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机械设计毕业论文定稿


江苏科技大学

本科毕业设计(论文)

学院:机械工程学院 专业:机械设计制造及其自动化 学生姓名: 班级学号: 1040202218 指导教师:

2014 年 6 月 5 日

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江苏科技大学本科毕业论文

小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计

/>Power and Transmission System Design of Small Thin Wall Parts Punching Machine

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江 苏 科 技 大 学

毕业论文(设计)任务书

系部:机械工程学院专业:机械设计制造及其自动化 学号:1040202218 姓名: 指导教师:职称:讲师

2014 年 6 月 5 日

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毕业设计(论文)题目:小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计

一、毕业设计(论文)内容及要求(包括原始数据、技术要求、达到的 指标和应做的实验等)
1 提供条件: 设计对象:小型薄壁零件冲压机动力及控制系统设计 技术参数: 公称力:5KN, 滑块行程:40mm, 滑块行程次数:220 次/分, 最大封闭高度:240mm, 模柄孔尺寸:25*40mm, 工作台尺寸:320*300mm 2 设计内容与要求: 设计内容: 1)动力系统、工作机构、离合器、制动器、飞轮等的设计; 2)相关参数的分析计算; 3)部件的有限元分析; 4)三维模型的建立并装配、仿真; 5)相关技术文档编制; 6)撰写毕业论文。

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二、完成后应交的作业(包括各种说明书、图纸等)
1. 毕业设计论文一份(不少于 1.5 万字) ; 2. 外文译文一篇(不少于 5000 英文单词) ; 3. 其它(根据课题性质、类型确定)。 1)了解二维、三维设计和冲压机知识,掌握动力系统、传动系统方法,熟练 运用二维及三维软件进行产品设计的工艺流程; 2)相关的技术文件。

三、完成日期及进度
总进度:2013 年 12 月 20 日至 2014 年 6 月 9 日。 完成日期及进度安排: 1、12.20-1.13:查阅资料、调研,完成开题报告; 2、3.1-3.30:通过结构分析,进行总体方案构思; 3、4.1-4.10:相关参数分析、计算,形成总体设计方案; 4、4.11-5.20:动力机传动结构设计、关键零件设计; 5、5.31-5.31:技术指标参数分析、计算; 6、6.1-6.7:撰写毕业论文; 7、6.8-6.9:毕业答辩。

四、同组设计者(若无则留空):

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五、主要参考资料(包括书刊名称、出版年月等):
1. 丁松聚主编,冷冲模设计,机械工业出版社,2011.6 2. 钟全熊,冲压工艺及设备,机械工业出版社,2010.3 3. 成大先,机械设计手册,化学工业出版社,2008.4. 4. 天津电气传动设计研究所,电气传动自动化技术手册,机械工业出版社, 2011.5 5. 编写组.现代实用机床设计手册[M].机械工业出版社,2006.7 6. 濮良贵,机械设计,高等教育出版社. 2001.5 7. 洪乃刚,电力电子、电机控制系统的建模和仿真,机械工业出版社,2010.2.

系(教研室)主任: (签章)年月日 学院主管领导: (签章)年月日

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摘要
本次毕业设计的题目是小型薄壁零件冲压机动力及传动系统设计。 论文前半部分主 要介绍了薄壁零件的运用前景以及市面上现有冲压机传动系统的种类, 根据毕业设计题 目数据公称力,滑块行程,滑块行程次数,最大封闭高度,模柄孔尺寸,工作台尺寸这 几个数据,参考现有的冲压机类型,选择适合自己的冲压机类型,进行分析,选择优化, 提出自己的一套方案,即根据运动执行机构需具有急回特性行程次数高,冲压力小这些 特点,选择皮带轮传动,一级减速器,再加曲柄连杆滑块机构,最终实现冲压的过程。 后一部分是设计减速器的各部分数据,其中包括齿轮的尺寸,轴的尺寸,轴承的选择, 键的选择校核。最终是连杆滑块的设计,导轨的选择,箱体的设计。通过以上的设计计 算,可以得出一个行程次数高的小型薄壁零件冲压机。

