专用钻床设计

目 录摘 要IAbstractII第一章绪论11.1课题的来源与研究的目的与意义11.2本课题研究的主要内容2第二章机械结构的设计42.1电机的选型计算62.2轴承的选型计算62.3直线导轨的选型计算7第三章确定液压系统方案，拟定液压系统图73.1调速方案83.2换向，换节方式10 3.2.1泵源的选择113.3液压系统的组合12 3.3.1运动和动力参数133.4绘制液压系统图13第四章液压滑台的液压动力系统设计144.1运动负载分析计算144.2确定执行元件类型及基本参数154.3确定液压控制方案154.4确定液压控制元件164.5校核18第五章液压系统的计算和元件选型195.1选择油泵205.2选择电动机215.3选择控制阀225.4确定油管尺寸235.5确定油箱容量24第六章专用钻床各部分强度的校核256.1轴承强度的校核27结 论28致 谢29参考文献30 摘 要专用钻床是传统钻床的某些功能，用以钻孔、攻牙的自动化设备。它可代替普通台式钻床加工空间固定，不能灵活移动钻孔、攻牙的缺陷，能在旋转的360度的区域里面完成任意位置任意工件的钻孔、攻牙，因而广泛应用于机械制造、模具加工，锻造，冶金等等领域，在加工领域占据了越来越重要的位置。本文主要进行了专用钻床的总体结构设计。专用钻床的机械结构由液压系统、驱动装置和钻孔装置等组成，可实现对工件的钻孔，攻牙的操作。液压部分的设计主要是选择合适的控制阀，设计合理的液压控制回路，通过控制和调节气缸压缩空气的压力、流量和方向来使液压执行机构获得必要的力、动作速度和改变运动方向，并按规定的程序工作。关键词：专用钻床；液压系统；钻孔；工作 Absracte Pneumatic manipulator is a automated devices that can mimic the human hand and arm movements to do something，aslo can according to a fixed procedure to moving objects or control tools. It can replace the heavy labor in order to achieve the production mechanization and automation, and can work in dangerous working environments to protect the personal safety, Therefore widely used in machine building, metallurgy, electronics, light industry and atomic energy sectors.This article is mainly of the pneumatic manipulator the overall design, and pneumatic design. This mechanism of manipulator includes cylinders and claws and connectors parts, it can move according to the due track on the movement of grabbing, carrying and unloading. The pneumatic part of the design is primarily to choose the right valves and design a reasonable pneumatic control loop, by controlling and regulating pressure, flow and direction of the compressed air to make it get the necessary strength, speed and changed the direction of movement in the prescribed procedure work.Key word: pneumatic manipulator；cylinder；pneumatic loop；Four degrees of freedom.第1章 绪论1.1课题的来源与研究的目的和意义 我国生产的专用钻床结构简陋，加工效率始终不高，虽然经过几十年的发展，近期产品的质量较早期有所提高。