購(gòu)買(mǎi)設(shè)計(jì)請(qǐng)充值后下載，，資源目錄下的文件所見(jiàn)即所得，都可以點(diǎn)開(kāi)預(yù)覽，，資料完整，充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?！咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙，doc,docx為WORD文檔，原稿無(wú)水印，可編輯。。。具體請(qǐng)見(jiàn)文件預(yù)覽，有不明白之處，可咨詢(xún)QQ:12401814

NOVEL METHOD OF REALIZING THE OPTIMAL TRANSMISSION OF THE CRANK-AND-ROCKER MECHANISM DESIGN Abstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use. Keywords： Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variation INTRODUCTION By conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized. The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively. 1. ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle. The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established. The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker 3l and the oscillating angle of rocker ? are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation K is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank A possibly realized is calculated corresponding to value K . 1.1 Length of bars of crank and rocker mechanism As shown in Fig.1, left arc GC2 is the permitted field of point A . The coordinates of point A are chosen by small step from point 2C to point G . The coordinates of point A are 02 hyy cA ?? (1) 22 AA yRx ?? (2) where 0h , the step, is increased by small increment within range(0,H ). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. R is the radius of the design circle. d is the distance from 2C to G . 2c o s)2c o s (22c o s 33 ???? ?????? ???? lRld (3) Calculating the length of arc 1AC and 2AC , the length of the bars of the mechanism corresponding to point A is obtained[1,2]. 1.2 Minimum transmission angle min? Minimum transmission angle min? (see Fig.2) is determined by the equations[3] 32 2142322 m i n 2 )(c o s ll llll ????? (4) 32 2142322 m a x 2 )(c o s ll llll ????? (5) maxmin 180 ?? ???? (6) where 1l —— Length of crank(mm) 2l —— Length of connecting bar(mm) 3l —— Length of rocker(mm) 4l —— Length of machine frame(mm) Firstly, we choose minimum comparing min? with min?? . And then we record all values of min? greater than or equal to ?40 and choose the maximum of them. Secondly, we find the maximum of min? corresponding to any oscillating angle ? which is chosen by small step in the permitted range (maximum of min? is different oscillating angle ? and the coefficient of travel speed variation K ). Finally, we change the length of rocker 3l by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of min? corresponding to the different length of bars, different oscillating angle ? and the coefficient of travel speed variation K . Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design. It is worth pointing out that whatever the length of rocker 3l is evaluated, the location that the maximum of min? arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame 3l / 4l , while independent of 3l . 2. DESIGN METHOD 2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker The design procedure is as follows. (1) According to given K and ? , taken account to the formula the extreme included angle ? is found. The corresponding ratio of the length of bars 3l / 4l is obtained consulting Fig.3. ????? 18011KK? (7) (2) Choose the length of rocker 3l according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio 3l / 4l . (3) Choose the centre of fixed hinge D as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker 3l (see Fig.4), and ??? 21DCC . Then plot 212 CCMC ? , draw NC1 , and make angle ????? 9012 NCC . Thus the point of intersection of MC2 and NC1 is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle 21CPC? . (4) Plot an arc with point D as the centre of the circle, 4l as the radius. The arc intersections arc GC2 at point A . Point A is just the centre of the fixed hinge of the crank. Therefore, from the length of the crank 2/)( 211 ACACl ?? (8) and the length of the connecting bar 112 lACl ?? (9) we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of 1l , 2l , 3l , and 4l .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions. 2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variation We take the following steps. (1) The appropriate ratio of the bars 3l / 4l can be chosen according to given K . Furthermore, we find the length of machine frame 4l (the length of rocker 3l ). (2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obtained consulting Fig.3. And we calculate the extreme included angle ? . Then repeat (3) and (4) in section 2.1 3. DESIGN EXAMPLE The known conditions are that the coefficient of travel speed variation 1818.1?K and maximum oscillating angle ??40? . The crankandrocker mechanism realizing the optimal transmission is designed by the diagram solution method presented above. First, with Eq.(7), we can calculate the extreme included angle ??15? . Then, we find 93.0/ 43 ?ll consulting Fig.3 according to the values of ? and ? . If evaluate 503?l mm, then we will obtain 76.5393.0/504 ??l mm. Next, draw sketch(omitted). As result, the length of bars is 161?l mm, 462?l mm, 503?l mm, 76.534 ?l mm. The minimum transmission angle is ?????? 