便攜式割灌機設計含7張CAD圖

便攜式割灌機設計含7張CAD圖,便攜式,割灌機,設計,cad 摘 要 割灌機又稱割草機、機動鐮、打草機、除草機。在農(nóng)業(yè)、畜牧業(yè)以及林業(yè)當中發(fā)揮著重要的作用。結(jié)合我國和世界范圍內(nèi)相關割草機設計與制造的技術研究，本文對便攜式割灌機進行了設計。闡述了便攜式割灌機的國內(nèi)外狀況、總體設計方案、機構(gòu)設計，并進行了相關校核計算。本次研究在很多方面進行了創(chuàng)新和改動，設計出了操作簡單以及適用性更廣的便攜式割草機。該產(chǎn)品結(jié)構(gòu)簡單，機型輕便，工作狀況可以根據(jù)實際需要情況進行靈活調(diào)節(jié)，其性能在諸多方面與過去傳統(tǒng)的機器相比發(fā)生了重大突破和改變。研究結(jié)果證明：該機具有操縱容易、使用和攜帶方便等特點,能有效減少工作強度，提高做事效率。 關鍵詞：割灌機 便攜 重量輕 ABSTRACT The brush cutter is also called mower, motorized sickle, lawn mower and lawn mower. It plays an important role in agriculture, animal husbandry and forestry. Based on the technical research on the design and manufacture of mowers in China and around the world, this paper designs a portable brush cutter. This paper expounds the domestic and foreign situation, overall design scheme and mechanism design of portable brush cutter, and makes relevant checking calculation. This research has made innovations and changes in many aspects, and designed a portable mower with simple operation and wider applicability. The product is simple in structure, light in model, and can be flexibly adjusted according to actual needs. Compared with the traditional machines in the past, its performance has undergone major breakthroughs and changes in many aspects. The research results show that the machine is easy to operate, use and carry, which can effectively reduce the work intensity and improve the work efficiency. Key words: Brush Cutter Portable Light weight 目 錄 緒 論 1 第一章 便攜式割灌機的設計方案 7 1.1便攜式割灌機的比較和選擇 7 1.2便攜式割灌機的組成及工作原理 7 1.2.1便攜式割灌機的組成 7 1.2.2便攜式割灌機的工作原理 8 第二章 便攜式割灌機的機構(gòu)設計 9 2.1發(fā)動機的選擇 9 2.2離合器的設計選擇 9 2.2.1確定總體設計方案 10 2.2.2確定離合器需要傳遞的扭距 10 2.2.3摩擦式離合器摩擦片參數(shù)與尺寸計算 11 2.2.4摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數(shù)與尺寸計算 11 2.2.5圓盤摩擦離合器軸用平鍵參數(shù)與尺寸計算 13 2.3傳動軸的設計 15 2.4減速器的設計計算 15 2.5便攜式割灌機工作頭的設計 22 2.6便攜式割灌機把手的設計 23 2.7背架、后蓋及機架的設計 24 2.8便攜式割灌機的減振降噪措施 25 第三章 便攜式割灌機的計算校核 26 3.1確定離合器需要傳遞的扭矩 26 3.1.1初定結(jié)合轉(zhuǎn)速 26 3.1.2確定離合器結(jié)構(gòu)形式 26 3.1.3初定離心塊質(zhì)量 26 3.2彈簧的設計計算 27 3.2.1計算彈簧剛度 27 3.2.2選擇與驗算彈簧具體參數(shù) 28 3.3軸承的選取與校核 28 結(jié) 論 30 參考文獻 31 致 謝 32 II 緒 論 1．國外發(fā)展概況 國外切割灌溉機械的發(fā)展和研究起步較早，起點與后期發(fā)展的水平相對較高。而且在發(fā)展中與其他學科相互滲透，很多現(xiàn)代科技成果與其相結(jié)合，例如工程塑料、無接觸電子點火技術的運用，使產(chǎn)品的外觀、性能、操作方式都得到了優(yōu)化，衍生出相對應的產(chǎn)業(yè)鏈，使國外的切割灌溉機械的發(fā)展邁上了更高的臺階。 產(chǎn)品動力排量從22CC到56.5CC，功率從0.6kw到2.8kw的巨變的實現(xiàn)，德國的ST IHL和SOLO 公司做得最為典型。在日本，多種型號的割灌機被各企業(yè)生產(chǎn)了出來。通過調(diào)查研究我們也可以發(fā)現(xiàn)，日本所生產(chǎn)的這些割灌機基本多數(shù)為輕型和中型，重型少之又少，可見輕中型的割灌機的研究設計更受關注和重視[1]。