食品机械课程设计果蔬高速链式运输机设计

食品机械课程设计果蔬高速链式运输机设计
院系化学化工学院
专业食品科学与工程
班级2007级3班
学号
学生姓名
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2010年06月
摘要
链式输送机是利用链条牵引、承载，或由链条上安装的板条、金属网、辊道等承载物料的输送机。

根据链条上安装的承载面的不同，可分：链条式/链板式/链网式/板条式/链斗式/托盘式/台车式，此外，也常与其他输送机、升降装置等组成各种功能的生产线。

链式输送机被广泛的运用到机械，轻工，邮政，运输，医疗，牧业，木业，家具，汽车，摩托车，酿酒，饮料，电子电器，食品，塑胶，化工，烟草等各行各业中。

关键词：链式运输机减速器齿轮轴
ABSTRACT
The chain type conveyer is uses the chain link hauling, the load bearing, or load bearing material and so on plank, wire netting, table which installs by the chain link on conveyers.Loading end difference installs which according to the chain link on, separable: Chain link type/link joint type/chain net type/plank type/chain bucket type/tray type/trolley type, in addition, also often with other conveyers, the elevating gear and so on composes each kind of function the production line. The chain conveyer by the widespread utilization machinery, the light industry, the postal service, the transportation, the medical service, the animal husbandry, the wood industry, the furniture, the automobile, the motorcycle, brews alcohol, drink, electronic electric appliance, food, revertex, chemical industry, all the various trades and occupations and so on in tobacco.
Key word: Chain conveyor reduction gear gear axis
目录
1.前言 (1)
2 设计要求 (2)
3 设计方案 (2)
3.1 方案的比较 (2)
3.2 装置图及其工作原理 (3)
4 设计内容 (3)
4.1 选择电动机，确定各轴的运动和动力参数 (3)
4.1.1求电动机的输出功率 (3)
4.1.2选择电动机的型号，计算总传动比 (4)
4.2 齿轮的选择与校核 (4)
4.2.1高速级齿轮 (4)
4.3 链传动的设计与计算 (9)
4.3.1链型号的选择 (9)
4.3.2链轮的主要尺寸计算 (11)
4.3.3链的运动简图 (12)
4.4 轴的计算与校核 (12)
4.4.1轴上零件的固定 (12)
4.4.2轴径的确定与齿轮的受力（以Ⅰ轴为例） (13)
4.4.3轴的选择与校核 (13)
4.4.4轴的转矩弯矩受力图 (16)
4.5 联轴器的设计 (16)
4.5.1 确定联轴器的计算转矩 (16)
4.6 键的设计 (17)
4.6.1选择键的类型、材料 (17)
4.6.2键的尺寸的确定 (17)
4.6.3校核键联接的强度 (17)
4.7 轴承的设计 (17)
4.7.1轴承的选择 (17)
4.7.2计算轴承寿命 (17)
5 设计小结 (18)
参考文献 (19)
致谢 (19)
1.前言
在现代这样一个节约型社会中，机械设备自动化已广泛存在于生产生活的各个领域中，而在大型的果蔬制品企业中，能够实现其生产的自动化与连续化将会大大提高其生产效率从而创造更多的经济效益。

果蔬链式运输机即为这一过程的实现做出了重大贡献。

链式运输机结构紧凑,占用空间小，可以三维改变输送方向，与相关装置配合使用可实现物料的输送和计量。

链式输送机工作时，机槽下部的链条向前运动，使机槽里物料内部压力增加，物料颗粒之间的内磨擦力随之增加，当物料的内磨擦力大于物料与机槽壁的外磨擦力时，物料便随着输送链一起向前作连续的整体运动。