3698.46 2 )(a r c c o s 32 2142322 m in ll llll? The results obtained by computer are 2227.161 ?l mm, 5093.442 ?l mm, 0000.503 ?l mm, 8986.534 ?l mm. Provided that the figure design is carried under the condition of the Auto CAD circumstances, very precise design results can be achieved. 4. CONCLUSIONS A novel approach of diagram solution can realize the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism. The method is simple and convenient in the practical use. In conventional design of mechanism, taking 0.1 mm as the value of effective the precision of the component sizes will be enough. 譯文： 認(rèn)識(shí)曲柄搖臂機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的最優(yōu)傳動(dòng)方法 摘要：一種曲柄搖臂機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的最優(yōu)傳動(dòng)的方法被提出。這種優(yōu)化組合設(shè)計(jì)被用來(lái)找出最優(yōu)的傳遞參數(shù)。得出最優(yōu)傳遞圖。在圖中，在極小的傳動(dòng)角度之間, 滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動(dòng)角度和桿的長(zhǎng)度被直觀地顯示。 這是這種方法擁有的主要特征。根據(jù)指定的要求，它將傳動(dòng)角度之下的最優(yōu)傳動(dòng)參數(shù)直接地表達(dá)在圖上。通過(guò)這種方法，機(jī)械傳動(dòng)的特性能用以獲取最優(yōu)傳動(dòng)效果。特別是， 這種方法是簡(jiǎn)單和實(shí)用的。 關(guān)鍵字：曲柄搖臂機(jī)構(gòu) 最優(yōu)傳動(dòng)角度 滑移速度變化系數(shù) 介紹 由曲柄搖臂機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)的常規(guī)方法, 在各種各樣的參量之間很難找出優(yōu)化組合的最優(yōu)傳動(dòng)。通過(guò)本文介紹的圖面設(shè)計(jì)方法可以幫助達(dá)到這個(gè)目的。在指定的情況下，通過(guò)觀查設(shè)計(jì)圖面, 我們就能得到每個(gè)參量和另外一個(gè)曲柄搖臂機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)之間的聯(lián)系。由因認(rèn)識(shí)最優(yōu)傳動(dòng)。 具體的設(shè)計(jì)的理論和方法， 以及它們各自的應(yīng)用事例將在以下介紹。 1 優(yōu)化傳動(dòng)設(shè)計(jì)的建立 優(yōu)化傳動(dòng)的設(shè)計(jì)一直是設(shè)計(jì)師改進(jìn)傳輸效率和追求產(chǎn)量的最重要的索引的當(dāng)中一個(gè)。曲柄搖臂機(jī)構(gòu)被廣泛應(yīng)用在機(jī)械傳動(dòng)中。如何改進(jìn)工作效率和減少多余的功率損失直接地與滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動(dòng)角度和曲柄搖臂的比率有關(guān)系。這些參數(shù)的合理組合采用對(duì)機(jī)械效率和產(chǎn)量有重要作用, 這些主要體現(xiàn)在極小的傳輸角度上。 認(rèn)識(shí)機(jī)械優(yōu)化傳動(dòng)目的是找到極小的傳輸角度的最大值。設(shè)計(jì)參數(shù)是適度地減少限制而且分開(kāi)的合理優(yōu)化方法的結(jié)合。因此，完全限制領(lǐng)域的優(yōu)化傳動(dòng)建立了。 以下步驟被采用在通常的設(shè)計(jì)方法。 首先，測(cè)量出搖臂的長(zhǎng)度和搖臂的擺動(dòng)角度的初始值。 然后滑移速度變化系數(shù)的值被定在允許的范圍內(nèi)。 同時(shí)，曲柄固定的鉸接座標(biāo)可能被認(rèn)為是任意值。 1.1 曲柄搖臂機(jī)構(gòu)桿的長(zhǎng)度 由圖Fig.1，左弧是點(diǎn)被允許的領(lǐng)域。點(diǎn)的座標(biāo)的選擇從點(diǎn)到點(diǎn)。 點(diǎn)的座標(biāo)是 (1) (2) 當(dāng)，高度，在range(0 ，) 被逐漸增加。如果選的越小,計(jì)算精度將越高。 是設(shè)計(jì)圓的半徑。是從到的距離。 (3) 計(jì)算弧和的長(zhǎng)度，機(jī)械桿對(duì)應(yīng)于點(diǎn)的長(zhǎng)度是obtained[1,2 ] 。 1.2 極小的傳動(dòng)角度 極小的傳動(dòng)角度 (參見(jiàn)Fig.2) 由equations[3]確定 (4) (5) (6) 由于——曲柄的長(zhǎng)度(毫米) ——連桿的長(zhǎng)度（毫米） ——搖臂的長(zhǎng)度（毫米） ——機(jī)器的長(zhǎng)度（毫米） 首先, 我們比較極小值和。 并且我們記錄所有的值大于或等于，然后選擇他們之間的最大值。 第二, 我們發(fā)現(xiàn)最大值對(duì)應(yīng)于一個(gè)逐漸變小的范圍的任一個(gè)擺動(dòng)的角度 (最大值是不同于擺動(dòng)的角度和滑移速度變化系數(shù)) 。 最后, 我們相似地慢慢縮小搖臂的長(zhǎng)度。 因而我們能獲得最大值對(duì)應(yīng)于桿的不同長(zhǎng)度, 另外擺動(dòng)的角度和滑移速度變化系數(shù)。 Fig.3成功的表達(dá)設(shè)計(jì)的目的。 它確定了無(wú)論是搖臂的長(zhǎng)度,最大值出現(xiàn)的地點(diǎn)，只與搖臂的長(zhǎng)度和機(jī)械的長(zhǎng)度的比率/有關(guān), 當(dāng)確定時(shí)。 2 設(shè)計(jì)方法 2.1 認(rèn)識(shí)最優(yōu)傳動(dòng)設(shè)計(jì)下滑移速度變化系數(shù)和搖臂的最大擺動(dòng)的角度 設(shè)計(jì)步驟如下。 (1) 根據(jù)所給的和， 通常采取對(duì)發(fā)現(xiàn)極限角度的解釋。 桿的長(zhǎng)度的對(duì)應(yīng)的比率/是從圖Fig.3獲得的 。 (7) (2) 根據(jù)工作要求選擇搖臂的長(zhǎng)度， 機(jī)械的長(zhǎng)度是從比率/獲得的。 (3) 任意地選擇固定的鉸接的中心作為端點(diǎn)，并且做一個(gè)等腰三角形,令一條邊與搖臂的長(zhǎng)度相等 (參見(jiàn)Fig.4)，令。 然后做， 連接，并且做角度。 因而增加了交點(diǎn)和。 最后， 畫(huà)三角形。 (4)以點(diǎn)作為圓的中心，為半徑畫(huà)圓弧。 弧交點(diǎn)在點(diǎn)。 點(diǎn)是曲柄的固定鉸接的中心。 所以, 從曲柄的長(zhǎng)度 (8) 并且連桿的長(zhǎng)度 (9) 我們將獲得曲柄搖臂機(jī)構(gòu)包括，，和。因而優(yōu)化傳動(dòng)加工會(huì)在指定的情況下進(jìn)行。 2.2 認(rèn)識(shí)優(yōu)化傳動(dòng)設(shè)計(jì)下?lián)u臂的長(zhǎng)度(或機(jī)械的長(zhǎng)度) 和滑移速度變化系數(shù) 我們采取以下步驟。 (1)根據(jù)選擇的確定桿的適當(dāng)比率/。 此外，我們得出機(jī)械 (搖臂的長(zhǎng)度) 。 (2) 搖臂對(duì)應(yīng)的擺動(dòng)的角度可以從圖Fig.3 獲得。 并且我們計(jì)算出極限角度。 然后根據(jù)2.1重覆(3) 和(4) 3 設(shè)計(jì)例子 已知的條件是, 滑移速度變化系數(shù)和最大擺動(dòng)角度。 提出曲柄搖臂機(jī)械優(yōu)化傳動(dòng)圖方法設(shè)計(jì)方案。 首先， 通過(guò)公式(7)，我們能計(jì)算出極限角度。 然后，我們通過(guò)表格Fig.3 查出以及和的值。 假設(shè)mm, 然后我們將得出mm。 然后, 做sketch(omitted) 。 最后, 算出桿的長(zhǎng)度分別是 mm, mm, mm, mm. 極小傳動(dòng)角度是 結(jié)果由計(jì)算可得 mm， mm， mm， mm。 在運(yùn)用Auto CAD 制圖設(shè)計(jì)的情況, 可達(dá)到非常精確設(shè)計(jì)結(jié)果。 4結(jié)論 認(rèn)識(shí)圖解法解答曲柄搖臂機(jī)構(gòu)的最優(yōu)傳動(dòng)。這種方法是簡(jiǎn)單和實(shí)用的。通常在機(jī)械設(shè)計(jì)中, 將0.1 毫米作為最小有效精度是足夠的。 湘潭大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）工作中期檢查表 系 機(jī)電系 專(zhuān)業(yè) 機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化 班級(jí) 機(jī) 二 姓 名 李小冬 學(xué) 號(hào) 2010962920 指導(dǎo)教師 趙又紅 指導(dǎo)教師職稱(chēng) 副教授 題目名稱(chēng) 半自動(dòng)平壓模切機(jī) 題目來(lái)源 科研 企業(yè) ■ 其它 課題名稱(chēng) 半自動(dòng)平壓模切機(jī) 題目性質(zhì) ■ 工程設(shè)計(jì) 理論研究 科學(xué)實(shí)驗(yàn) 軟件開(kāi)發(fā) 綜合應(yīng)用 其它 資料情況 1、選題是否有變化 有 ■ 否 2、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) ■ 有 否 3、文獻(xiàn)綜述是否完成 ■ 完成 未完成 4、外文翻譯 完成 ■ 未完成 由 學(xué) 生 填 寫(xiě) 目前研究設(shè)計(jì)到何階段、進(jìn)度狀況： 分析確定了半自動(dòng)平壓模切機(jī)的設(shè)計(jì)方案；設(shè)計(jì)出了運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖；并通過(guò)計(jì)算分析，對(duì)半自動(dòng)平壓模切機(jī)傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，執(zhí)行機(jī)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)和分析；并畫(huà)出了部分零件的CAD草圖。 