但受国产配套件质量及设计水平等的影响，我国目前生产的专用钻床的总体水平与进口产品及港口用户的要求仍有较大差距，专用钻床的生产也是如此，为满足市场需求，开发出一种新型的专用钻床势在必行！ 相信此种专用钻床的出现将会大大提高工件的加工能力和质量，为企业的生产的年产能方面，以及经济效益方面能够带来显著的进步，同时也在某种程度上推进了机械工业的不断发展。 随着国际标准化（SIO）的实施，世界专用钻床以采用新材料、新技术、新工艺、新结构为基础,19世纪80年代，美国的HUGER公司将新开发的专用钻床应用到该公司的子公司-一个生产专用钻床的机械公司，经过几年的运行，为该公司创造了不菲的利润。继美国HUGER公司之后，德国的DESTO公司也看到了工件加工机的利润所在，投入了相当大的人力和精力来开发研制工件加工机，并且与二十世纪中期投入到了北美等市场。当前，全世界各大机械人厂商为了提高产品的竞争力，都大力进行专用钻床的研发工作。现在国外等著名专用钻床的品牌中，都有专用钻床的销售，全世界专用钻床的应用越来越广泛。有一点值得注意的是，专用钻床的市场，由最初的日本，欧洲，已经渗透到北美市场，因此专用钻床是当今棒料生产加工企业比配的设备已经成为主要趋势。西方资本主义国家有巨大的专用钻床销售市场，机械人工业是西方资本主义国家的机械工业之一。 目前国外特别是美国正在考虑发展专用钻床的功率最大化，产能最优化的问题。自“九五”期间专用钻床的开发和研制已经被列入美国的重大科技攻关计划，以跟踪世界技术的发展和开发适合美国机械工业发展的专用钻床。我国从1953年开始生产专用钻床，于1958年自行设计制造加工半径在50、70、90、120、500等工件的专用钻床之后，为了适应工件生产厂家的需要，1959年又制造了500、1000、1200等大直径的专用钻床。 为了满足工件生产工业发展需要，我国于1970年研制了大型专用钻床。经运转实践证明效果很好。同年，福建的金明公司更是大量引入外来技术人才，全身心地投入到了工件加工机的研发中，利用丰富的人力资源和设备，研发出了多种可夹持不同直径棒料的加工机，与同年12也投入市场，获得了非常大的经济利润。近几年又研制出PX1400/170专用钻床，其设计能力为1750t/h，实际达到2508t/h，是设计值的1.6倍。目前机械式专用钻床将逐渐被全自动专用钻床所代替。传统的机械式的专用钻床已经不能完全满足当今市场的需要，迫切需要各种多功能的专用钻床来满足市场需求，如是福建金明公司加大人力开发出了五个规格十四种类型的专用钻床，然而我国机械人业所需的专用钻床全部依赖进口，这使得国产机械人配备专用钻床后，成本增加很大，而装备自行开发生产专用钻床，其成本提高不大，说明专用钻床的市场前景令人乐观。传统的专用钻床的产品图如下图1、图2所示： 图1图21.2本课题研究的主要内容专用钻床作为机械加工设备的一种，在机械公司有着非常普及的应用，目前市面上的专用钻床加工精度不高是主要的问题，所以在参考了以往的类似的专用钻床的基础上，通过市场调研和归纳总结，得出了本次设计的专用钻床的总体方案与具体结构。本次设计主要针对专用钻床进行设计，从专用钻床的整体方案出发，然后具体细化出具体内部结构，其具体内部结构主要包括以下几个方面：（1）通过网络和图书馆查找各种关于专用钻床的相关资料，对专用钻床进行方案的比较和预定。（2）分析专用钻床的结构与参数（3）确定设计总体方案（4）确定具体设计方案（5）专用钻床的装配图、零件图的绘制。（6）说明书的整理第2章 机械结构的设计2.1 电机的选型计算根据公式：N=4(KW)G专用钻床的生产能力，1000kg/hW加工1kg物料耗用能量，其值与孔眼直径有关，d小则w大，当d3mm，取w0.0030kw.h/kg。（查B5p）传动效率，取0.75所以根据N4kw，n1500r/min，查B1表10-4-1选用Y112M-4，再查B1表10-4-2得Y112M-4电机的结构。 图4-1 Y112M-4电动机的外观图2.2 轴承的选型计算 根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时；(1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为深沟球轴承6204型。