刀具移動式木板切割機設計含proe三維及8張CAD圖

刀具移動式木板切割機設計含proe三維及8張CAD圖,刀具,移動式,木板,切割機,設計,proe,三維,cad 刀具移動式木板切割機設計 摘 要 本課題的內容為分析市場現(xiàn)有木板切割機的不足，完成刀具移動式木板切割機總體方案設計、零部件結構設計。 本此課題首先，通過對木板切割機進行全方位調研，在此基礎上提出了刀具移動式木板割機性總體方案；然后，對各主要構成件的結構尺寸進行設計校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了刀具移動式木板割機裝配圖、主要零件圖。采用Pro/E軟件進行三維設計。 通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了起重機械產品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。 關鍵字：木板，切割機，絲桿，滑塊 Abstract The content of this topic is to analyze the shortcomings of the existing wood cutting machine in the market, complete the overall scheme design and parts structure design of the cutter mobile wood cutting machine. Firstly, based on the comprehensive investigation of the wood cutting machine, the overall scheme of the cutter movable wood cutting machine is put forward. Then, the structural dimensions of the main components are designed and checked. Finally, the assembly drawings and main parts drawings of the cutter movable wood cutting machine are drawn by AutoCAD drawing software. Pro/E software is used for three-dimensional design. Through this design, we have consolidated our professional knowledge, such as mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, etc. We have mastered the design method of hoisting machinery products and can skillfully use AutoCAD drawing software, which is of great significance to our future work and life. Key words: Board, Cutting Machine, Screw, Slider 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 緒論 1 第2章 總體方案設計 2 2.1 設計要求 2 2.2方案擬定 2 2.2.1驅動方案的選擇 2 2.2.2 擬定方案 2 第3章 主要構件的設計 4 3.1電動機的選擇 4 3.1.1參數(shù)計算 4 3.1.2電機型號的選擇 5 3.2絲桿螺母副的選型與計算 7 3.2.1受力分析 7 3.2.2設計計算及校核 8 3.2.3絲杠的有限元分析 11 3.3導軌的選型與計算 15 3.3.1導軌的選型 15 3.3.2直線滾動導軌副的計算、選擇 16 3.3.3導軌副精度分析 18 3.4鋸條齒輪設計 19 3.4.1齒輪的材料選擇 19 3.4.2齒輪的設計與校核 19 3.5軸及軸上零件的設計 23 3.5.1尺寸與結構設計計算 23 3.5.2強度校核計算 24 3.5.3鍵的校核 26 3.5.4軸承的校核 26 3.6橫梁的設計 27 3.6.1橫梁結構設計 27 3.6.2橫梁的有限元分析 27 3.7平臺升降液壓缸的選擇 32 3.8支架的設計 35 3.8.1結構尺寸的設計 35 3.8.2支架的校核 36 3.8.3機架連接螺栓的校核 37 第4章 基于Pro/E的三維設計 39 4.1 Pro/E三維設計軟件概述 39 4.2三維設計 40 4.2.1機架 40 4.2.2絲杠螺母 41 4.2.3鋸條滑塊 41 4.2.4鋸片滑塊 42 4.3三維裝配 42 4.3.1絲杠螺母副分總成 42 4.3.2鋸條箱分總成 43 4.3.3鋸片箱分總成 43 4.3.4總成 43 總 結 45 參考文獻 46 致 謝 47 47 第1章 緒論 當今時代正是中國發(fā)展的黃金時代，中國又是一個發(fā)展中國家，要想謀求更大的發(fā)展，行業(yè)的轉型是一定的，所以輕工業(yè)的轉型，重工業(yè)與機械制造的行業(yè)的重視是必然的。就這一點來看，讓我們清晰看到機械行業(yè)的發(fā)展前景有著如此大的潛力。它與其他行業(yè)有著千絲萬縷的聯(lián)系，隨著經濟的發(fā)展和科技的進步，越來越多的產品智能化、自動化、網(wǎng)絡化，單純的機械已經不能適應行業(yè)發(fā)展的需要，漸漸地就出現(xiàn)了機電一體化。現(xiàn)代機械的機電一體化的目標是綜合利用機、電、信息、控制等各方面的相關技術的優(yōu)勢[1]，揚長避短以達到系統(tǒng)優(yōu)化的效果，取得顯著地社會效益和技術經濟效益。 