输送机轴可以正反转, 设备可以随时改变输送方向,被输送的物料从进口到出口法兰之间是处于密闭状态的故出口不必设置除尘器。

根据不同的加料情况，进口之间可相距超过10米远。

链轮有优化的肩，表面有沉积排水和齿面，设计优化。

该设计中传动装置选用没有滑动的链传动，传递效率高，轴及轴承上的载荷小且可在油污、温度较高的环境中使用。

在该输送机的齿轮传动选择方式方面，由于开式齿轮是外露的，粉尘容易落入啮合区且不能保证良好的润滑，故采用了闭式传动，既保证了果蔬的卫生又提高了运送效率。

链式运输机有如下特点：
1.输送效率高物料在链式输送机的机槽内呈整体流动，因而较小的机槽空间可以输送大量的物料，设备的外形尺寸也相应较小。

2.能耗低链式输送机借助物料内磨擦力进行输送，输送链与机壳无磨擦运动。

在同等输送量和较长输送距离的条件下，链式运输机的电力消耗比螺旋输送机低40%左右。

3.故障率低输送链上的滚子在导轨上滚动，输送链与机壳无磨擦。

链条采用合金钢热处理加工制成，其正常使用寿命3年左右，运行中故障率低。

由于链式运输机具有诸多优点，除用于果蔬的运输外配合其它装置被广泛的运用到机械、轻工、邮政、运输、医疗、牧业、木业、家具、汽车、摩托车、酿酒、饮料、电子电器、食品、塑胶、化工、烟草等各行各业中。

该设计为果蔬链式运输机，主要适用于大型果蔬制品企业，可实现其操作的半自动化，既保证了产品质量又提高了工作效率，深受众多生产企业的青睐，目前已广泛应用到果蔬制品加工领域。

该设计主要对链式运输机的电动机、减速器、传动链、轴、联轴器、键、轴承等部件进行了设计与选择。

鉴于本人水平有限，该设计中难免存在不妥之处，恳请老师批评指正。

2 设计要求
要求滚筒传动带速度v=2.4m/s，输出功率P=6Kw，即工作转速要求为
n w =
D
v
π
60
⨯
=91.72r/min，能够基本实现链式运输机的高速运送。

3 设计方案
3.1 方案的比较
方案一：减速器采用齿轮传动
齿轮传动能保证恒定的传动比，适用的功率和速度范围广，效率高，但制造及安装精度要求较高，成本高。

方案二：减速器采用蜗杆传动
蜗杆传动的传动比大，传动平稳，但其传动功率低，发热量大，而闭式传动长期连续工作时必须考虑散热问题，且其传递功率小，通常不超过5Kw。

综合比较以上两种方案，选择方案一较为合适。

另外由于斜齿圆柱齿轮轴承的组合设计较为复杂，所以选用直齿圆柱齿轮传动。

3.2 装置图及其工作原理
图1 果蔬链式运输机
1-电动机 2-联轴器 3-齿轮减速器 4-传动链 5-卷筒 6-运输带
4 设计内容
4.1 选择电动机，确定各轴的运动和动力参数 4.1.1 求电动机的输出功率 （1）确定传动装置的总效率η
联轴器1η=0.99
圆柱闭式齿轮2η=0.96（2对） 传动链3η=0.96 轴承4η=0.98（4对） 传动滚筒5η=0.91 则η=1η2
2η3η4
4η5η=0.73
（2）计算需要电动机输出的功率 d P =
W
P =
6
0.73
=8.22 4.1.2 选择电动机的型号，计算总传动比
（1）由上分析可选择电动机型号为Y160M1(参见于《新编机械设计手册》)
额定功率P=11Kw ，满载转速1460r/min ，最大转矩2.3 （2）计算总传动比 'i =
w d n n =14609172
=15.92 （3）分配总传动比，计算各轴的运动和动力参数见表一
表1 各轴的运动和动力参数
轴号 输入功率 转矩 转速 传动比 电动机轴
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
8.22 53.77 1460
8.14 53.24 1460 3.75 7.81 191.59 389.3 2.62 7.50 482.0 148.6 1.62 7.20 749.59 91.72
4.2 齿轮的选择与校核 4.2.1 高速级齿轮
传递功率P=8.14Kw,输出轴转速1n =1460r/min,传动比i=3.75 一般减速器对传动尺寸无特殊限制，采用软齿面传动 小齿轮选用45钢调质，齿面平均硬度240HBS ； 大齿轮选用45钢正火，齿面平均硬度200HBS ，
这是闭式软齿面齿轮传动，故先按接触疲劳强度设计，再校核其疲劳强度。

