剪板機傳動系統(tǒng)設計【三維PROE零件圖】【7張CAD高清圖紙和文檔】【YC系列】

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XXXXX 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 剪板機傳動系統(tǒng)設計 系 名： 專業(yè)班級： 學生姓名： 學 號： 指導教師姓名： 指導教師職稱： 年 月 目 錄 摘 要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 第二章 總體設計 2 2.1設計要求 2 2.2方案設計 2 2.2.1方案對比 2 2.2.2方案確定 4 第三章 總體參數(shù)計算 5 3.1電動機的選擇 5 3.1.1電動機類型選擇 5 3.1.2電動機功率的確定 5 3.1.3電動機轉速的確定 6 3.2傳動比的分配 6 3.3運動和動力參數(shù)計算 6 3.3.1各軸的轉速 6 3.3.2各軸的輸入功率 6 3.3.3各軸的輸入轉矩 7 第四章 各級齒輪傳動的設計與校核 8 4.1第一級齒輪傳動 8 4.1.1齒輪的類型 8 4.1.2尺面接觸強度較合 8 4.1.3按輪齒彎曲強度設計計算 9 4.1.4幾何尺寸計算 10 4.1.5 驗算 11 4.2第二級齒輪傳動設計 12 4.2.1齒輪的類型 12 4.2.2尺面接觸強度較合 13 4.2.3按輪齒彎曲強度設計計算 14 4.2.4幾何尺寸計算 15 4.2.5驗算 16 4.3開式齒輪傳動的設計 17 4.3.1選精度等級、材料和齒數(shù) 17 4.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 17 4.3.3按齒根彎曲強度設計 19 4.3.4幾何尺寸計算 20 第五章 軸及其軸上零件的設計與校核 22 5.1軸1 22 5.2 軸2 24 5.3軸3、軸4 26 5.4曲軸 27 5.4.1曲軸主要尺寸的確定 27 5.4.2 曲軸材料選擇及毛坯制造 28 5.4.3曲軸的平衡 29 5.4.4曲軸疲勞強度校核 31 5.5軸承及鍵的校核 36 5.6聯(lián)軸器的選用 37 5.6.1 電機軸與軸1上聯(lián)軸器的選用 37 5.6.2軸3與軸4上聯(lián)軸器的選用 37 第六章 箱體及附件的設計 38 6.1箱體的設計 38 6.1.1箱體的結構設計 38 6.1.2油面位置及箱座高度的確定 38 6.1.3箱體結構的工藝性 38 6.1.4附件的結構設計 39 6.2潤滑與密封 40 6.2.1軸承潤滑 40 6.2.2齒輪潤滑 40 6.2.3密封類型的選擇 40 總 結 41 參考文獻 42 致 謝 43 摘 要 鍘刀式剪板機安裝在剪切線上，用于剪切冷狀態(tài)下的鋼板。剪切鋼板的前后端，剪出鋼板試樣及有缺陷的部分以及鋼板的最后成品尺寸。本文主要正對剪板機傳動系統(tǒng)進行設計，本次采用的傳動系統(tǒng)為電動機通過三級齒輪傳動減速驅動曲柄滑塊機構做往復的直線運動來對鋼板進行切削。 本文首先，通過對剪板機結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了剪板機傳動系統(tǒng)的總體結構；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了剪板機傳動系統(tǒng)裝配圖及主要零部件圖。 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；掌握了普通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。 關鍵詞：剪板機，傳動系統(tǒng)，齒輪，軸 Abstract Guillotine shears mounted shear line for steel plate shear cold state. Front and rear ends of the shear plate, cut the size of the final product and the steel samples defective part and steel sheet. This article is on the cutting drive system design, this drive system used in the motor by three gear reduction drive slider-crank mechanism reciprocating linear motion to cut steel sheet. Firstly, by making the structure and principles of cutting analysis, this analysis presents the overall structure of the transmission system on the basis of cutting; Next, the main technical parameters were calculated selection; then, for each of the main components were Design and Verification; and finally, through the AutoCAD drawing software to draw the cutting transmission assembly drawing and major components Fig. Through this design, the consolidation of the university is the professional knowledge, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing and the like; mastered the design of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD mapping software on the future work of great significance in life. Keywords: Shears, Transmission, Gears, Shafts 43 第一章 緒論 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備。 