由 老 師 填 寫(xiě) 工作進(jìn)度預(yù)測(cè)（按照任務(wù)書(shū)中時(shí)間計(jì)劃） 提前完成 按計(jì)劃完成 拖后完成 無(wú)法完成 工作態(tài)度（學(xué)生對(duì)畢業(yè)論文的認(rèn)真程度、紀(jì)律及出勤情況）： 認(rèn)真 較認(rèn)真 一般 不認(rèn)真 質(zhì)量評(píng)價(jià)（學(xué)生前期已完成的工作的質(zhì)量情況） 優(yōu) 良 中 差 存在的問(wèn)題與建議： 指導(dǎo)教師（簽名）： 年 月 日 建議檢查結(jié)果： 通過(guò) 限期整改 緩答辯 系意見(jiàn)： 簽名： 年 月 日 注：1、該表由指導(dǎo)教師和學(xué)生填寫(xiě)。 2、此表作為附件裝入畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）資料袋存檔。 湘潭大學(xué)興湘學(xué)院本科畢業(yè)論文 摘要 機(jī)械設(shè)計(jì)是工科高等學(xué)校機(jī)械類(lèi)，機(jī)電類(lèi)等專(zhuān)業(yè)必修的一門(mén)技術(shù)基礎(chǔ)課，我們?cè)趯W(xué)習(xí)基礎(chǔ)知識(shí)的同時(shí)，也應(yīng)更加注重對(duì)知識(shí)的整體運(yùn)用和實(shí)踐。半自動(dòng)平壓模切機(jī)是印刷包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱等紙制品的專(zhuān)用設(shè)備,應(yīng)用非常廣泛。本文從擬定運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖出發(fā)，通過(guò)查找機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，比較不同方案，選擇了最合適的傳動(dòng)系統(tǒng)和執(zhí)行機(jī)構(gòu)，并且對(duì)其工作原理，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和幾何參數(shù)進(jìn)行了深刻的分析和計(jì)算。設(shè)計(jì)完成后，用Auto CAD畫(huà)出半自動(dòng)模切機(jī)的裝配圖以及相關(guān)的零件圖。該模切機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，效率高，易操作等特點(diǎn)。 關(guān)鍵詞：機(jī)械設(shè)計(jì) 半自動(dòng)平壓模切機(jī) Auto cad Abstract Mechanical design is engineering colleges machinery, mechanical and electrical and other technical professionals a compulsory basic course, we have to learn the basics, but also should pay more attention to the overall use of knowledge and practice. Semi automatic platen die-cutting machine is the printing and packaging industry to suppress cartons, cardboard boxes and other paper products, special equipment, is widely used. This departure from the intended motion cycle chart, Mechanical Design Handbook by looking to compare different options and choose the most suitable transmission and executive bodies, and its working principle, structure design and geometric parameters of the in-depth analysis and calculations. Design is complete, use Auto CAD draw semi-automatic cutting machine assembly drawings and associated parts diagram. The cutting machine has a simple and compact structure, high efficiency, easy operation and so on. Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 第一章 概述 1.1 選題依據(jù)： 本課題其研究的目標(biāo)為設(shè)計(jì)可實(shí)現(xiàn)對(duì)各種規(guī)格的白紙板，厚度在4mm以下的瓦楞紙板，以及各種高級(jí)精細(xì)的印刷品進(jìn)行壓痕、切線(xiàn)、壓凹凸。本課題主要研究模切機(jī)總體方案設(shè)計(jì)，模切機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，主執(zhí)行機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)（機(jī)構(gòu)選型）及其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，對(duì)主要零部件進(jìn)行強(qiáng)度和力的計(jì)算，產(chǎn)要求繪制所設(shè)計(jì)方案的機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖，繪制模切機(jī)的裝配和重要零件的零件圖。 1.2 課題的意義： 平壓平模切機(jī)是目前應(yīng)用最廣泛的最普遍的類(lèi)型，也是國(guó)內(nèi)外生產(chǎn)廠(chǎng)家最多的機(jī)型。平壓平模切機(jī)可以用于各種類(lèi)型的模切，既能模切瓦楞紙板、卡紙、不干膠，又能模切橡膠、海綿、金屬板材等，既能人工續(xù)紙半自動(dòng)模切，也能全自動(dòng)高速聯(lián)動(dòng)模切。半自動(dòng)平壓模切機(jī)的精準(zhǔn)度比比一般的模切機(jī)要高。他的工作原理最具有代表性的，所以研究它也及其重要。平壓平模切機(jī)分為立式、臥式兩種。立式模切機(jī)俗稱(chēng)“老虎嘴”機(jī)，其特點(diǎn)是精準(zhǔn)度比圓壓圓模切機(jī)好，售價(jià)便宜，突出的缺點(diǎn)是安全系數(shù)低，多年來(lái)始終沒(méi)有徹底解決杜絕傷殘事故問(wèn)題，工傷事故時(shí)有發(fā)生，在當(dāng)今國(guó)家重點(diǎn)保證人身安全并已立法的大環(huán)境下，如果還是解決不了安全問(wèn)題，必然要退出市場(chǎng)。臥式模切機(jī)分為半自動(dòng)模切機(jī)、全自動(dòng)模切機(jī)以及帶清廢和不帶清廢四種。它們的共同特點(diǎn)是精準(zhǔn)度比較準(zhǔn)確，效率比“老虎嘴”機(jī)高，比圓壓圓低，處于中位。 近二十年來(lái)，平壓模切機(jī)是使用最廣泛且技術(shù)發(fā)展最快的機(jī)型。作為一個(gè)剛剛畢業(yè)的大學(xué)生，要想以后在實(shí)際的工作當(dāng)中有自己的技術(shù)進(jìn)步與技術(shù)創(chuàng)新，就必須先搞懂基本設(shè)備的基本原理以及各個(gè)部分的工作原理。為以后實(shí)現(xiàn)模切機(jī)的數(shù)字化和智能化做好充分準(zhǔn)備。 當(dāng)前，國(guó)外先進(jìn)自動(dòng)平壓平模切機(jī)的工作速度普遍在7500～9000張／小時(shí)左右。瑞士BOBST公司生產(chǎn)的SPRINT?EPA106-PER?自動(dòng)模切壓痕機(jī)(帶全清廢單元)達(dá)到了12000張／小時(shí)的單機(jī)模切壓痕速度。與此相比較，我國(guó)生產(chǎn)的自動(dòng)平壓平模切機(jī)工作速度較低，一般在5500～7500張／小時(shí)左右。從模切精度上講，國(guó)外先進(jìn)自動(dòng)平壓模切機(jī)的模切精度通?？梢钥刂圃?．1mm左右，而國(guó)產(chǎn)自動(dòng)平壓模切機(jī)的模切精度絕大多數(shù)在0．15ham～0．2mm范圍內(nèi)，只有少量機(jī)型能夠達(dá)到0．1mm的模切精度。另外，國(guó)產(chǎn)自動(dòng)平壓平模切機(jī)在高速工作時(shí)，模切精度大幅度下降，并伴有大量噪聲，機(jī)器磨損非常嚴(yán)重，影響了國(guó)產(chǎn)自動(dòng)平壓平模切機(jī)在國(guó)內(nèi)和國(guó)際市場(chǎng)的競(jìng)爭(zhēng)力。如何解決以上問(wèn)題，使產(chǎn)品向高速、高精度、高穩(wěn)定性的方向 第二章 半自動(dòng)平壓模切機(jī)的方案選型 2.1 送料模切機(jī)構(gòu) 送料機(jī)構(gòu)的選擇： 1， 紙板的輸送可采用： a.鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)； b.帶輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu): 在這里我選用的是鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 其主要理由有以下幾點(diǎn) ①采用鏈輪傳動(dòng)可以更好的固定紙板夾子； ②鏈傳動(dòng)無(wú)彈性滑動(dòng)和整體打滑現(xiàn)象,因而能保持準(zhǔn)確的平均傳動(dòng)比,承載能力大，傳動(dòng)效率高，且可實(shí)現(xiàn)中心距較大的軸間傳動(dòng)； ③模切機(jī)在進(jìn)行模切動(dòng)作時(shí)摩擦較大，易發(fā)熱，而鏈傳動(dòng)正好可以適合長(zhǎng)時(shí)間在惡劣環(huán)境下工作。 圖2-1 雙列鏈傳動(dòng)正視圖 2， 紙板停歇可采用： a. 凸輪；b.不完全齒輪. 我這里選擇的是b不完全齒輪 ① 用不完全齒輪機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,工作可靠,造價(jià)低廉，維修方便。 ② 可以容易的實(shí)現(xiàn)從動(dòng)件的運(yùn)動(dòng)時(shí)間和靜止時(shí)間的比例在很大范圍內(nèi)的調(diào)節(jié)； ③工作時(shí)面接觸不容易磨損。 在工作時(shí)，不完全齒輪帶動(dòng)主動(dòng)鏈輪做單向間歇運(yùn)動(dòng)，不完全齒輪機(jī)構(gòu)的主動(dòng)輪每轉(zhuǎn)3圈,從動(dòng)輪回轉(zhuǎn)一周,將鏈條安放在鏈輪上，鏈條隨著鏈輪做間歇運(yùn)動(dòng),不完全齒輪的主動(dòng)輪固定在輸入軸(分配軸)上,從動(dòng)輪及鏈輪安裝在輸出軸上 . 