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附錄
有限元素分析與設(shè)計42（2006）298 - 313
大型軸承螺栓接頭數(shù)值模式的發(fā)展
作者：奧里安 韋迪納，*，迪米特里 尼瑞巴 ，讓 癸樂特布
加拿大H3C公司3A7,魁北克，蒙特利爾，沙田，車站中心，蒙特利爾Ecole理工學(xué)院，機械工程系，P.O 6079信箱
摘要：
螺栓接頭的傳統(tǒng)理論并沒有考慮到外部負(fù)載的復(fù)雜性，既沒有其相關(guān)連接的不靈活性，也沒有接觸的非線性。本文論述了可以快速，精確的計算直徑軸承上承受很大傾覆力矩的緊固螺栓的二維數(shù)值模型。該模型的獨特性是在于一個特殊的有限元素的使用，像一環(huán)，除了在軸向方向。其軸向剛度是控制螺栓組裝方式的局部剛度。該模型調(diào)整為三維有限元的模擬，并在幾種類型的軸承中表現(xiàn)了優(yōu)異效果。
關(guān)鍵詞：螺栓接頭;數(shù)值模式;轉(zhuǎn)盤軸承;有限元分析
1、 介紹
提供快捷，準(zhǔn)確的結(jié)果，是對實際工程的挑戰(zhàn)之一，主要是在設(shè)計過程的早期階段。涉及不同的螺栓接頭的機械系統(tǒng)的制造商需要合適的計算模型，該計算模型需要考慮整體解決方案。大量的模型近似的部件和螺栓剛度使用錐體，球體，相當(dāng)于瓶裝或其他分析模型[1-4]。 根據(jù)傳統(tǒng)理論，最初是為那些居中或稍微偏離中心的負(fù)荷發(fā)展，該負(fù)荷的剛度為常數(shù)。然而，有限元模擬以及實驗結(jié)果顯示出強勁的非線性由于接觸面積的變化[5-7]與外部負(fù)載。剛度非線性特性進行了研究格洛斯[8]和吉洛[9]，他們提出了一個非線性模型，但只有板樣的配置。
另一個傳統(tǒng)理論的弱點在于所謂的負(fù)載系數(shù)的計算方法。負(fù)荷因素試圖測量傳送到螺栓上面的外在的力量。在外部力量的成員上應(yīng)用所在地管轄的負(fù)載因子和剛度成員的方式分配。張[10]開發(fā)了一種新的螺栓接頭分析模型，并考慮到剛性還原會與殘余力量有關(guān)，壓縮變形和尺寸變化的外力是因為成員輪換造成的。這種模式有它的局限性，并不適用于螺栓裝配時的成員有不同的幾何形狀，或在外部勢力不是在成員接口對稱的。
對于具體模型，我們提出對大型軸承可以看作為一個圓形法蘭盤，考慮到不同的非線性特性以及不同的配置或通過適當(dāng)?shù)膸缀蝿偠确植嫉耐ㄓ媚Ｐ偷幕A(chǔ)。
2、 回轉(zhuǎn)支承
本文提出的模型是對特定的大直徑螺栓軸承合適。這些大型軸承（高達13米（43英尺））也被稱為“回轉(zhuǎn)支承”，是用起重機，雷達菜，隧道掘進機，軸承套圈等。二是夾在主框架由高強度的螺栓預(yù)裝。一個或兩個環(huán)是提供齒，使擺動驅(qū)動器進行運轉(zhuǎn)。連接就像大量的一個個又厚又狹小的螺栓固定一個非常嚴(yán)格的框架圓柱法蘭。
該系統(tǒng)的另一個特殊性是重要的和可變的傾覆力矩。軸承是遭受同樣重要徑向和軸向負(fù)荷。軸承所研究的三個類型，球軸承，交叉滾子軸承和三排滾子軸承，如圖 1所示。
由于結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性和特殊性，螺栓聯(lián)合負(fù)荷，既不是傳統(tǒng)的模式也不是非線性模型是合適的。
圖 1 回轉(zhuǎn)軸承
因此，我們已經(jīng)開發(fā)出一種新的模式，同時考慮到在與框架單元的軸向方向，并與管狀分子徑向方向的彎曲剛度。此外，管內(nèi)容進行了修改，涉及螺栓裝配的預(yù)裝行為特征。此外，在建模過程是一個原始的“混合”有限元素的定義。這個元素有一個除了在其軸向剛度有關(guān)，局部剛度，支配行為的螺栓裝配環(huán)的一般行為。嚙合同幾個元素的環(huán)狀物可以考慮到非線性剛度分布，特別是對高負(fù)荷的應(yīng)用效果。不斷演變的接觸面積是仿照通過接觸彈簧和使用迭代求解的技術(shù)。
3、 建模和假設(shè)
對這些系統(tǒng)的具體負(fù)荷是一個偏離中心的軸向載荷（正常起重機載荷型）在一個大的傾覆力矩造成的。這將建立在軸承槽（如圖1內(nèi)部負(fù)載1）。在這個發(fā)展階段，外部負(fù)荷強度并不重要。這足以適用于兩種型號相同的載荷：二維數(shù)值模型和三維有限元模型用于調(diào)整的第一個步驟。
要構(gòu)建數(shù)學(xué)模型，我們提出了一些簡化：
?建模的目的，我們只考慮負(fù)載最重的螺栓和相關(guān)零件;
?外圈不僅是為模型。因此，外部勢力所取代滾動體負(fù)荷，等效負(fù)載增加螺栓的工作負(fù)荷;
?加載，以及有關(guān)的具體內(nèi)容的制定被認(rèn)為是軸對稱;
?安裝被認(rèn)為是非常嚴(yán)格的。
圖 2 基本原則提出了新的建模。在左邊的是素描和數(shù)值模型;右側(cè)的是等效有限元模型。
圖2 建模原理
正如圖 2顯示，軸承環(huán)模型包括三個要素的類型：
A：盤子模型是以由沃代安[11]提出和羅克解析式[12]發(fā)展的圓板模型為基礎(chǔ)的。他們有兩個自由度/節(jié)點（是翻譯和z旋轉(zhuǎn)軸對稱元素）及其作用：
?為代表的環(huán)的彎曲度是根據(jù)OY軸的方向;
?表征移位，尤其是環(huán)狀物的邊界不斷增長和它的分離。聯(lián)系彈簧元素它們能夠模擬環(huán)變量之間的接觸帶和安裝根據(jù)預(yù)安裝和外部負(fù)載的應(yīng)用。因此，以不同的接觸狀態(tài)，物體的剛度矩陣將被調(diào)整和它們對螺紋元件的非線性負(fù)荷將增大。
B：所謂的混合物原理使人們有可能考慮到物體的部分壓縮剛度，以及具體的彎曲沿徑向方向的撓度。每個節(jié)點的三個自由度使鐵元素的結(jié)構(gòu)與系統(tǒng)的受力相當(dāng)于外部負(fù)載。
C: 元素的彎曲和分裂是由于模型的接觸與安裝。它們的行為特征的彈性表現(xiàn)在該接口和單方面的接觸。彈簧剛度模型可作為一個調(diào)諧參數(shù)。
螺栓有一個等效梁的制定在本文件的以后會有講述。
3.1 確定軸承的軸向剛度位置
為了計算軸承的軸向剛度位置，我們已經(jīng)使用MASSOL[13]根據(jù)拉斯穆森[14]提出的一個基本圓柱集會（圖3）所作的改進。本節(jié)計算的等效部分,記為Ap,使我們能夠確定零件剛度的Kp值。所用的關(guān)系式為
（1）