剪板機目前主要有以下幾種： （1）平刃剪板機：剪切質量較好，扭曲變形小，但剪切力大，耗能大。機械傳動的較多，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。 （2）斜刃剪板機：分閘式剪板機和擺式剪板機，剪切質量較前者差，有扭曲變形，但力能消耗較前者小，適用于中大型剪板機。 （3）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，假期下部進行板料剪切，上部進行折彎，也有的機器前部進行剪切，后部進行板料折彎。 （4）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。 （5）數(shù)控剪板機：直接對后擋料器進行位置編程，可進行位置校正，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，提高生產效率[1]。 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。該設備應用廣泛，具有結構簡單，維修方便，經濟實用的優(yōu)點。 本機器的工作原理：動力源電動機通過傳動系統(tǒng)傳動（三級齒輪傳動）減速驅動執(zhí)行機構—曲柄滑塊機構，該機構將電動機的旋轉運動轉化為往復的直線運動，在此過程中，由切刀（固定在滑塊上）來進行對板料的切削。 第二章 總體設計 2.1設計要求 設計一剪板機傳動系統(tǒng)，其技術參數(shù)如下： 板材長度： 6000~12000mm 板材寬度： 1000~2500mm 板材厚度： 6~30mm 板材強度極限： 60N/mm2 板材延伸率： 17% 上刀刃傾角： 2°30′ 上下刀刃間的側間間隙：1mm 刀刃磨鈍系數(shù)： 1.2 曲軸半徑： 105mm 剪刀開口： 210mm 剪刀長度： 2500mm 每分鐘剪切次數(shù)： 6~20次/min 2.2方案設計 剪板機主要是通過滑塊上刀片的往復直線運動來實現(xiàn)切斷功能，能實現(xiàn)這個目的主要由液壓傳動和機械傳動兩種。 剪板機主要是通過滑塊上刀片的往復直線運動來實現(xiàn)切斷功能，能實現(xiàn)這個目的主要由液壓傳動和機械傳動兩種。 2.2.1方案對比 （1）方案一：液壓傳動方案 剪板機液壓傳動系統(tǒng)原理圖如圖2-1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，對板料進行剪切加工，當加工完成后，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手柄推入中位，這樣活塞就停留在此位置不動。然后剪切第二次時，重復上述操作。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。 1.油箱 2.粗過濾器 3.液壓泵 4.溢流閥 5.調速閥 6.手動三位四通換向閥 7.液壓缸 8.滑塊 圖2-1 液壓傳動系統(tǒng)原理圖 液壓剪板機采用液壓傳動，使機器工作時平穩(wěn)，噪聲小，安全可靠，可以進行單次連續(xù)剪切，剪板厚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來傳遞動力的，剪切力大時，油壓也相應的高，對液壓元件的精度、強度要求也高，制造成本也相應的較高，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，所以適應環(huán)境能力小[2]。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，因此此次設計不選用此方案。 （2）方案二：機械傳動方案 （a）凸輪機構方案 圖2-2 凸輪機構原理圖 凸輪機構的工作原理如圖2-2所示：主軸的轉動帶動凸輪傳動，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，準備下一個動作循環(huán)。 凸輪機構的優(yōu)點是可以根據(jù)從動件的運動規(guī)律來選擇機構的尺寸和確定凸輪輪廓線。缺點是凸輪機構一般用于控制機構而不是用于執(zhí)行機構，因為其工作壓力不能太大，否則會嚴重磨損凸輪的輪廓及推桿，導致該機構不能實現(xiàn)預期的動作要求，不能保證機器的穩(wěn)定性，因此該方案不予采用。 （b）曲柄滑塊機構方案 曲柄滑塊機構的工作原理如圖2-3所示：通過主軸轉動帶動曲柄轉動，曲柄通過連桿使滑塊作上下往復運動，實現(xiàn)剪切動作。 圖2-3 曲柄滑塊機構原理圖 該機構具有結構簡單、加工容易、維修方便、經濟實用的優(yōu)點，故采用此方案即曲柄滑塊機構作為執(zhí)行機構比較合適[3]。 2.2.2方案確定 綜合考慮，本次剪板機設計的總體方案為電動機經過三級齒輪減速驅動主軸上的曲柄滑塊機構，使滑塊作往復運動，進行剪切動作，設計傳動系統(tǒng)圖如圖2-4所示。 圖2-4 傳動系統(tǒng)簡圖 第三章 總體參數(shù)計算 3.1電動機的選擇 3.1.1電動機類型選擇 本次設計所選用的電動機的類型和機構形式應根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大小和性質變化、啟動性能、制動、正反轉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。