圖2-2 不完全齒輪 圖2-3 不完全齒輪嚙合 不完全齒輪的齒數(shù)為20，有齒的部分為126度，無(wú)齒的部分為234度，分度圓r=25cm齒根圓r=23.5cm齒頂圓r=26.5cm。完全齒輪齒數(shù)為50，模數(shù)m=10.6，齒根圓r=18cm，分度圓r=21.2cm ，齒頂圓r=24cm 。根據(jù)設(shè)計(jì)要求知不完全齒輪的轉(zhuǎn)速為50r/min 。 3， 紙板固定可選用： a.采用剛性彈簧夾；b.采用普通夾子 我在這里選用了a剛性彈簧夾 ①剛性彈簧夾具有剛性彈簧力的作用，可以自動(dòng)的將紙板夾緊，且可準(zhǔn)確平穩(wěn)的實(shí)現(xiàn)走紙運(yùn)動(dòng)； ②能夠準(zhǔn)確、方便的實(shí)現(xiàn)紙板的夾緊和松開(kāi)。 4.夾緊裝置 在遞紙過(guò)程中，需要將紙板夾緊，于是采用的機(jī)構(gòu)要在在上升到一定位置時(shí)可以有一段時(shí)間的停歇?jiǎng)?，所以要選擇具有要可以實(shí)現(xiàn)停歇的往復(fù)運(yùn)動(dòng)的機(jī)構(gòu)，則我們可以選擇凸輪機(jī)構(gòu)或者連桿機(jī)構(gòu)。 ①連桿機(jī)構(gòu) 連桿機(jī)構(gòu)雖然承載能力大，耐沖擊。但在進(jìn)行傳遞時(shí)，傳遞路線(xiàn)比較長(zhǎng)，容易產(chǎn)生較大誤差同時(shí)機(jī)械效率也會(huì)降低，連桿及滑塊所產(chǎn)生的慣性力難以用一般平衡方法消除，不宜用于高速運(yùn)動(dòng)，況且它的設(shè)計(jì)方法比較復(fù)雜所以不采用它。 ②凸輪機(jī)構(gòu) 凸輪機(jī)構(gòu)最大優(yōu)點(diǎn)是只要適當(dāng)?shù)脑O(shè)計(jì)出凸輪的輪廓曲線(xiàn)，就可以使推桿得到各種預(yù)期的運(yùn)動(dòng)，而且響應(yīng)快速，機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)單。所以選用凸輪機(jī)構(gòu)。 5平壓模切機(jī)構(gòu) （1）下圖機(jī)構(gòu)是最簡(jiǎn)單的往復(fù)直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，該機(jī)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但完全可以實(shí)現(xiàn)下模的上下移動(dòng)和沖壓過(guò)程，但由于它的承載能力很差，且下模在進(jìn)行沖壓時(shí)，必須在紙板上停留片刻才能保證壓模效果，因此不能選用此機(jī)構(gòu)。 圖2-4 曲柄滑塊機(jī)構(gòu) （2）下面這個(gè)六桿機(jī)構(gòu)也能完成工作，但是機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，在設(shè)計(jì)過(guò)程中比較困難，且傳動(dòng)過(guò)程較長(zhǎng)，能量易損失使傳動(dòng)效率變低，所以不采用這種機(jī)構(gòu)。 圖2-5 六桿機(jī)構(gòu) （3）下圖是六桿機(jī)構(gòu)，它彌補(bǔ)了上面兩個(gè)方案缺點(diǎn)， 機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)穩(wěn)定承載能力強(qiáng)，且機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)也不是很復(fù)雜，所以采用此方案。 圖2-6 六桿機(jī)構(gòu) 各機(jī)構(gòu)的最終選擇： 紙板的輸送選擇鏈輪傳動(dòng)； 紙板的停歇選擇不完全傳動(dòng)； 紙板的固選擇剛性彈簧夾， 紙板的夾緊機(jī)構(gòu)選擇凸輪機(jī)構(gòu)； 平面模切機(jī)構(gòu)選擇平面六桿機(jī)構(gòu)。 2.2 機(jī)械運(yùn)動(dòng)方案的選擇 根據(jù)機(jī)構(gòu)的各部分功能，運(yùn)動(dòng)規(guī)律的形式，應(yīng)用范圍，機(jī)械的可調(diào)性，運(yùn)轉(zhuǎn)速度，承載能力，加速度峰值，機(jī)構(gòu)的動(dòng)力性能，傳動(dòng)精度的高低，可靠性，經(jīng)濟(jì)性，結(jié)構(gòu)是否緊湊（尺寸，結(jié)構(gòu)復(fù)雜性，合理性）等要求來(lái)選擇方案。 根據(jù)所設(shè)計(jì)的半自動(dòng)平壓切模機(jī)的工作原理，可把機(jī)器完成加工要求的動(dòng)作分解成幾種基本運(yùn)動(dòng)。動(dòng)力傳動(dòng)機(jī)構(gòu)；輸入走紙機(jī)構(gòu)；沖壓模切機(jī)構(gòu)。其中動(dòng)力傳動(dòng)機(jī)構(gòu)又分為動(dòng)力傳遞機(jī)構(gòu)和變速轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。輸入走紙機(jī)構(gòu)分為：紙板的輸送機(jī)構(gòu)，紙板的停歇機(jī)構(gòu)和紙板的固定機(jī)構(gòu)。 由上面的分析可列出備選機(jī)構(gòu)列表： 表2-1 機(jī)構(gòu)類(lèi)型比較 機(jī)構(gòu) 供選機(jī)構(gòu)類(lèi)型 夾緊裝置 連桿機(jī)構(gòu) 凸輪機(jī)構(gòu) 紙板的輸送 鏈輪傳動(dòng) 皮帶輪傳動(dòng) 紙板的停歇 凸輪機(jī)構(gòu) 不完全齒輪 紙板的固定 剛性彈簧夾 普通夾子 急回機(jī)構(gòu) 直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu) 平面六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 動(dòng)力傳遞機(jī)構(gòu) 聯(lián)軸器 V形帶 變速轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu) 圓柱齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 單級(jí)蝸桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 圓錐--圓柱齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 由上述備選機(jī)構(gòu)中選出3種典型可行方案如下： 方案A：皮帶輪傳動(dòng)----凸輪機(jī)構(gòu)----連桿機(jī)構(gòu)----普通夾子----直動(dòng)桿凸輪機(jī)構(gòu)----皮帶輪----單級(jí)蝸桿傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 方案B：鏈輪傳動(dòng)----凸輪機(jī)構(gòu)----連桿機(jī)構(gòu)----普通夾子----直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)----皮帶輪----錐--圓柱齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 方案C：鏈輪傳動(dòng)----不完全齒輪機(jī)構(gòu)----凸輪機(jī)構(gòu)----剛性彈簧夾----平面六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu)----V形帶----圓柱齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu) 方案A 1、 示意圖 圖2-7 傳動(dòng)示意圖A 分析與評(píng)定 (1) 機(jī)械運(yùn)動(dòng)分析 V帶雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，傳動(dòng)平穩(wěn)，維護(hù)方便，成本低廉，不需要潤(rùn)滑以及緩沖、吸震、易維護(hù)等特點(diǎn)。 但是V帶也有很多缺點(diǎn)； 滑動(dòng)損失：皮帶在工作時(shí)，由于帶輪兩邊的拉力差以及相應(yīng)的變形經(jīng)差形成彈性滑動(dòng)，導(dǎo)致帶輪與從動(dòng)輪的速度損失。彈性滑動(dòng)與載荷、速度、帶輪直徑和皮帶的結(jié)構(gòu)有關(guān)，彈性滑動(dòng)率通常在1%-2%之間。有的皮帶傳動(dòng)還有幾何滑動(dòng)。過(guò)載時(shí)將引起打滑，使皮帶的運(yùn)動(dòng)處于不穩(wěn)定狀態(tài)，效率急劇下降，磨損加劇，嚴(yán)重影響皮帶的壽命。 滯后損失：皮帶在運(yùn)行中會(huì)產(chǎn)生反復(fù)伸縮，特別是帶輪上的繞曲會(huì)使皮帶體內(nèi)部產(chǎn)生摩擦引起功率損失。 空氣阻力：高速傳動(dòng)時(shí)，運(yùn)動(dòng)中的風(fēng)阻將引起轉(zhuǎn)矩?fù)p耗，其損耗值與速度的平方成正比。因此，設(shè)計(jì)高速皮帶傳動(dòng)時(shí)，皮帶的表面積宜小，盡量用厚而窄的皮帶，帶輪的輪輻面要平滑，或用輻板以減小風(fēng)阻。 機(jī)械動(dòng)力分析 蝸桿減速器能夠得到很大的轉(zhuǎn)動(dòng)比，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)平穩(wěn)，但傳動(dòng)效率低，易發(fā)熱，不適宜于在大功率下長(zhǎng)期連續(xù)工作。為了減摩耐磨，蝸輪齒圈需用貴重的青銅制造，成本較高。直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)難以承受較大的生產(chǎn)阻力，如果長(zhǎng)期在重載條件下工作，直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)將不能滿(mǎn)足沖壓模切的力學(xué)要求； (2) 機(jī)械機(jī)構(gòu)合理性 該機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，但是，凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)用會(huì)造成整體機(jī)構(gòu)的尺寸和重量都變大。 (3) 機(jī)械機(jī)構(gòu)經(jīng)濟(jì)性 用普通夾子雖然降低了生產(chǎn)成本，但由于其易磨損，需要經(jīng)常維修，并且不便于紙板的自動(dòng)化夾緊和松開(kāi)，達(dá)不到一次性?shī)A緊的那種可靠性要求。需要相應(yīng)的輔助手段來(lái)彌補(bǔ)，這使得經(jīng)濟(jì)成本還是很大。凸輪機(jī)構(gòu)和蝸桿機(jī)構(gòu)也會(huì)使經(jīng)濟(jì)成本增加。 這個(gè)方案總體上來(lái)說(shuō)機(jī)械功能的實(shí)現(xiàn)很差。 