機電一體化產品廣泛應用各種加工業(yè)，切割技術也有了飛速的發(fā)展，手工切割已經適應不了現(xiàn)代工業(yè)發(fā)展的要求。如今已進入以通用機械時代。幾十年來，切割技術的研究和發(fā)展一直比較活躍，設計在不斷的修改，品種也在不斷的增加，應用領域也在不斷的擴大。而目前市面上有很多型號的木板切割機結構復雜，調節(jié)，維修不方便，生產效率低，智能化低等不足。 本木板切割機的切割機構屬于機械技術領域，它解決了現(xiàn)有的自動切割機所存在的精度不高，操作復雜，智能化低等問題。本課題針對目前市場上的切割機設計的不足，對木板切割機進行改造創(chuàng)新，增加智能化程度，設計出具有控制方便，性能穩(wěn)定，結構簡單，調節(jié)、維修方便，安全可靠，低能耗，在切割過程中能使木板位置穩(wěn)定、切割長度準確，生產率高，運行平穩(wěn)，提高產品質量，提高生產效率等優(yōu)點的具有廣泛應用前景的方案。 切割在人們的生產、生活中有著重要的作用，木材的切割就更為重要。在建筑和裝修中，木板是比較常見的一種建材。隨著現(xiàn)代機械加工業(yè)的發(fā)展，對木材切割質量、精度、生產效率以及切割功能的要求不斷的提高。 現(xiàn)有木材切割機只能切出固定尺寸的木板，適用范圍小，且對整塊木料的不同方向的切割，需要用到各類對應的切割機，適用范圍小，成本高。 本課題運用工程軟件對刀具移動式木板切割機進行結構設計、三維造型、虛擬裝配，最終完成二維工程圖紙設計。 第2章 總體方案設計 2.1 設計要求 通過本設計，使學生熟悉機械設計的一般步驟，培養(yǎng)學生獨立進行工程分析和機械設計的能力，使學生能熟練使用現(xiàn)代設計工具，從而提高學生綜合運用所學知識能力，科研創(chuàng)新意識，工程實踐能力和科技寫作水平。 課題任務內容： 本課題的內容為分析市場現(xiàn)有木板切割機的不足，完成刀具移動式木板切割機總體方案設計、零部件結構設計。 主要技術參數(shù)：切割方向數(shù)2個，分別是垂直方向和水平方向。 課題任務要求： （1）機構方案設計合理，參數(shù)計算正確； （2）系統(tǒng)零件結構設計、參數(shù)計算、材料選擇及主要零件強度設計； （3）系統(tǒng)三維造型，虛擬裝配； （4）按國家標準繪制系統(tǒng)裝配圖、非標零件圖（折合不少于三張零號圖）。 2.2方案擬定 2.2.1驅動方案的選擇 目前，這類機械手的主要驅動源有氣動驅動、電動驅動和液壓驅動。 （1） 氣動壓是一種壓縮空氣驅動系統(tǒng)，驅動執(zhí)行機構的運動，通常用空氣壓縮機作為動力源。氣動傳動有很多優(yōu)點，如過載安全，比較簡單，幾乎不會污染環(huán)境，花錢少，能夠變速，也有缺點，就是在大的設備上工作不是很穩(wěn)定，定位會有些誤差。 (2) 液壓驅動系統(tǒng)，它具有固有的效率高、響應速度快、速度簡單的特點?？稍诖蠓秶鷥葻o級調速。適應性比較強，能夠在許多種環(huán)境下工作。它能吸收沖擊力，實現(xiàn)更頻繁、穩(wěn)定的換相，但對漏油、污染、成本高。定位精度比氣動低、電機高。流體溫度和粘度的變化影響傳動性能。 (3) 電驅動方式有很多種，有步進電機、直流伺服電機、交流伺服電機、步進電機、力矩電機等驅動方式。伺服電機動態(tài)特性比較好，運行精度比較高，速度可以非常大，也可以非常小，非常穩(wěn)定，非常可靠，控制方面也比較容易。 所以，我們這次選步進電機。 2.2.2 擬定方案 本次設計的刀具移動式木板切割機，切割方向數(shù)2個，分別是垂直方向和水平方向。移動裝置分別為： （1）鋸條 鋸片采用兩段布置絲杠螺母副驅動鋸片箱底部的滑塊沿直線導軌滑動，實現(xiàn)鋸片的水平移動。 （2）鋸片 鋸片可沿橫向、縱向兩個方向移動，同樣采用絲杠螺母副驅動橫梁底部滑塊及鋸片箱沿直線導軌水平移動。 （3）工作平臺 工作平臺采用液壓驅動的形式使得置于上方的木板上下升降實現(xiàn)切斷。 1-底板；2-橫向支架；3-縱向支架；4-導軌A；5-鋸條箱；6-鋸條；7-液壓缸，8-導軌；9-鋸片箱；10-鋸片；11 控制器；12-支座；13-電機； 14-絲杠；15-支座；16-電機；17螺紋管桿；18滑槽；19-支座；20-電機；21-螺桿；22-電機；23齒輪；24電機；25木料。 圖2-1刀具移動式木板切割機方案簡圖 第3章 主要構件的設計 3.1電動機的選擇 3.1.1參數(shù)計算 現(xiàn)在比較常用的步進電機包括反應式步進電機(vR)、永磁式步進電機(PM)等。永磁式步進電機一般為兩相，轉矩和體積較小，步進角一般為7.50或150；反應式步進電機一般為三相，可實現(xiàn)大轉矩輸出，步進角一般為0.750或1.50，但有一定的噪聲和振動。反應式步進電機的轉子磁路由軟磁材料制成，定子上有多相勵磁繞組，利用磁導的變化產生轉矩。 綜合考慮技術難度、精度和資金等因素，結合所改造機床的負載較小，負載變化不大又是經濟簡易型的自動控制設備，故采用反應式步進電機作為鋸片座磨削進給的驅動源。 (1)旋轉力的計算 旋臂式機械手夾持工件時，很明顯承受著一定的旋臂力矩。由文獻1查得旋轉力的計算公式為： 一旋轉阻抗力(N)，根據(jù)相關經驗數(shù)據(jù)，取其值為1989.9。 由文獻1查得： 取 ，則 (N) ，則(N) (2)步進電機的選用 步進電機總的位移量是嚴格等于輸入的指令脈沖數(shù)，或其平均轉速嚴格正比于輸入指令脈沖的頻率，因此能實現(xiàn)精確定位、精確位移。而且同時可在其工作頻段內，從一種運動狀態(tài)穩(wěn)定地轉換到另一種運動狀態(tài)。步進電機有下列工作特點： ①變扭矩傳動，扭矩受脈沖頻率的限制。頻率高，扭矩則小。能雙向轉動，有適量的阻尼。 ②只要避開步進電機本身的低頻振蕩區(qū)，就可能獲得平穩(wěn)的低速進給。 ③改變指令脈沖頻率就能使步進電機變速，從而改變進給速度，可省去一部分機械變速機構，機械結構簡單，壽命長。 ④進給速度變化范圍寬，從每秒幾個脈沖到幾千個脈沖。即能使進給系統(tǒng)正調整時實現(xiàn)快速運動，又能保證由粗加工到精加工的各項要求。 ⑤快速響應性很強，只要有脈沖輸入或停止輸入，步進電機就立即轉動或停轉。 ⑥不通電時無定位力矩，轉子能自由轉動，每步有振蕩和過沖，但在使用中失步和過沖完全在零件的尺寸誤差之內，對加工精度影響甚小。 (3)脈沖當量和步距角 脈沖當量小可提高加工精度，但使系統(tǒng)復雜。一般加工精度的自動控制機床，脈沖當量可選為0.01mm／step，初步確定步距角=0.75／step。 (4)步進電機轉軸上啟動力矩的計算 由文獻9查得啟動力矩的計算公式為： 式中： 一電機啟動力矩 ——旋轉進給抗力(N)，= =1989.9(N) 一垂直分力，==795.9(N) ——導軌摩擦系數(shù)，選用淬火鋼滾動導軌，取=0.01 G-機器重量(N)，按圖紙粗估G=480N ——總機械效率，取=0.85 則 (5)確定步進電機最大靜轉矩和最高工作頻率 為滿足最小步距要求，電機選用三相六拍工作方式，由文獻9查得： =0．866 (3—6) 則步進電機最大靜轉矩為： =180／0.866=207.8(Ncm) 最高工作頻率為： 3.1.2電機型號的選擇 （1）SL系列伺服電機 表3-1 SL系列交流伺服電動機型號和主要技術數(shù)據(jù) 型號 勵磁電壓V 控制電壓V 頻率 Hz 堵轉轉矩N·m 空載轉速r/min 輸出功率W 機電時間常數(shù)m·s 外形尺寸 mm 總長 機殼外徑 軸徑 36SL5E2 36 36/18 50 110 2700 1 8 62 36 4 90SL55 220 220 50 3000 2700 25 30 140 90 14 圖3.1 36SL5E2伺服電動機 圖3.2 90SL55伺服電動機 交流伺服電動機的機械特性是非線性的；不需要電刷和換向器，因此結構簡單、運行可靠、沒有無線電干擾等優(yōu)點。 SL系列交流伺服電動機是由籠子轉子和隱極式定子兩部分組成。定子槽內嵌以二相繞組，一相為勵磁繞組，一相為控制繞組，控制繞組分為兩半，分別引出四根線，可接成串聯(lián)或并聯(lián)，以適用于兩種電壓。 （2）70BF1-3步進電動機 表3-2 BF系列反應式步進電動機型號和主要技術數(shù)據(jù) 型號 相數(shù) 步距 （o） 電壓 V 靜態(tài) 電流 A 額定負載轉矩μN·m 靜態(tài)力矩μN·m 空載起動頻率步/s 額定負載起動頻率 步/s 外形尺寸 mm 總長 機殼外徑 軸徑 70BF1-3 3 3/1.5 27 3 1000 --- --- 1000 112 70 8 BF系列步進電動機系反應式步進電動機，它是將脈沖指令轉換為角位移或轉速的控制電動機，其角位移與脈沖數(shù)量嚴格成正比，改變脈沖頻率實現(xiàn)調速。它具有定位精度高，同步運行特性好，調速范圍寬、能快速起動、反轉和制動等特點。廣泛用于開環(huán)數(shù)控系統(tǒng)作執(zhí)行元件和驅動元件。 圖3.3 70BF1-3步進電動機 查表選用110BF003型步進電機，其參數(shù)如下：步距角，選用三相六拍工作時取，最大靜轉距800N.cm，最高空載啟動頻率1500Step／s，運行頻率7000 Step／s，相數(shù)3，電壓80V，相電流6A，滿足需要。 3.2絲桿螺母副的選型與計算 3.2.1受力分析 由于導向輪的傳動機構不需要高精度和高效率的傳動，因此本次設計采用一對梯形螺桿、螺母的滑動螺旋傳動。梯形螺紋具有牙根強度高，工藝性好，螺紋對中性好等優(yōu)點。主要缺點是效率低，但并不影響工作。螺桿采用45號鋼制造，，螺母采用35號鋼整體車制。 根據(jù)導向輪的使用情況，導向輪主要在兩種情況下受力：導向輪和輪胎同時工作時的受力；導向輪作為千斤頂時的受力。 B F A C G 根據(jù)力的平衡： 式1 根據(jù)力矩的平衡，對B點取矩： 式2 又 式3 由1、2、3式可得 F = 12743 N 3.2.2設計計算及校核 （1）螺紋副耐磨性計算 滑動螺旋的磨損多發(fā)生在螺母并且與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大螺旋副間越容易形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力p，使其小于材料的許用壓力[p]。 滑動螺旋傳動用梯形、矩形或鋸齒形螺紋，其失效形式多為螺紋磨損，而螺桿的直徑和螺母的高度也常由耐磨性要求決定。傳力較大時，應驗算有螺紋部分的螺桿或其他危險部位以及螺母或螺桿螺紋牙強度。要求自鎖時，應驗算螺紋副的自鎖條件。對于長徑比很大的受壓螺旋，應驗算其穩(wěn)定性，其直徑也常由穩(wěn)定性要求決定。 螺母為整體式并且磨損后間隙不能調整，因此取；該螺旋機構為人力驅動，因此[P]提高20%，[P]=13MPa。 取，因此選用的螺桿，其參數(shù)為： 公稱直徑 d 螺距 P 中徑 大徑 小徑 25 6 22 29 25 26 表：滑動螺旋副材料的許用壓力[ P] 螺桿—螺母的材料 滑動速度 許用壓力 鋼—青銅 低速 18~25 ≤3.0 11~18 6~12 7~10 >15 1~2 鋼—鋼 低速 10~13 鋼—鑄鐵 <2.4 13~18 6~12 4~7 注：當ф＜2.5或人力驅動時，[p]值可提高20％；若為剖分螺母時則[p]值應降低15～20％。 （2）螺紋牙強度計算 螺紋牙的剪切和彎曲破壞多發(fā)生在螺母。 螺紋牙底寬 許用壓應力 許用切應力 許用彎曲應力 相旋合螺紋圈數(shù) 剪切強度條件 彎曲強度條件 滑動螺旋副材料的許用應力 螺旋副材料 許用應力(MPa) [σ] [σ]b [τ] 螺桿 鋼 σs/(3~5) ? ? 螺母 青銅 ? 