其中輕型有QT20 和BCF01,中型的有BCD20、BCD29、FBC12、FBC22、FBC24、FBC26、FBC26 和FBC28,重型的只有FBC33[2]。工作中涉及到的相關零部件可以根據(jù)實際操作中的需要調(diào)進行靈活的調(diào)節(jié)設置。使用者能工作在他的肩上割灌機背方面，該機搭配的右手利于工作中樹木的鋸開[3]。MNC大型除灌機與白俄羅斯型拖拉進行機相結(jié)合,使機器前端具有壓灌功能,后部有割灌切碎處理功能。隨著機器在使用中不斷向前推，機器將灌木折彎充盈并壓在一起，從根部將灌木進行切割，最后切灌木和由分散在地球上的切碎機裝置切絲，該機可以在除了填充用于大操作的區(qū)域。在近幾年，Enso 除灌機被加拿大Windsor 公司生產(chǎn)了出來。它的獨特之處是在普通的割灌裝置后面加裝了農(nóng)藥噴灑裝置, 在切割的同時將化學養(yǎng)護結(jié)合在了一起，通過切割順便也完成了農(nóng)藥灌溉[4]，節(jié)省了時間和精力，提高了工作效率，豐富了割灌機工作的功能。而且德國制造的FS200AV割灌機通過減振裝置的增加[5]，使工作中的噪音以及振動得到緩解，使用難度再次得到降低。 克拉馬爾在德國研制出了懸浮于四輪驅(qū)動拖拉機前部灌溉機。機器被推動前進時, 前方的灌木可以被經(jīng)過旋切刀接觸而被切成碎塊，如Sabre灌溉機、12型灌木切碎機。一把水平軸錘和水平錘子是英國制造的大型灌木切割機的主要裝置。在英國制造的這個大型灌木切割機中，懸梁臂上安裝有鋸片，而且它可以向前伸展以保持機器的平衡。后面的平衡塊可以根據(jù)需要更換鋸片，也就是說這個機器平衡的保持是通過更換懸梁臂上的鋸片來實現(xiàn)的。鋸片的長度，重量以及形態(tài)會影響機器的平衡感。而且性能較高的鋸片安裝在其中?？梢允箼C器切斷半徑為2到10英寸的樹木。在1990到2000年的這一段時間里，許多灌木收獲機械技術先進國家已經(jīng)將相關機器投入種植領域內(nèi)使用。國外對灌木收割機械工程技術的研究比較完善和成熟，相關的產(chǎn)品功能也非常的齊全，性能良好，但是成本較高，這決定了機器售賣的價格也相對較高。如果能使產(chǎn)品的性價比得到改良，那么市場前景將更加廣闊。就目前而言，在歐洲幾乎所有的國家以及美國的許多農(nóng)機生產(chǎn)公司生產(chǎn)出來的灌木收割機器已經(jīng)能夠滿足多種采伐作業(yè)的需求[6]。其產(chǎn)品實用性，適應性，安全性以及多個方面的功能得到了優(yōu)化和發(fā)展。 其主要構(gòu)造，技術進行功能分析指標至今沒有大的變化,只是在工作舒適性和電子計算機網(wǎng)絡應用研究方面可以有所創(chuàng)新。 如圖1所示，是德國生產(chǎn)的產(chǎn)品型號FS-120的割灌機 圖1 FS120型便攜式割灌機 日本小松背負式割灌機如圖2所示 圖2 日本本田GX-35背負式割灌機 圖3是本田GXV160割灌機。其發(fā)動機性能優(yōu)良，在使用過程中能自動將燃料量及溫度值控制在一個較好的范圍內(nèi)，這個技術的運用也讓這個機器比普通的草坪割灌機更加省油。省油率甚至高達50%。同時，廢氣和廢料的排出適度，利于空氣良好的保持和環(huán)境的建設，比較具有環(huán)保性。 圖3 本田GXV160割灌機 2．國內(nèi)發(fā)展概況 在國內(nèi)，割灌機的發(fā)展呈現(xiàn)出以下的特點，首先是產(chǎn)品質(zhì)量一般，性能未得到很好的優(yōu)化。割灌機的品種單一，規(guī)格和型號較少。沒有形成系列的產(chǎn)品以及相關的產(chǎn)業(yè)鏈，各種用戶的具體需求無法得到全面充分的滿足[7]。因此，國內(nèi)割灌機的發(fā)展的空間和可提高的余地是非常大的。 1992年，在黑龍江省頒發(fā)給木材采伐研究所中“明確山林機開發(fā)”項目的目標中指出，重型級中型灌木切割設備可以提高開采和利用的效率和質(zhì)量。加大對中型重型灌木切割設備的設計和相關機械的研究是非常有必要的。并在后期的“山地清林機”的研制項目中，2G- 200懸掛式割灌機成了這個項目的階段性研究成果。它的動力源是J- 50履帶驅(qū)動拖拉機，在拖拉機前懸掛有多圓鋸片的主要設備。 該機的采伐速度快，可以滿足社會工業(yè)用材的需求而且利于人工速生豐產(chǎn)林基地的發(fā)展。 此外，還有一個比較有特色的發(fā)展是遼寧推出的改造后的東風 - 2小麥收割機。因為我國的自然地理和人文地理的特征存在特殊性，而且小麥種植過程的時間較短，小麥收割機這一機器的使用時間較短，閑置時間又較長。但生產(chǎn)一臺設備的成本并不低，這也就意味著購買一臺小麥收割機的價格比較高昂。為了改善其性價比。他們對其機器的構(gòu)造和相關設計進行改革后。使它具有了收獲苜蓿的功能。這樣既使這個機器的功能得到擴展，性價比得到提高，而且縮短了研制收獲苜蓿這一作物相關機器的研制時長和成本，一舉多得。 其次，山西研制出了適合灌木、桑樹綠化草坪以及紅柳等方面作業(yè)的的收割機，對檸條與麻黃的收割都有很好的適應性。 2GB- 081型背負式割灌機被福建省林科所成功的研發(fā)生產(chǎn)了出來。這個機器在農(nóng)村以及很多的企業(yè)當中被廣泛的使用，且受到了良好的反響。這離不開它身上所具備的各種優(yōu)點，例如它的質(zhì)量較輕，在使用過程當中產(chǎn)生的震動較小，而且對地形和環(huán)境的要求較低，適應性較強，用途也非常的廣泛，而且設計簡單，操作便利。 3GC- 1.5割灌機的性能優(yōu)良，走在國內(nèi)技術水平的前端，適用的范圍較廣。例如到目前為止，這個割灌機的使用大到東北的林區(qū)，小到我們周邊的公園，等都得到了廣泛的應用。此外，該機還被運用到了水稻的收割當中，深受中國農(nóng)民的歡迎和企業(yè)的喜愛。 