方案B 圖2-8 傳動(dòng)示意圖B 分析與評(píng)定： （1）機(jī)械運(yùn)動(dòng)分析 下模向上運(yùn)動(dòng)進(jìn)行模切時(shí)會(huì)產(chǎn)生較大的生產(chǎn)阻力，上面已經(jīng)說(shuō)到直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)不能承受很大的阻力，所以選用直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)來(lái)完成沖壓模切并不是很合理；凸輪機(jī)構(gòu)長(zhǎng)時(shí)間帶動(dòng)走紙機(jī)構(gòu)進(jìn)行間歇運(yùn)動(dòng)，會(huì)使因工作磨損變形產(chǎn)生的微小誤差積累，這會(huì)造成走紙機(jī)構(gòu)定位的準(zhǔn)確性下降，導(dǎo)致各執(zhí)行機(jī)構(gòu)間的配合運(yùn)動(dòng)失調(diào)。 （2）機(jī)械動(dòng)力分析 直動(dòng)推桿凸輪機(jī)構(gòu)難以承受很大的生產(chǎn)阻力，不便長(zhǎng)期在重載條件下工作，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效果差，很難在機(jī)械最精簡(jiǎn)化的情況下滿(mǎn)足工作要求。 （3）機(jī)械結(jié)構(gòu)合理性 該機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，但是，凸輪機(jī)構(gòu)的運(yùn)用會(huì)造成整體機(jī)構(gòu)的尺寸和重量都變大。使用普通夾子不僅不便于紙板的自動(dòng)化夾緊和松開(kāi)，而且需要相應(yīng)輔助手段來(lái)彌補(bǔ)，不僅增加了機(jī)構(gòu)的尺寸，還使得制造成本增加。 （4） 機(jī)械機(jī)構(gòu)經(jīng)濟(jì)性 凸輪機(jī)構(gòu)和錐圓柱齒輪的設(shè)計(jì)、制造較難，用料較大，生產(chǎn)成本較高，況且維修方面的技術(shù)含量較高，經(jīng)濟(jì)成本較高。 總體上，這個(gè)方案機(jī)械功能的實(shí)現(xiàn)較差 方案C 2-9 傳動(dòng)示意圖 C 分析與評(píng)定： (1) 機(jī)械的運(yùn)動(dòng)分析 鏈傳動(dòng)機(jī)構(gòu)沒(méi)有彈性的滑動(dòng)和打滑，承載能力大，傳動(dòng)效率高，可實(shí)現(xiàn)中心矩較大的軸間傳動(dòng)。雙列鏈輪機(jī)構(gòu)和特殊齒輪在主動(dòng)輪的帶動(dòng)下完成完成走紙的間歇運(yùn)動(dòng)，并且能準(zhǔn)確配合沖壓模切運(yùn)動(dòng)，精度比較高； V形帶和齒輪的組合傳動(dòng)，功率損失較小，機(jī)械效率高，可靠性高； 剛性彈簧夾能自動(dòng)的實(shí)現(xiàn)紙板的夾緊與松開(kāi)，可靠性較好。 （2） 機(jī)械的力學(xué)分析 平面六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu)具有較好的增力性能，在承受載荷，耐磨性，制造難易，重量，加速度和結(jié)構(gòu)復(fù)雜性這些具體項(xiàng)目的性能明顯優(yōu)于連桿凸輪組合機(jī)構(gòu)，它可以平穩(wěn)的完成模切任務(wù)。所以選擇六連桿機(jī)構(gòu)作為沖壓模切機(jī)構(gòu)。 ( 3 ) 機(jī)械結(jié)構(gòu)合理性 該機(jī)構(gòu)各構(gòu)件結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊，尺寸設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單合理，機(jī)構(gòu)重量在可以接受的范圍內(nèi)。 ( 4 ) 機(jī)械結(jié)構(gòu)經(jīng)濟(jì)性 剛性彈簧夾雖然比普通夾子稍貴，但是它工作可靠且使用壽命長(zhǎng)，長(zhǎng)遠(yuǎn)來(lái)看很經(jīng)濟(jì)。平面六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，加工制造簡(jiǎn)單，使用壽命長(zhǎng)，維修容易，經(jīng)濟(jì)成本低。其他機(jī)構(gòu)性?xún)r(jià)比也很高。 綜上所述，從機(jī)械運(yùn)動(dòng)分析、機(jī)械動(dòng)力分析、機(jī)械結(jié)構(gòu)合理性和經(jīng)濟(jì)性這四個(gè)方面綜合考慮，方案C各方面性能最優(yōu)。固選擇方案C。 2.3 運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖的擬定 首先，為保證模切機(jī)的平穩(wěn)運(yùn)行，防止出現(xiàn)空壓，卡紙等不良現(xiàn)象。各個(gè)執(zhí)行機(jī)構(gòu)必須在規(guī)定的時(shí)間內(nèi)完成動(dòng)作，且保證各個(gè)機(jī)構(gòu)運(yùn)行到準(zhǔn)確的位置。我主要通過(guò)確定沖壓模切，走紙兩個(gè)執(zhí)行構(gòu)件的先后順序來(lái)確定半自動(dòng)平壓模切機(jī)的運(yùn)動(dòng)循環(huán)圖。 下面是各部件的運(yùn)動(dòng)分析 1主軸轉(zhuǎn)角計(jì)算 選擇變速箱的輸出軸為運(yùn)動(dòng)分析主軸，已知平面六桿機(jī)構(gòu)的行程速比系數(shù)K=1.3，由機(jī)械原理相關(guān)知識(shí) ,動(dòng)周期以156.5°=180°-23.5°為分界點(diǎn)，也就是說(shuō)分為0°——156.5°和156.5°——360°兩個(gè)過(guò)程。 2、走紙機(jī)構(gòu)的分析 當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°——126°時(shí)，用來(lái)完成間歇運(yùn)動(dòng)的不完全齒輪機(jī)構(gòu)發(fā)生嚙合運(yùn)動(dòng)，鏈輪鏈條此時(shí)處于運(yùn)動(dòng)狀態(tài)；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為126°-360°時(shí)，用來(lái)完成間歇運(yùn)動(dòng)的不完全輪齒機(jī)構(gòu)沒(méi)有參與嚙合，鏈條靜止，進(jìn)行走紙運(yùn)動(dòng)。 3、模切機(jī)構(gòu)的分析 當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為156.5°——360°時(shí)，下模從行程最低點(diǎn)開(kāi)始，在平面六桿機(jī)構(gòu)的帶動(dòng)下向上移動(dòng)至預(yù)定模切位置，然后進(jìn)行沖壓模切，完成相應(yīng)的模切動(dòng)作；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°——156.5°時(shí)，下模完成模切動(dòng)作并快速急回運(yùn)動(dòng)至行程最低點(diǎn)，即下一個(gè)周期的起點(diǎn)。 4、夾緊裝置的分析 當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°---50°時(shí)，凸輪帶動(dòng)夾子完成推程運(yùn)動(dòng)，當(dāng)主軸從50°--207°進(jìn)入遠(yuǎn)休止端，使剛性彈簧夾完成夾紙動(dòng)作；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為207°--257°時(shí)，凸輪做回程運(yùn)動(dòng).當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為257°---360°時(shí),凸輪處于近休止端，使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。 下面是主軸轉(zhuǎn)角與機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)關(guān)系表 表2-2主軸轉(zhuǎn)角與機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)關(guān)系 主軸轉(zhuǎn)角 0° 156.5° 360° 走紙機(jī)構(gòu) 停止 運(yùn)動(dòng) 夾緊裝置 送料夾緊 輸入走紙 模切機(jī)構(gòu) 滑塊上升（模切） 滑塊下降（回程） 第三章 半自動(dòng)平壓模切機(jī)的傳動(dòng)設(shè)計(jì) 3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇 選擇電動(dòng)機(jī)為原動(dòng)機(jī)，就需要根據(jù)所給數(shù)據(jù)的要求，通過(guò)計(jì)算得到相關(guān)數(shù)據(jù)，從而選得合適的電動(dòng)機(jī)。 原始數(shù)據(jù)有每小時(shí)壓制紙板3000張, 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)所用電機(jī)轉(zhuǎn)速n＝1450r/min，N，下模移動(dòng)的行程長(zhǎng)度H＝50±0.5mm,下模與滑塊的質(zhì)量可以假設(shè)約為120kg。 根據(jù)設(shè)計(jì)要求，機(jī)械每小時(shí)沖壓 3000 次，所以機(jī)構(gòu)主動(dòng)件的轉(zhuǎn)速 no=3000/60=50r/min , 因?yàn)橹鲃?dòng)件轉(zhuǎn)速較低，所以可以選擇轉(zhuǎn)速較低的電動(dòng)機(jī)，選擇三相異步籠型交流電動(dòng)機(jī)，封閉式，380V，Y型； 選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)所需的功率，其中生產(chǎn)阻力行程速比系數(shù)k為1.3，s為有效模切行程、t’為周期， 為0.96。 設(shè) 分別為皮帶，軸承，齒輪的效率。 則 選取電動(dòng)機(jī)額定功率，使，查得，已知工作機(jī)轉(zhuǎn)速，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。 表3-1電動(dòng)機(jī)方案選型 方案 型號(hào) 額定功率 （kw） 滿(mǎn)載時(shí) 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn) 電流 額定 電流 最大 轉(zhuǎn)矩 額定 轉(zhuǎn)矩 噪聲/dB 凈重/kg 轉(zhuǎn)速 r/min 電流/A 效率（） 功率因素 1 Y112M-2 4.0 2890 8.17 85.5 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 Y112M-4 4.0 1440 8.77 84.5 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 3 Y160M1-8 4.0 720 9.82 83 0.73 2.0 6.5 2.0 68 118 綜合考慮上述因素，最終選則電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y112M-4。 