自动送料机械手执行机构的机构设计.doc

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1、1.1方案选择11.1.1设计要求11.1.2电动机的选择1第2章齿轮的设计2第3章 轴的设计及校核63.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度93.2.3 轴上零件的周向定位103.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸104.1圆柱凸轮的设计124.盘形凸轮的设计154.1凸轮机构类型154.2凸轮机构类型154.3凸轮轮廓数据164.4凸轮轮廓数据16第1章 自动送料机械手执行机构的机构设计1.1方案选择1.1.1设计要求本设计要求完成抓握最大直径为24mm，质量为的圆形棒料，回转90度以及上下15度摆动三个自由度的动作传动方案的拟定a、 由三相异步电机/机械手各运动构件b、手臂回转机构由圆

2、柱凸轮带动齿条，齿条再带动齿轮完成运动，手抓夹紧松开机构由平底凸轮机构完成，上下摆动运动机构盘行凸轮传动完成。 1.1.2 传动方案的分析 a.方案机构运动较为灵活，并且三相异步电机性价比比较高，成本不高；b.方案各运动机构布置较为合理，c.本方案机构结构较紧凑，环境适应性好，传动效率较高，工作寿命长，成本较低，连续工作性能较好，能较好地满足工业生产的需要。1.1.2电动机的选择由于该自动送料机械手机器在工业生产中应用，它的用电环境属于工业用电，所以选择V频率为HZ。本设计选用三相异步电动机，该机械手作业全过程所需的功率小，故选型三相异步电动机，额定功率为.，额定电压为，铁心长度/mm: 80

3、。气隙长度/mm: 0.3定子外径/mm: 120，定子内径/mm: 67，定子线规nc-dc: 1-0.71，每槽线数: 90，并联支路数: 3，绕组型式: 单层交叉，节距: 19/210/1811，槽数Z1/Z2: 18/16 ，转动惯量/(kgm2): 0.00090，质量/kg: 17。 第2章齿轮的设计由于本设计机械手夹料质量体积小，所需功率小。所以所用的齿轮传递的扭矩不大，我们在选择齿轮时，设计下列参数：(参照机械设计第十章)齿轮传动的设计计算过程如下4：本设计中采用的是直齿圆柱齿轮。已知输入功率P=.1KW，齿轮转速n=r/min,齿数比u=：设工作寿命为10年（年工作300天）

4、，两班制。（1） 选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 由于运转速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）（3） 材料选择。选择齿轮材料为45钢（调质）硬度为 240HBS，选齿轮齿数z= z，（4） 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d2.32 1) 确定公式内的各计算数值（1） 试选载荷系数K=1.3（2） 计算小齿轮传递的转矩T=95.510P/n=95.510.1/=6.3610Nmm(3)由表10-7选取齿宽系数=1(4)由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa(5)由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa；(6)由式10

5、-13计算应力循环次数N=60njL=60(2830010)=.(7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数=0.90(8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得 =/S=.550=495Mpa2) 计算(1) 试算齿轮分度圆直径d,代入中较小的值d2.32 =2.32=144.796mm(2) 计算圆周速度vv=dn/(601000)= 144.79615/60000=0.114m/s(3) 计算齿宽bb= d=1144.796=144.796mm(4) 计算齿宽和齿高之比b/h模数 m= d/z=144.796/43=3.36mm齿高h=2.25 m=2.25

6、3.36=7.576mmb/h=144.796/7.576=19.11(5) 计算载荷系数根据v=0.114m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.10直齿轮，假设K/b100N/mm。由表10-3查得K=K=1.2由表10-2查得使用系数K=1；由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布局时，K=1.441由b/h=19.11, K=1.441,查10-13，得K=1.35故载荷系数K=KKKK=1.0 1.101.21.441=1.902(6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，（10-10a）得d= d=144.796=211.5mm（7）计算模数mm= d/