40~60 30~40 鑄鐵 ? 40~55 40 鋼 ? (1.0~1.2) [σ] 0..6[σ] （3）螺紋副自鎖條件 梯形螺紋的牙型斜角，其當量摩擦角 對于螺旋傳動，為保證自鎖可靠，實際應取。本設計滿足這一條件，因此能夠自鎖。 上式中：為螺紋升角；fV為螺旋副的當量摩擦系數(shù)；f為摩擦系數(shù)．見下表。 表1滑動螺旋副的摩擦系數(shù)f 螺桿—螺母的材料 摩擦系數(shù)f 鋼—青銅 0.08~0.10 淬火鋼—青銅 0.06~0.08 鋼—鋼 0.11~0.17 鋼—鑄鐵 0.12~0.15 （4）螺桿穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向壓力Q大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力Q必須小于臨界載荷Q。。則螺桿的穩(wěn)定性條件為 表:螺桿的長度系數(shù)： 端部支撐情況 長度系數(shù)μ 兩端固定 0.50 一端固定，一端不完全固定 0.60 一端鉸支，一端不完全固定 0.70 兩端不完全固定 0.75 兩端鉸支 1.00 一端固定，一端自由 2.00 所以，該螺桿是穩(wěn)定的。 3.2.3絲杠的有限元分析 主要步驟為：建立幾何零件—添加材料屬性—網(wǎng)格劃分—添加約束—添加載荷---計算---結果查看 （1）打開luogan2.CATPart.文件 （2）添加材料屬性 點擊選擇對應材料，并根據(jù)實際設置材料參數(shù)。 （3）進入結構分析模塊 開始---分析與模擬---Generative Structural Analysis （4）網(wǎng)格劃分 進入靜力學有限元分析模塊厚實體零件會自動生成網(wǎng)格，但為確保分析精確性，對自動網(wǎng)格參數(shù)進行優(yōu)化設置，參數(shù)如下： （5）添加約束 1）創(chuàng)建面固定約束 2）點擊 3）選擇圖示面約束 4）點擊ok，完成約束建立 （6）創(chuàng)建分布力 1）點擊，并輸入力X方向，-500N 2）選擇圖示面加載 3）點擊確認 （7）計算 1）點擊計算 2）點擊確定開始計算，如下計算進行中： 3）計算完成后點擊yes （8）結果查看（后處理） 1）查看應力云圖，應力分布如下圖： 結論：從有限元結果可以看出，本絲桿在最大負載情況下局部最大應力為8.88MPa，而我們選擇的材料屈服強度為250MPa，抗拉強度為340MPa，因此滿足強度要求。 2）應變云圖，應變分布如下圖： 結論：從有限元結果可以看出，本絲桿在最大負載情況下局部最大應變?yōu)?.403mm，而我們選擇的材料延伸率為23%，因此0.403mm的變形不會造成零件失效，故滿足強度要求。 3.3導軌的選型與計算 3.3.1導軌的選型 導軌主要分為滾動導軌和滑動導軌兩種， 直線滾動導軌在數(shù)控機床中有廣泛的應用。相對普通機床所用的滑動導軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點： ①定位精度高 直線滾動導軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導軌的1/50。由于動摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，運動靈活，可使驅動扭矩減少90%，因此，可將機床定位精度設定到超微米級。 ②降低機床造價并大幅度節(jié)約電力 采用直線滾動導軌的機床由于摩擦阻力小，特別適用于反復進行起動、停止的往復運動，可使所需的動力源及動力傳遞機構小型化，減輕了重量，使機床所需電力降低90%，具有大幅度節(jié)能的效果。 ③可提高機床的運動速度 直線滾動導軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn)機床的高速運動，提高機床的工作效率20～30%。 ④可長期維持機床的高精度 對于滑動導軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產生的運動精度的誤差是無法避免的。在絕大多數(shù)情況下，流體潤滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產生的直接摩擦是無法避免的，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被浪費掉了。與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能?。疂L動面的摩擦損耗也相應減少，故能使直線滾動導軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)情況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在機床的潤滑系統(tǒng)設計及使用維護方面都變的非常容易了。所以在結構上選用：開式直線滾動導軌。參照南京工藝裝備廠的產品系列。 3.3.2直線滾動導軌副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結果查有關資料初選導軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 根據(jù)計算額定靜載荷初選導軌: 選擇漢江機床廠BGX系列滾動直線導軌,其型號為: BGXH25BE 基本結構及參數(shù)如下: 導軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 導軌的額定工作時間壽命: 導軌的工作壽命足夠. 