圖3 一個基本部件的尺寸
圖 4 軸向剛度部門尺寸計算
用下面的無量綱量：
對我們的知道軸承而言，有一部分不圓。外型尺寸X和Y是考慮如圖4所示。
如果直徑
Dp=3*Da (3)
不是該扇形面的部分上，下面的表達式。那么就使用
Dp=(x+y)/2 (4)
該扇形面的總軸向剛度計算是用 等式（1）和（2）?？紤]LP的長度等于軸承圈的高度。軸向剛度Kp值以及相當(dāng)于相等的面積Ap，從而得到考慮整個扇形的角度。
3.2 混合元素
如圖2所示 ，嚙合的軸承環(huán)使用的三個混合元素與三個主要部件有關(guān)：一個元素指定為環(huán)之間的上表面和軌道上負(fù)載生效的起點之間的區(qū)域;第二個元素是指定減少的區(qū)域是由軸承滾道和在軸承滾道及其安裝之間的下部區(qū)域的三分之一所決定。中間節(jié)點面對滾動體接觸點，使外部力量應(yīng)用到其中之一。
v1
θ1
R - 元素的平均半徑
T - 元素的徑向厚度
L - 元素的高度
u，v，θ - 局部自由度
圖 5 管（圓柱表面）元素的參數(shù)
圖6 圓柱表面單元矩陣
3.2.1 混合單元剛度矩陣
由于相比于外徑和高度相對較低的徑向厚度，在外圈的運動方式是和其內(nèi)表面裝載的管子相似的。該管的基本自由度以及主要參數(shù)顯示如圖 5。其代表性是以圓柱表面的基本公式[15]為基礎(chǔ)。
對于我們軸承，重要的是要考慮到一個具體的圓柱表面彎曲，以及由一個徑向力（或壓力）造成的徑向位移。這種根據(jù)羅基[15]如圖6所示的元素的剛度矩陣很普遍。在圖6中，所有的表達方式kij都使用R，T，L參數(shù)（圖5），E-電子楊氏模量和-泊松數(shù)字來表達。
混合元素的剛度矩陣是以圓柱表面元素公式為基礎(chǔ)的。為了準(zhǔn)確的在軸向剛度建模，與圓柱表面單元矩陣的拉伸力的表達方式對應(yīng)的行和列已被等效剛度的梁的公式所取代。因為輕微的影響力，所以連接表達方式設(shè)置為零，正如數(shù)值試驗表明。在圖 6（給予部分坐標(biāo)）采用的坐標(biāo)轉(zhuǎn)換程序根據(jù)整個模型的坐標(biāo)系統(tǒng)和編號矩陣圖控制的原因提出來的。
在全球CS的管狀物元素矩陣的拉伸自由度是（行和列）六方面。該矩陣轉(zhuǎn)換得到的最后形式是如圖 7 介紹的雜交元矩陣。
在新的條件下截面積Ap和以前提出的橫截面計算使用改進的RAS -穆森公式[14]是相等的。
此外，為了考慮負(fù)載點的應(yīng)用高度，總軸向剛度（或相反的靈活性）必須用不同的元素在非均勻模式下來分配，正如在3.3節(jié)中討論的。
圖 7 管狀物元素矩陣轉(zhuǎn)化成雜交元矩陣
上部靈活的Sp1
銻螺栓的靈活性
下部靈活的Sp2
圖 8 螺栓裝配示意圖
3.3 考慮外在負(fù)載應(yīng)用程序的起源
正如Guillot[9]和最近以來的張[10]所示的外負(fù)載應(yīng)用這個地方,對螺栓裝配行為,計算拉力的標(biāo)準(zhǔn)及帶有螺紋部件的彎曲瞬間補充度有極其重大影響。對于一個軸向載荷,螺栓的裝配可以按照圖8所示來代表。
圖 9 實際區(qū)域的壓縮
圖 10 自適應(yīng)的靈活性
眾所周知,和初始狀態(tài)的預(yù)加負(fù)荷Q比較,外力導(dǎo)致螺栓受力增大。螺栓所受總力Fb為
Fb=Q+Sp2*Fe/(Sp+Sb) (5)
全部零件的靈活性
Sp=Sp1+Sp2 (6)
是什么讓零件的靈活性不均勻分布的厚度的計算復(fù)雜化了，事實上,在壓縮條件下的頭螺栓的模樣,取決于裝配的水平,看起來就像一個體積接近于被切去頂端的形狀的圓錐(圖9)。
符合標(biāo)準(zhǔn)的實際情況是通過合理的算法來計算一個壓縮零件的靈活性。零件可由兩個或多個分區(qū)分開?？紤]一個兩部分組裝零件隔斷案例(圖10),這個方法如下:
1、 通過改良的拉斯穆森的[14]計算橫截面面積Ap,然后全部零件的靈活性。
Ap?Sp=Lp/ApEp (7)
Finite Elements in Analysis and Design 42 (2006) 298–313
Bolted joints for very large bearings—numerical model development
Aurelian Vadean ?, Dimitri Leray , Jean Guillot
aDepartment of Mechanical Engineering, Ecole Polytechnique de Montreal, P.O. Box 6079, Station Centre-Ville,Montreal, Québec, Canada H3C 3A7
bLaboratoire de Genie Mecanique de Toulouse - COSAM, INSA Toulouse, 135 Avenue de Rangueil,Toulouse Cedex 4, 31077, France
Abstract
The conventional theory of bolted joints does not take the complexity of external loads into account, neither its related joint stiffness nor the contact non-linearities. This article deals with a 2D numerical model allowing fast and precise calculation of the fastening bolts for very large diameter bearings subjected to an overturning moment. The originality of the modelling lies in the use of a particular ?nite element that behaves like a ring, except in the axial direction. Its axial stiffness is the local stiffness that governs the behaviour of the bolted assembly. The model was tuned upon 3D ?nite elements simulations and provides excellent results for several types of bearings.