7、z=164.89/43=3.8mm3按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式为m1) 确定公式内的计算数值(1) 由图10-20c查得齿轮的弯曲强度极限=380Mpa，(2) 由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数=0.85，(3)计算弯曲疲劳应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得= =0.85380/1.4=230.71Mpa(4)计算载荷系数KK=11.11.21.35=1.810(5)查取齿形系数由表（10-5）查得Y=2.65,=2.161（6）查取应力校正系数由表（10-5）可查得Y=1.58,Y1.812（1） 计算大小齿轮的Y/并加以比较=0.0169

8、大齿轮的数值大。2）设计计算m=4.562mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.562并就近圆整为标准值m=5,按接触强度算得的分度圆直径d=211.5mm,算得小齿轮齿数z= d/m=211.5/5=42.3 取z=43这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算1） 计算分度圆直径d=zm=435=215mm2) 计算中心

9、距a=( d+d)/2=(215+215)/2=215mm3) 计算齿轮宽度b=1215=21.5mm取B=B=25mm，齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25 压力角*=端面齿顶高系数 ha*t=1.00端面顶隙系数 c*t=0.25端面压力角*t= 第3章 轴的设计及校核3.轴的设计选择轴的材料和热处理方式（参照机械设计第十五章）选择轴的材料为45钢，经调质处理, 其机械性能由表1查得：650MPa，=360MPa，=300MPa，155MPa；60MPa。3.1.1初算轴的最小轴径由表3，选=123则轴的最小直径为：123=46.04mm轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直

10、径，需开键槽，故将最小轴径增加5%，变为48.34mm。3.1.2、初选轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。故选用角接触球轴承。根据工作要求及输入端的直径（70mm），由轴承产品目录中选取型号为71814C的滚动轴承，其尺寸为dDB=709010。（查机械设计手册软件版）4、轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案据轴上零件定位、加工要求以及不同的零件装配方案，参考轴的结构设计的基本要求，得出如图所示的轴结构。图中，左端轴承能从输入端装入，凸轮、套筒、齿轮、套筒、右端轴承和端盖、依次从轴的右端装入，这种装配方案装拆更为简单方便，若为成批生产，该方案在机加工和装拆等方面更能发挥其长处。综合考虑

11、各种因素, 故初步选定轴结构如图。图4.1轴1的结构2)确定轴的各段直径由于联轴器型号已定，左端用轴端挡圈定位,右端用轴肩定位。故轴段的直径即为相配合的半联轴器的直径，取为50mm。联轴器是靠轴段2的轴肩来进行轴向定位的，为了保证定位可靠，轴段2要比轴段1的直径大510mm，取轴段2的直径为60mm。轴段3和轴段8均是放置滚动轴承的，但是直径与滚动轴承内圈直径不一样，轴段3为70，轴段8的为 60mm。考虑拆卸的方便，轴段7的直径只要比轴段8的直径大12mm就行了，这里取为62mm。轴段8有一轴环，左侧用来定位齿轮，右侧用来定位滚动轴承，轴环的直径还要满足比轴段8的直径(为60mm)大510m

12、m的要求，故这段直径最终取为65mm。3)确定轴的各段长度轴段8的长度取为55mm。 轴段7的长度要根据齿轮的轮毂宽度来定，故该段轴长取为25mm。轴段6的长度根据凸轮与齿轮的位置关系来确定，所以他的长度取为75mm.轴段5的长度取决于凸轮的宽度，故根据凸轮的宽度得37mm轴段4是圆柱凸轮与盘行凸轮之间得距离，它是一个台阶取为25mm 同理其他轴段长度可恰当地取值，轴段3为54mm,轴段2为40mm,轴段1为60mm.4) 轴上零件的周向定位齿轮、凸轮与轴的周向定位均采用平键联接。对于齿轮，查机械设计手册软件版，得平键截面bh=1811(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm(