根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；(2)FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N；(3)计算当量载荷 P1、P2根据课本P263表（11-9）取fP=1.5;根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N；P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N；(4)轴承寿命计算P1=P2故取P=750.3N；深沟球轴承 =3；2.3 直线导轨的选型计算 直线导轨在机械传动中经常遇到，主要用在移动部分，在专用钻床中，主要是和汽缸配合使用的，直线导轨的传动精度的好坏，与专用钻床的切割效果有直接的关系。1直线轴承的选择 用于测试的POM工程塑料支架；钢架适用于工作温度；不锈钢轴承适用于水，蒸汽，硝酸等腐蚀性介质和真空的工作场所，按下列公式确定型轴承的计算。硬度：硬度系数FH HRC58的硬度，hrc52-58，FH=0.6-1.0FH =1。FT的温度系数：工作温度小于100C，FT = 1，温度100oc-125oc，FT = 1.0-0.95。接触系数FC：每根轴装一套轴承，FC=1.0每根轴装二套轴承，FC=0.81每根轴装三套轴承，FC=0.72每根轴装四套轴承，FC=0.66载荷系数FW：小于15米/分钟的速度，无冲击，无振动，FW = 1.0-1.5；小于60米/分钟的速度，超调量小或振荡，FW = 1.52.0；运行速度大于60米/分钟，或有更大的冲击，振动，FW = 2.05.0。时间是生命的LH =（100001）/ 2 * L（S * N1 * 60）（单位：小时）L：长度寿命 (万米)，LS：工作行程 (米)，N1：每分钟往复次数 根据系统工况，我们知道，切割部位的往返移动形成为300MM，工作时间每天8小时，负载15KG，期望寿命Lh=5000小时，试选择轴承型号。按以上工作条件： 直线轴承润滑和灰尘：轴承厂是涂上防锈油，使用时需要添加润滑油。低噪音润滑脂，常用的有2锂基润滑脂和低噪音轴承润滑脂填脂量为边间隙1 / 3，在轴承使轴的摩擦，造成非预期的轴承损坏。铁将大大降低轴承的使用寿命，灰尘和污物阻塞球体保持航道，不能转动，造成损坏，橡胶球架。密封轴承可用于一般的无尘车间，如木工机械，在尘土中铸造机械等许多场合，在两端的轴承和密封，以防止灰尘和降低油品损耗。 轴承载荷和冲击载荷下的生活：运动和变化，或当轴承是固定的，本机和其他因素的振动会使与形成凹坑接触。外部硬盘进入轴承，而且在表面压痕的形成，超过一定限度，直线的永久变形，这将阻碍运动平稳，振动和噪声引起的振动，将进一步削弱周围的物质，造成恶性循环，凹面积扩大，基本额定静载荷由永久变形有限公司。静态负荷容量等于钢球直径的1 / 10000球环的两个时间之间的接触点的永久变形，称为基本额定静载荷C0。轴承的使用，影响是难以衡量的，常用的静态负荷选择适当的安全系统，保证轴承静负荷不超过额定静负荷。静载荷P0=C0 /FS选择轴承，振动和冲击。FS1FS2 71.5，由振动和冲击的场所。 由于重复荷载作用下轴承工作在地表以下一定深度，对裂纹形成的较弱的部分，然后用金属片状剥离表面的接触，这被称为疲劳剥落。在安装过程中，润滑，密封在正常情况下，轴承失效是绝大多数人的疲劳失效，寿命一般在轴承，是指轴承疲劳寿命。额定寿命直线轴承是50000米，通过定义基本额定动载荷确保。由于轴承的寿命是分散的，使用同样的材料，同样的过程，使用相同的轴承寿命的条件是不一样的，所以轴承基本额定动载荷C被定义为一组相同的轴承在相同的条件下运行50000米，没有任何疲劳剥落现象的动态承载能力。由于本次汽缸通过直线导轨驱动切割部位往复移动，其中切割部位的重量为15KG，我们可以采用一边一组直线导轨，两边轴承座为固定式的，中间六个为可以随着丝杆螺母上下滑动。六个导向光杆加上丝杆螺母，这样每个导向光杆的滑动轴承处的所受负载为166N。根据此次的切割部位的移动方式和距离，我们选择HNK系列直线导轨系列。第3章 确定液压系统方案，拟定液压系统图3.1调速方案 由工况要求所知，执行元件采用油缸实现往复运动：组合机床进给功率较小，同时为了增加进给运动的平稳性，因此采用回油路节流调速方案。为保证切削过程速度稳定，选用调速阀调速。3.2换向，换节方式 本机床的动力滑台在调整时，需停在任意位置上，故采用三位五通换向阀进行换向。当动力滑台由差动快进换接为工进时，与调速阀并联的二为二通电磁阀关闭，泵压升高，使液控顺序阀逐渐打开，使差动油路断开，油缸回油经调速阀，三位五通电磁阀和液控顺序阀流回油箱。这样可使速度换接平稳。采用回路见图6-36，6-37。3.2.1泵源的选择 工况特点是快速时低压大流量，时间短；工进是中压升秒度小流量，时间长。