Keywords: Bolted joints; Numerical model; Slewing bearings; Finite elements analysis
1. Introduction
Providing fast and accurate results is one of the challenges of practical engineering mainly during the early stages of the design process. The manufacturers of different mechanical systems involving bolted joints need suitable calculation models that allow integrated solutions. Numerous models approximate the parts and bolt stiffness using cones,spheres, equivalent cylinders or other analytical models [1–4].
According to the conventional theory, which was originally developed for loads that are centred or slightly off-centre, the stiffness of the member is constant. However, ?nite elements simulations as well as experimental results showstrong non-linearities due to the changing contact area [5–7]with the external load. Stiffness non-linearities were studied by Grosse [8] and Guillot [9] and they propose a non-linear model but only for plate-like con?gurations.
Another weakness of the conventional theory lies in the way the so-called load factor is calculated. The load factor tries to measure the amount of the external force which is transmitted to the bolt. The location where external forces are applied on themember governs the load factor and the way themember stiffness is distributed. Zhang [10] developed a new analyticmodel of bolted joints and takes into consideration the stiffness reduction associated with the residual force on the assembly, compression deformation caused by external force and dimensions changing due to member rotation. This model has its limitation and is not applicable to bolted assemblies when the members are of different geometry or when the external forces are not symmetric about the member interface.
The speci?cmodel we are proposing for large bearings can serve as base for a genericmodel of circular ?anges which can take into account the different non-linearities as well as different con?gurations or geometries by appropriate stiffness distribution.
2. The slewing bearings
The model this article proposes is suitable for speci?c bolted joints for large diameter bearings. These large bearings (up to 13m(43 ft)) also called “slewing bearings”, are used for cranes, radar dishes, tunnel-boring machines, etc. The two bearing rings are clamped to the main frame by preloaded high strength bolts. One or both rings are provided with gear teeth to enable the swing drive to operate. The connection is like a thick and narrow cylindrical ?ange on a very rigid frame fastened with a large number of bolts.
Another particularity of the system is the important and variable overturning moment. The bearings are subjected to radial and axial loads of same importance. The three types of bearings under study, ball bearings, crossed-roller bearings and three-row roller bearings, are presented in Fig. 1.
Due to the complexity of structure and the particularity of bolted joint loading, neither traditional models nor non-linear models are appropriate.
Thus we have developed a new model that takes into account simultaneously the bending stiffness in the axial direction with shell elements and in radial direction with tube-like elements. Furthermore, the tube elements were modi?ed to consider the characteristics related to the behaviour of preloaded bolted assemblies. Therefore, the modelling process lies in the de?nition of an original “hybrid” ?nite element.This element has the general behaviour of a ring except for the axial direction where its stiffness is related to the local stiffness that governs the behaviour of the bolted assembly. Meshing the ring with several elements allows taking into account non-linear stiffness distribution in the assembly and in particular the effect of the load application height. The evolving contact area is modelled by contact springs and using
an iterative solving technique.
Fig. 1. Slewing bearings.
3. Modelling and assumptions
The speci?c loading on these systems is an off-centre axial load (a normal crane loading type) resulting in a large overturning moment. This will build up an internal load on the bearings grooves (as shown in Fig. 1). At this stage of development, the intensity of the external load is not important. It is suf?cient to apply the same loading on both models: the 2D numerical model and the 3D ?nite elements model used to tune the ?rst one up.
To build the numerical model, several simpli?cations were made:
? for modelling purposes, we consider only the most loaded bolt and the associated sector;
? the outer ring only is modelled. Thus the external forces are replaced by the rolling elements load as
an equivalent load which increase the working load on bolts;
? the loading as well the formulation of the speci?c elements are considered axisymmetric;
? the mounting is considered extremely rigid.
Fig. 2 presents the principle underlying the new modelling. On the left-hand side is the sketch of the numerical model and on the right-hand side is the equivalent ?nite elements model.
Fig. 2. Modelling principle.
As Fig. 2 shows, the bearing ring model consists of three types of elements:
a. The plate elements based on the circular-plate model as described byVadean [11] and developed from Roark’s analytical formulas [12]. They are axisymmetric elements with two DOFs/node (y translation and z rotation) and their role is
? to represent the ring bending according to the axial direction OY;
? to characterize displacements and particularly the boundary separation of the ring from its mount-ing. Coupled to springs elements they are able to model the variable contact zone between the ring and the mounting according to the preload installed and the external load applied. Consequently to different contact status, the stiffness matrix will be adjusted and a non-linear loading of the threaded element is produced.
b. The so-called hybrid elements which make it possible to take into account the part compression stiffness, as well as the speci?c bending stiffness of a tube along radial direction OX. The three DOFs per node enable the structure to be loaded with a force system equivalent to the external load Fe.
c. The spring elements that model the contact with the mounting. They characterize the elastic behaviour of the interface and the unilateral contact. Springs stiffness will be a parameter of the model tuning.