计算与说明
主要结果
1按齿面接触疲劳强度设计 (1)许用接触应力
极限应力 σHlim=0.87HBS+380
安全系数 取 许用接触应力 [σ]H =σ
Hlim / S H
取[σ]H1、[σ]H2中较小者代入计算公式
(2)计算小齿轮分度圆直径 小齿轮转矩 T 1=9.55×6
10n P 1
=9.55×6
10×
8.14
1460
Nmm 齿宽系数 齿轮相对轴承非对称布置，取 载荷系数 工作平稳，软齿面齿轮，取 节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动 弹性系数 查弹性系数Z E 表 小齿轮计算直径 1d ≥
3
12)1
(2)][(i i KT Z Z d
H H E +ψσ =52.93mm
2.确定几何尺寸 齿数 取
z 2=iz 1=3.75×40 模数 m=d 1/z 1=52.93/40 分度圆直径 d 1=1.5×40mm=60mm
σHlim1=589MPa σ
Hlim2=554 MPa
S H =1
[σ]H1=589 MPa [σ]H2=554 Mpa
T 1=5.32× 410Nmm ψd =1
K=1.5
Z H =2.5 Z E =189.8
z 1=40 z 2=15 m=1.5mm d 1=60mm
d 2=1.5×150mm=225mm
中心距 a=0.5×(d 1+d 2)=142.5mm b=ψd d 1=1×60mm=60mm 取b 2=b b1=b+5~10mm
顶圆直径 d a1=m(z 1+2)=1.5×(40+2)=63mm d a2=m(z 2+2)=1.5×(150+2)=228mm 根圆直径 d f1=m(z 1-2.5)=1.5×(40-2.5)=56.25mm d f2=m （z2-2.5）=1.5×（150-2.5）
=221.25mm
齿距 p=πm=4.71mm 齿厚 s=0.5p=2.355mm 3.校核齿根弯曲疲劳强度 (1)许用齿根应力 极限应力 σFlim =0.7HBS+275
安全系数 取 许用齿根应力 F ][σ=σFlim /S F
(2)验算齿根应力
复合齿形系数 查复合齿形系数Y FS 表 齿根应力 1F σ=
11
1
2FS Y bmd KT d 2=225mm a=142.5mm b=60mm b 2=60mm b 1=78mm d a1=63mm d a2=228mm d f1=56.25mm d f2=221.25mm
p=4.71mm s=2.355mm σFlim1=443 Mpa σ
Flim2=415 Mpa
S F =1.4=29.56
1][F σ=316 Mpa 2][F σ=296 Mpa
Y FS1=4.04 Y FS2=4.00
4.2.2 低速级齿轮
功率P=7.81Kw ，输入轴转速n 2=389.3r/min ，传动比i 2=2.62， 小齿轮选用45钢，调质，齿面平均硬度240HBS; 大齿轮选用45钢，正火，齿面平均硬度200HBS ， 先按接触疲劳强度设计，再校核其弯曲疲劳强度
计算与说明
主要结果
1按齿面接触疲劳强度设计 (1)许用接触应力 极限应力 σHlim =0.87HBS+380
安全系数 取 许用接触应力 [σ]H =σ
Hlim / S H
取[σ]H1、[σ]H2中较小者代入计算公式
(2)计算小齿轮分度圆直径 小齿轮转矩 T 1=9.55×6
101
n P =9.55×6
10×3.38978Nmm
σHlim1=589MPa σ
Hlim2=554 MPa
S H =1
[σ]H1=589 MPa [σ]H2=554 Mpa
T 1=1.91×510Nmm
=5
.160601032.55.124
⨯⨯⨯⨯⨯MPa
2F σ=1
F σ2
1
FS FS Y Y =29.26 MPa 由于1F σ<1][F σ,
2F σ<2][F σ, 故
1F σ=29.56 MPa
2F σ=29.26 MPa
弯曲疲劳强度足够
齿宽系数 齿轮相对轴承非对称布置，取 载荷系数 工作平稳，软齿面齿轮，取 节点区域系数 标准直齿圆柱齿轮传动 弹性系数 查弹性系数Z E 表 小齿轮计算直径 1d ≥312)1
(2)][(
i i KT Z Z d
H H E +ψσ =83.43mm
2.确定几何尺寸
齿数 取
z 2=iz 1=2.62×35=91.7
模数 m=d 1/z 1=83.43/35
分度圆直径 d 1=mz 1=2.5×35mm=60mm
d 2=mz 2=2×92mm=225mm
中心距 a=0.5×(d 1+d 2)=184mm
b=ψd d 1=1×87.5mm=87.5mm
取b 2=b
b 1=b+5~10mm
顶圆直径 d a1=m(z 1+2)=2.5×(35+2)=92.5mm
d a2=m(z 2+2)=2.5×(92+2)=235mm
根圆直径 d f1=m(z 1-2.5)=2.5×(35-2.5)=81.25mm
d f2=m(z 2-2.5)=2.5×(92-2.5)= =223.75mm