关键字:薄壁零件曲柄压力机曲柄连杆滑块机构

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Abstract
The topic of this graduation design is small thin-wall parts stamping equipment power and transmission system design. Paper first part mainly introduces the use of thin wall parts, as well as kinds of existing punching machine drive system on the market, according to the graduation design topic data nominal pressure, stroke, stroke frequency, the maximum height of closed, die hole size, and handle these data table size, reference the existing punching machine type, choose suitable punching machine type, were analyzed, and the optimized choice, put forward its own set of plans and the actuator according to the campaign is fast-returning characteristic of a stroke number is high, the small impact force, the characteristics, choose the pulley drive, reducer, plus the crank connecting rod slider mechanism, finally realizes the stamping process. After the part is the design of reducer parts data, including the size of the gear, the size of the shaft, bearing choice, the choice of key check. Finally is the design of the connecting rod slider, guide rail, the choice of the design of the box body. Through the above design and calculation, can get a trip the high number of small punch thin-walled parts.

Key words:thin wall parts

Crank press

The crank connecting rod slider mechanism

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目录
第一章绪论 ................................................ 1
1.1 薄壁零件的市场前景 ................................................. 1 1.2 薄壁冲裁的现有状况 ................................................. 1 1.3 冲压机的方案讨论 ................................................... 2 1.4 曲柄压力机的发展过程 ............................................... 2

第二章总体方案设计 ........................................ 4
2.1 传动级数分析 ....................................................... 4 2.2 确定离合器和制动器安装位置 ......................................... 4 2.3 曲柄压力机基本参数 ................................................. 5 2.4 总体方案分析计算 ................................................... 5 2.4.1 滑块位移的 s ? ? 曲线运动分析 ................................... 5 2.4.2 滑块速度分析计算: ........................................... 7 2.4.3 滑块的加速度分析: ........................................... 7 2.4.4 曲轴公称转角 ? g .............................................. 7 2.4.5 公称当量力臂计算 ............................................. 7

第三章冲压机结构分析设计 .................................. 8
3.1 电动机选择与飞轮设计: ............................................. 8 3.2 各级传动比的分配 .................................................. 11 3.3 皮带轮的选择 ...................................................... 11 3.4 一级齿轮减速器设计 ................................................ 16

第四章芯轴的设计计算 ..................................... 22
4.1 高速轴的设计校核 .................................................. 22 4.2 高速轴轴承的选用校核 .............................................. 23 4.3 高速轴上键连接的设计校核 .......................................... 24 4.4 低速轴的设计校核 .................................................. 25
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4.5 低速轴轴承的选用校核 .............................................. 26 4.6 低速轴上键连接的设计校核 .......................................... 27 4.7 曲轴的设计校核 .................................................... 28 4.8 曲轴轴承的选用校核 ................................................ 31 4.9 曲轴上链接键的设计校核 ............................................ 32

第五章连杆滑块导轨机构设计 ............................... 33
5.1 离合器制动器的选择 ................................................ 33 5.2 连杆杆体设计 ...................................................... 34 5.3 连杆轴瓦材料的选择 ................................................ 35 5.4 调节螺杆设计 ...................................................... 35 5.5 滑块设计 .......................................................... 37 5.6 导轨选用 .......................................................... 37 5.7 箱体设计 .......................................................... 38

结论 ..................................................... 40 致谢 ..................................................... 41 参考文献 ................................................. 43