目前多数采用双联定量叶片泵（图6-38a，b）或限压式变量叶片泵（图6-38c），仅在功率较小时，才用定量泵（图3-38d）。为了减少功率损失，可选用限压式变量叶片泵，快速时全流量供油，工进时限压变量，与油缸所需流量相适应。电磁铁快进工进快退1DT + + -2DT + - + 3DT - - +电磁铁快进工进工进快退 1DT + + + - 2DT + - - + 3DT + + - + 4DT - - - +图6-36 卧置滑台液压回路 图6-37 立置滑台液压回路 图6-38 泵源选择 3.3液压系统的组合立置与卧置滑台的负载不同，速度要求也不同，要保证同时动作，又不相互干扰，两回路组合时，在各自进油油路上串接一个节流阀，变量泵的调节流量应大于两个动力滑台同时快进时通过两个节流阀的流量。 测压点布置在泵源出口和节流阀后，便于调整油泵和液控顺序阀的压力。本机床液压系统，过滤精度要求不高，故在泵进口处安装网式滤油器即可。3.3.1运动和动力参数表 6-16滑台名称切削力R（公斤力）移动件重（公斤力）速度V（米/分）行程 S （毫米）启动制动时间t工进工进快速工进工进快进1工进工进快退立置滑台120004000250004.50.0450.0282073582500.2卧置滑台3000320060.025162402020.2立置滑台宽为320毫米，采用平导轨。卧置滑台宽为200毫米，采用平面和V型（=90）导轨组合方式，静摩擦系数U=0.2，动摩擦时U=0.1。自动化程度采用液压与电气配合，实现工作自动循环。为提高生产效率，要求二滑台同时实现工作循环，但要防止相互干扰。确定外负载，作工况循环图立制动力力滑台外负载计算见表6-17，切削负载图，速度循环图见图6-32，外负载循环图见图6-33。卧置动力滑台外负载计算见表6-18，切削负载图，速度循环图见图6-34，外负载循环图见图6-35。表6-17工 况公 式计 算结果P（公斤力）启动加速1950工进Ph=R=1200PhI=RI=1200012000工进Ph=R=745PhII=RII=745745反响启动980制动-1950注：1.立置动力滑台的运动部件重量用钢通过滑座顶端的话轮富副重锤平衡，故不计静止状态重量的作用力；2.导轨的磨檫力和滑轮副的磨檫咯去不计；3.第工进的速度很低，故不考虏制动过程的惯性力。表6-18工 况公式计 算结果P（公斤力）启动加速115快 进39工 进Ph=R=294PhI= Fd+R=39+255294返向启动115快 退Ph=R=6.46.4制 动31.6 图6-32 立置滑台切削负载，速度循环图 图 6-33 立置动力滑台外负载循环图图6-34 卧置动力滑台切削负载，速度循环图 图6-35 卧置动力滑台外负载循环图 3.4绘制液压系统图 根据上述所选回路液压系统，并绘制液压系统图（如图6-39）。图中附有油缸的工作循环图和电磁铁动作表。工 况4DT5DT6DT7DT快 进 + - + +工进 + - - +工进 + - - -停 留 + - - -快 退 - + + +原 位 - - - +立置滑台电磁铁动作循序表 卧置滑台电磁铁动作循序表工 况1DT2DT3DT快 进 + + -工 进 + - -停 留 + - -快 退 - + +原 位 - - - 6-39 液压系统图工况油缸压力计算式外负载Ph（公斤力）压力值P（公斤力/厘米2）速度V时间T行程S缸流量Q缸功率N 说明 P2PmP2P1快进Ph+Pm A1=P1A1-P2A2P1=P2-P2 01.96.84.94.6 2.81209 14.1 0.109P2 =（P1+P3+2P2）.（12.7/25）21工进P1=Ph/A1+Pm + A2/A1P212105250.04647.3360.20.012工进同上 7451.55170.031790.140.004快退P1=Ph/A2+A1/A2(Pm+P2) 01.51.574.63.425514.10.14快进Ph+PmA1= P1 A1- P2A2P1= P2-P2 390.57.36.871.6416460.07P2=(P1+P2+P3). (7.5/25)2 工进P1= Ph/A1+Pm+A2/A1 P2294516.80.02698500.050.002快退P1=Ph/A1+ A1/A2.(Pm+P2) 390.50.57.572.04 204 50540.06P2=P2=P1 .(13.4/25)2注：1.立置滑台油缸A1=56.7厘米2，A2=28.3厘米2；卧置滑台油缸A1=23.74厘米2，A2=11.2厘米2；2.