表3-2 Y112M-4電動(dòng)機(jī)安裝尺寸 型號(hào) 安裝尺寸(mm) 外形尺寸(mm) A B C D E F G H K AB AC AD HD L Y112M-4 190 140 70 28j6 60 8 24 160 12 245 240 190 265 400 圖3-1 電動(dòng)機(jī) 3.2傳動(dòng)比的分配 各級(jí)傳動(dòng)比 1，傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比 ` 2，各級(jí)傳動(dòng)比的分配 ，初選，則齒輪減速器的傳動(dòng)比為 取，可算出=2.87，則= 3.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)。 1，各級(jí)轉(zhuǎn)速。 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ 軸 Ⅳ工作軸 2，各軸功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3，各軸轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.4 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 傳動(dòng)系統(tǒng)中第一級(jí)用普通V帶傳動(dòng)，已知電動(dòng)機(jī)功率P=4kw，轉(zhuǎn) 速，傳動(dòng)比.5，每天工作8小時(shí)，（以下查表與圖均來(lái)自西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著的《機(jī)械設(shè)計(jì)》高教第八版)。 1,確定計(jì)算功率，由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 2，選擇V帶的帶型，根據(jù)，由圖8-11選用A型。 3，確定帶輪的基準(zhǔn)直徑,，并校核帶速； ①選取小帶輪的基準(zhǔn)直徑d，由表8-6,8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=90mm ②驗(yàn)算帶速v =6.78 ③計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d2； 根據(jù)表8-8可知=250mm。 4，確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld； ①根據(jù)式初選中心距 ②所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 由表8-2選取帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度ld=1600mm ③計(jì)算實(shí)際中心距 中心距變化范圍為436—553mm。 5，校核小帶輪上的包角 6，計(jì)算單根V帶的額定功率Pr，由=90mm，和=1440，i=2.5和A帶型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.952，查表8-2得kc=0.99 ②計(jì)算V帶的根數(shù)z 取4根。 7計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值，由表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 =136.5N 應(yīng)使帶實(shí)際初拉力。 8計(jì)算壓軸力最小值 =1077N 3.5減速器的齒輪設(shè)計(jì) 已知輸入功率，小齒輪的轉(zhuǎn)速=576r/min，齒數(shù)比4.01，電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)工作壽命15年（假設(shè)每年工作300天）兩班制，以下查表與圖均來(lái)自西北工業(yè)大學(xué)機(jī)械原理及機(jī)械零件教研室編著的《機(jī)械設(shè)計(jì)》高教第八版)。 1，選定齒輪類(lèi)型，精度等級(jí)，齒數(shù)及材料。 ① 齒輪類(lèi)型采用斜齒圓柱齒輪。 ② 精度等級(jí)選擇；模切機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88） ③ 材料選擇，由表10—1可知小齒輪材料選擇40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料選45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 ④可初選擇小齒輪=24，大齒輪齒數(shù)=244.01=97取97， ⑤選取螺旋角，一般選 2，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1. 確定公式內(nèi)的各數(shù)值。 ① 初選 ②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ③由圖10-26查得，=0.78+0.87=1.65. ④計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， =605761（2830015） =2.49 ⑤計(jì)算小齒輪傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩 =6.3 ⑥由表10-7選取齒寬系數(shù) ⑦由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑧由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ⑨由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計(jì)算接觸疲勞選用應(yīng)力 取失效效率為，安全系數(shù)s=1，所以 2. 計(jì)算 ①計(jì)算小齒輪的分度圓直徑，由計(jì)算公式得 ②計(jì)算圓周速度 ③計(jì)算齒寬b及模數(shù) =2.251085mm=4.16 ④計(jì)算縱向重合度， =0.318 ⑤計(jì)算載荷系數(shù)k 已知使用系數(shù)ka=1，根據(jù)v=1.7,7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)kv=1.04。 由表10-4用插值法查得精度等級(jí)為7級(jí)精度，小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱(chēng)布置，，由表10-3查得，，由圖10-13查得， 由表10-3查得，故載荷系數(shù)=。 ⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 ⑦計(jì)算模數(shù)mn 3，按齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式 <1>確定計(jì)算參數(shù) ①計(jì)算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) ③計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)， ④查得齒形系數(shù) 由表10-5查得， 由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù) ⑤由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 ⑥由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù). ⑦計(jì)算彎曲疲勞選用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， , ⑧計(jì)算大小齒輪的并且加以比較。 <2>設(shè)計(jì)計(jì)算 =1.39mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取mn=1.5mm已可以滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度。但是為了同時(shí)滿(mǎn)足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=47.3mm來(lái)計(jì)算實(shí)際應(yīng)有齒數(shù) 所以取=31，=125。 4>幾何尺寸計(jì)算 ①計(jì)算中心距 在這里將中心距圓整為122mm。 ②按圓整后的中心距修正螺旋角 因?yàn)橹蹈淖儾欢啵蕝?shù)等不必修正。 ③計(jì)算大小齒輪分度圓直徑 ④計(jì)算齒輪寬度 圓整后取B2=45mm,B1=50mm 用相同原理可選第二對(duì)齒輪的齒數(shù)23,74 . 用相同方法可算得分度圓直徑 齒寬 3.6軸的設(shè)計(jì) 以低速軸為例進(jìn)行設(shè)計(jì)。 已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齒輪齒寬 B=80mm, 齒數(shù)=5，=。 1、求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 =234 而 F= F= F F= Ftan=1588N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖3-2①示。 2、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》查取。 因?yàn)檩S的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，所選的直徑要與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，這里為后面選取聯(lián)軸器提供依據(jù)。而且軸端需開(kāi)鍵槽，所以要將最小軸徑增加5%，變?yōu)?7.5mm。查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，取標(biāo)準(zhǔn)直徑58mm。 4、初選軸承 齒輪是斜齒輪，故軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用。選用角接觸球軸承為最佳。以上分析輸出端的直徑為48mm，從軸承產(chǎn)品目錄中選取滾動(dòng)軸承的型號(hào)為7212C，它的尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為d×D×b=60×110×22。 