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第一章绪论
1.1 薄壁零件的市场前景
薄壁零件因具备重量轻、节省原料、构造紧凑等特征,所以被普遍的运用在工业生 产中,但薄壁零件的加工难度相对高,那是由于薄壁零件的刚性差,强度弱,在加工过 程中容易发生形变,从而零件的形位公差变大,最终无法保证零件的加工精度要求。而 冲裁加工是一种加工薄壁零件的很好途径,所以一个高效率,高稳定性的冲裁机构是加 工薄壁零件的重要托举。薄壁零件在汽车行业尤为突出,现在以汽车发动机的缸套为典 型,发展薄壁缸套的研究是时下发动机发展的主流。它不改变发动机缸孔中心的距离, 不增重发动机,但是发动机的功率增加了 10% ~ 20%。而生产这个缸套较为方便精确的 方法便是冲裁加工。自改革开放以来,我们国家的内燃机正在通往功率大、高速、强度 高、效率高、能耗低、低排放、柴油化的道路上去,这就对薄壁缸套的刚度、缸套内表 面的耐磨性、 缸套内表面的摩擦系数有着越来越高的要求。 在钢质薄壁缸套进入市场后, 广大消费者发现因为它整机的性能变好、功率也增大、工作状态更加稳定、故障率降低 了很多、维修方便、性价比更高了。所以通过市场调查研究后,我们可以知道,我国加 入了 WTO 以后,发动机这个行业受到国际先进技术的强烈冲击,所以促使我们必须对 原有的生产技术进行改革创新,优化缸套的生产模式,创新缸套的生产技术。

1.2 薄壁冲裁的现有状况
国内现在是什么情况呢?我国自 1978 年以来, 正规的机械压力机生产厂商有 23 个, 总产量占据了 49%的行业份额,其中开式压力机的比重占了大概 70%,大型还有重型压 力机比重有将近 3%,在新中国成立以来,国内多家大型重工业企业进行了技术革新, 生产率提高了很多,场内科研队伍也日渐壮大,他们进行了第三代压力机的科研工作, 使得市场内的产品不断地更新换代,比如,济南第二机床厂对他们的产品惊醒了 23 次 更新,有的甚至前前后后多次进行改进,就以 160 吨闭式双点压力机这个型号,这个压 力机在他们企业前前后后被更新设计了三次,所以它的的性能及质量愈来愈出色。 在汽车、航空航天、电子和家用电器这些领域,需要大量的薄壁类金属板壳零件。 特别是在汽车行业,进入第二十一个世纪后,中国的汽车制造业发展很快,但中国的金 属冲压成型的薄金属板还有很大的发展空间,即使如此,相比第二十世纪,有关冲压设
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备板类加工技术具有明显的技术突破。 国外目前的情况,在过去的 30 年中,曲柄压力机广泛应用于板料冲压的大规模生 产和锻造,专业化程度越来越高,提出了高速,高精度的发展趋势,自动化程度高。国 外现如今 CNC 控制已经基本普遍。但最近几年,高柔性化,高通用性能的趋势越来越 强劲,在这种大潮流下,国外压力机的科研人员设计制造出一些创新性的,高柔性的, 共通行的的压力机面市。

1.3 冲压机的方案讨论
面对国内如此紧迫的压力机市场,设计一部高效率,高稳定性,高性价比的压力机 是很有意义的,那么现有压力机的传动方案有哪一些呢? (1)曲柄滑块式:使用曲柄机构的冲床称为曲柄滑块式冲床,绝大部分的机械冲床使用曲 柄机构。因为,曲轴生产简单,并能准确地确定下死点位置和滑块运动曲线,最主要的 是基本上适用于各种机械加工 [12 ] 。 (2)机械凸轮式:用凸轮来带动连杆滑块机构实现冲压的的冲床被称为凸轮式冲床。这个 装置的主要特点是这个样子的,用恰当的凸轮曲线,使得滑块运动规律确定。[12 ] 不过凸 轮机构比较复杂, 这个机构不适合传达比较大的力矩的, 所以这种冲床能力显得比较小。 (3)肘杆伺服式:用肘杆机构来带动连杆滑块机构实现冲压的冲床被称为肘杆式冲床。这 类冲床具的特征是这样子的,在下死点左右时,滑块的速度会变得很缓慢 (和曲柄式冲 床比较)。虽然说这个装置也能确定下死点这个点,但是这种冲床不太适用于速度快, 精度高的冲裁加工。 (4)液压式:这个方式与其他三种不同的地方在于他不是机械驱动的,是液压驱动的。这 种冲床大体上可以分为两种,一种是油压式,一种是水压式的,现在工业中油压式的用 得比较多,水压式的一般用于大型机械或着那些特殊的机械。 通过上述分析,结合我的原始数据特点:公称力小,滑块行程次数高,精度要求高等特 点所以决定选取曲柄滑块式结构来实现我的目的。