The bolt has the formulation of an equivalent beam as described later in this paper.
3.1. Determining the axial stiffness of the bearing sector
In order to calculate the axial stiffness of the bearing sector we have used the improvement made by MASSOL [13] to the formulation of Rasmussen [14] for an elementary cylindrical assembly (Fig. 3).
The calculation of the equivalent section, noted Ap, makes it possible to determine the Kp stiffness of the parts. The relations used are
湖南工學(xué)院2011屆畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)書
系：機械工程系 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化
指導(dǎo)教師
黃開有
學(xué)生姓名
彭取
課題名稱
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
內(nèi)容及任務(wù)
本次設(shè)計主要是針對大中型軸承壓裝機的機械部分進行設(shè)計，而控制部分和液壓站部分不需要進行設(shè)計，根據(jù)已有的資料和到現(xiàn)場進行觀察，從而設(shè)計出達到要求和需要的軸承壓裝機。
液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分。液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機的總體設(shè)計同時進行。著手設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機的結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
任務(wù)：
（1）液壓系統(tǒng)總圖；
（2）電磁鐵動作順序表；
（3）壓裝機裝配圖；
（4）設(shè)計計算說明書。
①液壓缸負(fù)載及具體參數(shù)的計算，
②液壓系統(tǒng)圖的設(shè)計及說明
③液壓元件的選擇
④液壓系統(tǒng)性能驗算
⑤壓裝機的環(huán)境布置
擬達到的要求或技術(shù)指標(biāo)
(1) 統(tǒng)一要求：
按任務(wù)書要求完成規(guī)定的任務(wù)，撰寫設(shè)計說明書（論文），一律采用計算機編輯。內(nèi)容包括設(shè)計的意義與作用、設(shè)計方案選擇和計算、主要零件的受力分析和強度校核、經(jīng)濟技術(shù)分析等。寫出不少于400字的中文摘要；至少翻譯一篇本專業(yè)外文文獻（10000個以上印刷符號），并附譯文。
需完成不少于3張零號圖紙的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖、裝配圖和零件圖，其中應(yīng)包含一張以上用計算機繪制的具有中等難度的1號圖紙，同時至少有折合1號圖幅以上的圖紙用手工繪制，查閱到10篇以上與題目相關(guān)的文獻，按要求格式獨立撰寫不少于12000字的設(shè)計說明書。
(2) 主要技術(shù)參數(shù)：
軸承壓裝機的主要性能和參數(shù)
（1）最大壓裝力 457/KN
（2）壓裝缸行程 400/mm
（3）外形尺寸 5000*850*1500/mm
（4）許用壓力 高壓 9.5/Mpa
低壓 2.5/Mpa
（5）總功率 11.3/Mpa
（6）輪對最大直徑 915/mm
輪對最小直徑 760/mm
（7）重量 8000/kg
（8）壓裝端數(shù) 單、雙端
（9）壓裝方式 自動、手動
（10）可輸入并自動記錄壓裝單位、時間軸型、軸號、軸承號等
（11）自動打印出軸承壓裝參數(shù)以及位移變化的壓裝力曲線，貼靠后保壓5秒，自動作出壓裝質(zhì)量合格與否的判斷，可重復(fù)打印
（12）系統(tǒng)資料存儲：3000000/根軸資料
（13）時間自動生成
進度安排
起止日期
工作內(nèi)容
備注
第2～5周（2.28~3.27）
畢業(yè)調(diào)研及實習(xí)、搜集設(shè)計的相關(guān)資料
第6周（3.28~4.3）
設(shè)計方案的確定
第7～12周（4.4~5.15）
液壓缸負(fù)載及其具體參數(shù)的計算
第13周（5.16~5.22）
液壓系統(tǒng)的確定及相關(guān)圖紙的繪制
第14～15周（5.23~6.5）
編寫設(shè)計計算說明書, 通過指導(dǎo)老師驗收，準(zhǔn)備答辯
第16周（6.6~6.10）
畢業(yè)答辯
主要參考資料
[1] 楊培元,朱福元.[液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1999.12
[2]張利平.[液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1997.6
[3]劉新德.[袖珍液壓氣動手冊].2版.北京:機械工業(yè)出版社,2004.1
[4]吳宗澤,羅圣國.[機械設(shè)計課程設(shè)計手冊].2版.北京:高等教育出版社,1999
[5]嚴(yán)金申,張培生.[液壓傳動].北京:國防工業(yè)出版社,1979.12
[6]中國石油物資公司.[軸承手冊].北京:石油出版社,1991
[7]張云電.[薄壁缸套生產(chǎn)技術(shù)].北京:國防工業(yè)出版社,2001.11
[8]王成燾,倪劍勇,倪學(xué)海.[滾動軸承的配合與裝拆工藝].北京:機械工業(yè)出版社,1993.3
[9]葉君.[實用緊固件手冊].北京:機械工業(yè)出版社,2002.9
[10]成大先.[機械設(shè)計手冊],液壓傳動篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[11]成大先.[機械設(shè)計圖冊].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[12]成大先.[機械設(shè)計手冊],聯(lián)結(jié)與緊固篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[13]趙應(yīng)樾.[常用液壓缸與其修理].上海:上海交通大學(xué)出版社,1996
教研室
意見
年 月 日
系主管領(lǐng)導(dǎo)意見
年 月 日
2011屆畢業(yè)設(shè)計
材 料
系 、 部： 機械工程系
學(xué)生姓名： 彭取
指導(dǎo)教師： 黃開有
職 稱： 副教授
專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化
班 級： 機本0703班
學(xué) 號： 214070319
2011 年 6 月
材料清單
1、畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)書
2、指導(dǎo)教師評閱表
3、答辯及最終成績評定表
4、畢業(yè)論文
5、附錄材料
湖南工學(xué)院2011屆畢業(yè)設(shè)計（論文）課題任務(wù)書
系：機械工程系 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化
指導(dǎo)教師
黃開有
學(xué)生姓名
彭取
課題名稱
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
內(nèi)容及任務(wù)