綜上可知，中國森林采伐機械工業(yè)起步較晚，與歐美等起步較早的發(fā)達國家在技術研發(fā)、生產(chǎn)制造以及推廣使用過程進行比較，發(fā)現(xiàn)還是存在相應差距的，而且中國研制的割灌機的產(chǎn)品單一，性能沒有得到良好的優(yōu)化，操作不是特別的便捷，生產(chǎn)成本也較高。但結(jié)合中國目前的實際需要和發(fā)展狀況，對割灌機的發(fā)展提出了更高更好的要求[8]。我國割灌機的開發(fā)和研制起步較晚，而且基本都停留在模仿的基礎之上，缺乏創(chuàng)新。其作用主要就是清除灌木和一些硬雜草。如圖4，圖5所示的割灌機，它主要被用于園林綠化，庭院維護，公路清理這幾個方面。 圖4 1E40F-6 型便攜式割灌機 圖5 HHGT-005A便攜式割灌機 在國內(nèi)，市場對便攜式割灌機的需求是非常廣闊的。而且隨著時代的發(fā)展以及建設美麗中國方針政策的提出，在開采中結(jié)合相應的撫育，成了我國林業(yè)經(jīng)濟發(fā)展中一項非常重要的工作[9]。這個過程也叫作撫育間伐。即在開采的過程中，對未成熟的林木和已成熟的林木做出一個精確的區(qū)分，將已成熟的林木進行砍伐而保留下未成熟的以及具有更多發(fā)展價值的林木。將開采與保護相結(jié)合的過程就是撫育間伐。通常情況下自幼林郁閉狀態(tài)開始到成熟可以采伐，通常需要三至四次撫育間伐。如果缺乏這樣的撫育間伐，由于林木的生長時間和生長狀態(tài)存在差異，可能導致未成熟的林木被開采。降低其開發(fā)和利用的價值以及經(jīng)濟的產(chǎn)出。據(jù)調(diào)查統(tǒng)計，我國林總面積的70%是中幼林，其中有80%的中幼林沒能得到及時的撫育，有的甚至被過早采伐。林業(yè)的價值遭到了破壞。并在后期的調(diào)查了解中知道缺乏這樣的撫育間伐是由于相關機械的缺乏。撫育間伐對割灌機器做出了更高的要求。他需要機器對林木的狀態(tài)做出一個明確的識別和劃分。但目前而言，我國的撫育間伐通常是通過人工勞動進行。效率較低，工作難度較大，較為辛苦。這樣的狀況導致了我國撫育間伐程度較低，極大地阻礙了林業(yè)的良好發(fā)展。 在園藝以及城市的相關綠化建設方面。從90年代以來，我國的草坪增長率高達30%至40%。國家對城市綠化的重視程度也更加的大。因此對其相映的投入也非常的大，但結(jié)合我國現(xiàn)在的現(xiàn)實狀況，我國目前綠化面積較大，但是對其養(yǎng)護也是異常的難[10]。一是技術的缺乏，二是機器不夠性能優(yōu)良。很多機器只是滿足了單一的修剪的需要而并未將修剪與農(nóng)藥噴灑的功能結(jié)合在一起。而且目前的機器對地形等自然環(huán)境的要求較高，適用性較低。因此就園藝方面而言，提升割灌機的性能，增加割灌機的功能，改善割灌機的操作方式是極其重要的。 而在農(nóng)業(yè)方面，農(nóng)業(yè)的機械化生產(chǎn)與自動化生產(chǎn)，這個認知在人們心中逐漸被普及以后，人們對收割機提出了非常多的期待。但到目前為止，華北平原和東北的一部分地區(qū)得到了較為廣泛的運用。受我國地形等自然條件的制約，以及我國所種植作物品種多樣的影響，許多高原山地以及丘陵地區(qū)并沒有辦法很好的將收割機和割灌機進行應用，農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的機械化和自動化并沒有全面的充分的推廣開來。結(jié)合這一現(xiàn)實，我們要做的就是改變傳統(tǒng)割灌機的功能和性能增加其適應性，擴大它的使用范圍，使它既能在平原地帶得到良好的運用。同樣的也想使它在高原山地以及丘陵等地區(qū)也能得到較好的使用和發(fā)展。滿足不同地區(qū)人們的個性化需求。而且我國作為一個農(nóng)業(yè)大國，這些弊端的克服以及適用性的擴展并增加割灌機的功能，(例如農(nóng)藥的噴灑，作物的收割以及收割后糧食的進一步細化處理。)，做好產(chǎn)品論證和宣傳工作，一定能在市場當中受到良好的反響，增加經(jīng)濟收益。 綜上所述，便攜式割灌機發(fā)展的前景良好，市場廣闊。我們應結(jié)合相關的技術對其進行大膽的創(chuàng)新和發(fā)展，優(yōu)化其性能是國產(chǎn)的割灌機達到國際先進水平，并在市場上起到重要作用。 3．本文研究的目的及意義 隨著建設美麗中國的方針政策的提出，以及綠水青山就是金山銀山的決定的不斷落實，我國居民的環(huán)保意識進一步加強對環(huán)境的優(yōu)良性做出了更高的要求。而且對我國林業(yè)來說，砍伐的需求逐漸向下減少，護林以與開采結(jié)合的發(fā)展方式需求逐漸向上增多。因此，我國林業(yè)的保護以及合理的開采就變得迫在眉睫。但由于國內(nèi)的林業(yè)作業(yè)種類較多，各個林地的具體情況存在著差異。人工對其進行開發(fā)和保護就特別的困難，而且通過人工的方式進行開發(fā)和保護，除了工作難度較大以外，工作效率也是特別的低。因此，如果改變我國過去的林業(yè)開采機械中，只能進行采伐而無法進行養(yǎng)護的現(xiàn)象。但是經(jīng)過創(chuàng)新升級的割灌機作為林營機械的一種，他的用途更為廣泛，操作更加簡單，使用也更加靈活，而且適用性也更加的廣泛，必然大受歡迎由此可見它具有良好的國內(nèi)市場。 除此之外，在相關割灌機的發(fā)展方面，國外許多國家該領域在世界的經(jīng)濟和政治格局當中占據(jù)著重要的地位。但由于中國起步較晚，技術較為落后。它的發(fā)展一直受到國外許多國家的壓制。為了提高我國割灌機領域在世界范圍內(nèi)的話語權，獲得更多良好的發(fā)展機會。開發(fā)性能較高，適用較廣，操作方便快捷的割灌機勢在必行[11]。 本次實踐課題主要研究的是小型便攜式割灌機，從目前的發(fā)展狀況來看，本次設計可以從以下幾個方面取得突破：減輕機具的震動以及在機具質(zhì)量上的減輕。也是本次設計的討論重點。 