剪板機結(jié)構(gòu)設(shè)計含全套CAD圖紙

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1、文檔從互聯(lián)網(wǎng)中收集，已重新修正排版，word格式支持編輯，如有幫助歡迎下載支持。 摘 要 該設(shè)計的對稱傳動剪板機，其沖剪力為10噸，滑塊的行程為22mm,每分鐘剪切 30次。由電動機提供動力，經(jīng)過一級帶傳動和一級齒輪傳動減速。設(shè)計中采用的執(zhí)行 機構(gòu)為對心曲柄滑塊機構(gòu)，這一機構(gòu)將剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榛瑝K的往復(fù) 直線運動，實現(xiàn)對板料的剪切。曲柄滑塊機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、加工容易、維修方便、 經(jīng)濟實用的優(yōu)點，在機械設(shè)備中應(yīng)用廣泛。本設(shè)訃中，通過對平面曲柄滑塊機構(gòu)的數(shù) 學(xué)建模，用Turbor C編程，輸入曲柄滑塊機構(gòu)的機構(gòu)參數(shù)和運功參數(shù)，實現(xiàn)對整個機 構(gòu)運動過程的仿真。 關(guān)鍵詞：Turbo

2、r C運動仿真曲柄滑塊剪板機 全套CAD圖紙, 聯(lián)系6 ABSTRACT The design of symmetric transmission shears, shear-to 10 tons, the itinerary for the slider 22 mm per 30 minutes shear. Powered by the motor through a belt drive and a slowdown Gea匚 Design of the implementation agencies right mind crank slider, This will sh

3、ears transmission rotation slider into the reciprocating linear motion, the realization of the right of sheet metal shear. Crank slider is simple in structure, easy processing, easy to maintain and repair, economic and practical advantages in machinery, equipment widely used? The design, right throu

4、gh the plane crank slider mathematical modeling, Turbor C programming, input slider crank agencies that such remarks parameters and the parameters of the whole movement of the simulation process? Key words： Turbor C Motion simulation Crank and slide block Cutting machine Iword格式支持編輯，如有幫助歡迎下載支持? 第

5、1章緒論 1」剪板機分類 剪板機的分類：機械剪板機、數(shù)控剪板機、液壓剪板機、數(shù)控擺式剪板機、 數(shù)控前送料擺式剪板機、液壓擺式剪板機、超盡液壓擺式剪板機、液壓閘式剪板 機、深喉口剪板機、腳踏剪板機、精密剪板機?！笆濉逼陂g，液壓剪板機在結(jié) 構(gòu)與配置方面跨越了各行其道的階段，逐步向國際主流靠攏。LI前多數(shù)液壓剪板 機，機架采用整體焊接結(jié)構(gòu)、經(jīng)時效處理、具有良好的強度、剛度和精度保持性； 采用集成式液圧系統(tǒng)伺服驅(qū)動，極大提高了機床運行的可鼎性；根據(jù)被剪板料的 材質(zhì)、厚度和剪切長度，自動完成剪切角度、剪切行程、刀片間隙和后擋料的調(diào) 整：可配備前送料系統(tǒng)或后托料裝置，集送料、卸料于一體，有效地提高了

6、設(shè)備 自動化程度。 在使用金屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)尺寸要求對板材進(jìn)行切斷加工，剪板 機主要用于剪切金屬板材，是重要的金屬板材加工機床。其不僅用于機械制造業(yè)，還 是金屬板材配送中心必不可少的裝備，應(yīng)用范圍特別廣泛。剪板機是借于運動的上刀 片和固定的下刀片，采用合理的刀片間隙，對各種片度的金屬板材施加剪切力，使板 材按所需要的尺寸斷裂分離。常用來剪裁直線邊緣的板料毛坯，主要應(yīng)用于金屬加工 行業(yè)。剪板機按結(jié)構(gòu)分為閘式剪板機和擺式剪板機兩類；按傳動方式分，有機械傳動 剪板機和液壓傳動剪板機兩類。 剪板機目前主要有以下兒種： 平刃剪板機：剪切質(zhì)量較好，扭曲變形小，但剪切力大，耗能大。機械

7、傳動的較 多，該剪板機上下兩刃彼此平行，常用于軋鋼廠熱剪切初扎方坯和板坯。 斜刃剪板機：分閘式剪板機和擺式剪板機，剪切質(zhì)量較詢者差，有扭曲變形，但 力能消耗較前者小，適用于中大型剪板機。 多用途剪板機：板料折彎剪板機，即在同一臺機器上可完成兩種工藝，假期下部 進(jìn)行板料剪切，上部進(jìn)行折彎，也有的機器前部進(jìn)行剪切，后部進(jìn)行板料折彎。 專用剪板機：氣動剪板機大多用在剪切線上速度快，剪切次數(shù)高。 數(shù)控剪板機：直接對后擋料器進(jìn)行位置編程，可進(jìn)行位置校正，具有多工步編程 功能，可實現(xiàn)多步自動運行，完成多工步零件一次性加工，提高生產(chǎn)效率。 剪板機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換滑塊的直線往

8、復(fù)運動，對板 料進(jìn)行剪切加工的剪切機械，機械剪板機是金屬板料剪切的專業(yè)設(shè)備，廣泛用于汽車、 造船、建材、五金機械、金屬結(jié)構(gòu)的薄板剪切下料使用，被剪切板料以抗拉強度48 公斤/毫米以內(nèi)為基準(zhǔn)，如需剪切其他高強度板料時，應(yīng)相應(yīng)減少剪切板料厚度。為了 提高本機的整體抗拉強度，采取鋼板焊接結(jié)構(gòu)，并具有結(jié)構(gòu)緊湊等特點所以剪板機就 成為各工業(yè)部門使用最為廣泛的板料剪斷設(shè)備。 1.2剪板機工作原理。 剪板機是借于運動的刀片和固定的刀片，釆用合理的刀片間隙，對各種厚度的金 屬板材施加剪切力，使板材按所需要的尺寸斷裂分離的設(shè)備。剪板機常用來剪裁直線 邊緣的板料毛坯。剪切能保證被剪板料剪切表面的直線性和平