快进时为差动联接，回油腔至进油腔的油路上各阀实际通过量时压损失为P2，其中公称流量下各阀压力损失；三位P1=1.5公斤力/米2，单向阀P3=2公斤力/厘米2；差动回油腔压力为P2=P1+P2； 3.工进时，回油腔压力P2只计调速阀的压力损失P4=5公斤力/厘米2； 4.启动制动阶段的过程很难确定，故不另外计算，油缸动作时最底摩擦阻力的压力取Pm=1.5公斤力/厘米2。 计算两动力滑台油缸各工作阶段实际所需压力，流量和功率（见表6-21），并作出工况图（见图6-40）。第四章 液压滑台的液压动力系统设计4.1运动负载分析计算 专用机床动力滑台参数：工作循环为，快进工进快退，快进、快退的速度均为5cm/s，工进速度为0.45cm/s，工进时最大切削力为N31035，动力滑台的总重量为400Kg，行程为300mm，滑动轨道静摩擦系数0.2，动摩擦系数0.1，启动加速和制动减速的时间为0.08s。4.2确定执行元件类型及基本参数4.2.1选液压缸工作压力 由负载值大小查表、资料，参考同类型机床，取液压缸工作压力为3.5Pa。4.2.2确定液压缸的主要结构参数 由表1看出最大负载为工进阶段的负载F=39324N，则查设计手册，按液压缸内径系列表将以上计算值圆整为标准径，取 D=125mm。为了实现快进速度与快退速度相等，采用差动连接，则d=0.7D，所以)(088.01257.0m同样圆整成标准系列活塞杆直径，取d=88mm。由D=125mm，d=70mm算出 液压缸无杆腔有效作用面积为221012.04 mDA，有杆腔有效作用面积为 2222006.0)(4mdDA工进若采用调速阀调速，查产品样本，调速阀最小稳定流量min/05.0minLqv则：4.2.3计算液压缸的工作压力、流量和功率(1)复算工作压力查表暂定背压为MPapb5.0。液压缸在工作循环各阶段的工作压力1p计算：差动快进阶段则有：第五章 液压系统的计算和元件选型5.1选择油泵 由上述计算和工况循环图可知，油缸工作压力最高点是立置滑台油缸I工进阶段。此时，P1=25公斤力/厘米2，泵最高压力应是P泵P1+P1。P1为泵至油缸的进油压力损失，由液压系统图6-39所示。由于进油路中元件较少，可取 P1=5公斤力/厘米2故 P泵=30公斤力/厘米2泵最大流量是两滑台油缸同时快进时流量之和，考虑总泄露量，则Q=K(Q立+QW卧)=1.21（14.1+6）=24.32升/分取泵流量Q=25升/分由产品样本中查得限压式叶片变量泵规格为YBP-25。5.2选择电动机由表6-21计算可知，油缸最大驱动功率在快退工作阶段。此时，卧置 滑台油缸在快退时压力为7.5公斤力/厘米2，又计入进由路上节流阀，换向阀的压力损失约710公斤力/厘米2，若取P泵=15公斤力/厘米2，厕电动机功率N=P泵Q/612=1525/6120.7=0.9千瓦选用电动机N=1.1千瓦，n=960转/分。5.3选择控制阀 根据回路中最高压力和最大通过流量选取控制阀。选用控制阀公称压力均为63公斤力/厘米2，流量均为25升/分（仅调速阀取（Q10B），具体规格型号，见压力系统图639。5.4确定油管尺寸 设油泵吸油管流速V=1.0米/秒；泵出油管流速V=2米/秒；压油管流速V=3.54米/秒。 油泵吸油管管径 选用2824毫米铜管油泵出油管管径 选用1816毫米铜管立置滑台油缸差动连接油管管径 选用1412毫米铜管卧置滑台油缸差动连接油管管径 选用1210毫米铜管为便于选购，立置滑台油缸连接管道，均选用1210毫米铜管，卧置滑台油缸连接管道，均选用1210毫米铜管。控制油管及测油管，均选用43毫米铜管。管接头选用中低压口薄管式，其规格按油管通径选取。5.5确定油箱容量油箱有效容积 V（57）Q取 V=6Q=725=175升油箱有效容积取150升。第六章 专用钻床各部分强度的校核6.1轴承强度的校核 滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时；1、计算输入轴承（1）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为角接触球轴承7206AC型。