由于生產單位一般多采用三相交流電源,因此,無特殊要求時,均應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用最廣泛。 JR系列電動機為封閉式三相異步電動機,能防止灰塵、鐵屑或其它雜物侵入電機內部，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,脫殼機及其它農業(yè)機械,礦山機械等。 根據(jù)工作環(huán)境和要求,選用JR系列電動機[4]。 3.1.2電動機功率的確定 電動機的容量選擇的是否合適,對電動機的正常工作和經濟性都有影響。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,能力又不能充分利用,而且由于電動機經常不滿載運行,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。 該剪板機的剪切力根據(jù)諾沙里公式[5]： = （3-1） 式中 ——剪切力 ——被剪板料強度極限，實際中的板料=640N/mm2 ——被剪板料延伸率，=17% ——被剪板料厚度, ——上刀刃傾斜=2°30′ ——被剪部分彎曲力系數(shù)，=0.95 ——前刃側向間隙相對值，=0.083 ——壓具影響系數(shù)x=7.7 把已知數(shù)據(jù)代入式（3-1） =3170KN 根據(jù)表8-2-2，Q11型剪板機技術參數(shù)[1]，類比樣機，選取電動機的功率為130KW。 3.1.3電動機轉速的確定 已知每分鐘剪切次數(shù)：3~7次/min， 即：曲軸轉速為=3~7r/min 由于傳動由齒輪組成的。按推薦的傳動副傳動比較合理的范圍，取單級圓柱齒輪傳動比=2～6，則總傳動比合理范圍為 =8～216,則電動機轉速可選范圍為： = · =(16～160)·=24～1512r/min 查表19.1 Y系列三相異步電動機的技術數(shù)據(jù)[6],選取JR125-6型電動機比較合適,其技術參數(shù)如下：其額定功率為130KW，級數(shù)為6，滿載轉速980r/min。 3.2傳動比的分配 通過對30×2500mm剪板機調查，其各級齒輪傳動比為： 則，總的傳動比為： 3.3運動和動力參數(shù)計算 3.3.1各軸的轉速 1軸 2軸 3軸 4軸 曲軸 3.3.2各軸的輸入功率 1軸 2軸 3軸 4軸 曲軸 3.3.3各軸的輸入轉矩 電機軸 1軸 2軸 3軸 4軸 曲軸 整理列表 軸名 功率 轉矩 轉速 傳動比 電機軸 130 1266.84 980 1軸 128.7 1254.17 980 1 2軸 123.6 4103.67 287.64 3.407 3軸 118.71 13274.95 85.4 3.368 4軸 57 6374.12 85.4 1 曲軸 54.75 33473.91 15.62 5.467 第四章 各級齒輪傳動的設計與校核 4.1第一級齒輪傳動 4.1.1齒輪的類型 1）依照設計要求，本設計高速級選用人字形圓柱齒輪傳動。 2）運轉速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為40Cr（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調質）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設計基礎》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.0，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)： 4.1.2尺面接觸強度較合 （1）取載荷 （2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取 （3）， ， （4）計算模數(shù) （5） （6）計算齒輪圓周速度 4.1.3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-13得 4）小齒輪上的轉矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，取，圓整后就近取標準模數(shù)已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)，于是有： ，圓整取 則，圓整取 4.1.4幾何尺寸計算 1）中心距 圓整為740mm。 2）確定螺旋角： 3）確定齒輪的分度圓直徑： 4）齒輪寬度： 圓整為270mm 圓整后??；。 6）齒輪尺寸表： 將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 法相模數(shù) 2 螺旋角 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 740mm 4.1.5 驗算 （1）齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 （2）齒面彎曲強度 校核安全 4.2第二級齒輪傳動設計 4.2.1齒輪的類型 1）依照設計要求，本設計中間級選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2）搓絲機為一般工作機器，運轉速度不高，查《機械設計基礎》表11-2，選用8級精度。 3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為45（調質）硬度為280HBS，大齒輪材料為45（調質）硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS。 （1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) 查《機械設計基礎》表11-5，取，。 查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。 （2）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （3）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （5）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.25，由式10-12得 4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15° 5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：； 大齒輪齒數(shù)： 4.2.2尺面接觸強度較合 （1）取載荷 （2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取 （3）， ， 2、計算模數(shù) 3、 4、計算齒輪圓周速度 4.2.3按輪齒彎曲強度設計計算 因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。 1）法向模數(shù) 2）查《機械設計基礎》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3 3）查《機械設計基礎》表11-6，得齒寬系數(shù) 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得 4）小齒輪上的轉矩 5）齒形系數(shù) 查《機械設計基礎》圖11-8得：， 查《機械設計基礎》圖11-9得：， 因為 和比較 大齒輪的數(shù)值較大。 6）法向模數(shù) 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,圓整取標準模數(shù)已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù),于是由 ，取19 則取64 4.2.4幾何尺寸計算 1）中心距 圓整為860mm。 2）確定螺旋角： 3）確定齒輪的分度圓直徑： 4）齒輪寬度： 圓整為315mm 圓整后??；。 5）齒輪尺寸表：將幾何尺寸匯于表： 序號 名稱 符號 計算公式及參數(shù)選擇 1 法相模數(shù) 2 螺旋角 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 中心距 860mm 4.2.5驗算 （1）齒面接觸強度 可知是安全的 校核安全。 （2）齒面彎曲強度 校核安全 4.3開式齒輪傳動的設計 前述算得，，轉速，傳動比 4.3.1選精度等級、材料和齒數(shù) 采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。 選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)取 4.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式進行試算，即 1） 確定公式各計算數(shù)值 （1）試選載荷系數(shù) （2）計算小齒輪傳遞的轉矩 　　　 （3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù) （4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù) （5）由圖6.14按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 （6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù) （7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得 （9）計算 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值 計算圓周速度v 計算齒寬b 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由于載荷中等振動，由表5.2查得使用系數(shù) 由表查得 查得 故載荷系數(shù) （10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 （11）計算模數(shù)ｍ 4.3.3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （1）確定公式內的計算數(shù)值 由圖6.15查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限 由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 　 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，得 計算載荷系數(shù) （2）查取齒形系數(shù) 由表6.4查得　 （3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得 　 （4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大 （5）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)22.73mm，并圓整取第一標準模數(shù)值m=24mm，并按接觸強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪齒數(shù)　