而漸開線少齒差行星減速器不但基本上能滿足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齒機上加工，因而成本較低。能適應(yīng)特種條件下的工作，在國防，冶金，礦山，化工，紡織，食品，輕工，儀表制造，起重運輸以及建筑工程等工業(yè)部門中取得廣泛的應(yīng)用。1.2 少齒差行星減速器的結(jié)構(gòu)型式少齒差行星齒輪減速器常用的結(jié)構(gòu)型式有N型和NN型兩種。 1.2.1 N型少齒差行星減速器N型少齒差行星減速器按其輸出機構(gòu)的型式不同可分為十字滑塊式、浮動式和孔銷式三種?，F(xiàn)以孔銷式為例來簡述其組成和原理。 圖1-1圖1-2圖1-1是典型的孔銷式N型減速器。它主要由偏心軸1，行星齒輪2，內(nèi)齒輪3，銷套4，銷軸5，轉(zhuǎn)臂軸承6，輸出軸7和殼體等組成。 圖1-2為其傳動原理簡圖，傳動原理簡述如下：當(dāng)電動機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪3與機殼固定不動，迫使行星齒輪2繞內(nèi)齒輪3作行星運動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸中心所作的運動為反向低速運動。利用輸出機構(gòu)V將行星輪的自轉(zhuǎn)運動按傳動比而傳遞給輸出軸7，從而達(dá)到減速的目的。 圖1-2的V結(jié)構(gòu)為減速器的輸出結(jié)構(gòu)，其特點是從結(jié)構(gòu)上保證行星齒輪上的銷孔直徑比銷軸套的外徑大兩倍偏心距。在運動過程中，銷軸套始終與行星齒輪上的銷孔壁接觸，從而使行星齒輪的自轉(zhuǎn)運動通過軸套傳給輸出軸，以實現(xiàn)與輸入軸方向相反的減速運動。1.2.2 NN型少齒差行星減速器NN型少齒差行星減速器按其輸出構(gòu)件的不同，又可分為外齒輪輸出和內(nèi)輪輸出二種型式。以下以內(nèi)齒輪輸出為例來簡述其組成和原理。 圖1-3 圖1-4 如圖1-3所示，它主要由以下四個部分組成；1.轉(zhuǎn)臂 輸入軸1上做一個偏心軸頸，以構(gòu)成轉(zhuǎn)臂。為了達(dá)到平衡，在偏心軸頸的兩側(cè)裝有平衡塊2。2.行星輪 行星齒輪4和7相聯(lián)結(jié)在一起，安裝在偏心軸頸上；為了減少摩擦，在行星齒輪與偏心軸頸間裝有兩個轉(zhuǎn)臂軸承3。3.固定的內(nèi)齒輪 內(nèi)齒輪5與機座6聯(lián)接在一起，固定不動。4.內(nèi)齒輪輸出 內(nèi)齒輪8與輸出軸制成一整體，把運動輸出。傳動原理簡圖如圖1-4所示，原理簡述如下：當(dāng)電動機帶動偏心軸1轉(zhuǎn)動時，由于內(nèi)齒輪5與機殼6固定不動，迫使行星齒輪4繞內(nèi)齒輪5做行星運動（既公轉(zhuǎn)又自轉(zhuǎn)）。但由于行星齒輪與內(nèi)齒輪的齒數(shù)差很少，所以行星齒輪繞偏心軸1中心所作的運動為反向低速運動。行星輪7與輸出軸上的內(nèi)齒輪8作行星運動，把運動傳出去，達(dá)到減速的目的。1.2.3設(shè)計任務(wù)本課題為輸送電動輥道專用的少齒差行星齒輪減速器設(shè)計，主要設(shè)計參數(shù)：功率120W,減速比80，工作環(huán)境溫度0-45，兩班制工作，要求可裝入直徑100mm的輥子內(nèi)。要求運用計算機繪制其主要工作零部件平面視圖和減速器總裝配圖。37 第2章 減速器的內(nèi)齒和外齒輪參數(shù)的確定2.1少齒差傳動原理圖31所示是采用銷軸式輸出機構(gòu)的少齒差行星傳動簡圖，它主要由偏心軸、行星輪（兩個）、內(nèi)齒輪、銷套（未畫出）、銷軸、轉(zhuǎn)臂軸承（未畫出）等組成。屬于K-H-V型行星傳動的一種類型。圖4 少齒差行星傳動簡圖1銷孔 2銷軸 3銷軸盤行星輪 中心輪（內(nèi)齒圈） -偏心距上圖中當(dāng)內(nèi)齒輪固定，偏心軸作為主動件轉(zhuǎn)動時，迫使行星輪繞內(nèi)齒圈作行星運動，并通過傳動比等于一的銷軸輸出。當(dāng)1時，偏心軸每轉(zhuǎn)一周，行星輪沿相反方向轉(zhuǎn)過一個齒。當(dāng)偏心軸轉(zhuǎn)過時，行星輪轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)，輸出軸同樣轉(zhuǎn)一轉(zhuǎn)。這是一種傳動方式，另外一種傳動方式是構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪b從動，此種情況就是要設(shè)計工作情形了。2.2 齒輪齒差的確定少齒差傳動一般齒差數(shù)為14，由于傳動比i80，可取齒差數(shù)1。當(dāng)內(nèi)齒輪2固定，轉(zhuǎn)臂H主動，構(gòu)件V從動時，可由上式得傳動比公式為：上式中的“”號表示從動件V與主動件H轉(zhuǎn)向相反。當(dāng)構(gòu)件V固定，轉(zhuǎn)臂H主動，內(nèi)齒輪從動（即相當(dāng)于卷筒轉(zhuǎn)動的情況），可得出傳動比公式為：上式中的“+”號，表示從動件2與主動件H的轉(zhuǎn)向相同。已知齒數(shù)差1，i80，可得：18080 ， 80-179。2.3 選定齒輪的精度等級和材料一般選用7級精度。內(nèi)齒輪采用40Cr，其熱處理要求：調(diào)質(zhì)后表面淬火，調(diào)質(zhì)硬度為250-280HB，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力；外齒輪（行星輪）用20CrMnTi,滲碳淬火，低溫回火，表面硬度，心部HR為302-388，齒面接觸疲勞極限應(yīng)力，齒輪齒根彎曲疲極限應(yīng)力。