13、标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，凸轮与轴的联接，选用平键为201230，凸轮与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。 5)确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为2456）按弯扭合成校核(1)画受力简图画轴空间受力简图c，将轴上作用力分解为垂直面受力图d和水平受力图e。分别求出垂直面上的支反力和水平面上支反力。对于零件作用于轴上的分布载荷或扭矩(因轴上零件如齿轮、联轴器等均有宽度)可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式不同而异，其中a值参见滚动轴承样本

14、，跨距较大时可近似认为支反力位于轴承宽度的中点。(2)计算作用于轴上的支反力水平面内支反力垂直面内支反力(3)计算轴的弯矩，并画弯、扭矩图分别作出垂直面和水平面上的弯矩图f、g，并按计算合成弯矩。画扭矩图h。(4)计算并画当量弯矩图扭矩按脉动循环变化计算, 取 , 则N.mm(5)校核轴的强度一般而言，轴的强度是否满足要求只需对危险截面进行校核即可，而轴的危险截面多发生在当量弯矩最大或当量弯矩较大且轴的直径较小处。根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知，a-a 截面处弯矩最大, 且截面尺寸也非最大, 属于危险截面；b-b截面处当量弯矩不大但轴径较小，也属于危险截面。而对于c-c、d-d截面尺寸，仅受

15、纯转矩作用，虽d-d截面尺寸最小，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，故强度肯定满足，无需校核弯扭合成强度。a-a截面处当量弯矩为：N.mmb-b截面处当量弯矩为N.mm强度校核: 考虑键槽的影响，计算，MPaMPa显然：，故安全。3.2轴的设计3.2.1初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。由表15-3取A0=103，于是得 1034轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了凸轮的轴向定位要求，轴的左端需制出一轴肩，故取3段的直径为50mm.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。故选用角接触球轴承

16、。根据工作要求及轴的直径（40mm），由轴承产品目录中选取型号为71808C的滚动轴承，其尺寸为dDB=40527。（查机械设计手册软件版） 取安装齿轮处的轴段5的直径40mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取mm。齿轮的右端采用轴肩定位 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3.2.3 轴上零件的周向定位齿轮、凸轮与轴的周向定位均采用平键联接。按dIV-V由手册查得平键截面bh=128(GB1095-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm(标准键长见 GB1096-79),同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合

17、为H7/n6；同样，凸轮与轴的联接，选用平键为14925，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3.2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图。前已选定轴的材料为45号钢，由表15-1查得-1=60MPa。因此ca-1，故安全。第四章 凸轮的设计凸轮具有曲线轮廓或凹槽有盘形凸轮和圆柱凸轮其中圆柱凸轮的凹槽曲线是空间曲线因而属于空间凸轮。 从动件与凸轮作点接触或线接触有滚子从动件平底从动件和尖端从动件等。尖端从动件能与任意复杂的凸轮轮廓保持接触可实现任意运动但尖端容易磨损适用于传力较小的低速机构中。

18、为了使从动件与凸轮始终保持接触可采用弹簧或施加重力。具有凹槽的凸轮可使从动件传递确定的运动为确动凸轮的一种。一般情况下凸轮是主动的从动件运动规律 在带滚子的对心直动从动件盘形凸轮机构中凸轮回转一周从动件依次作升-停-降-停4个动作。从动件位移(或行程高度)与凸轮转角(或时间)的关系称为位移曲线。从动件的行程有推程和回程。凸轮轮廓曲线决定于位移曲线的形状。凸轮机构的优点为：只需设计适当的凸轮轮廓，便可使从动件得到所需的运动规律，并且结构简单、紧凑、设计方便。它的缺点是凸轮轮廓与从动件之间为点接触或线接触，易于磨损，所以，通常多用于传力不大的控制机构。手臂回转机构由圆柱凸轮带动齿条，齿条再带动齿轮