1.4 曲柄压力机的发展过程
曲柄压力机是曲柄驱动的,适用于板料冲孔落料,弯曲,拉伸和成形加工,如果结 合自动送料装置,可自动冲压生产。在农业机械、电气行业、汽车工业等用途较为广泛, 特别是汽车这个行业的薄壁零件的生产,市场特别广阔,为了满足小批量和单件生产经
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济上的合理性,要求其生产线具有较高的柔性还有强调工艺设备的万能性。我国在近 10~15 年的工业结构中, 曲柄压力机依旧是哪些批量产量大的企业在对体积模锻的主要 方式以及是他们板冲车间的主要设备。对于技术革新方面,比如设备的改进,生产率的 的提高,以及优化设备价格结构,我么还有很大的空间发展。所以这一切的一切,包括 实现设备的自动化, 以及从根本上改善操纵条件和提高工作舒适性等等等都是现阶段我 们的主要方向。

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第二章总体方案设计
在传动系统的布置方式上采取了上传动,在这次毕业设计中,考虑的薄壁零件的特 点,以及分析了现有的冲压机类型,所以决定采用曲轴连杆式的结构,并将曲轴横放, 这样不仅能让结构紧凑,而且还能减少系统机械的振动。

2.1 传动级数分析
电动机转速还有滑块的行程次数决定了压力机它有几级传动,滑块行程的次数越 少,然而电动机的转速越高,那么系统的总传动比就大,那么压力机所需要的传动级数 就越多,否则,这么高的传动比分配到很少的级数上去,就会导致每级的传动比很大, 这不仅不合理而且可能导致机械寿命的减少。[16 ] 滑块行程次数很高, 电动机转速相对比 较小的,那么系统的总传动比就小,传动级数就会少些。更具设计手册,滑块行程次数 在大于或等于 70 次/min 的,那么整个压力机一般就会选用单级传动,这样可以提高传 动精度,而且使得结构看起来紧凑一点。各传动级数的速比分配要恰当。通常一级皮带 传动比在 2~4 范围内不超过 5, 一级齿轮传动的范围是 2~4, 不超过 5。 传动比分配时, 要考虑到飞轮的转速问题,要保证其适当的转速,同时也要让机构尽量紧凑、美观。

2.2 确定离合器和制动器安装位置
离合器分为刚性离合器以及摩擦离合器,本课程中要求的压力机,决定采用单级传 动,因为曲轴转速相对于传动轴来说要小很多,所以离合器制动器装载在曲轴上。因为 刚性的离合器不太适宜在高速的状态下工作,然而,系统中只有曲轴的转速是最低的, 所以,离合器设计在曲轴与低速级传动轴之间,当然,制动器也安装在曲轴上。如何选 择离合器的安装位置,假如压力机的传动级数,是两级或两级以上,那么可以认为离合 器的安装位置,一般在在转速较低的曲轴上,也可以安装在中间转速较低的传动轴上。 总的来说,具体情况要具体认识,因为曲轴转速直接对应滑块行程次数,所以,压力机 行程次数越高,曲轴转速就越快,在这种情况下,离合器就最好安装在曲轴上,由于这 样大齿轮可能代替飞轮的一些功能,从而减少了系统的能量损失,这样离合器的工作环 境也会优化很多,寿命也会提升很多,经济性能也会更加出色。 [10 ] 所以,根据以上的设计思路,通过对这次设计课题给出的数据的一些分析,决定设 计一个一级带传动,一级齿轮传动的压力机传动系统,齿轮是不对称放置,刚性离合器
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和制动器都会设计安装曲轴上,总体传动方案如图 2-1 所示