2.4齒輪模數(shù)確定由于少齒差行星傳動的齒輪普通采用正角度變位，其齒而接觸強度和齒根彎曲強度都較高，而且齒面接觸強度遠(yuǎn)高于齒根彎曲強度。所以，少齒差傳動齒輪的模數(shù)通常按彎曲強度決定；或按結(jié)構(gòu)要求和功率大小初選，然后校核彎曲強度。在這里就按彎曲強度來確定模數(shù)，因為少齒差傳動一般選用短齒，內(nèi)外齒輪嚙合的很好，齒面接觸較好，只要行星輪的彎曲強度足夠，內(nèi)齒輪就不會有問題的，所以在確定模數(shù)的時候就只用按行星輪的彎曲條件來計算模數(shù)。 按行星輪齒根彎曲強度設(shè)計，彎曲強度設(shè)計公式：（1）根據(jù)行星輪的表面硬度查得其彎曲疲勞強度極限。（2）由機械設(shè)計書中的圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。（3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4（4）計算載荷系數(shù)K 試選載荷系數(shù) 計算外齒輪傳遞的扭矩其中電動機選擇，由于電動機與減速器直接相連，所以 取齒寬系數(shù) 查材料的彈性影響系數(shù)；內(nèi)齒輪的接觸疲勞強度為;外齒輪的接觸疲勞強度為。 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)； 查圖得接觸疲勞壽命系數(shù)； 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)是s=1.25 試計算小齒輪分度圓直徑 ，帶入數(shù)據(jù)得 計算圓周速度 ，帶入數(shù)據(jù)得v=3.307m/s 計算齒寬由v=3.307m/s，7級精度，由圖14-1-14查得動載荷系數(shù)1.09；再由表10-3查得齒間載荷分布系數(shù) ；再由表14-1-81得 使用系數(shù)。由表查得7級精度、行星輪相對支承對稱布置時，再由，=1.13查機械設(shè)計書中圖10-13得=1.125所以載荷系數(shù)=11.091.11.1251.35（5）查取齒形系數(shù)由機械設(shè)計書中圖105查得 2.24（6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由機械設(shè)計書中圖105查得 1.75（7）設(shè)計計算帶入數(shù)值得出： 0.36可取模數(shù)為m0.5。名 稱計 算 公 式結(jié) 果 /mm模數(shù)m0.5壓力角n齒數(shù)Z180齒數(shù)Z279分度圓直徑d140d239.5齒頂圓直徑齒根圓直徑第3章 軸的設(shè)計3.1 軸的材料選擇 軸的毛坯多用軋制的圓鋼或鍛鋼。鍛鋼內(nèi)部組織均勻，強度較好，因此，重要的大尺寸的軸，常用鍛造毛坯。軸的常用材料機械性能見機械設(shè)計表11.1。本減速器的偏心軸材料選45鋼調(diào)質(zhì)，齒輪輸出軸跟輸出內(nèi)齒輪的材料相同為40Cr調(diào)質(zhì)。3.2 軸的機構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)和形狀取決于下面幾個因素：1.軸的毛坯種類；2.軸上作用力的大小及其分布情況；3.軸上零件的位置、配合性質(zhì)及其聯(lián)接固定的方法；4.軸承的類型、尺寸和位置；5.軸的加工方法、裝配方法以及其他特殊要求?？梢娪绊戄S的結(jié)構(gòu)與尺寸的因素很多，設(shè)計軸時必須針對不同的情況進(jìn)行具體的分析。但是，不論何種具體條件，軸的結(jié)構(gòu)都應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整；軸應(yīng)具有良好的制造工藝性等?？偨Y(jié)一條原則是：便于裝拆，定位準(zhǔn)確，固定可靠，便于制造，受力合理。 對軸的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計主要是確定軸的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。一般在進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計時的已知條件有：機器的裝配簡圖，軸的轉(zhuǎn)速，傳遞的功率，軸上零件的主要參數(shù)和尺寸等。 以下為該傳動的偏心軸的機構(gòu)確定過程：3.2.1 輸入偏心軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度 1. 1到2段利用連軸器接電機，根據(jù)GB/T5O14-2003選擇連軸器，其長度為50mm。 2.2到3段，由選擇的深溝球軸承6006，其內(nèi)徑d=30mm，軸承寬度B=36mm,同時考慮到一個箱蓋的厚度問題，故這段取也取為50mm,同時在這段末尾開一個退刀槽方面定位和加工。3. 3到4這段主要式考慮到齒輪與箱體壁之間的間隙，同時開一退刀槽方便固定用，根據(jù)選用的深溝球軸承6308，其內(nèi)徑d=40mm,軸承寬度B=23mm，所以取這段為33mm，同時為方便定位和加工開一退到槽。4.4到5這段主要用于支撐滾子用，取為20mm。5到6這段設(shè)計和3到4一樣，取其長度為33mm。5. 6到7之間考慮到安裝設(shè)計一個臺階，每個寬為3mm，第7到8段根據(jù)選用的深溝球軸承NJ204E，其內(nèi)徑d=20mm,軸承寬度B=14mm，故取該段為12mm。