19、完成运动，手抓夹紧松开机构由平底凸轮机构完成，上下摆动运动机构由盘行凸轮传动完成。 凸轮的设计在机械手的设计中，推杆机构的设计是其整个设计的关键步骤之一。它的设计好坏直接决定手抓能否顺利实现抓取工件或松开工件，乃至整个手臂的运行过程。所以本人在设计中重点讨论了凸轮的设计。4.1圆柱凸轮的设计机械手臂旋转90度选择直动从动件圆柱沟漕凸轮实现，材料选择：40r表面淬火5055直动从动件圆柱沟漕凸轮设计：图所示为直动从动件圆柱凸轮机构。在该机构中，从动件运动的导路与凸轮的运动平面不共面也不平行，所以它属于空间凸轮机构。 由于圆柱面可展开成平面矩形，因此 可用绘制平面凸轮的方法来绘制圆柱凸轮的展开轮廓

20、线。方法如下： 将圆柱凸轮的圆柱面沿平均半径（即凹槽深度一半处）展开成矩形，设平均半径为R，则矩形的底边长为2R，该长度对应凸 轮的转角为360。将底边适当等分后绘制出的从动件位移线图就是圆柱凸轮经展开后的理论廓线，然后以理论廓线为圆心，以滚子半径为半径作一系列小圆，最后作这些小圆两侧的包络线即得到圆柱凸轮的实际轮廓。如图所示为一直动推杆圆柱凸轮机构。若设想将圆柱凸轮的外表面展开在平面上，则得到一个长度为2pR的移动凸轮(图a),其移动速度V=R。利用反转法原理，给整个移动凸轮一个的公共线速度-V，使之反向移动，则凸轮静止不动，而推杆则一方面随其导轨沿-V方向移动，同时又在导轨中按预期的运动规

21、律往复移动。显然，推杆作复合运动时，其滚子中心B描出的轨迹(图中的点划线）即为凸轮的理论廓线。而图中切于推杆滚子圆柱的两条包络线即凸轮的工作廓线。其具体作法与直动推杆盘形凸轮的作法相似。最后，将这样作出的移动凸轮卷于以R为半径的圆柱体上，并将所作出的曲线描在圆柱体的表面上，此即为所求的圆柱凸轮的轮廓曲线。 分度数和分度角分度数n的大小是由机械手的送料速度决定。机械手的分度机构一般适合于n=6-60。如果n太小时压力角太大，传动特性很差；反之，n过大时，结构很复杂，分度盘尺寸过大，转动惯量限制其不能高速运转或消耗功率过大。在n确定之后，分度盘的分度角则为Q10=Qh=360/2n。设计中取分度数

22、n为，则分度角为度分度盘直径分度盘的直径与机械手的外形尺寸和分度数有关，从图可见，从动滚子之间的距离L应大于工作机构的最大外形尺寸A，留一定空隙的。一般=10mm-20mm. 滚子尺寸滚子半径通常取=（0.25-0.30）L 取=12滚子宽度通常取=（0.8-1.2） 取=10凸轮尺寸 凸轮尺寸的确定原则是在保证接触应力最大值小于许用应力的前提下，尽可能紧凑一些。根据压力角计算公式可推出，圆柱凸轮的基圆直径可由下式算出=2H/htan。式中，为最大无因次速度；为最大压力角。圆柱凸轮的外径则为 （取=80mm），凸轮槽深度h一般应略大于滚子宽度。在确定凸轮宽度时，为了保证分度运动时的连续性，应有

23、适当的啮合重叠段为宜。在图1所示的机构中，的取值范围为2（100-）H （取=80） 凸轮中心线与分度盘基准面的距离取决于凸轮外径，滚子销轴像尺寸和分度盘厚度等结构参数的选取，应尽量使凸轮外缘靠近分度底面，以减少滚子销轴的悬臂长度。4.盘形凸轮的设计图2凸轮轮廓图4.1凸轮机构类型 凸轮机构型式：平面盘形凸轮机构 从动件运动形式：直动 从动件类型：滚子从动件 凸轮的封闭方式：形封闭4.2凸轮机构类型从动件运动规律 凸轮转向：逆时针方向 凸轮转速n=15r/min第1段运动规律为： 从动件运动规律：余弦加速度 该段从动件行程h40mm 相应凸轮起始转角：0() 相应凸轮终止转角：60()第2段运