9、行度要求，并減少板材 扭曲，以獲得高質(zhì)量的工件。板金行業(yè)的下料剪切工具，廣泛適用于機械工業(yè)，治金 工業(yè)，汽車、造船、電器電氣工程設(shè)備、板金加工、鋼管焊接、電子工業(yè)、航天航空 工業(yè)、農(nóng)業(yè)機械制造、餐飲家具各種機械行業(yè)，主要作用就是用于金屬剪切在使用金 屬板材較多的工業(yè)部門，都需要根據(jù)尺寸要求對板材進(jìn)行切斷加工，所以剪板機就成 為各工業(yè)部門使用最為廣泛的板料剪斷設(shè)備。 上刀片固定在刀架上，下刀片固定在下床面上，床面上安裝有托球，以便于板料 的送進(jìn)移動，后擋料板用于板料定位，位置由調(diào)位銷進(jìn)行調(diào)節(jié)。液壓壓料筒用于壓緊 板料，以防止板料在剪切時翻轉(zhuǎn)。棚板是安全裝置，以防止發(fā)生工傷事故剪板機剪切 后應(yīng)能

10、保證被剪板料剪切面的直線度和平行度要求，并盡量減少板材扭曲，以獲 得高質(zhì)量的工件。剪板機的上刀片固定在刀架上，下刀片固定在工作臺上。工 作臺上安裝有托料球，以便于板料的在上面滑動時不被劃傷。后擋料用于板料 定位，位置由電機進(jìn)行調(diào)節(jié)。壓料缸用于壓緊板料，以防止板料在剪切時移動。 護(hù)欄是安全裝置，以防止發(fā)生工傷事故。回程一般靠氮氣，速度快，沖擊小。 剪板機屬于鍛壓機械中的一種，主要應(yīng)用在金屬加工行業(yè)。產(chǎn)品廣泛適用于： 輕工、航空、船舶、冶金、儀表、電器、不銹鋼制品、鋼結(jié)構(gòu)建筑及裝潢行業(yè)。 剪板機是帶有自動送料裝置，可完成板料高效率、精密加工的機械剪板機， 具有自動、高速、精密三個基本要素隨著中

11、國加入WTO以來，我們回過頭來瞻 望中國的制造業(yè)，就拿剪板機的成長來看吧剪板機床的成長越來越成為機械制造 行業(yè)的中流砥柱，通用型高性能剪板機，廣泛適用于航空、汽車、農(nóng)機、電機、 電器、儀器儀表、醫(yī)療器械、家電、五金。 對稱傳動剪板機是一種典型的對稱傳動的機械，主要用于剪裁各種尺寸金屬板材 的直線邊緣。該設(shè)備應(yīng)用廣泛，具有結(jié)構(gòu)簡單，維修方便，經(jīng)濟實用的優(yōu)點。 本機器的工作原理：動力源電動機通過二級傳動（一級帶輪傳動，一級齒輪傳動） 減速驅(qū)動執(zhí)行機構(gòu)一曲柄滑塊機構(gòu)，該機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)化為往復(fù)的直線運 動，在此過程中，由切刀（固定在滑塊上）來進(jìn)行對板料的切削。 在這次設(shè)計中，針對該剪板

12、機的執(zhí)行機構(gòu)一曲柄滑塊機構(gòu)，通過數(shù)學(xué)建模，運用 Turbor C強大的編程運算能力，研究了曲柄以勻角速度旋轉(zhuǎn)時，曲柄滑塊機構(gòu)中滑塊 的位移.速度、加速度的變化規(guī)律。 3 第2章 選擇方案對比及剪板機構(gòu)描述 剪板機主要是通過滑塊上刀片的往復(fù)直線運動來實現(xiàn)切斷功能，能實現(xiàn)這個I」的 主要由液壓傳動和機械傳動兩種。 2.1液壓傳動方案 剪板機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖2」所示，其原理：手動換向閥6推向左位（即 左位接入系統(tǒng)），此時活塞在壓力油的作用下向下運動，對板料進(jìn)行剪切加工，當(dāng)加工 完成后，將閥6手柄推向右位（即右位接入系統(tǒng)），活塞向上運動，即刀片上抬，到了 一定位置，將閥6手柄推入中

13、位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后剪切第二次時, 重復(fù)上述操作。手動換向閥6也可改為電氣控制的換向閥，從而實現(xiàn)自動連續(xù)剪切， 提高效率。 圖2.1液壓傳動系統(tǒng)原理圖 液壓剪板機釆用液圧傳動，使機器工作時平穩(wěn)，噪聲小，安全可靠，可以進(jìn)行單 次連續(xù)剪切，剪板耳度也較機械傳動的厚，但是液壓系統(tǒng)是利用液體作為中間介質(zhì)來 傳遞動力的，剪切力大時，油壓也相應(yīng)的高，對液壓元件的精度、強度要求也高，制 造成本也相應(yīng)的較高，而且液壓系統(tǒng)不可避免的存在，泄露問題，會造成污染，油溫 的變化會引起油液粘度變化，影響液壓傳動工作的平穩(wěn)性，所以適應(yīng)環(huán)境能力小。另 外，液壓剪板機的維修也不方便，需要掌握一定的專業(yè)知識

14、，因此此次設(shè)計不選用此 方案。 2. 2機械傳動方案 圖2.2凸輪機構(gòu)原理圖 凸輪機構(gòu)的工作原理如圖2.2所示：主軸的轉(zhuǎn)動帶動凸輪傳動，凸輪升程時推動 滑塊（即刀片）作剪切動作?；爻虝r，滑塊在彈簧的作用下上升到開始位置，準(zhǔn)備下 一個動作循環(huán)。 凸輪機構(gòu)的優(yōu)點是可以根據(jù)從動件的運動規(guī)律來選擇機構(gòu)的尺寸和確定凸輪輪廓 線。缺點是凸輪機構(gòu)一般用于控制機構(gòu)而不是用于執(zhí)行機構(gòu)，因為其工作壓力不能太 大，否則會嚴(yán)重磨損凸輪的輪廓及推桿，導(dǎo)致該機構(gòu)不能實現(xiàn)預(yù)期的動作要求，不能 保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。 曲柄連桿機構(gòu)的工作原理如圖2.3所示：通過主軸轉(zhuǎn)動帶動曲柄轉(zhuǎn)動，曲柄通過 連桿使滑