同時為方便定位和加工開一退刀槽。以上所開的退刀槽的寬度都取為2mm。6. 參考機械設(shè)計，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。輸入偏心軸上零件的軸向定位:連軸器與該軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編寫的機械設(shè)計第八版中表6-1查得該平鍵為149403.2.2 輸出軸的機構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定各段直徑和長度:1. 1到3段用于連接輸入軸取其長度為30mm。1到2為10mm,2到3為20mm。2.3到4段，根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33112，其內(nèi)徑d=60mm，軸承寬度為B=30mm,故取其長度為36mm。3. 4到5這段主要為方便安裝，取其長度為90mm。4. 5到6這段根據(jù)選擇的圓錐滾子軸承33111，其內(nèi)徑d=55mm，軸承寬度為B=30mm,故取其長度為26mm。4. 第6到8段為方便軸承定位，設(shè)計一個階梯，且其長度分別為20mm。第8到9段為輸出軸與連軸器相連部分，故取其長度為80mm6. 參考機械設(shè)計，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。輸入偏心軸上零件的軸向定位:參考機械設(shè)計，取該軸的倒角為，所有倒圓為r1。 連軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，由西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編的機械設(shè)計第八版表6-1查得該平鍵為14960。3.3 強度計算軸的材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.1-1查得材料力學(xué)性能s數(shù)據(jù)為：3.3.1 輸入軸上受力分析軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為 齒輪的圓周力 齒輪的徑向力齒輪的軸向上3.3.2 輸入軸支反力分析1 在水平平面的支反力，由,得為負(fù)值說明方向與假設(shè)方向相反。由,得2 在垂直平面內(nèi)的支反力，由圖可得3 做彎矩和轉(zhuǎn)矩圖1）齒輪的作用力在水平平面的彎矩圖齒輪的作用力在垂直平面的彎矩圖由于齒輪作用力在D截面做出的最大合成彎矩2) 做轉(zhuǎn)矩圖3.3.3 軸的強度校核1）確定危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸及彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖，截面B處彎矩較大，且有軸承配合引起的引力集中；截面D處彎矩最大，且有齒輪配合引起的應(yīng)力集中，故屬于危險截面?，F(xiàn)對D截面進(jìn)行強度校核。2）安全系數(shù)校核計算 由于該減速器機軸轉(zhuǎn)動，彎矩引起對稱循環(huán)的應(yīng)力，彎矩引起的為脈動循環(huán)的切應(yīng)力。彎曲應(yīng)力幅為：式中 W抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-15查得由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力根據(jù)機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的式（19.3-2）式中45鋼彎曲對稱循環(huán)應(yīng)力時的疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.1-1查得=270MPa; 正應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =2.62； 表面質(zhì)量系數(shù)，軸經(jīng)車削加工，按機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19-3-8查得=0.92； 尺寸系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-11查得=0.81.切應(yīng)力幅為：式中 W抗斷面系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-15查得由于式對稱循環(huán)彎曲應(yīng)力，故平均應(yīng)力式中 45鋼扭轉(zhuǎn)疲勞極限，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.1-1查得=155MPa; 切應(yīng)力有效應(yīng)力集中系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-6，并根據(jù)配合查得 =1.89； ，同正應(yīng)力情況； 平均應(yīng)力折算系數(shù)，由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-13查得=0.21.軸D截面的安全系數(shù)由式（19.3-1）確定由機械工業(yè)出版社出版的新版機械設(shè)計手冊第三卷中的表19.3-5可知，S=1.31.4，故SS，該軸D截面是安全的。