根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；(2)FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N；(3)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表得e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR2ex2=1y1=0y2=0；(4)计算当量载荷 P1、P2根据课本P263表（11-9）取fP=1.5;根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3N;P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3N;(5)轴承寿命计算P1=P2故取P=750.3N角接触球轴承 =3 Vo1.9.No.4.1993。结 论本次毕业设计的题目是专用钻床的设计，直到今天，毕业设计总算接近尾声了，通过这次对于专用钻床的设计，使我们充分把握的设计方法和步骤，不仅复习所学的知识，而且还获得新的经验与启示，在各种软件的使用找到的资料或图纸设计，会遇到不清楚的作业，老师和学生都能给予及时的指导，确保设计进度，本文所设计的是专用钻床的设计，通过初期的方案的制定，查资料和开始正式做毕设，让我系统地了解到了所学知识的重要性，从而让我更加深刻地体会到做一门学问不易，需要不断钻研，不断进取才可要做的好，总之，本设计完成了老师和同学的帮助下，在大学研究的最感谢帮助过我的老师和同学，是大家的帮助才使我的论文得以通过。参考文献1 徐灏等.机械设计手册(第2、3册)M(第二版）.北京：机械工业出版社，2003:981002 程悦荪.专用钻床的设计M.北京：中国农业出版社，1981:6769 3 周纪良.传动系统的设计M.北京：机械工业出版社，1991:102105 4 吉林工业大学教研室编.拖拉机的构造M.北京：中国农业出版社，1982:2092115 成大先主编.机械设计手册减（变）速器电机与电器M.北京：化学工业出版社，1999:8183 6 朱冬梅.画法几何及机械制图M.北京：高等教育出版社，2000:3033057 陈立德.机械设计基础M.北京：高等教育出版社，2002:222225 8 陈立德.机械设计基础课程设计指导书M.北京：高等教育出版社，2002:44469 刘劲.机械制图国家标准M.北京：机械工业出版社，2000:596110 陈立周.机械优化设计方法M.北京：冶金工业出版社，1985:7779 11拖拉机编辑部主编.专用钻床的设计和计算M.上海：上海科学技术出版社，1980:10911412 周纪良.专用钻床结构型式和结构图谱J.农业机械学报，1979：476313 周纪良，孔维恭，于瑞玺.专用钻床的优化的研究J.农业机械学报，1988:3239 14 高象平，李齐隆等.专用钻床的零部件优化设计M.广州：广东科技出版社，1987:667015 Charles W. Beardsly, Mechanical Engineering, ASME, Regents Publishing Company,Inc,1998.4549 16 Queen Y. Beardsly, Mechanical Engineering, Regents Publishing Company,Inc,2003.99103致 谢在此论文完成之际，我的心里感到特别高兴和激动，在这里，我打心里向我的导师和同学们表示衷心的感谢！因为有了老师的谆谆教导，才让我学到了很多知识和做人的道理，由衷地感谢我亲爱的老师，您不仅在学术上对我精心指导，在生活上面也给予我无微不至的关怀支持和理解，在我的生命中给予的灵感，所以我才能顺利地完成大学阶段的学业，也学到了很多有用的知识，同时我的生活中的也有了一个明确的目标。知道想要什么，不再是过去的那个爱玩的我了。导师严谨的治学态度，创新的学术风格，认真负责，无私奉献，宽容豁达的教学态度都是我们应该学习和提倡的。通过近半年的设计计算，查找各类专用钻床的相关资料，论文终于完成了，我感到非常兴奋和高兴。虽然它是不完美的，是不是最好的，但在我心中，它是我最珍惜的，因为我是怎么想的，这是我付出的汗水获得的成果，是我在大学四年的知识和反映。四年的学习和生活，不仅丰富了我的知识，而且锻炼了我的个人能力，更重要的是来自老师和同学的潜移默化让我学到很多有用的知识，在这里，谢谢老师以及所有关心我和帮助我的人，谢谢大家。另外也感谢我的父母，朋友和同学们的帮助。在做设计感觉受挫，枯燥与迷茫时，是他们在悉心的为我释放压力，鼓励我不要气馁，勇敢面对。每周一次和父母的通话，与朋友和同学的长谈后都使我精神放松，斗志倍增，以饱满的热情重新投入到工作中去，感谢他们，正是他们的不懈支持和充分理解才能使我顺利完成毕业设计。27