第一章 便攜式割灌機的設計方案 1.1便攜式割灌機的比較和選擇 在該領域內(nèi)，常見的便攜式灌溉機有手持式灌溉機和懸掛式灌溉機。側(cè)掛式及背負式是便攜式割灌機的兩種形式。兩者的傳動方式存在差異。手扶式割灌機由可以經(jīng)過操作者推動，使機器發(fā)生位移，從而進行相關作業(yè)。懸掛式割灌機在小面積的作業(yè)中難以施展，更適合大面積的割灌作業(yè)。 就目前而言，割灌機的使用是特別普遍的，我們在很多工作中都能看到割灌機的使用。例如森林中細化種植的推廣，蘆葦?shù)茸魑锏氖崭?。但最為普遍的就是對草坪的修剪和綠化的相關作業(yè)。隨著國家與居民對生態(tài)環(huán)境的重視進一步加深，國家對綠化的投入與環(huán)境建設的投入大幅提高，相應的對于綠化所使用到的機器和設備的。更新也比較快，投入的成本也相對較多。但通過考察相映的機械市場，我們發(fā)現(xiàn)在該領域中，國外的機械設備占據(jù)了較大的比例。中國有著巨大的消費市場，但是相應的生產(chǎn)并沒有跟上時代的步伐。國產(chǎn)的便攜式割灌機在該領域中并沒有較多的話語權。但國家對環(huán)境建設的投入不斷增多，使得眾多商機的大幅出現(xiàn)，這給國外的很多商家提供了發(fā)展機會。中國相應的機械生產(chǎn)企業(yè)想要獲得更好的發(fā)展，在人類命運共同體的構(gòu)建當中，必須積極地向國外學習借鑒優(yōu)良的技術，取其精華，棄其糟粕，為我所用。并對其進行大膽的創(chuàng)新，使其獲得更好的發(fā)展[12]。 不同類別的便攜式割灌機，它們在性能、使用方式、以及適用對象等各方面都各不相同。側(cè)懸式割灌機更適合除草與灌木修剪等作業(yè)[13]。背負式割灌機中，隔震膠片也被設計安裝在了相應的位置上。柔性軸是套在柔性管中傳遞扭矩的鋼絲柔性軸。橡膠軟管涂覆有金屬保護套包裹辮纏繞的條帶螺紋管，對相關零件起到保護作用。對于一些比較崎嶇地方，便攜式割灌機更能充分發(fā)揮其市場效果，而以軟軸傳動的背負式割灌機，在作業(yè)時更加具有靈巧、方便。 1.2便攜式割灌機的組成及工作原理 1.2.1便攜式割灌機的組成 本次課題對背負式割灌機進行了研究。該機器分為背負和機器兩個模塊。發(fā)動機、負載托架和離合器組成其動力部分。機器部分主要包括軟軸傳動組、工作桿齒輪箱操作手柄和切削工藝裝置。 其結(jié)構(gòu)簡圖如下： 1.軟軸傳動組 2.離合器 3.發(fā)動機 4.油箱 5.背墊 6.背帶 7.切割裝置 8.齒輪箱 9.保護罩 10.工作桿 11.前把手 12.背負架 13.后把手 圖1.1 便攜式割灌機結(jié)構(gòu)簡圖 1.2.2便攜式割灌機的工作原理 使用者將背起背負架，使相關部件根據(jù)實際需要來適應操縱桿的角度變化，通過操縱桿的轉(zhuǎn)動改變動力輸出，這是便攜式割灌機的工作原理。該機器的轉(zhuǎn)速可以通過使用人員調(diào)節(jié)裝配在工作桿上的手油門改變供油量來得到控制。離合力在發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到相關水平時發(fā)生作用。使軟軸轉(zhuǎn)動，繼而帶動硬軸轉(zhuǎn)動，并經(jīng)斜錐齒輪的減速換向，逆時針旋轉(zhuǎn)切割裝置，完成切割作業(yè)?？刂朴烷T的供油量可以實現(xiàn)便攜式割灌機的開與關不同狀態(tài)間的相互轉(zhuǎn)換。若要關閉便攜式割灌機，則將供油量關至為零，在割灌機停止作業(yè)后，可以進行工作地點的更換。在使用割灌機前對其進行細致的檢查和做一定的準備工作是非常有必要的。首先把機器放在平地上，然后檢查油箱和冷卻水箱是否處于正常狀態(tài)，例如是否存在泄漏等非密封的情況。然后打開水箱蓋，按設計要求，加入適量的冷卻水后關閉蓋子，開啟油箱蓋，用緩慢的速度往里加燃油，但避免油料過滿，蓋上并擰緊油箱蓋。接下來放置在水平位置，觀察燃油與水是否發(fā)生泄漏，若均顯示情況正常，那么可以開始正常的使用。 第二章 便攜式割灌機的機構(gòu)設計 2.1發(fā)動機的選擇 本次研究設計采用風冷二沖程，發(fā)動機怠速為3000r/min，輸出功率是1.25kw，排量為40-50cc，油箱容量1.2升的發(fā)動機。 發(fā)動機的工作原理如下：它有三個孔，即進排氣口和發(fā)動機缸體上的通氣孔，三個孔被活塞關閉在給定時間。根據(jù)活塞運動的不同方式，該發(fā)動機系統(tǒng)有兩個行程。氣孔在活塞自下而上移動的時候被關閉，這時候，氣缸里面的氣體被壓縮。當活塞在最上方被壓縮后，氣體產(chǎn)生膨脹推動活塞向下運動。經(jīng)過活塞向下運動使進氣口被關閉，當他移動到最下方的時候，排氣口被打開，這時候里面產(chǎn)生的廢氣得以排出。排氣結(jié)束后換氣孔被打開，空氣交換可在這時有效的進行。發(fā)動機的結(jié)構(gòu)圖如下所示： 圖2.1 發(fā)動機結(jié)構(gòu)圖 2.2離合器的設計選擇 發(fā)動機與變速箱之間有一個特殊的位置，是屬于離合器安裝的。離合器安裝的過程當中一些零部件可以使其更加穩(wěn)固。這些部件往往出現(xiàn)在飛輪的后面。離合器的輸出軸，也就是變速箱的輸入軸，它們是共用的。離合器的工作原理類似于開關，離合器的結(jié)合就相當于是開關的打開，而離合器的分離則相當于是開關的關閉。離合的存在使整個系統(tǒng)能夠有效地進行運行，是整個系統(tǒng)中必不可少的部分。離合器種類繁多，性能各有差異，結(jié)合實際，摩擦離合器的性能更符合本次研究設計的需要。 摩擦式離合器見下圖： 圖2.2 A摩擦式離合器 圖2.2B 摩擦式離合器三視圖 2.2.1確定總體設計方案 在此設計中，由于離合器適用外徑偏小但滑塊有兩塊，并為了設計中其他零件的正確安裝，所以選擇數(shù)據(jù)壓縮空氣彈簧的形式，為更好地進行分析計算。離心塊和被動盤間隙取是1毫米。 