齿距 p=πm=7.85mm
齿厚 s=0.5p=3.925mm
ψd =1 K=1.5 Z H =2.5 Z E =189.8
z 1=35
z 2=92
m=2.5mm
d 1=87.5mm
d 2=184mm
a=184mm
b=87.5mm
b 2=87.5mm
b 1=78mm
d a1=92.5mm
d a2=235mm
d f1=81.25mm
d f2=223.75mm
p=7.85mm
s=3.925mm
3.校核齿根弯曲疲劳强度 (1)许用齿根应力 极限应力 σFlim =0.7HBS+275
安全系数 取 许用齿根应力 F ][σ=σ
Flim /S F
(2)验算齿根应力
复合齿形系数 查复合齿形系数Y FS 表
齿根应力 1F σ=
11
1
2FS Y bmd KT =
06.45
.25.875.871091.15.125
⨯⨯⨯⨯⨯⨯= 121.54 Mpa 2F σ=1
F σ2
1
FS FS Y Y =118.55 Mpa 由于1F σ<1][F σ, 2F σ<2][F σ, 故
σ
Flim1=443 Mpa σ
Flim2=415 Mpa
S F =1.4
1][F σ=316 Mpa 2][F σ=296 Mpa
Y FS1=4.04 Y FS2=4.00
1F σ=121.54 Mpa
2F σ=118.55 Mpa
弯曲疲劳强度足够
4.3 链传动的设计与计算 4.3.1链型号的选择
已知：功率P=7.50Kw ，转速n 1=148.6r/min,n 2=91.72 r/min 计算与选择如下：
传动计算与说明
结果
1. 选定链轮齿数
小链轮的齿数 设链速v=3~8m/s 传动比 i=n 1/n 2=1.62
大链轮齿数 z 2=iz 1=1.62×21=34.02，取 2. 确定链节距 a 0=40p
计算链长 P L = 221Z Z ++ 2P a 0+ 212
0)2(π
Z Z a P - =
23421++ 2×P p 40+
2
)22134(40π
-P P =111.79节 取
工况系数 工作机平稳 小齿轮齿数系数 Z K =08.11)19(Z =08
.1)19
21( 链长系数 L K =26.0)100(
P L =26
.0)100
112( 多排链系数 设为单排链 额定功率
P
L Z A K K K P
K P ≥
0= 11.031.117.51.0⨯⨯⨯Kw 链节距 由P 0及n 1根据单排滚子链额定
功率曲线选40A 滚子链
实际中心距
a=
])2(8)2()2[(42
1222121π
Z Z Z Z L Z Z L P P P -⨯-+-++- 3.验算链速 v= 10006011⨯p n z = 1000
6040
.256.14821⨯⨯⨯m/s
4.计算作用在轴上的载荷 工作拉力 1F =
v P 1000= 30
.35
.71000⨯N=2272.73N 轴上载荷 Q F =1.2F 1=2727.27N
z 1=21 i=1.62 z 2=34
P L =112节 A K =1.0 Z K =1.11
L K =1.03 P K =1
≥0P 6.56 Kw P=63.5mm
a=2679.7mm
v=3.30 m/s ，与初设相符
Q F =2727.27N
5.定润滑方式 查推荐使用润滑方式图
油浴或飞溅润滑
由上可知，所选链为40A 滚子链（参见于《新编机械设计手册》），其各项尺寸见下表
表2 40A 滚子链的主要尺寸
链号 链节距 P/mm
滚子外径 d 1/mm 销轴直径 d 2/mm 内链节内宽
b 1/mm 内链节外宽 b 2/mm 排距 P t /mm 单排链极限拉伸载荷
F B /N
40A
63.50
39.68
19.84
37.85
54.89
71.55
347000
4.3.2链轮的主要尺寸计算
计算与说明 1.小链轮
分度圆直径 d=
1
180
sin
z P
=21180sin 5.630=423.33mm 齿顶圆直径 a d =p (0.54+21
180cot
) =63.5×（0.54+21
180cot 0
）=454.82mm
齿根圆直径 f d =1d d =423.33-39.68=383.65mm
结果
d=423.33mm
d a =454.82mm
f d =383.65mm
2.大链轮
分度圆直径 '
d =34
180sin
5
.630=690.22mm
齿顶圆直径 a
d =p (0.54+cot 0
2
180
z
)
齿根圆直径 '
f d =d-d1=690.22-39.68=650.54mm
'd =690.22mm
a d =717.09mm
'
f d =650.54mm
4.3.3链的运动简图
图2 链运动简图
4.4 轴的计算与校核 4.4.1 轴上零件的固定
(1) 轴上零件的轴向固定
可用圆螺母的固定方法，该方法固定可靠，可承受大的轴向力，但轴上须车制螺纹和退刀槽，应力集中较大，常用于轴端零件固定。