15、塊作上下往復(fù)運動，實現(xiàn)剪切動作。 該機構(gòu)具有結(jié)構(gòu)簡單、加工容易、維修方便、經(jīng)濟實用的優(yōu)點，故釆用此方案即 曲柄滑塊機構(gòu)作為執(zhí)行機構(gòu)比較合適。 2.3剪板機構(gòu)設(shè)計描述 剪切過程如圖所示，板料在剪板機的上?下剪切刀作用下受剪切產(chǎn)生分離變形。剪 切時下剪刀固定不動，上剪刀向下運動。開始剪切時，上剪刀刀刃圧入板料，產(chǎn)生一 對剪力F及相應(yīng)的力矩Fd,迫使被剪板料轉(zhuǎn)動。但在轉(zhuǎn)動過程中受到剪刀側(cè)面的阻擋, 在剪刀的另一側(cè)面也產(chǎn)生一對側(cè)推力Ft及相應(yīng)的力矩Ftc,其方向阻止板料的轉(zhuǎn)動。 開始剪切時，板料轉(zhuǎn)角隨壓入深度的增大而增大，而力矩Ftc也隨之增大，故剪 刀壓入一定深度后有Fd二Ftc,這時被剪板

16、料就不再轉(zhuǎn)動，直至在剪力作用下被剪斷為 止。這種剪切板料的設(shè)備稱為剪切機。 圖2.3曲柄滑塊機構(gòu)原理圖 剪板機屬于直線剪切機類型，主要用于剪切各種尺的金屬板材的直線邊緣。山于 剪板機上設(shè)有后擋料裝置或詢擋料裝置，顧可以對板料進(jìn)行定尺寸剪切。 剪板機可以按其工藝用途和結(jié)構(gòu)類型分類如表2. 4所示。 剪切過程示意圖2. 4 剪板機的技術(shù)參數(shù) 剪板機可剪板料厚度手剪板機構(gòu)件強度限制，最終取決于剪切力。影響剪切力的 因素很多，如刃口間隙，刃口鋒利程度。剪切面的寬度等，而最主要的還是被剪材料 的強度。略去一些次要因素則剪切力與其主要因素的關(guān)系為F = Kbfgg 式中o被剪材料抗拉強度值；

17、 t被剪材料厚度； 0剪切角； k系數(shù)； 通常剪切強度標(biāo)準(zhǔn)計算值為500MPa,在剪切力及其他因素確定的條件下，可以得 到剪板機剪板料的最大用度。LI前國內(nèi)外剪板機的最大剪切厚度為32毫米以下，厚度 過大對設(shè)備利用率和經(jīng)濟性來說是不可取的。 剪切方式 按剪切要求此類剪板機通常采用斜刃刀片，斜刃剪切是采用漸入剪切的方式如圖 2.5所示，故瞬間剪切尺寸小于板料寬度。剪板機上、下刃口不平行，上、下刃口間 的夾角稱為剪切角一般為0. 5度到4度。 剪切角與剪切力及板料變形有關(guān)，剪切角不同，剪切行程隨之改變，有些液壓剪切機 的剪切角度是可調(diào)的，以適應(yīng)不同情況。剪切角減小后，剪切行程也相應(yīng)減小

18、，行程 次數(shù)即可提高從而提高生產(chǎn)率。斜刃剪切質(zhì)量不如平刃剪切，有扭曲變形現(xiàn)象，但是 剪切力和能力消化比平刃要小得多，故斜刃剪切在中、大型剪板機中采用。 圖2. 4斜刃剪切 可剪板寬 可剪板寬是指剪板機剪刃方向，一次剪切完板料的最大尺寸，它參照鋼板寬度和 使用廠家的要求制定（可剪切寬度小于剪刃長度），這種剪切方式稱為橫切方式?？v切 方式為多次接觸剪切，只要條料寬度小于剪板機只要條料寬度小于剪板機的凹口一一 喉口，剪切尺寸不受限制。隨著工業(yè)的發(fā)展，要求剪板寬度不斷增大，LI前剪板機寬 度為0000毫米的剪板機已經(jīng)比較普遍，國外最大板寬已達(dá)10000毫米。 用剪板機剪切沖壓加工用的條料，長度

19、為2000以下時，剪板機剪切條料寬度最小 公差如表格2. 6所示。 表2.6剪切調(diào)料寬度最小公差 厚度t/mm 剪裁條料寬度/mm <25 25-50 50-100 100-200 寬度最小公差 0. 5 —下 0.3 0.3 0. 4 0.5 0.-1 0.4 0.4 0.5 0. 6 1-2 0.5 0.5 0.6 0.7 2-3 0.6 0.6 0.7 0. 7 3-4 —— 0.8 0.8 1.0 4-5 — — 1.0 1.3 5-6 — — 1.3 1.2 采用縱切方式對剪板機的喉口深度會有要求

20、，如圖2. 7所示。 LI前剪板機趨勢是減少喉口深度，以提高機架的剛度。 行程次數(shù) 行程次數(shù)直接關(guān)系到生產(chǎn)效率，隨著生產(chǎn)發(fā)展及各種上、下料裝置的出現(xiàn)，要求 剪板機應(yīng)該具有較高的行程次數(shù)對于機械傳動的小型剪板機，一般要達(dá)到50次每分鐘 以上。 喉口深度 圖2.7 2. 4本章小結(jié) 木章主要介紹剪板機的液壓傳動方案和機械傳動方案，從中了解凸輪 機構(gòu)和曲柄滑塊機構(gòu)和減半機構(gòu)。對剪板機的的技術(shù)參數(shù)、剪切方式、可 剪板寬、剪切角度進(jìn)行了確定。 第3章 剪板機總體傳動方案 綜合考慮，本次剪板機設(shè)計的總體方案為電動機經(jīng)過一級帶輪減速及一級齒輪減 速驅(qū)動主軸上的曲柄滑塊機構(gòu)，使滑塊作往復(fù)運

21、動，進(jìn)行剪切動作，剪板機的剪切力 是10噸，行程為22mm,每分鐘剪板30次。設(shè)計傳動系統(tǒng)圖如圖3.1所示。 圖3.1系統(tǒng)傳動簡圖 3.1電動機的選擇 本次設(shè)訃所選用的電動機的類型和機構(gòu)形式應(yīng)根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大 小和性質(zhì)變化、啟動性能、制動、正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來選擇。 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源, 因此，無特殊要求時,均應(yīng)采用三相交流電動機。其中異步電動機是交流電動機的一種， 它是把電能轉(zhuǎn)化為機械能的一種動力機械，一般以三相異步交流電動機應(yīng)用最廣泛。 Y系列三相異步電動機為封閉式三相異步電動機，能防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵

22、入電機內(nèi)部，效率高，耗能少，性能好，噪音低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便。不僅使用于水泵、鼓風(fēng)機、金屬切削機床及運輸機械，更使用于灰塵較 多、水土飛濺的地方，如碾米機,磨粉機，脫殼機及其它農(nóng)業(yè)機械,礦山機械等。 根據(jù)工作環(huán)境和要求，選用Y系列三相異步電動機。 電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經(jīng)濟性都有影響。容量選的 過小，不能保證工作機的正常的工作或使電動機因過載而過早的損壞;而容量選的過大, 則電動機的價格較高，能力乂不能充分利用，而且III于電動機經(jīng)常不滿載運行，其效率和 功率因數(shù)都較低,增加電能消耗而造成能源的浪費。 (3.1) 該剪板機的剪切力為

23、10噸，根據(jù)諾沙里公式： P = 0.6ob6x 式中 P——剪切力 P = 10x103x9.8=98000N 被剪板料強度極限，實際中的板料oh =500N/mm -——被剪板料延伸率，5=25% h——被剪板料厚度 c（ 上刀刃傾斜a =2 Z——被剪部分彎曲力系數(shù)，Z =0.95 y——前刃側(cè)向間隙相對值，y =0.083 x——壓具影響系數(shù)x=7.7 把已知數(shù)據(jù)代入式（3.1） 解得：h =4.63mm 根據(jù)文獻(xiàn)資料得，Q11型剪板機技術(shù)參數(shù)，類比實習(xí)時工廠的樣機，選取電動機 的功率為5.5kW。 轉(zhuǎn)速的確定： 由于傳動山皮帶和齒輪組成的。按推薦的傳動副傳

24、動比較合理的范圉，取三角帶 傳動比人=2?4。二級圓柱齒輪減速器傳動比?40,則總傳動比合理范圍為廠 =16?160,則電動機轉(zhuǎn)速可選范圉為： ij=廠? nw =（16?160）- % =480?4800r/min 查表19」Y系列三相異步電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)，選取Y132-M2-6型電動機比較合適, 其技術(shù)參數(shù)如下:功率為5.5RW,級數(shù)為6,滿載時的電流、轉(zhuǎn)速、效率分別為12.6A、 960i7min、85.3%。 總傳動比 （3.2） 式中A——三角帶傳動比 /2——圓柱齒輪傳動比 32 取 /, =4 幾=—=8 ■ 4 計算各軸轉(zhuǎn)速 T=V=240 r/min

25、960 切, = — = = 30 r/min ?訂2 4x8 計算各軸的功率 查得工各部件傳動效率為：圓柱齒輪：0.94?0.96弘=0.95 三角帶傳動：0.94?0.96巾=0.955 軸承（每對）:0.97?0.99 7/3=0.98 則總傳遞效率為： ,=7| 弘 = x ^-^55x 0.982 =0.87 Px =Pd x 7（）| = Pa x/j3 = 5.5 x 0.955x 0.98 =5?15kW 號匕X如伽 = 5.5x 0.955 x 0.95 x 0.982 =4.79kW 各軸轉(zhuǎn)矩 Td = 9550 吃 % 式中Td——電動機轉(zhuǎn)矩

26、; pd——電動機功率； %——滿載轉(zhuǎn)速叫 Td = 9550 ^- = 9550x— Nm=54.71N-m 960 刁軸=Td?iq ? 7oi =54.7lx4x0.955x0.98 N? m = 204.81 N?m 丁2軸二 ? o - /| ? JJqi ? 7o2 =54.71 x 4 x 8 x 0.955 x 0.98 x 0.99 N-m = 1510.19 N m 3. 2本章小結(jié) 本章主要根據(jù)了對上一章兒個方案對比確定了剪板機的總體傳動方案。從中選擇 了電動機類型和結(jié)構(gòu)，規(guī)定了電動機的功率從中進(jìn)行了計算傳動裝置的運動和動力參 數(shù)的計算。 第4章

27、 帶傳動的設(shè)計及計算 在同樣的張緊力下，v帶傳動較平帶傳動能產(chǎn)生更大的摩擦力，v帶傳動允許的 傳動比較大，結(jié)構(gòu)簡單較緊湊，造價低廉，傳動平穩(wěn)以及緩沖吸振等優(yōu)點。 4.1確定計算功率 Pg =KyP （4.1） = 1.2x5.5 = 6.6kW 式中 P——傳動的額定功率（kW） 心——工作情況系數(shù) 查文獻(xiàn)資料，載荷變動較大，軟啟動每天工作時間小于10小時，取Ka=\.2o 4.2選擇帶型 根據(jù)Pca =6. 6kW和主動帶輪(小帶輪)轉(zhuǎn)速厲=心二960r/min,由文獻(xiàn)資料中選定A 型V帶。 4.3確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑 查參考文獻(xiàn)［4］取主動輪基準(zhǔn)直徑> = 125mm

28、o V=U-D］.77,)/(60x1000) = (3.14x125x960)/(60x1000) = 6.28m/s 由于V過小，表示所選的D過小，這將使所需要的有效拉力巴過大，即所需要的 跟數(shù)z過多，于是帶輪的寬度，軸徑及軸承的尺寸都要隨之增大。 取 9 = 160 mm V=U->1-77,)/(60x1000) =(3」4 x 160 x 960) /(60 x 1000) m/s = 8.04m/s = /), = 160 x 4=640mm 并按照V帶輪的基準(zhǔn)直徑系列進(jìn)行圓整,圓整后 D, =640mm ■ 4.4確定中心距“和帶輪的基準(zhǔn)長度 山于中心