2.2.2確定離合器需要傳遞的扭距 離合器安裝軸轉(zhuǎn)速==6000r/min 根據(jù)公式,可得=9550=2.3875（Nm） =（Nm） 式中：β≥1—扭距儲備系數(shù)，一般β=1.2 ～2，此處取β=1.2 故= ==1.2×2.3875=2.865（Nm） 2.2.3摩擦式離合器摩擦片參數(shù)與尺寸計算 摩擦盤工作面平均直徑計算公式=(2.5～4）d 摩擦盤工作面外直徑=1.25Dp、內(nèi)直徑=0.75Dp 通過驗算與校核，所取值不滿足設計條件，不可采用。因此，將摩擦盤外直徑改為=120mm，內(nèi)直徑=90mm 由公式=（+）=×（120+90）mm=105mm 摩擦盤寬度b===15mm 摩擦面對數(shù)：m=1 摩擦盤脫開時所需的間隙取1mm 根據(jù)公式Tc=確定計算轉(zhuǎn)矩。 其中，T是離合器理論轉(zhuǎn)矩，可取最大工作轉(zhuǎn)矩，即T=4.011N.m, K是離合器工況系數(shù)，根據(jù)設計的相關標準與要求，此處K取1.2 Km是離合器接合頻率系數(shù)，根據(jù)設計的相關標準與要求，此處Km取1 KV為離合器滑動速度系數(shù)，根據(jù)公式=(m/s) ==32.97(m/s) 據(jù)設計的相關標準與要求可得KV=0.924 可得，Tc=5209（Ncm) 壓緊力：Q=，μ為摩擦面的摩擦系數(shù)，本設計采用黃銅，μ取0.17 代入后Q=3830（N) 許用傳遞轉(zhuǎn)矩：應滿足=π()≥Tc 其中是許用壓強，據(jù)相關標準，本設計取20～402 K1是摩擦片數(shù)修正系數(shù)，根據(jù)相關標準，取K1=1 將參數(shù)代入公式得 =π×（122-92)×10.5×1×0.17×40×1=8828(Ncm) 因此可知≥，滿足校核條件。 摩擦面壓強：應滿足p=≤pp 將已知量代入公式可得p=37.442 據(jù)相關的要求，許用壓強為20～402，所以符合。 2.2.4摩擦式離合器圓柱螺旋壓縮彈簧參數(shù)與尺寸計算 1.原始條件 最小工作載荷： = 0 N 最大工作載荷： 3830 N 工作行程： h = 8 mm 端部結(jié)構(gòu)：端部并緊，磨平，兩端支撐圈各一圈 彈簧材料：碳素彈簧鋼絲 C 級 參數(shù)計算: 初算彈簧剛度 P` ： P` = = = 478.75( N / mm) 工作極限載荷 ，故 =3830 N 彈簧材料直徑 d 及彈簧中徑 D 與有關參數(shù) 根據(jù) 與 D 條件從《機械設計手冊》11-24 頁表 11.2.19 查表得 表2.1彈簧參數(shù) d D ?j Pd` 10 40 4615 2.991 1543 有效圈數(shù) n ： n=== 3.22 圈 按照《機械設計手冊》11-17 頁表 11.2.10 取標準值為 n=3.25 總?cè)?shù) ： = n +2 = 3.25 + 2 = 5.25 圈 彈簧剛度 P ` ： P`= == 474.77 N / mm 工作極限載荷下的變形量 == 3.25 × 2.991 = 9.72mm9.7mm 節(jié)距 t ： t =+d=+10= 12.98mm 自由高度 H0= 1.5d = 3.25×12.98 + 1.5×10 = 57.2mm 根據(jù)《機械設計手冊》11-17 頁表 11-2-12 取標準值為 H0=58mm 彈簧外徑 = D + d = 40 + 10 =50mm 彈簧內(nèi)徑 = D - d =40 +10= 30mm 螺旋角ɑ===5.8970 展開長度 L： L=== 663.24mm 驗算： 最小載荷時的高度：-= 58mm 最大載荷時的高度： --=50mm 極限載荷時的高度：-- 實際工作行程： h = H1- H n = 58 - 50 = 8mm 高徑比： b ==1.45 ≤ 2.6 獲得資格，不具備穩(wěn)定性檢查。 2.2.5圓盤摩擦離合器軸用平鍵參數(shù)與尺寸計算 1.摩擦盤用平鍵參數(shù)選擇 根據(jù)要求，離合器軸和摩擦片間采用平鍵連接。離合器主動摩擦盤安裝軸半徑是10毫米，查表選用以下尺寸的平鍵： 表2.2平鍵參數(shù) 軸的公稱直徑d 鍵尺寸b*h 鍵槽 深度 半徑 軸 t1 轂 t2 最小 最大 17~22 6*6 3.5 2.8 0.16 0.25 長度 L 28 2.鍵連接的強度計算： 其中 T：為轉(zhuǎn)矩 T=52090N.mm D：軸的直徑 D=20 mm k：鍵與輪轂的接觸高度 k=2.8mm，即 t2, l：鍵的工作長度( mm)，選用 B 型平鍵，l=L =28mm ：許用擠壓應力，按照《機械設計手冊》5-227頁表 2.1 查表得取 100~120MPa 代入公式得： 滿足校核條件。 鍵連接的強度計算： 根據(jù)題目要求，此處為平鍵的靜聯(lián)接，應用的計算公式為 其中 T：為轉(zhuǎn)矩 T=52090Nmm D：軸的直徑 D=25 mm k：鍵與輪轂的接觸高度 k=3.3mm，即 t2, l：鍵的工作長度 mm，選用 B 型平鍵，l=L =28mm ：許用擠壓應力，按照《機械設計手冊》5-227頁表 5.3.17 查表得取 100~120MPa代入公式得： 滿足校核條件。 4.圓盤摩擦離合器軸承參數(shù)與尺寸選用 此處軸承的作用是信息傳遞軸向力，因此我們選用不同軸承。軸直徑 d=25mm，根據(jù)在《機械設計手冊》第四百一十八頁當中的表2.3中查找得出，單向推力球軸承選擇使用下面的類型： 表2.3軸承參數(shù) 基本尺寸 /mm d 25 D 42 T 11 基本額定載荷 / Ca 15.2 C0a 30.2 最小載荷常數(shù) A 0.005 極限轉(zhuǎn)速 r/min 脂 4300 油 6000 質(zhì)量 /kg W 0.055 軸承代號 51000型 51105 其他尺寸 /mm D1 26 D1 42 r 0.6 安裝尺寸 /mm da 35 Da 32 r a 0.6 此類型號的離合器軸承滿足使用。 