同理可驗證輸出軸也符合強度要求。漸開線少齒差減速裝置的設(shè)計3.4 傳動內(nèi)部結(jié)構(gòu)的選定與設(shè)計3.4.1 轉(zhuǎn)臂軸承的選定在行星輪確定的情況下，根據(jù)安裝條件結(jié)構(gòu)尺寸來選定轉(zhuǎn)臂軸承。根據(jù)各種軸承的用途和特點在本設(shè)計中可選用雙列向心球面滾子軸承。此種軸承能承受很大的徑向載荷，同時也可以承受少量的軸向載荷。也能自動調(diào)心適用于剛度較差的軸承座及多支點軸中。 在上節(jié)的表格中得出行星輪的分度圓直徑40，故齒寬。而轉(zhuǎn)臂軸承的寬度應(yīng)與行星輪的齒寬接近根據(jù)以上兩個限制條件可選定轉(zhuǎn)臂軸承（雙列向心球面滾子軸承）。其參數(shù)如下圖5所示：圖5 雙列向心球面滾子軸承表4 選用軸承的基本尺寸及性能軸承型號尺寸（）額定動載荷（kN）額定靜載荷（kN）極限轉(zhuǎn)速dDBr脂潤滑油潤滑35168014033310410322003000實際齒寬系數(shù)與先前假設(shè)的齒寬系數(shù)相差不大，故可不必再校核。3.4.2 銷孔數(shù)目、尺寸的確定由于行星輪分度圓直徑為280，根據(jù)機械設(shè)計手冊里輪系一章中表36.242銷孔數(shù)目參考值查得應(yīng)選銷孔數(shù)目為10（=10）。 銷孔的尺寸公差不應(yīng)低于7級精度。銷孔的公稱尺寸理論上是銷套外徑加上兩個中心距。但考慮別銷孔、銷軸以及銷套的加工和裝配誤羌。對銷孔的公稱直徑再加適量的補償尺寸。太小時，將要求提高零件的加工精度。并給裝配造成一定困難，太大時，則承受載荷的銷軸數(shù)日將減小影響承載能力。一般取0.150.25，行星輪尺寸小時，取較小值、反之取較大值。 在這里可取0.2。而銷孔的尺寸就要通過畫圖來初定了。下圖6是已經(jīng)多次畫圖比較得出的：圖6 行星輪簡易工作圖銷孔直徑44，銷孔公差配合選用F7，其上下偏差為（+50，+25）。銷孔分布圓直徑=206.4。3.4.3 銷軸套、銷軸的確定 銷軸式W機構(gòu)是由固連在銷軸盤上的若干個銷軸與行星齒輪端面上的對應(yīng)的等分孔所組成。在機構(gòu)上行星輪上的銷軸孔要比銷軸套外經(jīng)大兩倍的偏心距，但考慮到一些加工裝配誤差還應(yīng)加上一個補償尺寸，上面也已經(jīng)提到。在這里可取值0.2。故銷套外經(jīng)4424.90.234。銷套長度可根據(jù)畫圖確定，初定為72。偏心距(即實際中心距)4.9。 可初定銷軸套內(nèi)徑為28，即銷軸直徑=28。根據(jù)少齒差傳動零件的裝配配合要求可對銷軸、銷軸套的配合公差進(jìn)行選擇。銷軸套外徑選用h6，其尺寸的上下偏差為（0，-0.016），銷軸套內(nèi)徑與銷軸配合選用F8/h6，銷軸套內(nèi)徑尺寸的上下偏差為（+0.053，+0.02），銷軸直徑的上下偏差為（0，-0.016）。以上偏差值是通過查機械零件設(shè)計手冊一書中的表1.1-5和1.1-6所得。在結(jié)構(gòu)設(shè)計中采用懸臂梁式銷軸。3.4.4 偏心套基本尺寸的確定 偏心套的尺寸要根據(jù)結(jié)構(gòu)要求來確定。其視圖如圖3-4所示圖3-4 圖7 偏心套工作簡圖 偏心套的偏心距即為內(nèi)外齒輪的偏心距e=4.9。其內(nèi)徑初定為45。可據(jù)此推測出輸入軸的結(jié)構(gòu)尺寸。3.5 軸的設(shè)計 軸設(shè)計的特點是：在軸系零、部件的具體結(jié)構(gòu)末確定之前，軸上力的作用點和支點間的跨距無法精確確定，故彎矩大小和分布情況不能求出，因此在軸的設(shè)計中，必須把軸的強度計算和軸系零、部件結(jié)構(gòu)設(shè)計交錯進(jìn)行，邊畫圖、邊計算、邊修改。軸的材料種類很多，設(shè)計時主要根據(jù)對鈾的強度、剛度、耐磨性等要求U及為實現(xiàn)這些要求而采用的熱處理方式同時考慮制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟合理。軸的常用材料是35、45、50優(yōu)質(zhì)破累結(jié)構(gòu)鋼。最常用的是45鋼。在此所用的到的軸都選用45鋼。其性能如下：表5 45鋼的性能材料牌號熱處理毛坯直徑(mm)硬度(HB)拉伸強度極限拉伸屈服極限()彎曲疲勞極限()剪切疲勞極限()許用彎曲應(yīng)力45正火2524161036026015055正火100170217600300275140回火100300162217580290270135調(diào)質(zhì)200217255650360300155603.5.1 輸入軸的設(shè)計軸的合理外型應(yīng)滿足：軸和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置；軸上的零件應(yīng)便于裝拆和調(diào)整。軸應(yīng)具有良好的制造工藝性.影響軸結(jié)構(gòu)的主要因素有：軸的受力性質(zhì),大小，方向及分布情況；軸上零件的布置和固定形式；所采用軸承類型和尺寸；軸的加工工藝等。1）求出輸入軸上的轉(zhuǎn)矩其中：-輸入功率，取120W；-輸入轉(zhuǎn)速，取960 r/min；2）初步確定軸得最小直徑由于軸的材料選用的為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度,屈服，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過機械設(shè)計手冊第四版第二卷表6-1-19選取=126。則有：。