本次設(shè)計主要是針對大中型軸承壓裝機的機械部分進行設(shè)計，而控制部分和液壓站部分不需要進行設(shè)計，根據(jù)已有的資料和到現(xiàn)場進行觀察，從而設(shè)計出達到要求和需要的軸承壓裝機。
液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分。液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機的總體設(shè)計同時進行。著手設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機的結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
任務(wù)：
（1）液壓系統(tǒng)總圖；
（2）電磁鐵動作順序表；
（3）壓裝機裝配圖；
（4）設(shè)計計算說明書。
①液壓缸負(fù)載及具體參數(shù)的計算，
②液壓系統(tǒng)圖的設(shè)計及說明
③液壓元件的選擇
④液壓系統(tǒng)性能驗算
⑤壓裝機的環(huán)境布置
擬達到的要求或技術(shù)指標(biāo)
(1) 統(tǒng)一要求：
按任務(wù)書要求完成規(guī)定的任務(wù)，撰寫設(shè)計說明書（論文），一律采用計算機編輯。內(nèi)容包括設(shè)計的意義與作用、設(shè)計方案選擇和計算、主要零件的受力分析和強度校核、經(jīng)濟技術(shù)分析等。寫出不少于400字的中文摘要；至少翻譯一篇本專業(yè)外文文獻（10000個以上印刷符號），并附譯文。
需完成不少于3張零號圖紙的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖、裝配圖和零件圖，其中應(yīng)包含一張以上用計算機繪制的具有中等難度的1號圖紙，同時至少有折合1號圖幅以上的圖紙用手工繪制，查閱到10篇以上與題目相關(guān)的文獻，按要求格式獨立撰寫不少于12000字的設(shè)計說明書。
(2) 主要技術(shù)參數(shù)：
軸承壓裝機的主要性能和參數(shù)
（1）最大壓裝力 457/KN
（2）壓裝缸行程 400/mm
（3）外形尺寸 5000*850*1500/mm
（4）許用壓力 高壓 9.5/Mpa
低壓 2.5/Mpa
（5）總功率 11.3/Mpa
（6）輪對最大直徑 915/mm
輪對最小直徑 760/mm
（7）重量 8000/kg
（8）壓裝端數(shù) 單、雙端
（9）壓裝方式 自動、手動
（10）可輸入并自動記錄壓裝單位、時間軸型、軸號、軸承號等
（11）自動打印出軸承壓裝參數(shù)以及位移變化的壓裝力曲線，貼靠后保壓5秒，自動作出壓裝質(zhì)量合格與否的判斷，可重復(fù)打印
（12）系統(tǒng)資料存儲：3000000/根軸資料
（13）時間自動生成
進度安排
起止日期
工作內(nèi)容
備注
第2～5周（2.28~3.27）
畢業(yè)調(diào)研及實習(xí)、搜集設(shè)計的相關(guān)資料
第6周（3.28~4.3）
設(shè)計方案的確定
第7～12周（4.4~5.15）
液壓缸負(fù)載及其具體參數(shù)的計算
第13周（5.16~5.22）
液壓系統(tǒng)的確定及相關(guān)圖紙的繪制
第14～15周（5.23~6.5）
編寫設(shè)計計算說明書, 通過指導(dǎo)老師驗收，準(zhǔn)備答辯
第16周（6.6~6.10）
畢業(yè)答辯
主要參考資料
[1] 楊培元,朱福元.[液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1999.12
[2]張利平.[液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1997.6
[3]劉新德.[袖珍液壓氣動手冊].2版.北京:機械工業(yè)出版社,2004.1
[4]吳宗澤,羅圣國.[機械設(shè)計課程設(shè)計手冊].2版.北京:高等教育出版社,1999
[5]嚴(yán)金申,張培生.[液壓傳動].北京:國防工業(yè)出版社,1979.12
[6]中國石油物資公司.[軸承手冊].北京:石油出版社,1991
[7]張云電.[薄壁缸套生產(chǎn)技術(shù)].北京:國防工業(yè)出版社,2001.11
[8]王成燾,倪劍勇,倪學(xué)海.[滾動軸承的配合與裝拆工藝].北京:機械工業(yè)出版社,1993.3
[9]葉君.[實用緊固件手冊].北京:機械工業(yè)出版社,2002.9
[10]成大先.[機械設(shè)計手冊],液壓傳動篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[11]成大先.[機械設(shè)計圖冊].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[12]成大先.[機械設(shè)計手冊],聯(lián)結(jié)與緊固篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[13]趙應(yīng)樾.[常用液壓缸與其修理].上海:上海交通大學(xué)出版社,1996
教研室
意見
年 月 日
系主管領(lǐng)導(dǎo)意見
年 月 日
湖南工學(xué)院20 11 屆畢業(yè)設(shè)計（論文）指導(dǎo)教師評閱表
系：機械工程系 專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化
學(xué)生姓名
彭取
學(xué) 號
2214070319
班 級
機本0703班
專 業(yè)
機械設(shè)計制造及其自動化
指導(dǎo)教師姓名
黃開有
課題名稱
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
評語：（包括以下方面，①學(xué)習(xí)態(tài)度、工作量完成情況、材料的完整性和規(guī)范性；②檢索和利用文獻能力、計算機應(yīng)用能力；③學(xué)術(shù)水平或設(shè)計水平、綜合運用知識能力和創(chuàng)新能力；）
是否同意參加答辯：
是□ 否□
指導(dǎo)教師評定成績
分值：
指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日
湖南工學(xué)院2011 屆畢業(yè)設(shè)計（論文）答辯及最終成績評定表
系： 專業(yè)：
學(xué)生姓名
學(xué)號
班級
答辯
日期
課題名稱
指導(dǎo)
教師
成 績 評 定
分值
評 定
小計
課題介紹
思路清晰，語言表達準(zhǔn)確，概念清楚，論點正確，實驗方法科學(xué)，分析歸納合理，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)，設(shè)計（論文）有應(yīng)用價值。
30
答辯
表現(xiàn)
思維敏捷,回答問題有理論根據(jù)，基本概念清楚，主要問題回答準(zhǔn)確大、深入,知識面寬。
必
答
題
40
自
由
提
問
30
合 計
100
答 辯 評 分
分值：
答辯小組長簽名：
答辯成績a：
×40％＝
指導(dǎo)教師評分
分值：
指導(dǎo)教師評定成績b：
×40％＝
評閱教師評分
分值：
評閱教師評定成績c：
×20％＝
最終評定成績：
分?jǐn)?shù)： 等級：
答辯委員會主任簽名：
年 月 日
說明：最終評定成績＝a+b+c，三個成績的百分比由各系自己確定，但應(yīng)控制在給定標(biāo)準(zhǔn)的10％左右。
本科畢業(yè)設(shè)計(論文)開題報告
學(xué)生姓名
彭取
學(xué) 號
214070319
專 業(yè)
機械設(shè)計制造及其自動化
指導(dǎo)教師
黃開有
職 稱
教 授
所在院系
機械工程系
課題來源
自擬課題
課題性質(zhì)
產(chǎn)品設(shè)計
課題名稱
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
畢業(yè)設(shè)計的意義和內(nèi)容?