離合器剩余數(shù)據(jù)和尺寸精度的確認 墊片的查找選用：以安裝軸尺寸為基礎在《機械設計手冊》中的第5-150頁中的表?格5-1-157查找得出。使用平墊圈國標?C?級（GB/T95—2002）平均外徑為?d=12mm，外緣直徑為?=24mm，內(nèi)緣直徑為=13.5mm，厚度為?h=2.5mm 螺栓的查找選用：依照安裝軸的尺寸為基礎，在《機械設計手冊》中第5-86頁中的表格?5-1-83查找得出，選擇使用的螺栓尺寸為M12。 2.3傳動軸的設計 傳動軸為擁有高速轉(zhuǎn)動、少量支承特點的旋轉(zhuǎn)體，對于它來說動平衡比較重要的。通常來說在出廠之前會對傳動軸完成動平衡的驗證實驗，并且在實驗完成后使用平衡機對它的動平衡做出相應的改進。本次設計的便攜式割灌機相關的部件經(jīng)軟軸轉(zhuǎn)動，并通過發(fā)動機的運行狀態(tài)控制相關部件，更好地確保機器的正常工作。 就像圖2.3所展現(xiàn)出的構(gòu)成圖： 圖2.3 傳動部分結(jié)構(gòu)圖 圖2.4 傳動部分三視圖 2.4減速器的設計計算 減速器作為一種精密機械，它能根據(jù)實際需要降低工作轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩，是整個系統(tǒng)設計中不可或缺的部分。通常被分為國家通用減速器和特種減速器兩類。這兩種減速器的性能是不一樣的。在選用減速器時應結(jié)合設計的實際需要以及綜合多方面的考慮分析，進行相關的研究對比，挑選處于需求最為匹配的減速器。本次采用了錐齒輪減速器。根據(jù)具體需求，錐齒輪傳動可以設計成不一樣的形式[14]。 1.設計參數(shù) 據(jù)國家相關現(xiàn)行標準的要求，在進行相關強度計算時，我們選用的計算依據(jù)是齒寬中點處的等效齒輪。 齒數(shù)比u、齒距R、分度圓直徑、分度圓平均直徑與等效齒輪分度圓直徑的關系如下： 圖2.5齒距R 分度圓直徑 分度圓平均直徑與等效齒輪分度圓直徑的關系 直齒錐齒輪傳動的幾何參數(shù)： (2.1) 大、小齒輪都選用45鋼，選用8級精度，選取=16，=22，則u==1.375 ， ， ， (2.2) 計算得： (2.3) 令，叫作錐齒輪傳動的齒寬系數(shù)，通常取，常用的值為。于是： (2.4) 計算得： 由圖10能寫出當量直齒圓柱齒輪的分度圓半徑與平均分度圓直徑的關系式為： (2.5) 現(xiàn)以表示當量直齒圓柱齒輪的模數(shù)，亦即錐齒輪平均分度圓上齒輪的模數(shù)（簡稱平均模數(shù)），則當量齒數(shù)為： (2.6) 齒輪明顯等效傳動比，錐齒輪，使底切將避免產(chǎn)生，應不小于當量的門齒的正齒輪的齒的數(shù)目。另外，由式（2.4）極易得出平均模數(shù)和大端模數(shù)m的關系為： (2.7) 計算得： 頂隙：c=c*me=0.2×1=0.2mm 大端齒頂高：ha1=(1+x1）me=(1+0.18)×1=1.18mm,ha2=0.82mm 大端齒根高：hf1=(1+c*-x1)me=（1+0.2-0.18)×1=1.02mm hf2=(1+c*-x2)me=（1+0.2+0.18)×1=1.38mm 全齒高：h=(2+c*)me=（2+0.2)×1=2.2mm 齒根角：==4.28884° ==5.79358° 齒頂角：=5.79358°，θa2=θf1=4.28884° 頂錐角：36.02737°+5.79358°=41.820950° 53.97263°+4.28884°=58.26147° 根錐角：36.02737°-4.28884°=31.73853° -53.97263°-5.79358°=48.17905° 大端齒頂圓直徑：16+2×1.18×0.808736=17.909mm 22+2×0.82×0.588171=22.965mm 當量齒數(shù)：19.784mm，37.404mm 當量齒輪分度圓直徑：=16.875mm， ==31.904mm 當量齒輪根圓直徑：=15.857mm，=29.980mm 當量齒輪傳動中心距：av=24.390mm 2.輪齒的受力分析 在這個錐齒輪齒所擁有的工作面上，它承受到的法向載荷帶來的作用力基本上都被看作是在平均計算分度圓上面被全部集中作用掉，就是齒寬中點法向截面（Pabc平面）內(nèi)。和圓柱齒輪原理相同，通過使法向載荷分解成兩個方向的力：和分度圓錐面相切的周向分力（圓周力）、和分度圓錐母線相垂直的分力,最后讓垂直的分力分解成兩個：徑向分力還有軸向分力。作用在這個輪齒上的所有力的角度方向在下圖2.6進行解析展示，各個作用力的值為： 圖2.6受力分析圖 直齒錐齒輪的輪齒受力分析： 式中，與及與大小相等，方向相反。 3. 齒根彎曲疲勞強度計算 直齒錐齒輪的彎曲疲勞強度可近似地按平均分度圓處的當量圓柱齒輪進行計算。因而可直接沿用式得： 直齒錐齒輪的載荷相關系數(shù)進行同樣為，其中使用系數(shù)可查表得到，??；動載系數(shù)可按圖2.7中低一級的精度線及查?。? 圖2.7 動載系數(shù)值與的關系 齒尖載荷分配系數(shù)及可取為1；齒向載荷分布系數(shù)可按下式計算： 式中，是軸承系數(shù)，可從表2.4中查取。 引入式（2.2），得： （2.8） =1.25；=1.16；1.65；1.0；=350N 、分別是齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)，按當量齒輪查表2.4。 