取 大齒輪齒數(shù)取 4.3.4幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取 綜合整理兩級齒輪參數(shù)如下表： 序號 名稱 符號 參數(shù)選擇 小齒輪 大齒輪 1 齒數(shù) Z 15 82 2 模數(shù) m 24mm 3 分度圓直徑 4 齒頂高 5 齒根高 6 全齒高 7 頂隙 8 齒頂圓直徑 9 齒根圓直徑 10 齒寬 11 中心距 第五章 軸及其軸上零件的設計與校核 5.1軸1 （1）求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 =128.7kW；=980r/min；=1254.17N·m （2）初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質） 根據(jù)課本表15-3，取得： 因軸上有兩個鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=62mm 左右。且該段與聯(lián)軸器配合，故選定： =70mm （3）軸各段各段尺寸的確定 為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑 =82mm 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用圓柱滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=82mm ，由指導書表15-1，初步選取22系列， 32217GB/T 276，其尺寸為 ， 故 而為了利于固定 由指導書表15-1查得 取安裝齒輪處的軸段7-8的直徑 齒輪的左端采用軸肩定位。 已知齒輪輪轂的寬度為275mm，應使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長度，擋油環(huán)長度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故 為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應略短于軸承寬度，故取 軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 至此，已經初步確定了軸的各段直徑和長度。 （4）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連接 軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按：=70mm 查得平鍵截面 長130mm 為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為； 滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6 （5）求軸上的載荷 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B是軸的危險截面。先計算出截面B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 B截面彎矩M 總彎矩 扭矩 （6） 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。 5.2 軸2 （1）軸上的功率P2,轉速n2和轉矩T2 ，， （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Ⅲ軸的最小直徑顯然是離合器處的直徑。為了使所選的軸直徑與離合器器的孔徑相適應，故??；長度為。 （3）軸的結構設計 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （a）為了滿足離合器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑。 (b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓柱滾子軸承。根據(jù)，查機械設計師手冊（軟件版）選取0基本游隙組，標準精度級的圓柱滾子軸承32224，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用套筒進行軸向定位，軸肩高度，因此，取. (c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為320mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內的長度大致相等，取， 。。。 （4）軸上零件的周向定位 查機械設計表，聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面 （5）求軸上的載荷 對于32224型圓柱滾子軸承， 載荷 水平面 垂直面 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T （6）按彎扭合成應力校核軸的強度 　 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應力： 前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計， 查得，因此，安全。 計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。 5.3軸3、軸4 設計過程同軸1、軸2此處不再一一復述，設計結果如下： （1）軸3 軸3的結構及尺寸如下： （2）軸4 軸4的結構及尺寸如下： 5.4曲軸 5.4.1曲軸主要尺寸的確定 軸上的功率P5,轉速n5和轉矩T5 ，， （1）最小直徑的確定 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： 因軸上有鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=180mm 左右。