29、距未給出，可根據(jù)傳動的結(jié)構(gòu)需要初步中心距兔取 代入 D, = 160mm , D2 = 640 mm 560 < < 1600 mm 取 fl() = 600 mm o = 6OOmm,根據(jù)帶傳動的兒何關(guān)系，按下式訃算所需帶的基準(zhǔn)長度 c 兀 (D - Dy 6 ?+嚴(yán)+ 2)+ 4 (4.2) 血600+知剛+血）+葺磐 nun = 2552 mm 山參考文獻(xiàn)［7］表33.1-9取I/ = 2700mm, ill于V帶的中心距一般是可以調(diào)整的, 故采用下式進(jìn)行近似il?算 a^aQ + —-— = 800 + 2700-2552 mm 2 = 8

30、74 mm 考慮安裝調(diào)整和補償預(yù)緊力（如帶伸長而松弛后的緊張）的需要，中心距的變化范 圍為 "min=a~ 0.015 Ld = 874—0.015 x 2700mm = 833.5 mm "max= a + ?3 厶d = 874+0.03x2700 mm= 914.5 mm □ 4.5驗算主動輪上的包角 根據(jù)對包角的要求，應(yīng)保證 D -D a 込80- 一 x 60 >120 a a嚴(yán) 180 - 640-160 x 60 二 147 n 120 1 874 主動輪上的包角滿足要求。 (4.3)式 4.6確定帶的根數(shù) (p0+Ap)V/ 中 ka——包角系數(shù)，查

31、得0.91 13 k{——長度系數(shù)，查得1?13 Po——單根V帶的基本額定功率，查得0.94kW 耳——單根V帶額定功率的增量，查得0?5kW：。 代入數(shù)據(jù)得 6.6 Z = (O.94 + O.5)xO.91xl.l3=5 根 4.7確定帶的預(yù)緊力 考慮離心力不利的影響，和包角對所需預(yù)緊力的影響，單根V帶的預(yù)緊力為 F) = 500 x-^.(—-1) + <7V2 Z，ka (4.4) 式中q——V帶單位長度的質(zhì)量，查得t/=0.10kg/m F =500x 66 (― -1) + 0.10x 8.042= 149.9N 5x8.04 0.91 由于新

32、帶容易松弛，所以對非自動張緊的帶傳動，安裝新帶時的預(yù)緊力應(yīng)為上述 預(yù)緊力的1.5倍。 4.8計算帶傳動作用在軸上壓軸力 為了設(shè)計安裝帶輪的軸和軸承，必須確定帶傳動作用在軸上的力你。如果不考慮 帶的兩邊的拉力差，則壓軸力可以近似的按帶的預(yù)緊力耳的合力來計算，即 式中: Z——帶的根數(shù) F——單根帶預(yù)緊力 ——主動輪上的包角 耳= 2ZFsin 牛 =2x5x149.9xsin 凹-N

33、 2 = 1437.3N 15 4.9帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 1. 材料：HT200 2. 確定帶輪的形式 由參考文獻(xiàn)［6］得:電機軸D=38mm,電機軸伸出長度為E=80mm,且已知小帶 輪的基準(zhǔn)直徑 ^i=l60mm, 2.5 D=2.5x38mm=95mm 2.5 D

34、槽對稱面至端面的距離/ = 最小輪緣厚=6mm 輪槽角0=38。 輪槽結(jié)構(gòu)如圖4」所示。 圖4.1輪槽結(jié)構(gòu) 4. 確定小帶輪外形尺寸 帶輪寬:B =（Z — l）e+2f =（5-1 ）x 15+2x 10mm=80mm 帶輪外徑：= + =160+2x4mm= 168mm 輪緣外徑:心=（1.8?2） cl =（1.8~2）x38mm=（68.4?76）mm,取=70mm 輪轂長度：因為 B =80mm> 1.5 D = 1.5x38mm=57mm 所以厶=（1.5?2） ）=（1.5?2）x38mm=（57?76）mm,取厶=60mmo Cr =(1/7-1/4)

35、B =( 1/7- l/4)x80mm=( 11.43?20)mm 取(7 = 15mm 小帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4.2 19 # 式中: P——傳遞的功率，為5.15kW 圖4.2小帶輪結(jié)構(gòu) 1、 材料：HT200 2、 確定帶輪的結(jié)構(gòu)形式 初選大帶輪的軸徑d =35mm,已知大帶輪的基準(zhǔn)直徑D =640mm >300mm,所以 大帶輪選用輪輻式結(jié)構(gòu)。 3、 輪槽尺寸同小帶輪。 4、 輪緣及輪轂的尺寸： 帶輪寬：B =(Z —l)e+2/ =(5-1 )x 15+2x 10mm=80mm 帶輪外徑：d池=D2 + 2ha =640+2x4mm=64

36、8mm 輪轂外徑：〃2二(1?8~2)〃 =( 1.8~2)x35mm=(63?70)mm,取J2=70mm 輪轂長度：因為 B=80mm>1.5 J = 1.5x35mm=52.5mm 所以 L2 =(1.5?2) D=(l .5?2)x38mm=(57?76)mm,取 L2 =60mm。 (4.5) # # n——帶輪的轉(zhuǎn)速，為240r/min # z。——輪輻數(shù)，取4 "90僅=290底%訕匸50.8麗 嘰=0.8 =0.8x50.8mm=40.6mm b[ =0.4 =0.4x50.8mm=20.3nim b2 =0.8/?( =0.8x20.

37、3mm= 16.2mm fi =0.2 A] =0.2x50.8mm= 10.2mm f2 =0.2 /?2 =0.2x40.6mm=8.1 mm 大帶輪的結(jié)構(gòu)如圖4.3 5. 0本章小結(jié) 本章主要確定了帶傳動設(shè)計?和計?算，對帶傳動的功率、選擇帶型和小帶輪的基準(zhǔn) 直徑、中心距、帶著根數(shù)、帶著預(yù)緊力、主動輪上包角進(jìn)行計算確定。從而對帶輪結(jié) 構(gòu)和傳動作用在軸上壓軸力進(jìn)行設(shè)計規(guī)范。 第5章軸的設(shè)計 軸是組成機器的主要零件之一。一切做回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上 才能進(jìn)行運動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。 軸按照承受載荷的不同，可分為以下三類： （