表2.4 軸承系數(shù) 應 用 小輪和大輪的支承 兩者都是兩端軸承 一個兩端支承一個軸臂 兩者都是懸臂 飛機 1.00 1.10 1.25 車輛 1.00 1.10 1.25 工業(yè)用、船舶用 1.10 1.25 1.50 表2.4（1）齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 17 18 19 20 21 22 2.97 2.91 2.85 2.80 2.76 2.72 1.52 1.53 1.54 1.55 1.56 1.57 表2.4（2）齒形系數(shù)及應力校正系數(shù) 23 24 25 26 27 28 2.69 2.65 2.62 2.60 2.57 2.55 1.575 1.58 1.59 1.595 1.60 1.61 引入式（2.2），得： 并將 代入上式可得： （2.9） 式(2.8)為設計計算公式；式（2.9）為校核計算公式。兩式中、的單位為，m的單位為mm，其余各符號的意義和單位同前。 4.齒面接觸疲勞強度計算 直線錐齒輪的接觸疲勞強度用平均分度圓處的等效圓齒輪計算， 工作齒是斜齒的寬度在根據(jù)公式計算齒面接觸疲勞強度時，公式中的綜合曲率為 得： （2.10） 將式（2.10）即，等代入下式，并令接觸線長度，得： 對的直齒錐齒輪，，于是可得： （2.11） （2.12） 式（2.11）為設計計算公式；式（2.12）為校核計算公式。兩式中、的單位為，m的單位為mm，其余各符號的意義和單位同前。 復合齒形系數(shù)：YFS1=4.5；YFS2=4.45， 重合度系數(shù)：=0.25+=0.71， 錐齒輪系數(shù)：=1 載荷分配系數(shù)：==1 齒根彎曲應力計算值：784 齒根許用彎曲應力： ， 齒根抗彎疲勞強度基本值：， 壽命系數(shù)：，長期工作，取為無限壽命設計 相對齒根圓角敏感系數(shù)： 相對齒根表面狀況系數(shù)： 尺寸系數(shù)：1 最小安全系數(shù)： 許用彎曲應力值： 齒根彎曲強度校核結(jié)果：；；比較發(fā)現(xiàn)，曲齒錐齒輪在傳動過程中表現(xiàn)出了很多的優(yōu)勢，無論是運行效率，亦或是產(chǎn)生的噪音等外顯因素，都超出了人們的預期。因此，受到了市場的認可與歡迎。 由齒輪、軸和軸承三部分組成了減速器。在使用的過程中應該注意使用的規(guī)范性，同時對相應的軸進行相關的養(yǎng)護，各齒輪間應該定時定量的用潤滑脂或者潤滑稀油進行涂抹，以改善各部件的運行狀態(tài)，延長相關部件的使用壽命。 為了禁止來自外部的潤滑油和灰塵進入盒，應該在相應位置設置密封元件。 箱體是減速器的關鍵部件。箱體制造選材也是極為關鍵的，選材的科學性將影響到箱體的使用壽命和整個機器系統(tǒng)的使用壽命。一個好的箱體可以提高機器的品質(zhì)。通常情況下箱體的選材一般使用灰鑄鐵，這得益于它的減震效果明顯。此外鑄鋼也使用得較為廣泛。為了在后期的使用當中滿足拆卸修理與再次組件安裝改良的需要，箱體的是設計采用分體式，也就是說箱體是可以相互進行拆分的。按設計規(guī)定，我們將身體分為上蓋與下蓋兩個部分。但上蓋與下蓋的連接是通過螺栓的存在而實現(xiàn)的。這個螺栓是箱體構(gòu)造當中的關鍵部分，所以在預先進行設計的時候，螺栓的位置應該被精確地預留出來。相應的還應留出一定的空間滿足用扳手進行以便操作擰緊螺栓的需要。在減速器的設計當中，除了箱體的材料以及螺栓選用和安裝需要注意相關問題外，其他零部件的選用和安裝也應該進行慎重考慮。 錐齒輪軸如圖所示： 圖2.9 錐齒輪軸 2.5便攜式割灌機工作頭的設計 本文研究的小型便攜式割灌機可用三角刀片或尼龍絲等進行切割，將其安裝在工作頭上便可進行工作，刀片轉(zhuǎn)速3000r/min，切割直徑4cm以內(nèi)的灌木、雜草。如圖2.10所示： 圖2.10A 刀片 圖2.10 B工作頭3D圖 圖2.10 C工作頭三視圖 2.6便攜式割灌機把手的設計 本文研究了手柄寬度和握把點的空間位置對最大展開水平和操作力的影響。在林地經(jīng)營中，用刀片采伐灌木時，作業(yè)力水平應較高，作業(yè)力水平影響人的水平。特別是在噪聲、振動、熱負荷能力和重量負荷的綜合治理下，如果系統(tǒng)運行力過大導致人體失去平衡而導致跌倒，那么人體的平衡系統(tǒng)功能將受到社會的影響。如果一個巨大的水平力作用在身體上，墜落的潛在風險就會增加，故研究手柄與使用人員之間的幾何關系對降低水平操作力有重要意義[15]。 手柄的寬度，高度和向后操作的抓地力具有顯著的相互影響。因此，小型便攜式灌溉切割機前后手柄設計的合理程度將會影響使用者的操作體驗以及整個系統(tǒng)的穩(wěn)定性、安全性分析以及家庭作業(yè)管理的效率有著重要的影響[16]。 所示左右把手圖如下： 圖2.11A左右把手 圖2.11BU型手柄三視圖 2.7背架、后蓋及機架的設計 靠背載體是一個重要的灌木切割機的載體，由操作員背框可以更方便攜帶割灌機和有效的操作，以及固定設備靠背框架，減震防震的效果[17][17]。如圖2.12所示為此次設計的背負背架： 圖2.12A背負背架 圖2.12B 背負背架三視圖 機殼是本次研究設計的小型便攜式割灌機的重要因素組成一個部分，不但起著固定資產(chǎn)保護機體的作用，還要充分考慮到發(fā)動機管理工作時的散熱技術問題，如圖2.13所示為本次畢業(yè)設計的機殼部分： 圖2.13A機殼 圖2.13 B后蓋 機架位于整個設計的底部，有重要的作用。它固定在整個機體上，還承載著整機的重力，保護油箱。機架設計如下所示： 圖2.14A 機架 圖 2.14B機架三視圖 2.8便攜式割灌機的減振降噪措施 盡管便攜式割灌機工作的靈巧，方便，但相對噪聲會對操作者產(chǎn)生更大的影響，高速機械噪聲是主要來源之一。在4kHz附近易影響聽力損害，長期直接導致職業(yè)性耳聾。因此，割灌機在工作時，應盡量采用消聲器等多種途徑防止企業(yè)產(chǎn)生過大的噪聲。  第三章 便攜式割灌機的計算校核 3.1確定離合器需要傳遞的扭矩 由最大輸出扭矩是5209，b≥1─扭矩儲備系數(shù)，所以其最大輸出扭矩。 