故取=180mm （2）曲柄銷的直徑和長度 在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。在曲軸設計中，一般趨向于采用較大的值，以降低曲柄銷的比壓，提高連桿軸承工作的可靠性，提高曲軸的剛度。但是，曲柄銷加粗伴隨著連桿大頭加大，使不平衡旋轉質量的離心力增大，對曲軸及軸承的工作帶來不利。因為隨曲柄銷直徑增大帶來的軸系自振頻率增加，會被旋轉質量增加引起的自振頻率下降所抵消，可能增加扭轉振動的危害。此外，曲柄銷直徑增大也會增加軸承摩擦功率損失，導致軸承溫度升高，增加潤滑油熱負荷。為此，曲柄銷直徑不應取得較大。曲柄銷的長度是再選定的基礎上考慮的。 初步選取 曲柄銷的直徑：=200mm; 曲柄銷的長度=230mm （3）主軸頸的直徑和長度 從軸承負荷出發(fā)，主軸頸可以比曲柄銷細些，因為主軸承最大負荷小于連桿軸承。但是為了最大限度地增加曲軸的剛度，加粗主軸徑是有很大好處的。因為第一，加粗主軸徑不同于加粗曲柄銷那樣有很多副作用，加粗主軸頸能增加曲柄軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，但幾乎不增加曲軸的轉動慣量，故可提高自振頻率，減輕扭振危害；第二，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄臂，提高其強度提供可能。 根據(jù)表3-1，初步選取 主軸頸直徑=200mm; 主軸頸長度=58mm。 （4）曲柄臂 曲柄臂是曲軸中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面內的抗彎剛度和強度都較差。實踐表明：由交變彎曲應力造成的曲柄臂斷裂是曲軸的主要損壞型式。曲柄臂應選擇適當?shù)暮穸?，寬度，以使曲軸有足夠的剛度和強度。曲柄形狀應合理，以改善應力分布。現(xiàn)代高速汽油機曲柄的形狀大多采用橢圓形和圓形。試驗證明：橢圓形曲柄具有最好的彎曲和扭轉剛度。其優(yōu)點是盡量去掉了受力小或不受力的部分，其重量減輕，應力分布均勻。但加工方法較復雜，采用模鍛或鑄造的方法可以直接成型。 根據(jù)表3-1, 初步選取 曲柄臂厚度h=（0.4~0.6）D=80~120mm 取h=100mm； 曲柄臂寬度b=（0.5~1.1）D=100~220mm 取b=220mm。 （5）曲軸圓角 曲軸主軸頸和曲柄臂連接的圓角稱為主軸頸圓角，曲柄銷和曲柄臂連接的圓角稱為曲柄銷圓角。 由于曲柄銷圓角和主軸頸圓角是曲軸應力最大的部位，且應力沿圓角輪廓分布也極不均勻，故圓角的輪廓設計十分重要。 曲軸圓角半徑r應足夠大，根據(jù)表3-1, r/=0.025~0.04,r=2.2~3.52mm，圓角半徑過小會使應力集中嚴重。為了增大曲軸圓角半徑，且不縮短軸頸有效工作長度，可采用沉割圓角，設計沉割圓角時應該保證曲柄臂有足夠厚度。曲軸圓角也可由半徑不同的二圓弧和三圓弧組成。當各段圓弧半徑選擇適當時可提高曲軸疲勞強度，增加軸頸有效承載長度。 本次設計遵循以上原則，選取圓角半徑 r=5mm。 5.4.2 曲軸材料選擇及毛坯制造 常用的曲軸材料有可鍛鑄鐵，合金鑄鐵，球墨鑄鐵，碳素鋼和合金鋼等，相應的毛坯也分為鑄造與鍛造。 鍛造曲軸一般采用中碳鋼或者合金鋼制造，毛坯生產需要大型鍛壓設備，雖然毛坯尺寸比較精確，減少了加工余量，提高了材料利用率，此外，鍛造能夠使材料的金屬纖維成方向性排列，纖維方向和曲軸形狀大致相符，這大大提高了曲軸的抗拉強度和彎曲疲勞強度。但是鍛造曲軸成本過高，大約是球鐵曲軸的3-7倍。 雖然鑄造曲軸主要是球鐵曲軸有很多缺點，例如彎曲疲勞強度比較低，較容易發(fā)生斷裂，相同尺寸的球鐵曲軸與鍛造曲軸相比，剛度差。但它的優(yōu)點也相當明顯，例如球墨鑄鐵曲軸經正火處理后的機械性能已接近蔌超過一般的中碳鋼，盡管鋼的疲勞強度比球墨鑄鐵高，但曲軸的結構復雜，鋼曲軸難免會有油孔、過渡圓角和材質上留有缺陷面造成應力集中，從面降低了曲軸的疲勞強度。球鐵可以鑄造出復雜的曲軸形狀，使其應力分布均勻，且球墨鑄鐵對缺口敏感度低、變形小，使球墨鑄鐵曲軸的實際彎曲的扭轉疲勞強度與正火中碳鋼相近。球鐵曲軸的耐磨性好，吸振能力強，有較好的自潤滑和抗氧化性能。 綜上分析，本次設計采用球墨鑄鐵曲軸。 5.4.3曲軸的平衡 （1）曲軸的平衡性分析 對曲曲軸軸平衡性的分析可以采用兩種方法,矢量圖法和數(shù)學分析法,此次設計中我采用的是數(shù)學分析法: （a）分析 因為所以 取通過第二氣缸中心線且垂直于曲軸中心線的平面為力矩的計算基準平面。 令 得即 因為和的公式形態(tài)一樣 所以 可知， 令 得2α=30° 即， 由上得知一、二級往復慣性力矩的正、反轉矢量 （b）慣性力矩的平衡方法 一般,只采用曲軸附加偏角(或扇形)平衡塊的方法將全部平衡掉。其中，K值需要與汽油機的配套裝置一道試驗確定。對一、二級往復慣性力，不另添置平衡軸，而讓其自行存在。由此收起的振動是許可的。為了獲得良好的外部平衡性能，應對帶平衡塊的曲軸進行仔細地靜、動平衡，并把活塞組、連桿組的重量嚴格控制在誤差范圍內。 （2）曲軸平衡塊的布置方式 曲軸平衡塊的作用是用來平衡曲軸不平衡的旋轉慣性力和旋轉慣性力矩，有時也可以平衡往復慣性力及其力矩，并可以減速小主軸承的負荷。隨著汽油機轉速的提高，多數(shù)離心慣性力和離心慣性力矩已自行平衡的曲軸也配置平衡塊，這主要是為了減輕主軸承的最大負荷，保證軸承有良好的潤滑條件，減小曲軸和曲軸箱所受的離心慣性力矩。但曲軸配置平衡塊后，重量增加，制造工藝復雜，曲軸系統(tǒng)扭轉振動自振頻率降低。因此，應根據(jù)轉速，曲軸結構，曲柄排列，軸承負荷以及對平衡的要求等因素綜合考慮是否配置平衡塊。一般低速汽油機不需要配置平衡塊，高度汽油機則需要配置平衡塊。