輸入軸的最小直徑安裝在聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩的計算：（N.m）式中驅(qū)動功率，KW；工作轉(zhuǎn)速，r/min；動力機系數(shù)，由于為電動機，故取1；工作系數(shù)，故取1.75；啟動系數(shù)，取1；溫度系數(shù)，取1.1；公稱轉(zhuǎn)矩，N.m所以，。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，又考慮到要與電動機的軸相聯(lián)查機械設(shè)計手冊第二卷，選用GL5型滾子鏈聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度。由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為35。其余各段直徑均按5放大。F E D C B A圖8 輸入軸工作簡圖3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及周向定位擬定軸上零件的裝配方案：（1）A-B段接聯(lián)軸器，軸伸長度通過查簡明機械設(shè)計手冊中表2-13可確定A-B段即軸深長為58，軸深公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。其間選用A型平鍵（GB/T1096-1979)，尺寸為bhL=10853。查簡明機械設(shè)計手冊中表7-2得出：采用一般鍵聯(lián)接，則鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.036）。半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，A-B段直徑極限偏差為（+0.018、+0.002）；（2）B-C段還要穿過支座、端蓋、大小軸承，還要考慮其中的間隙，可初定其長度為57，該段直徑為40。軸只受扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，受軸向力很小，所以在軸與支架的連接處選用深溝球軸承，初步確定軸承型號 （GB/T276-1994）6208型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；（3）C-D段的精度不必要求太高，因為在此段不須安裝其他零件，該段直徑為45；（4）D-E段要安裝偏心套其間有鍵的聯(lián)結(jié)，所選用鍵的尺寸為bhL=14970。采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b的上下偏差為（0，-0.043）。偏心套的長度為75，故可設(shè)計該段的長度為77。在該段偏心套上還聯(lián)接有軸承，在此可選用雙列向心滾子軸承軸承型號是3516，此段直徑設(shè)定為45。該段的配合公差選用k6,其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）；（5）E-F段就與軸承聯(lián)接，其長度初定為22，直徑為40，故與之相聯(lián)的軸承可選深溝球軸承（GB/T276-1994）6208型。該段的配合公差選用k6，其上下偏差分別為（+0.018、+0.002）。在此其間軸承的定位沒有軸肩的都是采用擋圈定位，擋圈尺寸要根據(jù)具體裝配情況而定。以上的公差配合通過查閱機械零件設(shè)計手冊中表1.1-6得出。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考課本機械設(shè)計表15-2，取軸端倒角為1.645，軸右端軸肩處圓角半徑為1.6其余各處倒角和圓角參看附圖。3.5.2 輸出軸（固定軸）的設(shè)計在本設(shè)計中的輸出軸是固定不動的，它與銷軸盤固聯(lián)在一起，這使得銷軸固定不動，從而使得行星輪作平動帶動內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動，最終帶動卷筒一起跟隨內(nèi)齒輪轉(zhuǎn)動。其工作圖如圖9所示。選用材料：20cr，調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度,屈服點，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限。通過機械設(shè)計手冊第四版第二卷表6-1-19選取=102有：輸出功率（=3.33w）卷筒轉(zhuǎn)速（26.53r/min）由于要考慮到軸端有鍵槽和在結(jié)構(gòu)上的要求，在此先將最小直徑取為53。聯(lián)接支座的部分直徑初定為55。其他部分尺寸如下圖3-6所示。在軸的最左端，使用平鍵使其和支架固聯(lián)在一起從而使其不能轉(zhuǎn)動。為了安全在次選用雙鍵聯(lián)接，所選用鍵（平鍵GB/1095-1979）的尺寸為bhL=161060。在此采用一般鍵聯(lián)接，鍵槽寬b上下偏差為（0，-0.043）。軸伸長度經(jīng)查簡明機械設(shè)計手冊中表2-13可確定A-B段即軸深長為82，即為A-B段的長度，軸深公差選用h7，其上下偏差分別為（0、-0.025）；B-C段上要裝上軸承、卷筒蓋和小端蓋等，經(jīng)畫圖可初定這一段的長度為72。為了與相應(yīng)的軸承配合固初定此段的直徑為55。選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211型。