3.1.1初定結(jié)合轉(zhuǎn)速 因結(jié)合轉(zhuǎn)速 這里系數(shù)取1.25，由發(fā)動機怠速 計算得 3.1.2確定離合器結(jié)構(gòu)形式 由初始給定數(shù)據(jù)條件，離心塊數(shù)量是2，即Z=2； 確定被動盤直徑D=120mm,壁厚取2mm，離合器離心塊與被動盤間隙，因摩擦配合為石棉——石棉，石棉厚度取為4mm，則被動盤半徑R=60-2-6-1=51mm； 由離心塊質(zhì)心半徑選取范圍，再結(jié)合初步確定的離心塊結(jié)構(gòu)和形狀，初步選r=45mm； 離心塊與被動盤材料都選45號鋼，由于摩擦配合為石棉——石棉， 故離心塊與被動盤結(jié)合面均貼一層石棉，摩擦系數(shù)f選為0.5。 3.1.3初定離心塊質(zhì)量 1. 離心塊質(zhì)量須滿足兩個條件 (1) 結(jié)合轉(zhuǎn)速時 式中：─結(jié)合轉(zhuǎn)速時離心塊產(chǎn)生的離心力； ─彈簧對離心塊張緊力的徑向分力； ─結(jié)合轉(zhuǎn)速時的角速度。 (2) 傳遞最大扭矩時 式中： ─發(fā)動機最大扭矩時的轉(zhuǎn)速； ─發(fā)動機最大扭矩時的角速度； f─離心塊與被動盤內(nèi)表面的摩擦系數(shù)（鋼對鋼：f＝0.15；鋼對石棉：f＝0.30；石棉對石棉：f＝0.36～0.50，這里取0.5） 由發(fā)動機外特性參數(shù)：，， 代入其他數(shù)據(jù)：，，，，，計算得。 (3)計算彈簧在各個工況下受力 結(jié)合轉(zhuǎn)速時： 。 怠速時彈簧壓縮力：。 驗證離合器高度： 因離合器允許高度為20mm，而h取值范圍為（1~2）d； 選定滑塊結(jié)構(gòu)為扇形，包角，中間挖空一定尺寸放置彈簧與螺栓，則由，列方程得： 材料為45鋼，故這里 解得， ,故離合器高度滿足要求。 (4) 滑塊的質(zhì)心運算 由扇形形心計算公式：，設計滑塊； 再由組合圖形的形心計算公式：，計算得滑塊質(zhì)心約為21mm； 驗算結(jié)合轉(zhuǎn)速，與理論計算值相差不大，故初選質(zhì)心符合要求。 3.2彈簧的設計計算 3.2.1計算彈簧剛度 由： 怠速時彈簧所受壓力： 結(jié)合時彈簧最大工作壓力： 由胡克定律：， 計算得 故彈簧初始 3.2.2選擇與驗算彈簧具體參數(shù) 彈簧材料選碳素鋼絲，初選彈簧指數(shù)C=5，中徑，查表得 K=1.3 ，估算簧絲直徑，查表得， 簧絲直徑：由 計算得： 根據(jù)標準圓整為 工作圈數(shù)： 由，而 計算得，圓整為3.5. 總?cè)?shù)n：彈簧選擇冷卷，則總?cè)?shù)n=2+3.5=5.5 工作極限載荷： 工作極限載荷下的變形： 余隙： 節(jié)距：，取為3.6mm 中徑： 外徑： 內(nèi)徑： 自由高度：，根據(jù)標準圓整為18mm 螺紋升角：，在之間，符合使用條件 展開長度： 驗算穩(wěn)定性：，故C值符合要求 疲勞強度校核：彈簧滿足條件，可用。 3.3軸承的選取與校核 由輸出軸直徑與軸所受的載荷，初選軸承為GB/T292—1994 7004AC角接觸軸承， 主要尺寸為 由于軸承所受的最大徑向力為， 軸向力主要為軸的軸向竄動，可認為，故。 由機械的工作情況查表可得 軸承在此離合器中壽命為 而由： n取最高轉(zhuǎn)速，，，此軸承的基本額定載荷。 極限動載荷 ——壽命系數(shù)，由軸承要求壽命查表取得2.52 ——轉(zhuǎn)速系數(shù)，由輸出軸最高轉(zhuǎn)速查表取得0.16 ——動載荷系數(shù)，由軸承工作環(huán)境情況查表取得1.4 ——溫度系數(shù)，由軸承估計工作溫度查表取得1 計算得，得，故軸承滿足工作條件。  結(jié) 論 本課題對便攜式割灌機進行設計以及分析。通過設計參數(shù)以及大學所學知識對其進行研究計算，并對其重要部分進行分析并進行說明。其中對離合器，減速器進行了計算研究。 主要進行了以下幾方面的設計： 1．便攜式割灌機在國內(nèi)外的發(fā)展狀況及研究目的、意義； 2．便攜式割灌機的方案設計； 3．便攜式割灌機發(fā)動機的選擇； 4．便攜式割灌機離合器，傳動軸，減速器，工作頭，把手，后蓋，背架及機架的設計； 5．便攜式割灌機的計算審核。 通過對便攜式割灌機的研究，讓我知道了我國割灌機還不如外國的靈活方便，因此我們應加快研究，并側(cè)重在靈活方便上，來減少勞動力的同時提高我們的工作效率。目前，我國小型汽油機技術水平落后，導致發(fā)動機性能受限、重量大、功率低。因此，我們應該改進和更換現(xiàn)有的生產(chǎn)設備，包括模具設計、制造和加工工藝，以達到減輕重量的目的。促進該領域內(nèi)相關水平的快速發(fā)展。  參考文獻 [1] Physiological reactions during brush saw operation.Tnt Arch Occun Environ Health(1990). 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[17] 汪風泉，鄭萬洽．試驗振動分析[J]．江蘇：江蘇科學技術出版社，1988.  致 謝 時光匆匆，我的大學生活即將結(jié)束，四年生活使我受益匪淺。在這幾個月里我的論文在一次次的資料查詢，整理和修改中，終于完成了。 首先對導師多年的辛勤培養(yǎng)和關心表示衷心的感謝，表達我深深的敬意。還有感謝我的同學，在我困惑時，他們常帶給我開拓性和建設性的意見。感謝關注我論文的所有老師和同學，在他們的幫助和支持下，我順利完成我的論文工作，我在此對他們表示衷心的感謝。 同時我的論文是在張廣杰老師的指導和幫助下完成的，我還要把最誠摯的謝意獻給他，他嚴謹求實的治學態(tài)度、一絲不茍的工作作風、誨人不倦的學者風范、創(chuàng)造性的思維方法都極大地影響和教育了我，并成為我今后的學習和生活中寶貴的財富。 最后我要感謝參加我答辯的教授老師，感謝你們抽出寶貴的時間評閱我的論文。同時我在未來的日子里更加努力的學習工作，來報答父母的支持。 39