24、动规律为： 从动件运动规律：停止 该段从动件行程h40mm 相应凸轮起始转角：60() 相应凸轮终止转角：120()第3段运动规律为： 从动件运动规律：正弦加速度（摆线） 该段从动件行程h40mm 相应凸轮起始转角：120() 相应凸轮终止转角：180()第4段运动规律为：从动件运动规律：停止该段从动件行程h=40mm相应凸轮起始角度：180() 相应凸轮终止转角：360()4.3凸轮轮廓数据 从动件行程h： 40mm 从动件偏距e：21mm 滚子半径Rr：8mm 推程运动角1：60度 远休止角：60度 回程运动角2：60度 基圆半径Rb：40mm 凸轮转角增量：5度4.4凸轮轮廓数据凸轮材料

25、、公差及表面粗糙度 1 凸轮和从动件接触端常用材料、热处理及极限应力 凸轮工作条件：低速轻载 凸轮材料：40、45、50 从动件接触端材料：45 凸轮转速n=15r/min在设计中，推杆机构为垂直直线运动，且应该有急回特性，所以凸轮滚子直动机构 凸轮机构有很好的优点。只要适当地设计出凸轮的轮廓曲线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律，而且机构简单紧凑。当然由于凸轮线与滚子之间为线接触，易磨损。拟取凸轮轴基圆半径=30 mm ，滚子半径=8 mm，凸轮以等角速度沿顺时针方向回转。在凸轮转过角，推杆按正弦加速度规律上升h=30 mm。凸轮转过时，推杆距离保持不变。其后，凸轮再回转角度时，推杆有按余

26、弦加速度运动规律下降到启始位置。最后的转动中，直动推杆静止不动。由以上设计数据可得凸轮的设计行状 如图 1。 图1 通过机械设计手册软件版3.0 的仿真程序仿真可以得到所设计的凸轮滚子直动机构的最大压力角=，出现在。可知压力角大于许用压力角，上述设计数据不合理。但通过上述仿真程序仿真可以得到一组最优解。同时考虑到直接用凸轮机构作为推盒机构在包装机上的装配上不好实现。所以不考虑采用凸轮机构直接推盒。4.平底直动从动件凸轮设计五、凸轮材料、公差及表面粗糙度 1 凸轮和从动件接触端常用材料、热处理及极限应力 凸轮工作条件：低速轻载 凸轮材料：40、45、50 从动件接触端材料：45 凸轮转速n=15

27、r/min二、凸轮机构类型 凸轮机构型式：平面盘形凸轮机构 从动件运动形式：直动 从动件类型：平底从动件 凸轮的封闭方式：力封闭三、从动件运动规律 凸轮转向：逆时针方向 凸轮转速n=15r/min第1段运动规律为： 从动件运动规律：正弦加速度 该段从动件行程h20mm 相应凸轮起始转角：0() 相应凸轮终止转角：60()第2段运动规律为： 从动件运动规律：停止 该段从动件行程h20mm 相应凸轮起始转角：60() 相应凸轮终止转角：120()第3段运动规律为： 从动件运动规律：正弦加速度（摆线） 该段从动件行程h20mm 相应凸轮起始转角：120() 相应凸轮终止转角：180()第4段运动规律