導軌的靜安全系數(shù)： ：靜安全系數(shù)；：基本靜額定負載；：工作載荷 導軌壽命計算： 3.3.3導軌副精度分析 3.4鋸條齒輪設計 3.4.1齒輪的材料選擇 齒輪材料的種類很多，在選擇過程中應考慮的因素也很多，主要以以下幾點作為參考原則： 齒輪的材料必須滿足工作條件的要求。 應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成形方法及熱處理和制造工藝。 正火碳鋼，不論毛坯制作方法如何，只能用于制作載荷平穩(wěn)或輕度沖擊工作下的齒輪，不能承受大的沖擊載荷；調制碳鋼可用于制作在中等沖擊載荷下工作的齒輪。 合金鋼常用于制作高速、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。 飛行器中的齒輪傳動，要求齒輪尺寸盡可能小，應采用表面硬化處理的高強度合金鋼。金屬制的軟齒面齒輪，配對兩輪齒面的硬度差應保持為30～50HBS或者更多。 鋼材的韌性好，耐沖擊，還可通過熱處理或化學熱處理改善其力學性能及提高齒面硬度，故適用于來制造齒輪。由于該齒輪承受載荷比較大，應采用硬齒面（硬度≥350HBS），故選取合金鋼，以滿足強度要求，進行設計計算。 3.4.2齒輪的設計與校核 （1）起升系統(tǒng)的功率 設V為最低起鉆速度（米/秒），F(xiàn)為以V起升時游動系統(tǒng)起重量（理論起重量，公斤）。 起升功率 F= 取0.8（米/秒） 由于整個俯仰機構由兩個齒輪所帶動，所以每部分的平均功率為 轉矩公式： N.mm 所以轉矩 T= 式中n為轉速（單位r/min） （2）各系數(shù)的選定 計算齒輪強度用的載荷系數(shù)K，包括使用系數(shù)、動載系數(shù)、齒間載荷分配系數(shù)及齒向載荷分配系數(shù)，即 K= 1）使用系數(shù) 是考慮齒輪嚙合時外部因素引起的附加載荷影響的系數(shù)。 該齒輪傳動的載荷狀態(tài)為輕微沖擊，工作機器為重型升降機，原動機為液壓裝置，所以使用系數(shù)取1.35。 2）動載系數(shù) 齒輪傳動不可避免地會有制造及裝配誤差，輪齒受載后還要產生彈性變形，對于直齒輪傳動，輪齒在嚙合過程中，不論是有雙對齒嚙合過渡到單對齒嚙合，或是有單對吃嚙合過渡到雙對齒嚙合的期間，由于嚙合齒對的剛度變化，也要引起動載荷。為了計及動載荷的影響，引入了動載系數(shù)，如圖2-1所示。 圖2-1動載系數(shù) 由于速度v很小，根據(jù)上圖查得，取1.0。 3）齒間載荷分配系數(shù) 一對相互嚙合的斜齒（或直齒）圓柱齒輪，有兩對（或多對）齒同時工作時，則載荷應分配在這兩對（或多對）齒上。 對于直齒輪及修形齒輪，取。 4）齒輪載荷分布系數(shù) 當軸承相對于齒輪做不對稱配置時，受災前，軸無彎曲變形，齒輪嚙合正常，兩個節(jié)圓柱恰好相切;受載后，軸產生彎曲變形，軸上的齒輪也就隨之偏斜，這就使作用在齒面上的載荷沿接觸線分布不均勻。 計算齒輪強度時，為了計及齒面上載荷沿接觸線分布不均勻的現(xiàn)象，通常以系數(shù)來表征齒面上載荷分布不均勻的程度對齒輪強度的影響。 根據(jù)機械設計表10-4取=1.37。 綜上所述，最終確定齒輪系數(shù)K==1.35111.37=1.8 （3）齒輪傳動的設計參數(shù)、許用應力的選擇 1）壓力角α的選擇 我國對一般用途的齒輪傳動規(guī)定的標準壓力角為α=20°。 2）齒數(shù)z的選擇 為使齒輪免于根切，對于α=20°的標準直齒輪，應取z≥17，這里取z=20。 17 3）齒寬系數(shù)的選擇 由于齒輪做懸臂布置，取=0.6 4）預計工作壽命 10年，每年250個工作日，每個工作日10個小時 =1025010=25000h 5）齒輪的許用應力 按下式計算 式中：S——疲勞強度安全系數(shù)。對于接觸疲勞強度計算時，取S=1；進行齒根彎曲疲勞強度計算時，取S=1.25~1.5。 ——考慮應力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)，稱為壽命系數(shù)。應力循環(huán)次數(shù)N的計算方法是：設n為齒輪的轉速（單位為r/min）；j為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命（單位為h），則齒輪工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算： N=60nj n暫取10，則N=601025000=1.5。 查機械設計表10-18可得=1.3。 ——齒輪疲勞極限。彎曲疲勞極限用代入；接觸疲勞極限用代入，查機械設計圖10-21得=980。1500 =1.3 S=1 1950 850 S=1.4 607.1 （雙向工作乘以0.7）424.97 當齒數(shù)z=20 17 時，齒形系數(shù)=2.8 2.97 應力校正系數(shù)=1.55 1.52 基本參數(shù)選擇完畢 （4）齒輪的設計計算 齒輪的設計計算公式： ……………Km—開式齒輪磨損系數(shù)，Km=1.25（機械設計手冊（3卷）14-134） 轉矩 N.mm （1式） 所以 v=0.8 n=899.2/m （2式） 將1式、2式及各參數(shù)代入計算公式得： 解得：；20 取m=2 那么n=17.5，取n=18 N.m 齒面接觸疲勞強度計算公式： 式中的單位為Mpa，d的單位為mm，其余各符號的意義和單位同前。 由于本傳動為齒輪傳動，傳動比近似無窮大，所以=1 為彈性影響系數(shù)，單位，其數(shù)值查機械設計表，取=189.8，如表2-1所示： 表2-1 材料特性系數(shù) 計算，試求齒輪分度圓直徑： =456.75mm 通過模數(shù)計算得：m=2，z=18 所以分度圓直徑d=218=36mm 所以取兩者偏大值d=36mm 計算齒寬 b==0.636=21.6mm 齒高 h=2.25m=2.252=4.5mm 最終確定齒輪數(shù)據(jù)： 模數(shù)m=2 齒數(shù)z=18 分度圓直徑d=36mm 齒高h=4.5mm 齒寬b=25mm 轉速n=90r/min 3.5軸及軸上零件的設計 3.5.1尺寸與結構設計計算 1）軸上的功率P1,轉速n1和轉矩T1 ，， 2）初步確定軸的最小直徑 先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調質處理。