該段與軸承、支座、端蓋的配合公差選用h7,其上下偏差分別為（0、-0.025）；C-D段要通過卷筒但不安裝任何零件，故為了減少材料的用量可將此段的直徑適當(dāng)縮小，初定為52，長度要根據(jù)卷筒的長度及裝配尺寸確定，初定為262；D-E段通過安裝軸承與卷筒聯(lián)接，此段的長度為38，直徑為55，選用的軸承為深溝球軸承（GB/T276-1994）6211型。在該軸上的軸承的軸向固定都用擋圈固定。該段的配合公差選用k6，其上下偏圖9 輸入軸工作簡圖差分別為（+0.021、+0.002）。軸右端與銷軸相聯(lián)的銷軸盤的直徑初定為270。盤的寬度為30，銷孔直徑與銷軸相同，為28，銷軸與輸出軸（銷孔）的配合選用h6/P7。銷孔尺寸上下偏差為（-0.022、-0.074）。銷孔分布圓直徑為206.4，在該圓上有十個銷孔均勻分布。其他尺寸間附圖。第4章 部分零件的校核少齒差行星齒輪傳動主要受力構(gòu)件有內(nèi)齒輪、行星輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承等。行星輪承受內(nèi)齒輪、輸出機構(gòu)和轉(zhuǎn)臂軸承的作用力(不計摩擦力)，其反作用力是行星輪對對上述構(gòu)件的作用力。參看圖9，當(dāng)行星輪逆時針以轉(zhuǎn)速回轉(zhuǎn)時，它作用給內(nèi)齒輪的總發(fā)向力為F，而作用給輸出機構(gòu)的合力為：圖9 行星輪受力分析圖 圖10 行星輪受力簡圖4.1 少齒差行星齒輪傳動受力分析4.1.1 齒輪受力 輸出機構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出：齒輪分度圓受力表6 輪齒受力計算公式 項目代號計算公式齒輪N型傳動，輸出結(jié)構(gòu)固定，內(nèi)齒輪輸出圓周力分度圓上節(jié)圓上徑向力法相力 F 輸出轉(zhuǎn)矩（1.4134N） ，分別是行星輪和內(nèi)齒輪的齒數(shù)（70，72） 行星輪分度圓直徑（280） 實際嚙合角（39.9） 初選嚙合角（40）將上述數(shù)值代入表格中的式中得出： =5889.17N，=5897.78N，=4931.31N，F(xiàn)=7687.76N。4.1.2 輸出機構(gòu)受力行星輪多銷軸的作用力隨著銷軸的位置不同而變化，當(dāng)/2時，Q為最大即為。行星輪對銷軸的最大作用力為： 銷孔分布圓半徑（103.2） 銷軸數(shù)目（10）代入數(shù)據(jù)得出：3195.67N4.1.3 轉(zhuǎn)臂軸承受力 少齒差內(nèi)嚙合的轉(zhuǎn)臂軸承裝入行星輪與轉(zhuǎn)臂之間。在行星輪上還要考慮輸出機構(gòu)的安排，所以轉(zhuǎn)臂軸承的尺寸受到一定的限制。實踐證明，轉(zhuǎn)臂軸承的壽命往往是影響這種傳動承載能力的關(guān)鍵。上圖10為行星輪受力簡圖。圖示，只有左邊的銷軸與行星輪軸肩有作用力。根據(jù)分析，左邊各銷軸對于行星輪作用力之和的最大值為：=N圖10中F可分解為和（行星輪基圓半徑131.56）Ntan=4134.8N由力多邊形可知，轉(zhuǎn)臂軸承作用于行星輪的力為： 代入數(shù)值得出：15577.46N4.2 銷軸的強度校核計算 由于行星輪與內(nèi)齒輪齒廓曲率半徑很接近，齒輪接觸面積較大，接觸應(yīng)力小，因此常不計算齒面接觸應(yīng)力。而且在設(shè)計齒輪計算齒輪模數(shù)時就是應(yīng)用彎曲應(yīng)力計算的，固齒輪的齒面彎曲應(yīng)力是滿足的，在此不必在對齒輪進(jìn)行校核。現(xiàn)對銷軸進(jìn)行校核。 懸臂式銷軸的彎曲應(yīng)力校核公式：式中：制造和安裝誤差對銷軸載荷影響系數(shù) 。1.351.5，精度低時取大值，反之取小值，在次取1.35 行星輪對銷軸的作用力（上節(jié)算得3195.67N）銷軸直徑（28）許用彎曲應(yīng)力（銷軸的材料為20CrMnMo，根據(jù)銷軸材料查取150200）L的值從下圖11中取得，約為50，則：圖11 銷軸工作簡圖因此銷軸的強度是足夠的，其尺寸符合要求。4.3 輸入軸的強度校核軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。在進(jìn)行州的強度校核時，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況采用相應(yīng)的計算方法，并恰當(dāng)?shù)倪x取許用應(yīng)力。在此，輸入軸受到彎矩和扭矩，按彎扭合成強度條件進(jìn)行計算，其核算公式為：式中： 軸的計算應(yīng)力，MPa； 軸所受的彎矩，N； 軸所受的扭矩，N； 軸的抗彎截面系數(shù)，； 對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力。1)做出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型）在計算軸所受載荷時，常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。各支承處所受的反力和應(yīng)力集中點的反力、轉(zhuǎn)矩都已在圖中表示出來了。個支承處與應(yīng)力集中點之間的距離算得結(jié)果在圖中也已表明。如圖12。2）做出彎矩圖軸所受的載荷是從軸上的偏心套傳來的，而偏心套所受的力又是行星輪傳遞的。行星輪所受的力在4.1.1已算出，圓周力為（節(jié)圓上）為=5897.78N，徑向力為=4931.31N，即為軸所受的力。為了求出各支承處的水平反力和垂直反力列出以下四個個方程：+=5897.78N50100+=4931.31N50100聯(lián)立以上四個方程可得出：3931.85N，=1965.93N，=3287.54，=1643.77N。