(2) 轴上零件的周向固定
可采用键联结的平键联结的固定方法。

该方法定心性好，可用于较高精度、高转速及受冲击作用的场合
4.4.2 轴径的确定与齿轮的受力（以Ⅰ轴为例）
轴传递的功率P=8.14Kw ，轴的转速n=1460r/min ， 轴材料选用45钢，45钢对应的C=118 d ≥3
n
P
C =118×3146014.8mm=20.92mm,计入键槽的影响d=1.03×20.92mm=21.55mm
取标准直径d=25.0mm
已知轴上齿轮的分度圆直径1d =60mm ，齿轮转矩为1T =5.32×104mm
齿轮上切向力t F =1
12d T =601032.524
⨯⨯=1.77×103N
径向力r F =t F αtan =1.77×103×020tan =644.23N 4.4.3 轴的选择与校核
计算与说明
结果
校核轴的强度 1.求水平面支反力
AH F =BH F =
2
t F =55002N
2.绘制水平面弯矩H M 图（图d ）
CH M =AH F 1L =2750×80Nmm
3.求垂直面支反力（图e ）
由∑A M =0,即1L F r - L F BV =0,得
BV F =L L F r 1=
160
70
23.644⨯=281.85N
AH F =BH F =2750N
CH M =2.2×510 Nmm
BV F =281.85N
在铅垂方向上，由∑F=0，即BV F -r F -AV F =0,得
AV F =BV F -r F =281.85-644.23=-362.38N
4.绘制垂直面弯矩图（图f ）
CV M =AV F 1L =-362.38×70=-25366.56 Nmm
'
CV M =BV F 2L =281.85×70=19729.5 Nmm
5.绘制合成弯矩M 图（g ） 根据合成弯矩 2
2V H M M M +=,得
C 截面左侧弯矩 2
2CV CH C M M M +=
AV F =-362.38N
CV M =-25366.56 Nmm
'
CV M =19729.5 Nmm
C M =6.69×410Nmm
'
C
M =6.69×410Nmm
T=5.31×4
10 Nmm
=2
2)56.25366(61950-+ Nmm
=6.69×4
10Nmm C 截面右侧弯矩 2
2'
CV CH C M M M +=
=22
5.1972961950+ Nmm
=6.69×4
10Nmm
6绘制弯矩图（h ）
T=2
d F t
=31077.1⨯×602=5.31×4
10 Nmm
7绘制当量弯矩e M 图
当量弯矩图和轴的结构图可知，C 和D 处都有可能是危险截面，应分别计算其当量弯矩，此处可将轴的扭切力视为脉动循环，取α≈0.6，则 C 截面左侧当量弯矩 ce M =2
2
)(T M C α+
=5.12×5
10 Nmm
C 截面右侧当量弯矩 'Ce M = '
C M =2.88 ×5
10 Nmm
C 截面当量弯矩 在以上两数值中取较大值
D 截面弯矩 DH M =3L F AH =885×45 Nmm=3.98×4
10 Nmm
DV M =3L F AV =-362.38×45Nmm=1.63×4
10 Nmm D 截面合成弯矩 D M =2
2DV DH M M +
=2
424)1063.1()1098.3(⨯+⨯
=4.30×4
10 Nmm
D 截面当量弯矩 De M =2
2)(T M D α+
=2
424)1031.56.0()103.4(⨯⨯+⨯ Nmm
8求危险截面处轴的计算直径
许用应力 轴的材料选用45钢，调质处理
查表，得 W ][1-σ=60MPa
C 截面计算直径 31][1.0W Ce e M d -≥σ=34
60
1.010
35.5⨯⨯mm=23.11mm
计入键槽的影响 e d =1.04×23.11mm=24.03mm
D 截面计算直径
31][1.0W De D M d -≥σ =34
60
1.010
35.5⨯⨯mm=20.74mm
9检查轴的强度
经与结构设计图比较，C 截面与D 截面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径，故
ce M =5.12×510 Nmm
'
Ce
M =2.88×510 Nmm
DH M =3.98×410 Nmm
DV M =1.63×410 Nmm
D M =4.30×410 Nmm
De M =41035.5⨯
W ][1-σ=60MPa
e d =24.03mm
D d =20.74mm
轴的强度足够
4.4.4 轴的转矩弯矩受力图
图3 轴强度计算
a ）轴的结构
b ）轴的空间受力
c ）水平面的受力
d ）水平面的弯矩H M
e ）垂直面得受力
f ）垂直面的弯矩V M
g ）合成弯矩M
h ）转矩T
4.5 联轴器的设计
4.5.1 确定联轴器的计算转矩
Ⅰ轴的名义转矩为T=53.24Nm ，故其计算转矩为
c T =KT=1.4×53.24=74.54Nm
要求公称转矩c n T T ，查表GB/T4323-1984,所选联轴器型号为TL5
4.6 键的设计
4.6.1 选择键的类型、材料
A 型普通平键，键的材料选用45钢 4.6.2 键的尺寸的确定
已知轴径d=25mm ，查表GB/T1096-1979知键的各项尺寸为：b=7mm ，h=7mm ，L=20mm 4.6.3 校核键联接的强度
普通平键构成静联接，故只需校核轮毂的挤压强度
已知齿轮材料为45钢，查表知其许用挤压应力为P ][σ =100~120MPa 键的工作长度l =L-b=13mm
故其挤压应力为σp =dhl T 4=13
7251024.5343
⨯⨯⨯⨯=93.61 MPa
由于P σ< P ][σ，故强度足够
故确定键的类型为7×20GB/T1096-1979 4.7 轴承的设计 4.7.1 轴承的选择
轴承选择深沟球轴承6205（参见与《新编机械设计手册》）,其主要参数如下表
表3 深沟球轴承主要参数表
轴承代号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定动载荷 基本额定静载荷 d D B r s da Da r a C/kN C 0/kN 6205 25 52 15 1.0 31 46 1.0 14.00 7.88
4.7.2 计算轴承寿命
轴上齿轮所受切向力t F =3×10N 1.77
径向力r F =644.23N ，转速n=1460r/min
当量动载荷1P F =2P F =2
22r t F F +=941.80N 轴承的基本额定动载荷C=10100N ，温度系数t f =1.00，载荷系数p f =1.3
寿命指数ε=3
故轴承的实际寿命h L =n 60106ε)(P
t t F f C f = 36)80.9413.1140001(14606010⨯⨯⨯h=17067.7h 5 设计小结
通过此次课程实际，使我更好地把握了机械设计基础的核心，明白了任何一部完整的机器都是由原动机部分，执行部分和传动部分组成，同时掌握了对各个部分设计的方法。