根據(jù)機械設計表11.3，取，于是得： 該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且高速軸的最小直徑顯然是安裝齒輪處的直徑。取；。 3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。 （b）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6203，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。 （c）齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=20mm。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。 4）軸上零件的周向定位 查機械設計表，聯(lián)接齒輪的平鍵截面。 3.5.2強度校核計算 1）求作用在軸上的力 已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)《機械設計》（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則 2）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， C截面彎矩M 總彎矩 扭矩 3）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力 已選定軸的材料為45Cr，調質處理。由表15-1查得。因此，故安全。 4）鍵的選擇 采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，聯(lián)接齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。 3.5.3鍵的校核 （1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 齒輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為 （2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為 鍵的工作長度 ，合適 3.5.4軸承的校核 （1）選擇的圓錐滾子軸承30204，尺寸為，基本額定動載荷。 （2） 當量動載荷 　　　前面已求得 ，，， 軸承　1、2受到的徑向載荷為： 　　　　 　　　　 　　　　軸承　1、2受到的軸向載荷為： 　　　　　查簡明機械工程手冊-表7.7-39得 　　　　 　　　　 　　　　　　　　 　　　　軸承的當量動載荷為： 　　　　按機械設計查得 （3）驗算軸承壽命 因為，所以按軸承1的受力驗算。 　　　對于滾子軸承，。 　　　 　　　減速器的預定壽命 　　 ，合適。 3.6橫梁的設計 3.6.1橫梁結構設計 橫梁用于固定支撐鋸片箱對木板進行縱向切割，因此，橫梁兩端徐設置滑塊，且應設置安裝絲杠螺母的位置，中間應設置鋸片箱橫向移動的滑槽。詳解結構尺寸如下圖示： 3.6.2橫梁的有限元分析 主要步驟為：建立幾何零件—添加材料屬性—網(wǎng)格劃分—添加約束—添加載荷---計算---結果查看 （1）打開jupianhk1.CATPart.文件 （2）添加材料屬性 點擊選擇對應材料，并根據(jù)實際設置材料參數(shù)。 （3）進入結構分析模塊 開始---分析與模擬---Generative Structural Analysis （4）網(wǎng)格劃分 進入靜力學有限元分析模塊厚實體零件會自動生成網(wǎng)格，但為確保分析精確性，對自動網(wǎng)格參數(shù)進行優(yōu)化設置，參數(shù)如下： （5）添加約束 1）創(chuàng)建面固定約束 2）點擊 3）選擇圖示面約束 4）點擊ok，完成約束建立 （6）創(chuàng)建分布力 1）點擊，并輸入力Y方向，1000N 2）選擇圖示面加載 3）點擊確認 （7）計算 1）點擊計算 2）點擊確定開始計算，如下計算進行中： 3）計算完成后點擊yes （8）結果查看（后處理） 1）查看應力云圖，應力分布如下圖： 結論：從有限元結果可以看出，本橫梁在最大負載情況下局部最大應力為13.7MPa，而我們選擇的材料屈服強度為250MPa，抗拉強度為340MPa，因此滿足強度要求。 2）應變云圖，應變分布如下圖： 結論：從有限元結果可以看出，本橫梁在最大負載情況下局部最大應變?yōu)?.0405mm，而我們選擇的材料延伸率為23%，因此0.0405mm的變形不會造成零件失效，故滿足強度要求。 3.7平臺升降液壓缸的選擇 （1）液壓缸設計要求 根據(jù)主機系統(tǒng)設計的要求，應考慮液壓系統(tǒng)的執(zhí)行件的數(shù)量、運動形式、工作循環(huán)、行程范圍、各執(zhí)行件的運作順序、液壓元件承受的負載、運動速度、變化范圍。對液壓系統(tǒng)的性能要求有調速性能，運動平穩(wěn)性能、轉換精度、可靠性程度、使用與維修的方便性等 （2）選擇安裝方式 根據(jù)結構設計的要求，要實現(xiàn)鋸片片的上下移動完成切割，要求液壓缸在上下伸縮。 （3）負載大小 F=300N 估算得鋸片片的支反力為。 由于鋸片所受的支反力相同，算得液壓缸所承受的力即理論推力為 （4）工作壓力 當前所用的液壓缸的負載小于的工作壓力一般在左右，所以選取其正常工作壓力為[5]。