38、1） 轉(zhuǎn)軸既承受彎矩乂承受扭矩。 （2） 心軸只承受彎矩不承受扭矩。 （3） 傳動軸只承受扭矩不承受彎矩。 按軸線形狀的不同，可分為兩種： （1） 曲軸通過連桿可以將旋轉(zhuǎn)運動改變?yōu)橥鶑?fù)直線運動，或作相反的運動變換。 （2） 直軸又可按外形分為光軸和階梯軸。 本次設(shè)訃的剪板機采用的是直軸。 5. 1主動軸設(shè)計 軸的材料主要是碳鋼和合金鋼，鋼軸的毛坯多數(shù)用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接 用圓鋼。山于碳鋼比合金鋼廉價，對應(yīng)力集中的敬感性較低，同時也可以用熱處理或 化學(xué)處理的辦法提高耐磨性和抗疲勞強度。在載荷一定的情況下，好的材料能提高軸 的工作性能及壽命，但同時要考慮到材料的經(jīng)濟性，故采

39、用45號鋼，并做調(diào)質(zhì)處理， 查參考文獻(xiàn)[8]得他=103?126,取 A0 = 116, [cr_I]=60MPo 軸的失效形式：主要有斷裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等，對于軸的設(shè) 計應(yīng)滿足下列要求： 1. 足夠的強度。 2. 足夠的剛度。 3. 振動的穩(wěn)定性叫 5.1.2軸徑的最小許用值 根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度條件訃算公式》： =116xV^o~=6294mm 深溝球軸承、套筒和軸端擋圈從軸的左端依次安裝，深溝球軸承、套筒、齒輪、 軸端擋圈從軸的右側(cè)依次安裝。軸承選擇6014型深溝球軸承。 5.1.4軸上的零件定位 1. 軸向定位 軸上的零件是以軸肩、套筒來保證的。

40、 2. 周向定位 限制軸上零件與軸發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，本次設(shè)訃采用鍵來固定。 類比工廠樣機，確定主軸的各段直徑及長度 5. 2軸的設(shè)計 類比主軸，選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 (/PA)# 扌 (5.2) = 116x； mm V 240 =32.24mm 軸承、套筒、皮帶輪、軸端擋圈從左端向右依次安裝。軸承、套筒、齒輪、軸端 擋圈依次從軸的右端向左安裝，軸承選擇6007型深鉤球軸承。傳動軸的零件裝配及軸 的機構(gòu)如圖5.1所示。 1. 輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T P. =4.79 kW , n. =30r/min , ^ = 1510.19 N m ■ ■ ■ 2. 求

41、大齒輪上所受的力、F* 大齒輪與小齒輪相互作用，依據(jù)牛頓笫三定律 凡=_厲傳，^lr = 7傳 圖5.1傳動軸的結(jié)構(gòu)及裝配圖 r2/ft =27； Id =2x204.81/( 100xl0-3)N=4096.2N(d 為小齒輪的分度圓直徑) 耳「傳= 心傳? rga” =4096.2xtg20N=1490.89N 所以 你=+4096.2N, Flr=-1490.89N 軸上曲柄的作用力，山于制動帶的作用，傳到曲柄上的轉(zhuǎn)矩只有主軸的1/3,作用 在雙曲柄的徑向力竹，耳為 23 F2 = F3= T2/(3x r x2)= 1510.25/(3x0.11 x2)N=228

42、8.17N 3. 主軸的受力分析 主軸的受力如圖5.2所示，山圖根據(jù)物體的平衡條件可知 已知：厶2=1門，厶=404,厶4=144, Flf=-1490.89N, F2 = F3=2288.17N, F}, =4O96.2N 解方程組得 R〃嚴(yán) 141.25N, R〃2=-4237.45N, /?vi =-2339.58N, /?V2=-745.87N M〃嚴(yán)4237.45x( 135+1180+135)x50/(135+1180+135+50) =204810.08Nmm MVI=RV} L2=2339.58xl35N mm =315843.3 N mm M= R\U

43、(^2 + 厶)—耳厶 =2339.58x(135+1180)-228& 17x 1180 N? mm =376507.1 N-mm M、.，3 = Rvl (Ln + 厶 + 爲(wèi))—耳(厶 + L4) — F3L4 =2339.58x( 135+1180+135)-2288.17x1180-2288.17x135 N mm =383447.45 N mm 山圖可以看出C截面為最危險截面，按第四強度理論校核 —JM 2+0.75 廠=三 JM../+0.75T2 圖5.2主軸的受力分析圖 = —— J(383447 .45X10-3)2 + 0.75x 1510.192 x

44、lO_6MPa — 3.14x(70x107)1 =40.49MPa< [o. 1 ]=60MPa 安全 5.3本章小結(jié) 本章主要對剪板機的軸進(jìn)行了設(shè)計。從而對剪板機主動軸的材料、軸 徑最小許用值、軸上的零件定位進(jìn)行了確定并且繪制軸上的零件裝備圖以 及軸的結(jié)構(gòu)圖，最終對軸的強度進(jìn)行校核計算。 /V1= 1.0368 X1O^=O 1296X1O( ?8 接觸疲勞強度 查得％,=1.0, KHN2=1A 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效效率為1%,安全系數(shù)5 = 1,有 [b〃 ]嚴(yán) A l,m 1 = 1.0x650=650MPa ]2二 K〃N2：〃i

45、im2 =1.1x610=671 MPa 小齒輪分度圓直徑 將以上所有數(shù)據(jù)代入公式(7-1)有 =2. 32X3 1.3 x 2.049 X105 8 + 1( 189.8 丫 0^6 X_8_l 650) =81. 016mm 計算圓周速度 磯q 60 x1000 zrx81?016x240 z = m/s 60x1000 = 1.018m/s 計算齒寬 b = 0d ?仇 =0.6x81.016 二48. 610mm 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) m =^-=聲""=4.051 mm 勺 20 齒高 h =2.25 m, =2.25x4.051

46、mm=8.041 mm /?//7 =48.610/9.115=5.333 計算載荷系數(shù) 根據(jù)V =1.081mnVs , 8級精度，查得動載系數(shù)Kv =1.1;直齒輪假設(shè) K,占門2100N/mm;由表查得Klla = K九=1.2： KA =1.5；查得齒向載荷分配系數(shù)用內(nèi)差 法得 口 =1.23,并且/7//?=4.44, 8級精度，并調(diào)質(zhì)處理，查得彎曲強度計算用的齒向 載荷分布系數(shù)K〃=l」6；故載荷系數(shù) K = Ka Kv K陽 K〃0 = 1.5x1.lx 1.2x1.23=2.4354 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 斗牛=81.016x mm=99.87mm