图 2-1 压力机总体传动方案图

电动机驱动皮带轮,然后皮带轮带动高速轴,经过一级齿轮减速器,在离合器控制 的情况下,曲轴带动连杆滑块,链接上模进行冲压。

2.3 曲柄压力机基本参数
公称力:5KN; 滑块行程:40mm; 滑块行程次数:220 次/分; 最大封闭高度:240mm; 模柄孔尺寸:25 ? 40mm; 工作台尺寸:320 ? 300mm;

2.4 总体方案分析计算 2.4.1 滑块位移的 s ? ? 曲线运动分析
图 2-2 为曲柄滑块机构的位移简图,滑块的位移和曲柄转角的情况可以通过图显示 计算出来,他们之间的关系可表达为:

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图 2-2

曲柄连杆机构位移简图

s ? ? 曲线( ? 曲柄转角)

s ? [ R(1 ? COS? ) ? ? / 4(1 ? COS 2? )]mm
曲柄半径 R=20mm, 连杆长度 L=200mm

(2-1)

??

R 20 ? ? 0.1 (连杆系数)(2-2) L 200

当 ? ? 0? 时(下死点)

S = 20×[(1-1) + 0.1÷4 ×(1-1) ] = 0mm
当 ? ? 90? 时

S = 20× [(1- 0) + 0.1÷4 ×(1+ 1) ] = 21mm
当 ? ? 180? 时(上死点)

S = 20× [(1+ 1) + 0.1÷4 ×(1-1) ] = 40mm
当 ? ? 270? 时
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S = 20× [(1- 0) + 0.1÷4 ×(1+ 1) ] = 21mm
当 ? ? 360? 时(下死点)

S = 20×[(1-1) + 0.1÷4 ×(1-1) ] = 0mm

2.4.2 滑块速度分析计算:
v ? ?R(sin ? ?

?
2

sin 2 ? )m / min

[ 12 ]

(2-3)

? -曲柄角速度 ω = 220 ×2? ? 440 π rad/min 滑块行程次数 220spm

通 过 对 滑 块 速 度 公 式 的 分 析 , 我 们 可 以 发 现 在 90°时 , 滑 块 速 度 最 大 ,

V_max ≈ωR = 27.65m/min

2.4.3 滑块的加速度分析:
a = -? 2 R( cosβ + ?cos2? ) 向下方向为正 (2-4)

2.4.4 曲轴公称转角 ? g
在公称力位置时,曲轴公称转角 ? g

? g ? cos

?1

R 2 ? ( R ? L ? S g ) 2 ? L2 2 R( R ? L ? S g )

? cos?1

202 ? (20 ? 200? 2) 2 ? 2002 ? 24.67? [12 ] 2 ? 20? (20 ? 200? 2)

(2-5)

2.4.5 公称当量力臂计算
mg ? R(sin ? g ?

?

1 sin 2? g ) ? ?[(1 ? ? )d 1 ? ?d b ? d 0 ] ? 11.1 (2-6) 2 2

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第三章冲压机结构分析设计
3.1 电动机选择与飞轮设计:
从电机的输出功率,转速等方面取考虑,毕业设计的题目任务书的要求:生产率每 分钟 220 个工件, 那么曲轴的工作转速就是 220 转每分钟,通过这个, 我们就可以计算出 一次冲裁所需要的时间周期为 t=0.273s. 毕业设计的题目任务书的要求,公称力为 Pg=5000N,对其他零件的质量和转动惯量考虑,我们可以忽略不计。 在压力机冲裁的 过程中,根据能量守恒定律,我们能够估算出电机的功率: 压力机在一个工作周期所消耗的能量 A= A1 + A2 + A3 + A4 + A5 + A6 + A7
[12 ]

A1 ----工件变形功
A1 = 0.315P ×5000×0.002= 3.15J (3-1) g h = 0.315

式中: Pg —公称压力 h—板料厚度

A2 ----拉伸垫工作功
A2 = 1/6 Pg × 1/6S = 1/6×5000× 1/6×0.04= 5.6J(3-2)

式中: Pg —公称压力 S—压力机滑块行程
A3 ---工作行程时,由于曲柄滑块机构的摩擦,所消耗的能量

A3 = 0.5m? Pg αg = 0.5× 11.1? 5×24.67= 694.6J(3-3)

式中:

m?