28、为： 从动件运动规律：停止 该段从动件行程h20mm 相应凸轮起始转角：180() 相应凸轮终止转角：360()四、凸轮轮廓数据 从动件行程h： 20mm 从动件偏距e：21mm 推程运动角1：60度 远休止角：60度 回程运动角2：60度 基圆半径Rb：40mm 凸轮转角增量：5度由于机械手臂送料频率为15r/min,所以它在一分钟内做个来回转动，那么要求轴的转速也要达到15r/min，设计总结1）本文研究的自动送料机械手在结构上，其手指、手臂及传动机构相对简单紧凑，宽度也不大， 但是要整体思考机械手的结构和运动，还要考虑它的装配。 这种自动送料机械手结构简单轻巧、制造工艺要求不高，估计用此

29、自动送料机械手成本不高，而耗功率少，也可降低运行作业费用， 使该设备在工厂得到广泛应用，降低工人劳动强度，提高自动化程度。2）这次毕业设计是我对大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课的一次深入的综合性的总复习,也是一次理论联系实际的训练,因此,它在我们四年的大学生活中占有重要的地位。通过这次课程设计对自己的四年的大学生活做出总结,同时为将来工作进行一次适应性训练，从中锻炼了自己分析问题、解决问题的能力，为今后自己的工作和生活打下一个良好的基础。但是这次毕业设计的确显得有点心有余而力不足:首先；是自己的心态问题,以为这次课程设计,可以像以前课程设计一样地通过,这次由于学校要接受教学评估,全

30、校上下都在齐心协力准备,所以要求比较严格.其次；就是基本知识问题,专业知识掌握的不够扎实，所以毕业设计中困难重重,在一次又次的打击与挫折下,不免有些丧失信心,在老师和同学们的帮助下强迫自己去前进，终于做完了这次设计!同时从这次设计也看出了一些问题:1.心态:应该保持认真的态度,坚持冷静独立的解决问题2.基础:认真学好基础知识,扎实自己的基础知识,使面对问题时不会遇到很多挫折,从而打击自己的信心,结果使自己很浮躁,越来越不想搞这设计,应该好好学习基础知识,一步一步的来,不要急功近利!就算以后的工作中也应该不断的去学习，充实自己。3.树立自己的良好形象,乐观的面对生活,坚持自己的想法和意识,积极的

31、面对工作和生活中的问题。总的说来,虽然在这次设计中自己学到了很多的东西,取得一定的成绩,但同时也存在一定的不足和缺陷,我想这都是这次设计的价值所在,以后的日子以后自己应该更加努力认真,以冷静沉着的心态去办好每一件事情!参考文献机械设计手册（中册）第二版， 化学工业出版社。余梦生、吴宗泽主编机械零部件设计手册 化学工业出版社。吴宗泽主编 机械设计课程设计手册. 高等教育出版社. 濮良贵 主编机械设计. 高等教育出版社.5 朱冬梅主编.画法几何及机械制图. 高等教育出版社.刘昌祺、曹西京主编凸轮机构设计 机械工业出版社陆祥生、杨秀莲主编机械手理论及应用 中国铁道出版社8.数字化手册编委会编 机械设

32、计手册软件版致 谢 经过几个月的努力，每天从早上八点奋战到晚上十点，没有丝毫松懈，全力以扑，毕业设计终于完成了，我的内心无比的激动，虽然它不是完美的，也不是最好的，但在我心里，它是最珍贵的，是我用心用汗水去浇注的，它的点点滴滴都是自己亲自动脑，动手做出来的，它是我四年大学的一个总结。在这里我郑重的向培养我的每一位老师表示由衷的感谢！感谢他们的辛勤教导，让我的知识面得到拓广，综合素质提升，为踏入社会打下好我基础。在这里我还要特别感谢我的指导老师，在我遇到问题时，总能够循循善诱，指点迷津，使我的设计得以继续下去。另外，我还要感谢班级上的一些同学也给了我不少的帮助和支持，在此，我也对这些同学致以衷心的感谢！虽然每个同学的任务不同，但是我们发挥了团体的力量，面对困难大家互相帮助达到共同胜利。给了我们生活启迪，学会发挥团体的力量。 学生签名：