3、選擇聯(lián)軸器 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖表14-1，取=1.3 ，則。 根據(jù)軸的轉(zhuǎn)速、最小軸徑、計(jì)算轉(zhuǎn)矩、，查GB5014-85，選用彈性柱銷(xiāo)聯(lián)軸器，其型號(hào)為：，公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為1250N.m,半聯(lián)軸器的孔徑為48，與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為84。 1)擬定軸上零件的裝配方案 首先我們必須先確定軸上零件的拆裝順序和固定方式，才能確定軸的結(jié)構(gòu)形狀。采取齒輪從軸的右端裝入，齒輪的右端用套筒固定，左端用軸肩定位。此時(shí)，齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。采取過(guò)盈配合使軸承對(duì)稱(chēng)固定安裝于齒輪的兩側(cè)，軸向用軸肩固定。初選定軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖。 圖3-2軸上零件裝配與軸的結(jié)構(gòu)示例 (2)根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑（從右到左） ①聯(lián)軸器型號(hào)已確定，聯(lián)軸器的右端用軸端擋圈定位，左端用軸肩進(jìn)行定位。故軸段7的直徑即為相配合的半聯(lián)軸器的直徑，取為48mm。 ②軸段6的軸肩可對(duì)聯(lián)軸器進(jìn)行軸向定位，軸段6要比軸段的直徑大5～10mm即可保證聯(lián)軸器的可靠性，所以可以取軸段6的直徑為567mm。 ③由于軸段1和軸段5是放置滾動(dòng)軸承的，所以軸段的直徑取決于滾動(dòng)軸承內(nèi)圈直徑，為60mm?？紤]拆卸的方便，軸段4的直徑只要比軸段5的直徑大2～3mm就可以了，這里取為69mm。 ④軸段3處的軸環(huán)，右側(cè)可用來(lái)定位齒輪，左側(cè)可用來(lái)定位滾動(dòng)軸承，軸環(huán)的直徑要滿(mǎn)足比軸段2的直徑(為69mm)大5～10mm的要求，查滾動(dòng)軸承的手冊(cè)，可得該型號(hào)的滾動(dòng)軸承內(nèi)圈安裝尺寸最小為79mm，故這段直徑取為79mm。 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。對(duì)于齒輪，由手冊(cè)查得平鍵的截面尺寸寬×高=16×10(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為80mm(標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn) GB1096-79),同時(shí)為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/ k6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵寬×高×長(zhǎng)=20×12×63，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 （4）確定軸的各段長(zhǎng)度 軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸段6的長(zhǎng)度比半聯(lián)軸器的轂孔長(zhǎng)度(為85mm)要短2～3mm，故該段軸長(zhǎng)取為82mm。 同理，軸段2的長(zhǎng)度要比齒輪的輪轂寬度(為75mm)短2～3mm，故該段軸長(zhǎng)取為72.5mm。 軸段1的長(zhǎng)度即滾動(dòng)軸承的寬度, 齒輪輪轂長(zhǎng)為75mm,同時(shí)考慮到齒輪與箱體內(nèi)壁就有一距離，可取為45mm。 軸環(huán)3寬度可取為12.5mm。 考慮到軸承端蓋的總寬度。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取軸段6的長(zhǎng)度為26mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為10mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取5mm。已知滾動(dòng)軸承寬度為22mm，,則軸段4的長(zhǎng)度為36mm。 (5)由于軸端需要倒角，可取2×45°。 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 (1)畫(huà)受力簡(jiǎn)圖 圖①：軸的空間受力。 圖②和圖③：軸上作用力分解為垂直面受力和水平受力。 零件作用于軸上的分布載荷或轉(zhuǎn)矩，可當(dāng)作集中力作用于軸上零件的寬度中點(diǎn)。 軸上的支反力((圖②) 水平面內(nèi)支反力 由　 從而得出 又因?yàn)? 從而可知 =3900.1 垂直面內(nèi)支反力((圖③) 由 + 又 圖④：垂直面的彎矩圖 圖⑤：水平面上的彎矩圖 支反力的位置，隨軸承類(lèi)型和布置方式不同而異，一般可按圖5取定，其中a值參見(jiàn)滾動(dòng)軸承樣本，跨距較大時(shí)可近似認(rèn)為支反力位于軸承寬度的中點(diǎn)。故。 圖⑥：合成彎矩 垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按M＝計(jì)算合成 3 圖⑦：轉(zhuǎn)矩圖 圖⑧：當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩 按脈動(dòng)循環(huán)變化計(jì)算, 取修正系數(shù)為0.6 , 則 N.mm (2) 校核軸的強(qiáng)度 危險(xiǎn)截面的判斷 對(duì)危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核來(lái)判斷軸的強(qiáng)度是否滿(mǎn)足要求，而軸的危險(xiǎn)截面多發(fā)生在當(dāng)量彎矩較大且軸的直徑較小處或當(dāng)量彎矩最大處。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和當(dāng)量彎矩圖可知，截面處彎矩最大,屬于危險(xiǎn)截面； =4923141.65N.mm C-C、D-D截面尺寸，僅受純轉(zhuǎn)矩作用，雖D-D 截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定的，計(jì)算時(shí)已經(jīng)留有余地。故強(qiáng)度肯定滿(mǎn)足，無(wú)需校核彎扭合成強(qiáng)度。 強(qiáng)度校核：考慮鍵槽的影響，查表計(jì)算， 　　　　　　 查表得＝275 MPa 所以安全。 圖3-3軸的載荷分析圖 3.7軸承的選擇和校核 已知軸承的預(yù)計(jì)壽命為=40800h，轉(zhuǎn)速n=50r/min，=76.78N。由以上數(shù)據(jù)可選用角接觸球軸承7216C， 查滾動(dòng)軸承樣本知7216C的基本額定動(dòng)載荷C=61000N，基本額定靜載荷=48500N 1、求兩軸承的徑向載荷 N N 2、求兩軸承的計(jì)算軸向力 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》可知70000C型軸承，軸承派生力，其中判斷系數(shù),可初取=0.4，所以 =1857.43N， =788.43N 故=76.78+184.792=261.5N， =788.8N =0.058， =0.0162 查表13-5可得， 所以可得=2761N，=758N =143.214N，=186.73N =0.052，=0.015 兩次計(jì)算的相差不大，因此確定，，=2761N，==758N。 3、求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)椋? 查表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)。 軸承A ，；軸承B ， 因工作情況平穩(wěn)，查表13-6得=1.5，則 由=（X+Y）得 =1.5×（0.44×1643.35+1.33×758）=48162N =1.5×（1×1971+0）=2310N 4、驗(yàn)算軸承壽命 因?yàn)?，所以按軸承A的受力大小驗(yàn)算。由 =58000h>=40800h 故所選用軸承滿(mǎn)足壽命要求。 第四章 半自動(dòng)平壓模切機(jī)的模切機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 4.1平面六桿滑塊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖4-1 六桿曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的分析圖 AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b 由設(shè)計(jì)要求已知極位夾角θ=23.5 , H=50mm 在?ABC和?BCD中，由余弦定理得： 同理，在?BDF和?CDG中分別可得： cos cos 則 =4.85： 在?ABC中，得 另外桿a為曲柄的條件為： （1） 在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大； （2） a+c≤b+d 根據(jù)以上分析，可取 l=mm c=840mm f=840mm 帶入以上公式可得 代入上述兩個(gè)條件驗(yàn)算，符合要求。于是可得各桿長(zhǎng) a=40mm b=339.4mm c=840mm d=308mm f=840mm l=840mm 4.2 鏈條及鏈輪的設(shè)計(jì) ⑴鏈條的設(shè)計(jì) 已知額定驅(qū)動(dòng)功率，由于主動(dòng)鏈輪由不完全齒輪機(jī)構(gòu)傳遞的運(yùn)動(dòng),所以可以大概估計(jì)主動(dòng)鏈輪的轉(zhuǎn)速為25比i=1，載荷平穩(wěn)，中心線(xiàn)水平布置（以下查表，圖均來(lái)自《機(jī)械設(shè)計(jì)》高教地八版) 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 由于一般鏈輪齒數(shù)在17—112之間。于是可取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)。 2.確定計(jì)算功率 由表9-6查得，由圖9-13查得，則計(jì)算功率 3. 選擇鏈條型號(hào)和節(jié)距 根據(jù)Pca=5.168kw，查圖9-11，可選32A-2，查表9-1，鏈條節(jié)距為P=38.1mm，滾子直徑d1=`22.23。 4. 計(jì)算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距a=1134—1905,取ao=1600mm，相應(yīng)的鏈節(jié)數(shù)為=105.27 取鏈節(jié)數(shù)為=105節(jié)，查表9-7得中心距計(jì)算系數(shù)f1=0.24421則鏈傳動(dòng)最大中心距為=1613mm 5. 