文
獻
綜
述
文
獻
綜
述
文 獻 綜 述
文 獻 綜 述
文 獻 綜 述
文 獻 綜 述
本課題研究的意義：
由于當(dāng)時技術(shù)水平的限制以及研制者對軸承壓裝過程的認(rèn)識不足，經(jīng)過十多年來的生產(chǎn)實踐，滾動軸承在壓裝過程中記錄的時間－－壓力關(guān)系曲線的不足之處日趨明顯。為了達到軸承壓裝曲線具有真實反映壓裝質(zhì)量的目的，必須采用滾動軸承在壓入軸頸過程中記錄它的移動量與之對應(yīng)的壓力值組成的位移－－壓力曲線。大中型滾動軸承壓裝機正式為了適應(yīng)這種要求而研制生產(chǎn)的新一代滾動軸承壓裝機。
畢業(yè)設(shè)計的內(nèi)容梗概：
大中型型滾動軸承壓裝機(以下簡稱壓裝機)是用于鐵路車輛滾動軸承壓裝的專用設(shè)備。
壓裝機由機體、液壓站和控制臺三部分組成。三部分相對獨立，必要時可單獨使用在不同場合。
機體由床身、支座、主油缸、輔助油缸及輪對夾緊機構(gòu)組成。本機床身、支座在強度和剛度上較以前有很大的提高，主油缸設(shè)計獨特，具有良好的使用性能。液壓站的結(jié)構(gòu)和液控原理經(jīng)過多年的考驗，密封性能好，可靠。集成塊主體采用鍛剛制造，六面磨削加工?？刂婆_為流行的計算機操作臺結(jié)構(gòu)，強弱電分柜安裝，抗干擾能力強。壓裝機既能兩頭同時壓裝軸承，也可以單頭壓裝軸承，通過更換壓裝缸前端的引導(dǎo)套和壓裝蓋，并對控制系統(tǒng)的有關(guān)參數(shù)進行修改后，可以壓裝197726和352226兩種軸承。
本畢業(yè)設(shè)計任務(wù)簡介及設(shè)計的基本思路
本畢業(yè)設(shè)計任務(wù)簡介
本次設(shè)計主要是針對大中型軸承壓裝機的機械部分進行設(shè)計，而控制部分和液壓站部分不需要進行設(shè)計，根據(jù)已有的資料和到現(xiàn)場進行觀察，從而設(shè)計出達到要求和需要的軸承壓裝機。
液壓傳動系統(tǒng)是液壓機械的一個組成部分。液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計要同主機的總體設(shè)計同時進行。著手設(shè)計時，必須從實際情況出發(fā)，有機的結(jié)合各種傳動形式，充分發(fā)揮液壓傳動的優(yōu)點，力求設(shè)計出結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠、成本低、效率高、操作簡單、維修方便的液壓傳動系統(tǒng)。
本畢業(yè)設(shè)計的基本思路
a．明確液壓系統(tǒng)設(shè)計要求
b．工況分析(動力分析、運動分析)
c．確定主要參數(shù)
d．編制液壓元件工況圖
e．?dāng)M訂液壓系統(tǒng)圖
f．選擇和設(shè)計液壓元件
g．液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計、運算
h．繪制正式工作圖、編制設(shè)計說明書
1.1 軸承壓裝機液壓缸的設(shè)計及計算
3.1.1 分析工況及設(shè)計要求，繪制液壓系統(tǒng)草圖
以下是液壓系統(tǒng)原理圖:
（圖6）
3.1.2 計算液壓缸的外負(fù)載
3.1.2.1 壓裝缸
已知壓裝力為196 KN，最大壓裝力為475 KN并保壓5 s
3.1.2.2 夾緊缸
根據(jù)壓裝時的夾緊結(jié)構(gòu)設(shè)計，初步確定夾緊力為6000 N
3.1.2.3 頂起定位缸
因為是兩個缸對稱分布，而輪對重1000 kg，所以每個缸的負(fù)載為500*9.8=4900 N
3.1.2.4 確定系統(tǒng)的工作壓力
系統(tǒng)分別有高壓和低壓，高壓處最高為9.5/Mpa，低壓處最高為2.5/Mpa，不得超過此數(shù)值，具體請參考液壓原理圖
3.2 確定液壓缸的幾何參數(shù)
3.2．1 壓裝缸尺寸計算：
3.2.1.1 液壓缸工作壓力的確定
工進時為9.5 Mpa，快進時為2.5 Mpa
3.2.1.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
由公式有
其中R為最大壓裝力475 KN; 為機械效率0.95;為最大輸出壓力9.5 ;為系統(tǒng)背壓，在這取0計算，即無背壓。則：
查[1]表2-4（GB2348-80）取.