彎矩，?？倧澗貫?）做出扭矩圖傳遞扭矩T=。扭矩圖如圖4）校核軸的強度在軸上，偏心套聯(lián)接處為危險截面（即截面B）如圖所示。對軸的抗彎截面系數(shù)的計算公式查課本機械設(shè)計中表15-4得出。由附圖可知d=45，b14，t=5.5，代入數(shù)據(jù)得出7611.3。在此處的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為靜應(yīng)力，故取，軸的計算應(yīng)力：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本機械設(shè)計中表15-1得出。因此，故安全。圖12 輸入軸受力分析簡圖4.4 鍵的校核計算所用到的三個鍵都是平鍵。設(shè)計中所涉及的鍵均為靜聯(lián)結(jié)，但有沖擊，故用以下公式校核：式中：T為傳遞轉(zhuǎn)矩（N），k鍵與輪轂的接觸高度（），h為鍵高（）；，b為鍵寬（）；d為軸徑（）。查得 ，則校核過程如下：4.4.1 聯(lián)軸器處鍵的校核 此處鍵（C型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，即T=，bhL=10853，l=L-b=43 ，d=35,故有： 故安全4.4.2 偏心套處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩，即T，bhL=14970，l=L-b=56 ，d=45,故有： 故安全4.4.3 支座處鍵的校核 此處鍵（A型）傳遞的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩，即TF/21200000N，bhL=161060，l=L-b=44 ，d=53，且采用雙鍵聯(lián)接，故有： 故安全4.5 軸承的校核計算 根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)要求選用的軸承如下表7所示：滾動軸承的壽命校核計算公式：式中n 軸承轉(zhuǎn)速，r/min； 軸承壽命指數(shù)，對球軸承3，對滾子軸承10/3； 壽命因數(shù)，按表7-2-8選??；速度因數(shù)，按表7-2-9選?。涣剌d荷因數(shù)，力矩載荷較小時，較大時，；沖擊載荷因數(shù)，按表7-2-10選??；溫度系數(shù)，由于卷揚機長期在室外工作，工作溫度小于120，故取。（查表7-2-11）（據(jù)機械設(shè)計手冊第四版第二卷） 。表7 軸承代號及基本參數(shù)型號數(shù)目基本參數(shù)dDB基本額定動載荷/kNGB/T276-199462112551002143.2GB/T276-19946208240801829.5GB/T276-19946220110018034122GB286-813516280140331041）軸承6211（球軸承），與卷筒轉(zhuǎn)速相同，n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，則：2）軸承6208（球軸承），與端蓋聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速n為輸入軸與卷筒的相對速度，故；且查得4.58，=0.324，=1.5，=1.2，則：而與銷軸盤聯(lián)接的軸承的轉(zhuǎn)速與輸入軸的轉(zhuǎn)速相同，n960，則：3）軸承6220（球軸承），n26.53r/min；查得4.58，=1.073，=1.5，=1.2，4）軸承3516（滾子軸承），轉(zhuǎn)速n為輸入軸與行星輪的相對速度，故；且查得3.93，=0.363，=1.5，=1.2，則： 以上對軸承的校核說明了所選的所有軸承都滿足要求。（6）潤滑與密封 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為1m/s 2m/s，所以選用軸承內(nèi)充填油脂來潤滑。 潤滑油的選擇齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。 密封方法的選取箱內(nèi)密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設(shè)置氈圈加以密封。十、箱體尺寸及附件的設(shè)計采用HT250鑄造而成，其主要結(jié)構(gòu)和尺寸如下：中心距a=154.5mm，取整160mm 總長度L：總寬度B： 總高度H： 箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8 mm箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm 箱座凸緣厚度b： =1.5*8=12 mm箱蓋凸緣厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空間： C118mm，C216mm軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承： 低速軸上的軸承： 軸承旁凸臺半徑R1： 箱體外壁至軸承座端面距離： 地腳螺釘直徑： 地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm250mm，所以n=4 軸承旁螺栓直徑： 凸緣聯(lián)接螺栓直徑： ,取10mm凸緣聯(lián)接螺栓間距L：， 取L100mm軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6, n4 低速軸上的軸承： d3=8，n4檢查孔蓋螺釘直徑：,取d46mm檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm3050 ，取 40mm 箱體內(nèi)壁至箱底距離： 20mm減速器中心高H： ，取H185mm。