47、 計算模數(shù) 心 99.87 , nn m =— = mm=4.99mm 乙 20 6.3按齒根彎曲強度設(shè)計 山齒根彎曲強度的設(shè)訃公式: (6.2) 彎曲疲勞強度 查得丹小齒輪的彎曲疲勞強度極限

48、= KAKvKFaKPfi=1.5xl.lxl.2xl.ll6=2.297o 計算大、小齒輪的偽并加以比較 =0.01621 ^g.Xsal _ 2,80x1,55 [(Tj, = 267.77 小齒輪的數(shù)值大 xO.01621 )2x 2.2.297 x 2.049x105 V 0.6 x2O2 =3.99mm 對比訃算結(jié)果，山齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于山齒根彎曲疲勞強度計算 的模數(shù)，山于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸 疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取山彎曲 強度算得模數(shù)3.99并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)

49、植m=4mm。按接觸強度算得的分度圓直徑 di=99.87mm,算出小齒輪齒數(shù) _ 99.87 m 4 =25 # # 大齒輪齒數(shù) Z2 = 1/^=8x25=200 取 Z2=200 # 6.4幾何尺寸計算 心二 Z］ m =25x4= 1 OOnim =Z7/w =200x4=800mm a =丄(〃］+ 〃，)=—(100+ 800) =450mm 2 2 b = =O?6x 100=60mm 為防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大大齒輪的工 作載荷，常將小齒輪的齒寬在圓整數(shù)值的基礎(chǔ)上人為地加寬5-10m

50、m 故取小齒輪的齒寬B嚴(yán)65mm 大齒輪的齒寬B.=60mmo 6.5驗算 K F 1 5x4098 60 1 ; = N/mm = 102.45N/mm > 100 N/mm b 合適。 6.6結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖 計算小齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù) 齒頂高 ha = mhj =4x 1 mm =4mm 齒根高 hf =m(h； + c ) =4x (1 +0.25) mm =5mm 齒全高 h = ha + hf =12+15mm=27mm 齒頂圓直徑 da}= J, + 2ha = 100+2x4mm = 108mm 齒根圓直徑 〃門二〃］一 2/?

51、. =100-2x5mm =90mm 山于小齒輪直徑不大，且中間有軸傳動，故選用實心結(jié)構(gòu)的齒輪。 壓力角 a=20。 齒距 p = ran =3」4 x4mm = 12.56mm 基圓直徑 dbx =d{ cos a =100xcos20mm =93.97mm 基圓齒距 ph = p cos a = 12.56xcos20mm =11.80mm 齒厚 s = p / 2 = 12?56/2mm =6.28mm 齒槽寬 e = p/2=\ 2.56/2mm =6.28mm 頂隙 c = me" =4x0.25mm= 1.0mm 因為小齒輪的齒頂圓直徑 僉二108mm<

52、160mm,所以小齒輪可以做成實心結(jié)構(gòu) 的齒輪4小齒輪的結(jié)構(gòu)如圖6」所示。 計算大齒輪結(jié)構(gòu)參數(shù) 齒頂圓直徑 Ja2 = d2 + 2ha =800+2x4mm=800mm 齒根圓直徑 d f d2 — 2hf =800-2x5mm =790mm 山于大齒輪的齒頂圓直徑da2 =790mm在400?1000mm之間，，所以選用輪輻式結(jié) 構(gòu)的齒輪6 圖6.1小齒輪結(jié)構(gòu)圖 輪輻的設(shè)計 輪輻數(shù)取6 d = D4= 65 mm 因為大齒輪的材料為鑄鋼，所以 D3 = 1.6Z） = 1.6x65mm= 104mm △1 心（3~4）叫=（12 ?16）mm 取 4=15mm

53、△2 a （1 ?l?2）z\=（15?18）mni 取 A2 = 16mm H a 0.8D4 =0.8x 104mm=52mm 取 H =52mm H、e0?8H =0.8x52mm=41.6mm 取 =41.6mm C H15 =52/5mm= 10.4mm 取 C = 10.4mm C、a H /6 =52/6mm=8.7mm 取 C} =8.7mm R a 0.5H =0.5x52=26mm 取 R =26mm 1.5D4=97.5 > L>B=60mm 取 L=60mm 大齒輪如圖6.2所示： 圖6.2大齒輪結(jié)構(gòu)圖 6. 7本章小結(jié) 本章主要對剪板機的齒輪進(jìn)行

54、了設(shè)計，從而選定了齒輪類型、精度等級、材料及 齒數(shù)。對齒面接觸強度、齒根彎曲強度、兒何尺寸進(jìn)行了計算和驗算并且對剪板機齒 輪設(shè)計的這些參數(shù)繪制了零件圖。 27 第7章 曲柄連桿機構(gòu)設(shè)計 曲柄連桿機構(gòu)是曲柄剪板機的典型機構(gòu)，這一機構(gòu)將剪板機傳動系統(tǒng)的旋轉(zhuǎn)運動 轉(zhuǎn)變?yōu)檫B桿的往復(fù)運動，實現(xiàn)剪切工藝。同時，機構(gòu)還具有力的放大作用（即工作載 荷大于傳動系統(tǒng)輸入的作用力），滿足剪板機瞬時峰值力的要求。 7. 1材料的選擇 由于曲柄連桿機構(gòu)需要承受10噸的沖壓力，應(yīng)選擇剛度較大的鋼，選擇45號鋼, 應(yīng)力[cr,]=238MPa, [aJ=238MPa, [z]=142MPao 7. 2確

55、定曲柄連桿桿件長度 已知搖桿的行程為22mm,本次設(shè)計采用對心曲柄連桿機構(gòu)，如圖7.1所示。所以 曲柄長A? = /7/2=22/2mm=llmmo機構(gòu)在圖7」所示位置時的傳動角/=90-a ,為了 保證曲柄連桿的性能，/min>40% 圖7」曲柄連桿機構(gòu)示意圖 山圖 8-1 可知：AB? sin&二3C? sina = BC? cosy 因為/min>40,所以 cos/minAB- sin&/ cos40c sin。的最大值為1 BC> AB/cos40 BC>11/ cos40 mm= 14.36mm 類比工