查[1]表2-3 、2-5 取。
, 。
3.2.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算
液壓缸的壁厚友液壓缸的強度條件來計算。
查公式有
式中——液壓缸壁厚（m）;
——液壓缸內(nèi)徑（m）;
——試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.251.5）/倍（）;
——缸筒材料的許用應(yīng)力。其值為:無縫鋼管：
一級缸的內(nèi)徑計算
查[2] 表4-11及C 表2-115
采用外徑為160mm,壁厚為18mm的無縫鋼管。
同理取活塞桿材料為外徑90mm,壁厚5mm的無縫鋼管。
二級缸的內(nèi)徑計算
查[2] 表4-11及C 表2-115
采用外徑為325mm,壁厚為38mm的無縫鋼管。
3.2.1.4 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，并參照[1] 表2-6中的尺寸系列來選取標(biāo)準(zhǔn)值。
一級缸工作行程長度為200mm；
二級缸工作行程長度為400mm.
3.2.1.5 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算。
無孔時
有孔時
式中 ——缸蓋有效厚度（mm）;
——缸蓋止口內(nèi)徑（mm）;
——缸蓋孔的直徑（m）.
得=15mm.
=45mm
=45 mm
3.2.1.6 最小導(dǎo)向長度的確定
當(dāng)活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點的距離H 稱為最小導(dǎo)向長度。
對一般的液壓缸，最小導(dǎo)向長度H 應(yīng)滿足以下要求
式中——液壓缸的最大行程;
——液壓缸內(nèi)徑。
3.2.1.7 缸體長度的確定
液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形尺寸長度還要考慮到兩端缸蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的/倍。
一級缸缸體內(nèi)部長度
二級缸缸體內(nèi)部長度
缸體外形尺寸為
3.2.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算
因兩級液壓缸支承長度，故無須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性。
3.2.2 定位缸及其主要尺寸的確定
3.2.2.1 液壓缸工作壓力的確定
參見手冊1（《液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊）》，定位缸的壓力取2．0/Mpa。
3.2.2.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
由公式： 可得:
其中: D－－液壓缸柱塞直徑
－－液壓缸工作壓力,初算時可取系統(tǒng)工作壓力;
F－－工作循環(huán)中的最大的外負(fù)載；
－－液壓缸密封處的摩擦力，它的精確值不容易求得，常用液壓缸的機械效率進行估算。
－－液壓缸的機械效率，一般=0.9-0.97。
由計算得到的數(shù)據(jù)，根據(jù)液壓缸活塞桿直徑系列（GB2348-80）再結(jié)合實際，圓整為70mm。
3.2.2.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取
其壁厚按下面的公式計算：
式中：δ---液壓缸的壁厚（m）；
D---液壓缸的內(nèi)徑（m）；
---試驗壓力，一般取最大工作壓力的（1.25～1.5）倍（Mpa）；
---缸筒材料的許用壓力，其值為：鍛鋼：=110～120/Mpa；
鑄鋼：=100～110 /Mpa；無縫鋼管：=100～110 /Mpa；
高強度鑄鐵：=60 /Mpa；灰鑄鐵：=25 /Mpa。
D+2δ
式中值應(yīng)該按無縫鋼管標(biāo)準(zhǔn)，選取110 /mm。
3.2.2.4 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，在這里，柱塞缸的工作行程為140/mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）的第2優(yōu)先組。
3.2.2.5 缸蓋厚度的確定
這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為25/mm。
3.2.2.6 最小導(dǎo)向長度的確定
由于選取的是柱塞缸，導(dǎo)向長度相對來說要加長點，這里選取導(dǎo)向長度為70/mm
3.2.2.7 缸體長度的確定
缸體長度取250/mm，沒有超出規(guī)定的要求。
3.2.2.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度
由于柱塞直徑D與其壁厚δ的比值小于10，所以這里用厚壁筒強度計算公式估計：
代入數(shù)值，計算：
=1.77/mm
3.2.3 夾緊缸及其主要尺寸的確定
3.2.3.1 液壓缸工作壓力的確定
夾緊缸主要起到的是徑向的推力，從而推動頂桿，使之夾緊輪對，這里夾緊缸的工作壓力最大不超過2.5/ Mpa。選取2.0/Mpa計算。
3.2.3.2 液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定
由公式：
根據(jù)液壓缸內(nèi)徑尺寸系列（GB2348-80）將所得數(shù)值圓整為80/mm。
根據(jù)活塞桿直徑可由d/D值計算所得，由計算所得的D根據(jù)工作壓力和參考]《液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計手冊》，結(jié)合活塞桿直徑系列（GB2348-80），活塞桿直徑可選?。篸=45/mm。
3.2.3.3 液壓缸壁厚和外徑的計算和選取
按材料力學(xué)中的厚壁圓筒公式進行壁厚的計算：
按經(jīng)驗選取，在這里選取10/mm。
液壓缸壁厚算出后，即可以求得缸體的外徑為：
D+2δ
式中值按經(jīng)驗選取100 /mm。
3.2.3.4 液壓缸工作行程的確定
液壓缸工作行程長度，可根據(jù)執(zhí)行機構(gòu)實際工作的最大行程來確定，在這里，夾緊缸的工作行程為112 /mm。屬于活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）的第2優(yōu)先組。
3.2.3.5 缸蓋厚度的確定
一般液壓缸多為平底缸蓋，無孔時，其有效厚度t按強度要求可用下式計算：
這里按經(jīng)驗選取缸蓋厚度為22mm。
3.2.3.6 最小導(dǎo)向長度的確定
參考液壓缸結(jié)構(gòu)設(shè)計工具書，將夾緊缸的最小導(dǎo)向長度定為40/mm。
3.2.3.7 缸體長度的確定
缸體長度取212/mm，沒有超出規(guī)定的要求，符合條件。
3.2.3.8 計算液壓缸主要零件的強度和剛度
這里用厚壁筒強度計算公式估計：