計(jì)算鏈速V，確定潤(rùn)滑方式 ，由V=0.3和鏈號(hào)32A-2查得圖9-14可知應(yīng)采取滴油潤(rùn)滑。 6. 計(jì)算壓軸力Fp 有效圓周力為:鏈輪水平布置時(shí)的壓軸力系數(shù),則壓軸力為 ⑵鏈輪的設(shè)計(jì) 分度圓直徑d= 齒頂圓直徑 齒根圓 內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬，查表9-4可知，齒寬 輪厚度 由于半自動(dòng)平壓模切機(jī)在工作時(shí)不會(huì)有劇烈震動(dòng)和沖擊，所以參考表9-5可知，材料采用40，熱處理為淬火、回火。熱處理后的硬度為40—50HRC。 4.3 凸輪機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 首先確定凸輪機(jī)構(gòu)的樣式為對(duì)心直動(dòng)滾子推桿盤(pán)形凸輪，其工作條件為等速輕載。對(duì)推桿的運(yùn)動(dòng)基本要求為，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)過(guò)推桿上升50mm，凸輪繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿停止不動(dòng)，凸輪在繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿下降50mm，凸輪轉(zhuǎn)過(guò)其它角度時(shí)，推桿又停止不動(dòng)。 1， 確定凸輪機(jī)構(gòu)的基本尺寸 先假定凸輪的基圓半徑為。選定推桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，因其工作條件為等速輕載，應(yīng)選用較小的運(yùn)動(dòng)規(guī)律，以保證推桿運(yùn)動(dòng)的平穩(wěn)性和工作精度。參考<<機(jī)械原理>>高教第七版，由表9-1可知，推程，回程都可選用等速運(yùn)動(dòng)規(guī)律。 2，理論輪廓線(xiàn) 對(duì)于對(duì)心直動(dòng)滾子推桿盤(pán)形凸輪機(jī)構(gòu)，凸輪的理論輪廓線(xiàn)坐標(biāo)可設(shè)為 其中上面方程中的e=0，，求得 對(duì)于上式中的位移s，應(yīng)分段計(jì)算。 ①推程階段 ②休止階段 ③回程階段 = ④遠(yuǎn)休止階段 ⑤推程段的壓力角和回程段的壓力角 于是可以得出下面列表，體現(xiàn)在各個(gè)角度時(shí)的位移。 表3-3角度與位移關(guān)系 （度） 0 10 20 30 40 50 60 S（mm） 0 10 20 30 40 50 50 （度） 70 80 90 100 110 120 S（mm） 50 50 50 50 50 50 （度） 150 160 170 180 190 206 219 S（mm） 50 50 50 50 50 50 40 （度） 226 236 246 256 266 S（mm） 30 20 10 0 0 總 結(jié) 經(jīng)過(guò)幾個(gè)月的努力，終于完成了這項(xiàng)機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)。本來(lái)自己有關(guān)機(jī)械方面的知識(shí)就學(xué)的不是很好，經(jīng)過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，才真正發(fā)現(xiàn)自己學(xué)的知識(shí)太少，就算在讀書(shū)上課的時(shí)候認(rèn)真的聽(tīng)，弄懂了每一節(jié)課的內(nèi)容，一旦到自己親手設(shè)計(jì)一個(gè)東西的時(shí)候，就會(huì)發(fā)現(xiàn)那些知識(shí)遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能夠解決實(shí)際問(wèn)題， 必須要靠自己學(xué)習(xí)，親手查閱相關(guān)資料，設(shè)計(jì)的每一個(gè)步驟都自己去完成，這樣才會(huì)有進(jìn)步。 我的設(shè)計(jì)中存在很多小問(wèn)題、或者是錯(cuò)誤的地方，甚至有些地方我自己也沒(méi)有搞明白，但由于時(shí)間的原因，不可能將它們一一糾正過(guò)來(lái)。盡管設(shè)計(jì)中存在這樣或那樣的問(wèn)題，我還是從中學(xué)到不少的東西。首先，我體會(huì)到參考資料的重要性和繁瑣性。利用一切可以利用的資源對(duì)設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒(méi)有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時(shí)參考資料的價(jià)值體現(xiàn)出來(lái)了。同時(shí)，查閱參考資料是一件很繁瑣的事情，這就要求我們必須要有耐心，每一步都認(rèn)認(rèn)真真。其次，在做這個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過(guò)的機(jī)械制圖知識(shí)，AUTOCAD的畫(huà)圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，再次，經(jīng)過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，在大體方向上掌握了機(jī)械設(shè)計(jì)的基本要求。嚴(yán)謹(jǐn)理性的態(tài)度在設(shè)計(jì)中是最基本的，采用每一個(gè)數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計(jì)是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯(cuò)了，后面就要全改，這樣前面已經(jīng)算好的就全部作廢了。 通過(guò)這次的畢業(yè)設(shè)計(jì),極大的提高了我們對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)這門(mén)課程的掌握和運(yùn)用，讓我們熟悉了手冊(cè)和國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的使用，并把我們所學(xué)的知識(shí)和將來(lái)的生產(chǎn)實(shí)際相結(jié)合，提高了我們分析問(wèn)題和解決問(wèn)題的能力，也提高了我們各個(gè)方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 致謝 在完成畢業(yè)設(shè)計(jì)的過(guò)程中，我的指導(dǎo)老師和同學(xué)們給了我很大的幫助，這里我向他們表示誠(chéng)摯的謝意。 當(dāng)我把畢業(yè)設(shè)計(jì)完成時(shí)，心里不由的松了一口氣，大學(xué)四年終于即將畫(huà)上一個(gè)句號(hào)。這個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)當(dāng)然不是我一個(gè)人的智慧，我想向在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)過(guò)程中給予我?guī)椭耐瑢W(xué)余老師表示衷心的感謝。 首先，我要感謝指導(dǎo)教師趙又紅老師，通過(guò)這次畢業(yè)設(shè)計(jì)她教會(huì)了我機(jī)械設(shè)計(jì)的步驟，怎么去設(shè)計(jì)，以及在最初構(gòu)思時(shí)，應(yīng)該注意的各種問(wèn)題。她嚴(yán)謹(jǐn)治學(xué)的態(tài)度、不辭辛勞指導(dǎo)我做畢業(yè)設(shè)計(jì)，嚴(yán)于律己，寬以待人的為人都給我留下了深深的印象。這一切將對(duì)我以后的學(xué)習(xí)和工作有很大的幫助。我還要感謝進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)中期檢查的各位領(lǐng)導(dǎo)和機(jī)械工程系的其他老師，他們及時(shí)的給我指出了畢業(yè)設(shè)計(jì)當(dāng)中的錯(cuò)誤，并且給予我很多完成設(shè)計(jì)的便利條件。 當(dāng)然，我還要感謝身邊的每一個(gè)同學(xué)，當(dāng)我有什么不懂的時(shí)候，我總能從他們那里的到不少的幫助。 在各位老師和同學(xué)的大力幫助下，才使我的畢業(yè)設(shè)計(jì)得以完成。最后，再次對(duì)他們給予我的幫助，表示衷心的感謝！ 參考文獻(xiàn) （1）關(guān)玉明，張文雅，肖艷春，王興．間歇機(jī)械---不完全齒輪的設(shè)計(jì)及應(yīng)用．天津:河北工業(yè)大學(xué) 機(jī)械學(xué)院,2009 （2）李艷莉，吳艷葉，自動(dòng)模切機(jī)間歇機(jī)構(gòu)探討及運(yùn)動(dòng)分析．河南：河南科技大學(xué)．2008 （3）張維凱，王曙光. AutoCAD2007中文版標(biāo)準(zhǔn)教程．北京:清華大學(xué)出版社，2007 （4）濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）.北京：高等教育出版社，2007 （5）孫恒，陳作模.機(jī)械原理(第七版).北京：高等教育出版社，2006 （6）吳宗澤．機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006 （7）馬慧麗．間歇機(jī)構(gòu)創(chuàng)新設(shè)計(jì)研究．天津：天津大學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)及理論．2005 （8）徐灝．機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第2版）．第1、2、3、4、5卷．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004 （9）成大先主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)．北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 （10）向成宣．常用機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)識(shí)別及結(jié)構(gòu)方案的創(chuàng)新方法研究．重慶：重慶大學(xué)，機(jī)械設(shè)計(jì)及理論．2003 (11）Tzong-Mou Wu?,?Cha’o-Kuang Chen．Computer-aided curvature analyses of planar four-bar linkage mechanism．2004 39