该机械选用了链传动，虽有许多优点，但也有些许弊端。

因链传动平稳性差，冲击和噪声较大，不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用且制造费用比带传动高。

在设计的整个过程中感受最受的一点是理论是实践的基础，没有扎实的理论知识做基础是万万不可的。

由于本人理论知识不够牢固，在设计的过程中遇到很多障碍，在克服障碍的同时也学到了许多知识。

初次设计，难免有许多不妥之处，还望老师批评指正。

参考文献
［1］张黎骅，郑严，主编. 新编机械设计手册. 人民邮电出版社，2008
［2］汤善甫，朱思明，主编. 化工设备机械基础. 华东理工大学出版社，2006 ［3］吴宗泽主编. 机械设计实用手册. 北京化学工业出版社，1999
［4］李秀珍主编. 机械设计基础. 机械工业出版社，2005
致谢
两周多的课程设计终于将告一段落，在设计过程中我收获了很多也感受了很多。

不仅巩固了专业知识而且端正了自己做事的态度。

在此要感谢老师的悉心指导以及院系领导对我们的人文关怀（为同学们申请了30个小时免费上机时间）。

同时还要感谢有设计经验的化工专业同学对我们的帮助。

由于本人所学知识有限，设计中难免会有疏漏之处，还望老师批评指正。

谢谢！
2010年06月。