平衡方案的選擇，平衡塊重量的計算與布置，應該仔細考慮。 平衡塊的重心應盡量遠離曲軸中心線，以提高平衡效果。但平衡塊一般不超過曲軸旋轉所掃過的范圍。平衡塊厚度一般與曲柄臂相同。 5.4.4曲軸疲勞強度校核 本計算采用Ricardo計算方法,該計算方法有兩點假設。 曲軸的每一曲拐是相互獨立的，不受曲軸其他部分受力的影響，并以 簡支梁的形式支撐在主軸承上。 曲軸所受力是以點負荷的形式作用在曲軸上的。如圖5-1 圖5-1 曲拐受力分析圖 （1）彎曲應力計算 1）曲軸受力計算 （a）壓縮上止點時的曲軸作用力： (5-2) 式中，—活塞連桿組往復質量力；—活塞連桿組旋轉質量力； （b）燃氣作用力： 則 （c）排氣上止點時的曲軸作用力： 2）單個曲拐危險截面上的彎矩 （a）圓角處 （b）連桿軸頸中央油孔處 式中，、、、分別為曲拐危險截面的最大和最小彎矩。 3）名義彎曲應力 ， 式中，—為彎矩， 、為截面的最大、最小名義彎曲應力。 （a）圓角處 （b）連桿軸頸中央油孔處 4）名義彎曲平均應力及名義應力幅為 ， （a）圓角處 （b）連桿軸頸中央油孔處 5）彎曲應力 ，； 式中，—應力集中系數(shù), 、—為彎曲平均應力及彎曲應力幅； 根據(jù)理論應力集中系數(shù)由式（5-3）計算。 式中， ； 式中，—連桿軸徑，—曲柄臂厚度。 式中，—主軸頸直徑。 則 ，則。 = 圓角處 = 桿軸頸中央油孔處 取連桿軸頸中央油孔處的應力集中系數(shù)，帶入（5-4）得，則 （2）切應力計算 1）扭矩計算 式中，—為發(fā)動機平均扭矩； 將已知條件代入得；最大扭矩 式中為系數(shù)，兩缸機取=10。最小扭矩 2）名義應力 連桿軸頸的抗彎截面系數(shù) ， =63，則 式中，，—分別為名義最大，最小切應力。 名義平均切應力及名義切應力幅分別為 3）切應力 （a）圓角處 理論應力集中系數(shù) 式中，為圓角半徑，為重疊度，連桿軸頸直徑。將代入式（5-4）中得，，則切應力集中系數(shù) 則 式中，、—為平均切應力及切應力幅。 （b）連桿軸頸中央油孔處 理論應力集中系數(shù)，將其代入式（5-4）中得，， 切應力集中系數(shù) 則 根據(jù)以上計算數(shù)值參考經驗數(shù)值[14] 此次設計的曲軸可采用材料40Cr此材料的強度完全滿足以上要求。 5.5軸承及鍵的校核 已輸入軸為例，其他各軸校核過程類似不一一復述： （1）輸入軸的軸承 1）按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓柱滾子軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h 由上面的計算結果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N， 軸向力為Fa1=159.90N， 2）初步選擇滾動軸承型號為30206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。 3）．徑向當量動載荷 動載荷為，查得，則有 ，滿足要求。 （2）輸入軸的鍵 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，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 ，合適 5.6聯(lián)軸器的選用 5.6.1 電機軸與軸1上聯(lián)軸器的選用 根據(jù)前面計算，輸入軸最小直徑：取 查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則 啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用YL13（Y型）凸緣聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=2500,許用最高轉速 n=2600，半聯(lián)軸器的孔徑d=70，孔長度l=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=140。 5.6.2軸3與軸4上聯(lián)軸器的選用 根據(jù)前面計算，3軸最小直徑：取 查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器： 聯(lián)軸器轉矩計算 查表課本14-1， K=1.3，則 啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用YL20（Y型）凸緣聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=12500,許用最高轉速 n=1700，半聯(lián)軸器的孔徑d=120，孔長度l=202mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=200。 第六章 箱體及附件的設計 6.1箱體的設計 箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結構，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。 箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。 6.1.1箱體的結構設計 首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。 其次，為保證箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。 另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度。 為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。 