因為在設計時一般要求安全系數(shù)比較高，所以在選取液壓缸的時候一般要求有較大余量，所以在缸徑選擇時，其工作壓力一般按計算。 （5）缸徑選擇 理論推力為時，需選擇其缸徑為?？紤]到安全系數(shù)，初選缸徑為。（6）行程大小 在初始位置時測得液壓缸的總長度為，在終了位置時測得液壓缸的總長為，所以在此過程中氣缸的行程 （2-15）即升降液壓缸的行程為 （7）液壓缸穩(wěn)定性校核 1) 液壓缸直徑校核 液壓工作壓力,則液壓缸直徑 = (2-16) 取?？紤]到安全系數(shù)，選缸徑為合理。 2)液壓缸活塞桿選擇及校核 (2-17) = 故設計符合要求。 由，可計算出活塞桿直徑 (2-18) 可取活塞桿直徑。 通過公式 (2-19) 對進行校核， 其中 ； ； 則 選活塞桿直徑為的液壓缸符合要求。 在所需要的的前提下，須進行穩(wěn)定校核，應使活塞桿承 受的力F不能超過使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界壓力,但考慮到安全性，安全因數(shù)應大于規(guī)定的許用安全因數(shù)，以免發(fā)生縱向彎曲，破壞液壓缸的正常工作。（為液壓缸桿工作負載；=4[6]）關于穩(wěn)定安全因數(shù)可在設計手冊中查到。 兩端鉸支鏈接的、細長壓桿的臨界力的歐拉公式[6] 其中: 截面的慣性矩： ； 桿件的兩端都是鉸鏈連接：； 則所選取的桿長不超過，且大于行程，所以選取液壓缸活塞桿的長度 3) 缸筒壁厚的計算 缸筒壁厚可按薄壁筒公式計算: 式中： ——缸筒壁厚； ——液壓缸內徑； ——實驗壓力，取； 材料為：ZQ的許用應力[6] 可計算出壁厚 因此，液壓缸外徑 (8)確定液壓缸型號 綜上所述，根據(jù)《液壓與氣壓傳動》，選用型的標準液壓缸ZQ-70/40×200-F2[7]合適，缸徑為，活塞桿直徑為，液壓缸行程為 。 3.8支架的設計 在機器中支承或容納零部件稱為支架。如支承罐的塔架、容納傳動齒輪的減速器的殼體，機床的床身等等統(tǒng)稱為支架。 3.8.1結構尺寸的設計 經過多方面的考慮后，決定選用焊接式的金屬支架。支架結構的設計考慮到軸的安裝，故機體壁的一邊從和軸中心上下分成兩半，軸裝上以后，用一個端蓋通過螺 栓連接再連接到一起。為減少機體的重量，故只在與軸配合的地方，增加厚度，其他的地方用薄壁 板進行加工。 支架安裝在分選機右側， 滾子處于懸起狀態(tài)。 支架尺寸為： 1000 mm×900mm×800mm。 支架材料的選擇，HT150進行制造，這樣也能保證機體有足夠的強度和硬度 3.8.2支架的校核 機架的剛度決定了機架在工作過程中變形的大小，其實對于機架的設計而言，剛度的研究比強度更有意義，因為機架由于壓力的作用而被破壞的情況是比較少的。但機架隨著工作時間的增加會慢慢的變形，這就要求機架有足夠的剛度，否則隨著機架的變形而導致傳動件位置的變動，機器的工作能力就會降低。根據(jù)壓桿保持平衡能力的最小臨界力公式 ——臨界力 單位N； E ——材料的彈性模量 單位Gpa，對槽鋼材料為205GPa； I ——慣性矩 單位，對18號槽鋼為1369.9； ——機架高度 單位m。 在實際工作機架只受到支撐力的作用，因此只要校核機架的支撐應力即可。機架在連接處的面積最小，即屬于危險截面。 右端連接處最大應力 左端連接處的最大應力 根據(jù)機架一的設計高度為0.46m，再由公式（3-4）及已知數(shù)據(jù)得13.1，比較可知機架一受到的力遠遠小于，也就是機架具有足夠的強度，滿足要求。機架二、機架三所受的力較機架一而言要小，幾何尺寸也相差無幾，根據(jù)機架一校核所的數(shù)據(jù)知道，無論是強度還是剛度都遠遠滿足，所以據(jù)經驗判斷肯定滿足。反而是機架一與二之間的連接螺栓由于皮帶對軸拉力作用產生彎矩，受拉一邊的螺栓受力比較大需要進行校核。 3.8.3機架連接螺栓的校核 在校核之前我們必須算出皮帶通過帶輪作用于軸上的力，因為這個力是直接通過機架傳遞給螺栓的。下面是求對軸作用力的公式： ——軸所受的拉力 單位N： z ——皮帶根數(shù)，從同組人員那得到的數(shù)據(jù)為5根； ——單根皮帶初拉力 單位N； ——小帶輪的包角； ——計算功率=，工況系數(shù)，P實際功率； ——帶輪的圓周速度 單位m/s； ——小帶輪的包角系數(shù)； q——每米帶長的質量 單位kg/m。 根據(jù)機架的受力位置我們得到這樣一個力學模型如圖3-6： 圖3-6 機架的受力模型 ——螺栓對機架的作用力 單位 。 由于是四個螺栓作用我們根據(jù)關系可以得到： 由公式及已知的數(shù)據(jù)我們可以得到。再參照選粉機電機機架設計時螺栓連接處預緊力一般取以上，所以螺栓的總受力為安全起見下面就可以根據(jù)公式求拉應力： ——螺栓受到的拉應力 單位； S ——螺栓的截面積 單位。 由于我們選的是M16的螺栓，危險截面對應螺紋小徑處的面積約為140，根據(jù)公式（3-8）得43，除拉應力外，在螺栓受拉的過程中還受到螺紋副間摩擦阻矩的作用產生切應力，對于M10～M64的螺栓=0.5，再根據(jù)第四強度理論：57Mpa 螺栓的抗拉伸強度極限為，動載情況下許用應力安全系數(shù)為S=2.5～4，我們取4計算得到許用應力[]==82.5Mpa，由于，所以滿足要求。 第4章 基于Pro/E的三維設計 4.1 Pro/E三維設計軟件概述 Pro/Engineer操作軟件是美國參數(shù)技術公司（PTC)旗下的CAD/CAM/CAE一體化的三維軟件。Pro/Engineer軟件以參數(shù)化著稱，是參數(shù)化技術的最早應用者，在目前的三維造型軟件領域中占有著重要地位。Pro/Engineer作為當今世界機械CAD/CAE/CAM領域的新標準而得到業(yè)界的認可和推廣，是現(xiàn)今主流的CAD/CAM/CAE軟件之一，特別是在國內產品設計領域占據(jù)重要位置。 