箱蓋外壁圓弧直徑R： 箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面距離L1： 箱體內(nèi)壁軸向距離L2： 兩側(cè)軸承座孔外端面間距離L3： 2、附件的設(shè)計（1）檢查孔和蓋板查機械基礎(chǔ)P440表204，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：A115，160，210，260，360,460，取A115mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4為M6，數(shù)目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通氣器選用結(jié)構(gòu)簡單的通氣螺塞，由機械基礎(chǔ)P441表205，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3）油面指示器 由機械基礎(chǔ)P482附錄31，取油標(biāo)的尺寸為：視孔 A形密封圈規(guī)格（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用帶有細(xì)牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設(shè)用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由機械基礎(chǔ)P442表206，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5）定位銷 定位銷直徑 ，兩個，分別裝在箱體的長對角線上。12+1224，取L25mm。（6）起蓋螺釘起蓋螺釘10mm，兩個，長度L箱蓋凸緣厚度b1=12mm，取L15mm ，端部制成小圓柱端，不帶螺紋，用35鋼制造，熱處理。（7）起吊裝置箱蓋上方安裝兩個吊環(huán)螺釘，查機械基礎(chǔ)P468附錄13，取吊環(huán)螺釘尺寸如下（單位：mm）：d（D）d1(max)D1（公稱）d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l(公稱)a(max)b（max）D2（公稱min）h2(公稱min)41162.510132.5箱座凸緣的下方鑄出吊鉤，查機械基礎(chǔ)P444表207得，B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2 =0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm 總結(jié)1.少齒差行星減速器與普通相比具有結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕、傳動比范圍大、效率高、 運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪音小、承載能力大結(jié)構(gòu)簡單、加工方便、成本低、安裝和使用較為方便、運轉(zhuǎn)可靠、使用壽命長等優(yōu)點。因此，對于研究和開發(fā)設(shè)計此類減速器有一定的價值。2.在設(shè)計少齒差減速器過程當(dāng)中，因內(nèi)齒輪和外齒輪的齒數(shù)差很少，內(nèi)外齒輪應(yīng)制成變位齒輪。在選擇變位系數(shù)時候要充分考慮嚙合傳動當(dāng)中的各種干涉問題。我們可以通過試湊法來選取變位系數(shù)，但此方法比較繁瑣。也可以通過查表法來選擇，這種方法簡單，在具體的計算驗證過程中發(fā)現(xiàn)通過查表所得數(shù)據(jù)，雖滿足各種限制條件，卻并非最優(yōu)。所以如何設(shè)計出高效的少齒差減速器，還有待進(jìn)一步研究。3.轉(zhuǎn)臂軸承是少齒差行星齒輪減速器中的一個薄弱環(huán)節(jié)，增大齒輪的模數(shù)，可以使行星輪的直徑增大，可選擇較大尺寸的軸承；另外增加兩軸承之間的安裝距離，使轉(zhuǎn)臂軸承上的載荷減小，因此能使轉(zhuǎn)臂軸承的壽命提高。 致 謝我要感謝我的指導(dǎo)教師XX老師。老師雖身負(fù)教學(xué)、科研重任，仍抽出時間，不時召集我和同門以督責(zé)課業(yè)，從初稿到定稿，不厭其煩，一審再審，大到篇章布局的偏頗，小到語句格式的瑕疵，都一一予以指出。是他傳授給我方方面面的知識，拓寬了我的知識面，培養(yǎng)了我的功底，對論文的完成不無裨益。我還要感謝學(xué)院所有教過我的老師，是你們讓我成熟成長；感謝學(xué)院的各位工作人員，他細(xì)致的工作使我和同學(xué)們的學(xué)習(xí)和生活井然有序。謹(jǐn)向我的父母和家人表示誠摯的謝意。他們是我生命中永遠(yuǎn)的依靠和支持，他們無微不至的關(guān)懷，是我前進(jìn)的動力；他們的殷殷希望，激發(fā)我不斷前行。沒有他們就沒有我，我的點滴成就都來自他們。讓我依依不舍的還有各位學(xué)友、同門和室友。在我需要幫助的時候他們伸出溫暖的雙手，鼎立襄助。能和他們相遇、相交、相知是人生的一大幸事。 參考文獻(xiàn)1 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