按經(jīng)驗選取的壁厚10/mm完全符合要求。
經(jīng)校核符合要求。
3.4 液壓系統(tǒng)元件的分析和選擇
3.4.1 確定供油方式
本設(shè)計中，采用的是YB-E32/63雙聯(lián)葉片泵
3.4.2 調(diào)速方式的選擇
減少油口在液壓原理上實質(zhì)是利用壓力變化的作用，也就是說，大中型滾動軸承壓裝機在壓裝過程中，會出現(xiàn)兩個油缸不同的情況時（可通過觀察兩個壓裝油缸上的壓力表），而兩缸仍能繼續(xù)同時進行壓裝。分流閥調(diào)節(jié)示意圖如圖8：
（圖9）
3.4.3 速度換接方式的選擇
本系統(tǒng)采用電磁閥的快慢速換接回路。
3.4.4 夾緊回路的選擇
這里采用失電夾緊方式。
3.4.5 定位回路的選擇
這里采用失電夾緊方式。
3.4.6 傳感器和調(diào)理器的選擇
本機選用壓阻式壓力傳感器，型號為CYG-30。調(diào)理器是一臺高精度，低漂移的直流放大器，本機配用TKF-1型信號調(diào)理器。
3.7 壓裝機及其環(huán)境的布置
壓裝機由機體、液壓站和控制臺三部分組成，液壓站和控制臺相對主機應(yīng)該就近布置，現(xiàn)場的鋼軌與機體上的導(dǎo)軌應(yīng)該聯(lián)結(jié)平整。壓裝機工作時，床身承受很大的拉力和彎矩，因此基礎(chǔ)應(yīng)該搗實摸平，按照基礎(chǔ)圖的要求完成。機體就位時下部應(yīng)該墊平，特別是全部地腳螺栓處要墊實。地腳螺栓為受力件，一定要埋牢固，以防止在工作中松動從而引起床身變形，影響壓裝檢測精度。
設(shè)
計
提
綱
分析工況及設(shè)計要求，繪制液壓系統(tǒng)草圖
計算液壓缸的外負(fù)載
確定液壓缸的幾何參數(shù)
壓裝缸尺寸計算
定位缸及其主要尺寸的確定
夾緊缸及其主要尺寸的確定
液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
夾緊液壓缸和定位液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
液壓系統(tǒng)元件的分析和選擇
液壓站的結(jié)構(gòu)
液壓缸的調(diào)整
壓裝機及其環(huán)境的布置
設(shè)計總結(jié)
鳴謝
參考文獻
設(shè)計進
度安排
及主要
參考文
獻
設(shè)計進度安排：
2011.3.1——2011.3.15 開題報告，廣泛收集設(shè)計相關(guān)資料
2011.3.17——2011.5.20 根據(jù)收集好的資料認(rèn)真做好設(shè)計，并定期向指導(dǎo)老師匯報進度。
2011.5.21——2011.5.23 定稿
2011.5.25——2011.6.02 準(zhǔn)備答辯
主要參考文獻：
[1] 楊培元,朱福元.[液壓系統(tǒng)設(shè)計簡明手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1999.12
[2]張利平.[液壓氣動系統(tǒng)設(shè)計手冊].北京：機械工業(yè)出版社，1997.6
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[4]吳宗澤,羅圣國.[機械設(shè)計課程設(shè)計手冊].2版.北京:高等教育出版社,1999
[5]嚴(yán)金申,張培生.[液壓傳動].北京:國防工業(yè)出版社,1979.12
[6]中國石油物資公司.[軸承手冊].北京:石油出版社,1991
[7]張云電.[薄壁缸套生產(chǎn)技術(shù)].北京:國防工業(yè)出版社,2001.11
[8]王成燾,倪劍勇,倪學(xué)海.[滾動軸承的配合與裝拆工藝].北京:機械工業(yè)出版社,1993.3
[9]葉君.[實用緊固件手冊].北京:機械工業(yè)出版社,2002.9
[10]成大先.[機械設(shè)計手冊],液壓傳動篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[11]成大先.[機械設(shè)計圖冊].北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[12]成大先.[機械設(shè)計手冊],聯(lián)結(jié)與緊固篇.北京:化學(xué)工業(yè)出版社,2004.1
[13]趙應(yīng)樾.[常用液壓缸與其修理].上海:上海交通大學(xué)出版社,1996
指導(dǎo)教師批閱意見
指導(dǎo)教師(簽名)： 年 月 日
湖南工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(論文)工作中期檢查表
題目
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
學(xué)生姓名
彭取
班級學(xué)號
214070319
專業(yè)
機械設(shè)計制造及其自動化
指
導(dǎo)
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學(xué)生調(diào)研及查閱文獻情況
畢業(yè)設(shè)計（論文）原計劃有無調(diào)整
學(xué)生是否按計劃執(zhí)行工作進度
學(xué)生是否能獨立完成工作任務(wù)
學(xué)生的英文翻譯情況
學(xué)生每周接受指導(dǎo)的次數(shù)及時間
畢業(yè)設(shè)計（論文）過程檢查記錄情況
學(xué)生的工作態(tài)度在相應(yīng)選項劃“√”
□認(rèn)真
□一般
□較差
尚存在的問題及采取的措施：
指導(dǎo)教師簽字： 年 月 日
系部意見：
負(fù)責(zé)人簽字：
年 月 日
湖南工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文）評閱評語表
題 目
大中型滾動軸承壓裝機設(shè)計
學(xué)生姓名
彭取
班級學(xué)號
214070319
專業(yè)
機械設(shè)計制造及其自動化
評閱
教師姓名
職稱
工作單位
評分內(nèi)容
具 體 要 求
總分
評分
開題情況
調(diào)研論證
能獨立查閱文獻資料及從事其他形式的調(diào)研，能較好地理解課題任務(wù)并提出實施方案，有分析整理各類信息并從中獲取新知識的能力。
10
外文翻譯
摘要及外文資料翻譯準(zhǔn)確，文字流暢，符合規(guī)定內(nèi)容及字?jǐn)?shù)要求。
10
設(shè)計質(zhì)量
論證、分析、設(shè)計、計算、結(jié)構(gòu)、建模、實驗正確合理。
35
創(chuàng)新
工作中有創(chuàng)新意識，有重大改進或獨特見解，有一定實用價值。
10
撰寫質(zhì)量
結(jié)構(gòu)嚴(yán)謹(jǐn)，文字通順，用語符合技術(shù)規(guī)范，圖表清楚，書寫格式規(guī)范，符合規(guī)定字?jǐn)?shù)要求。
15
綜合能力
能綜合運用所學(xué)知識和技能發(fā)現(xiàn)與解決實際問題。
20
總評分
評閱教師
評閱意見
評閱成績
總評分ⅹ20%
評閱教師簽名
日期