Pro/Engineer和WildFire是PTC官方使用的軟件名稱，但在中國用戶所使用的名稱中，并存著多個說法，比如ProE、Pro/E、破衣、野火等等都是指Pro/Engineer軟件，proe2001、proe2.0、proe3.0、proe4.0、proe5.0、creo1.0\creo2.0等等都是指軟件的版本。 Pro/E第一個提出了參數(shù)化設計的概念，并且采用了單一數(shù)據(jù)庫來解決特征的相關性問題。另外，它采用模塊化方式，用戶可以根據(jù)自身的需要進行選擇，而不必安裝所有模塊。Pro/E的基于特征方式，能夠將設計至生產全過程集成到一起，實現(xiàn)并行工程設計。它不但可以應用于工作站，而且也可以應用到單機上。Pro/E采用了模塊方式，可以分別進行草圖繪制、零件制作、裝配設計、鈑金設計、加工處理等，保證用戶可以按照自己的需要進行選擇使用。 （1）參數(shù)化設計 相對于產品而言，我們可以把它看成幾何模型，而無論多么復雜的幾何模型，都可以分解成有限數(shù)量的構成特征，而每一種構成特征，都可以用有限的參數(shù)完全約束，這就是參數(shù)化的基本概念。但是無法在零件模塊下隱藏實體特征。 （2）基于特征建模 Pro/E是基于特征的實體模型化系統(tǒng)，工程設計人員采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型，如腔、殼、倒角及圓角，您可以隨意勾畫草圖，輕易改變模型。這一功能特性給工程設計者提供了在設計上從未有過的簡易和靈活。 （3）單一數(shù)據(jù)庫（全相關） Pro/Engineer是建立在統(tǒng)一基層上的數(shù)據(jù)庫上，不像一些傳統(tǒng)的CAD/CAM系統(tǒng)建立在多個數(shù)據(jù)庫上。所謂單一數(shù)據(jù)庫，就是工程中的資料全部來自一個庫，使得每一個獨立用戶在為一件產品造型而工作，不管他是哪一個部門的。換言之，在整個設計過程的任何一處發(fā)生改動，亦可以前后反應在整個設計過程的相關環(huán)節(jié)上。例如，一旦工程詳圖有改變，NC（數(shù)控）工具路徑也會自動更新；組裝工程圖如有任何變動，也完全同樣反應在整個三維模型上。這種獨特的數(shù)據(jù)結構與工程設計的完整的結合，使得一件產品的設計結合起來。這一優(yōu)點，使得設計更優(yōu)化，成品質量更高，產品能更好地推向市場，價格也更便宜。 Pro/Engineer是軟件包，并非模塊，它是該系統(tǒng)的基本部分，其中功能包括參數(shù)化功能定義、實體零件及組裝造型，三維上色，實體或線框造型，完整工程圖的產生及不同視圖展示（三維造型還可移動，放大或縮小和旋轉）。Pro/Engineer是一個功能定義系統(tǒng)，即造型是通過各種不同的設計專用功能來實現(xiàn)，其中包括：筋（Ribs）、槽（Slots）、倒角（Chamfers）和抽殼（Shells）等，采用這種手段來建立形體，對于工程師來說是更自然，更直觀，無需采用復雜的幾何設計方式。這系統(tǒng)的參數(shù)比功能是采用符號式的賦予形體尺寸，不象其他系統(tǒng)是直接指定一些固定數(shù)值于形體，這樣工程師可任意建立形體上的尺寸和功能之間的關系，任何一個參數(shù)改變，其他相關的特征也會自動修正。這種功能使得修改更為方便和可令設計優(yōu)化更趨完美。造型不單可以在屏幕上顯示，還可傳送到繪圖機上或一些支持Postscript格式的彩色打印機。Pro/Engineer還可輸出三維和二維圖形給予其他應用軟件，諸如有限元分析及后置處理等，這都是通過標準數(shù)據(jù)交換格式來實現(xiàn)，用戶更可配上 Pro/Engineer軟件的其它模塊或自行利用 C語言編程，以增強軟件的功能。它在單用戶環(huán)境下（沒有任何附加模塊）具有大部分的設計能力，組裝能力（運動分析、人機工程分析）和工程制圖能力（不包括ANSI， ISO， DIN或 JIS標準），并且支持符合工業(yè)標準的繪圖儀（HP，HPGL）和黑白及彩色打印機的二維和三維圖形輸出。Pro/Engineer功能如下： （1）特征驅動（例如：凸臺、槽、倒角、腔、殼等）； （2）參數(shù)化（參數(shù)=尺寸、圖樣中的特征、載荷、邊界條件等）； （3）通過零件的特征值之間，載荷/邊界條件與特征參數(shù)之間（如表面積等）的關系來進行設計； （4）支持大型、復雜組合件的設計（規(guī)則排列的系列組件，交替排列，Pro/PROGRAM的各種能用零件設計的程序化方法等）。 （5）貫穿所有應用的完全相關性（任何一個地方的變動都將引起與之有關的每個地方變動）。其它輔助模塊將進一步提高擴展 Pro/ENGINEER的基本功能。 4.2三維設計 4.2.1機架 機架如下圖示： 圖4-1機架 4.2.2絲杠螺母 絲杠螺母設計結果如下圖示： 圖4-2絲杠螺母 4.2.3鋸條滑塊 鋸條滑塊設計結果如下圖示： 圖4-3鋸條滑塊 4.2.4鋸片滑塊 鋸片滑塊設計結果如下圖示： 圖4-4 鋸片滑塊 4.3三維裝配 4.3.1絲杠螺母副分總成 絲杠螺母副分總成裝配結果如下圖示： 圖4-5 絲杠螺母副分總成裝配 4.3.2鋸條箱分總成 鋸條箱分總成裝配結果如下圖示： 圖4-6 鋸條箱分總成裝配 4.3.3鋸片箱分總成 鋸片箱分總成裝配結果如下圖示： 圖4-7 鋸片箱分總成裝配 4.3.4總成 總成裝配結果如下圖示： 圖4-7總成裝配 總 結 隨著畢業(yè)日子的到來，畢業(yè)設計也接近了尾聲。經過幾周的奮戰(zhàn)我的畢業(yè)設計終于完成了。在沒有做畢業(yè)設計以前覺得畢業(yè)設計只是對這幾年來所學知識的單純總結，但是通過這次做畢業(yè)設計發(fā)現(xiàn)自己的看法有點太片面。畢業(yè)設計不僅是對前面所學知識的一種檢驗，而且也是對自己能力的一種提