56、廠樣機,選BC=400mnio 7. 3結(jié)構(gòu)設(shè)計 參考工廠樣機，確定曲柄連桿的機構(gòu)，如圖7.2所示 29 圖7.2曲柄連桿的機構(gòu) 7. 4強度校核 該剪板機的剪切力為io噸，因此 F=10x103x9.8N=9.8x104N 由于轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的最大力發(fā)生在曲柄與導(dǎo)軌垂直的位置:叫作用在曲柄上的力 N = Kf F/cosa (K”-安全適用系數(shù)取1.2) N = 1.2x9.8x 104/ J1-(11/400尸斗三11,76><10楓 = 11.76N 因為釆用雙曲柄傳動，所以 N、=N I2=\\ .76x 104/2N=5.88x 104N A = /V/

57、[cr1]=5.8xl 04/238mnr=247innr 從圖8-2可以看出q>30處是該機構(gòu)的最薄弱環(huán)節(jié)，其面積A二(70-30 ) x35mm2= 1400mm2 > 247mm2,因此滿足強度要求。 曲柄連桿上連接部分剪切強度校核 Anin = N/[z]=9.8xl04/142mm2=690mm2 A = /rRi =^x(30/2)2=706.5> Amin 安全。 所以曲柄連桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)訃合理。 7.5電動機的校核 由以上的計算可知作用在曲柄上的最大力為11.76x1051,曲柄對主軸的轉(zhuǎn)矩 T = N-A5=11.76xl04xllxl0-3Nm=1293.6

58、Nmo 電動機提供的轉(zhuǎn)矩經(jīng)皮帶和齒輪傳遞到主軸的轉(zhuǎn)矩r2 = 1510.19Nm, T2 = cos% (7.1) sin % + a2 sin

59、 4>2 = sin 已知q, 2, %, %,解方程組(7.1)得 當(dāng) COS(i>2>0 時 4>2 = arctan(sm(l>2 / cos "J 當(dāng)cos% <0時 # <1)2 = h +arctan(sin 2 /cosd>2) <|)2 = ji/2 ? "3 =ax sin% +a2 suid)2 對方程組(7.1)兩邊對時間求導(dǎo)，整理得 ? ? ? 一 q 4>j sin 3 < ~ ? (7.2) ? ? ? q 4>i cos% + a2 4>7 cos% = 6 sin % ■

60、已知 4，2，。3，“1，“2，“3，"1 解方程組(7.1)得 對方程組(7.2)兩邊對時間求導(dǎo)整理得 ? ?? ?? ? 一絡(luò) cos% +a2 cos(l>2 -a2 % sin% -a2 對 cos% = cos% (7 ? 3 ) 一 a} 2j sin 4>| + a2 2 cos% - 5 sin 2 = ay sin 3 已知q, a29 g %, %, “3，$2，解方程組(7.3)得 表7.1曲柄連桿機構(gòu)運動特性 曲柄的角位移T () 連桿的位移A3 (mm) 連桿的速度V3 (mm/s) 連桿的加速度 Y3 (mm/s2

61、) 0 399.848724 57.595863 8.296367 45 407.702545 41.518524 -213.244614 90 411.000000 0.0000000 -309.864441 135 407.702545 -41.518520 -213.244629 180 399.848724 -57.595863 8.296367 225 392.146179 -39.934326 213.241531 270 389.000000 -0.0000002 293.278015 315 392.146210 3

62、9.934341 213.241455 360 399.848724 57.595863 8.296314 7. 7本章小結(jié) 本章了解了剪板機的曲柄滑塊，對曲柄滑塊機構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計，從中對材料的選擇、 曲柄滑塊桿件長度確定和電動機校核，并且對曲柄滑塊機構(gòu)進(jìn)行相對數(shù)學(xué)模型設(shè)汁計 33 算。 # 結(jié)論 經(jīng)過為期十周的畢業(yè)設(shè)訃，我對四年來所學(xué)的機械理論知識有了進(jìn)一步的理解。 剛開始學(xué)這些理論知識時，總感覺很乏味，不知道它的價值在哪，導(dǎo)致學(xué)習(xí)熱情不高, 只是為了完成學(xué)習(xí)任務(wù)，學(xué)習(xí)效率也很低。在這次設(shè)計中，我乂回顧了四年來我們學(xué) 過的所有知識，并把它們綜

63、合起來，應(yīng)用在設(shè)計中的各個環(huán)節(jié)，我感覺這些知識活了 起來，它們不再是枯燥無味的了，在設(shè)計中遇到每個難題，我在它們中間都能找到答 案，我越來越喜歡這門科學(xué)了。 近兒年來，機械工業(yè)迅速發(fā)展，結(jié)合計算機技術(shù)后，這個行業(yè)的技術(shù)水平也越來 越高，機器的自動化、智能化程度也越來越高。在這次設(shè)計中，我嘗試著運用計算機 編程實現(xiàn)對曲柄滑塊機構(gòu)的運動仿真，探索了曲柄滑塊輸入量和輸出量之間的關(guān)系， 當(dāng)由于經(jīng)驗不足，能力有限，分析的過程和結(jié)果有許多不盡人意的地方，但我已盡了 最大的努力，而且在這個過程中，我也收獲了很多。 我相信，只要我繼續(xù)保持在這次設(shè)計中的刻苦創(chuàng)新精神，努力學(xué)習(xí)，不斷的要求 自我，改造自我，進(jìn)

64、入社會后，遇到再大的困難，我也能冷靜的面對，找到解決問題 的方法，不斷鍛煉自己，成為一個有所作為的機械人，為社會和國家服務(wù)！ 參考文獻(xiàn) [1] 俞新陸，何德譽.鍛壓手冊，第3卷，鍛壓車間設(shè)備[M].北京：機械工業(yè)出版社, 2002.5. [2] 左健民.液圧與氣圧傳動.第三版[M].北京：機械工業(yè)出版社,2006.4. [3] 孫桓，陳作模.機械原理.第六版[M].北京：高等教育出版社，2008.2. [4] 濮良貴，紀(jì)名剛.機械設(shè)計.第七版[M].北京：高等教育出版社，2007.6. [5] 梁應(yīng)彪.板材剪切力的測試[M].北京：鍛壓技術(shù)，1992.2,第六期. [6] 王世剛

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