6.1.2油面位置及箱座高度的確定 對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高，對于多級傳動中的低速級大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。 6.1.3箱體結構的工藝性 由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應過薄，砂形鑄造圓角半徑??；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機加工。 設計箱體結構形狀時，應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。 6.1.4附件的結構設計 要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設一圓柱定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。 箱體相關尺寸匯總如下： 名 稱 代號 一級齒輪減速器 計算結果 機座壁厚 δ 0.04a+3mm≥8mm 30 機蓋壁厚 δ1 0.85δ 30 機座凸緣厚度 b 1.5δ 25 機蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1 25 機座底凸緣厚度 b2 2.5δ 30 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12mm 16 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75 df 16 機座與機蓋連接螺栓直徑 d2 (0.5~0.6) df 12 連接螺栓d2的間距 l 150~200mm 軸承端螺釘直徑 d3 (0.4~0.5) df 6 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4) df 5 定位銷直徑 d (0.7~0.8) d2 6 df、d1 、d2至外機壁距離 c1 見表2 22,16,13 df 、d2至緣邊距離 c2 見表2 20,11 軸承旁凸臺半徑 R1 c2 20 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸承座外徑確定 50 外機壁到軸承端面距離 l1 c1+ c2+(5~8)mm 48 內機壁到軸承端面距離 l2 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 56 齒頂圓與內機壁距離 △1 ≥1.2δ 30 齒輪端面與內機壁的距離 △2 ≥δ 50 機座肋厚 m m≈0.85δ 7 軸承端蓋外徑 D2 軸承座孔直徑+(5~5.5) d3 125 軸承端蓋凸緣厚度 e (1~1.2) d3 10 軸承旁連接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準 6.2潤滑與密封 6.2.1軸承潤滑 輸入軸上軸承： 輸出軸上軸承： 軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87），牌號為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內部空間容積的1/3～2/3。 6.2.2齒輪潤滑 齒輪的潤滑方法采用浸油潤滑。在齒輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中油的深度不宜超過高速級1/2，亦不應小于1/4。為避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm?，F(xiàn)取為 6.2.3密封類型的選擇 （1）軸外伸處的密封設計 為防止?jié)櫥瑒┩饴┘巴饨绲幕覊m、水分和其他雜質滲入，造成軸承磨損或腐蝕，應設置密封裝置。軸承為脂潤滑，選用氈圈油封，材料為半粗羊毛氈。 （2）剖分面的密封設計 在剖分面上涂水玻璃，以防止漏油。 總 結 畢業(yè)設計是對大學中所學知識的回顧，是對以往所學知識的綜合運用，鍛煉了我們的獨立思考能力、獨立解決工程實際問題的能力、畫圖能力，更是從課本中的理論知識到生產實際的轉變。在這之前，雖然經過四年的學習學到了很多知識，但是還沒有機會來運用和掌握這些東西。通過這次實踐，我對剪板機機械傳動系統(tǒng)的總體結構、安裝工藝和機械設計過程都有了全面的了解，設計、計算和繪圖方面的能力都得到了全面的訓練和提高，也使我對機械產生了更加濃厚的興趣，更堅定了我從事機械行業(yè)的信心。設計初期，我去圖書館的網站內下載了許多相關的文獻資料，對剪板機機械傳動系統(tǒng)有所了解，然后開始準備我的開題報告、任務書和文獻綜述。在總體結構設計的過程中，我也遇到了很多困難，經過多次的數(shù)據(jù)修改才把總體方案給確定下來，開始畫圖等工作。設計期間得到了我的指導老師的幫助，我覺得從與老師的溝通過程中，我能學到很多東西，老師可以從另外一個角度來啟發(fā)我，給了我很多幫助、鼓勵和指導。通過這段時間的設計，我已基本按照設計要求完成蘋果分級機機械系統(tǒng)的設計，但是由于本人知識水平有限，又沒有實際工作經驗，本設計中定存在不足之處，敬請老師同學批評指正，提出寶貴意見，以便及時糾正。當然，我知道整個畢業(yè)設計還沒有結束，因為還需要答辯，還要有答辯老師的提問與意見，我的畢業(yè)設計才能最終畫上句號。因此，我還需要繼續(xù)努力，認真準備答辯，仔細檢查我的論文，更好的完善，為我的大學畫上一個圓滿的句號。 參考文獻 [1] 黃繼昌，徐巧魚.實用機械機構圖冊［J］.北京：人民郵電出版社.1996:27-35 [2] 陳鐵鳴.新編機械設計課程設計圖冊［J］.北京：高等教育出版社.2009:35-67 [3] 孫桓，陳作模．機械原理．第六版．北京：高等教育出版社，2001． [4] 濮良貴