--摩擦当量力臂

Pg ---公称压力

? g ---公称压力角

A4 ----工作行程时由于压力及受力系统的弹性形变所消耗的能量
A 4 = 1/2 Pg ?h = 1/2 Pg Pg Ch = 17.6J
(3-4)
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式中: Pg ---公称压力

?h ---压力机总的垂直变形
C h ---压力机垂直刚度 A5 ----压力机空程向下,空程向上时所消耗的能量

A5 = 1.2×5×2 × 15% = 1.8J(3-5)
A6 ----单次行程时,滑块停顿飞轮空转所消耗的能量 A7 ----单次行程时,离合器接合所消耗的能量

对于连续行程工作的压力机,一个周期消耗的能量为 A= A1 ? A2 ? A3 ? A4 ? A5 =3.15+5.6+694.6+17.6+1.8=722.75J 冲裁工件一个周期时间 T=

60 s 220

所以,电动的功率为 P =

A 60 = 722.75 ÷ = 2.65Kw (3-6) T 220

取整电动机的额定功率选取电动机的额电功率 Ped ? Pd ? 3Kw 选取:电动机的额电功率 Ped ? 3Kw V 带的传动比 i ? 5,一般为 2 ~ 4 一级齿轮传动比 i ? 5,一般为 2 ~ 4 所以总的系统传动比范围是 i 总=4 ~ 16 滑块行程次数为每分钟 220 次,所以曲轴转速为 220r/min 通过计算,电动机,转速范围,是 880r/min ~~3520r/min 所以,我们择中选取 1500r/min 的电动机 通过以上条件,我选择 Y10012-4 电机,同步转速(满载转速)为 1500r/min。 通过查阅机械设计手册,我们可以得到系统各部分的传递效率 皮带轮的传递效率? 1 =0.96 一级齿轮传动减速器? 2 =0.971
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轴承传递效率? 3 =0.98(3 对) 离合器传递效率? 4 =0.99(1 个) 曲柄连杆传递效率? 5 =0.98 连杆滑块传递效率? 6 =0.92 系统总效率? 总 =? 1 ?? 2 ? (? 3 )^3?? 4 ?? 5 ?? 6 =0.817 冲压工件时,主要靠飞轮释放能量,如果忽略电动机在这时所输出的能量即可得出
A0 = 1/2 If ω1 -1/2 If ω2 [12 ] (3-7)
2

式中 A0 -----工作行程是压力机所消耗的能量
I f ----飞轮转动惯量

?1 , ? 2 ----冲压工作开始前和结束后飞轮的角速度
引进飞轮的平均角速度 ?m ?

?1 ? ?2
2

?

2?ne 2 ? ? ?1500 ? ? 23.04rad / s , 1500 i 220

(3-8)

式中: n e --电动机额定转速 i----电动机轴至飞轮轴的速比 所以 I f ?

A0 A ? A2 ? A3 ? A4 ? 1 ? 4.74kg.m2 2 ?m ? ? 23.042 ? 0.2856

? —不平均系数,数值越大,表示飞轮加速度的波动越大
? ? 2 ? ? ? k ? (se ? st ) ? 2 ? 0.85?1.2 ? (0.04 ? 0.1) ? 0.2865(3-9)
式中:

s e -----电动机额定滑差率;

st -----在额定转矩下皮带滑动时当量滑差率; (见表 3-2)

k---电动机实际选用功率与平均功率的比值;

? ---修正系数,与 k 有关; (见表 3-1)

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江苏科技大学本科毕业设计(论文) 表 3-1 ? 值 k 1.2 0.85
[12 ]

1.3 0.9

1.41.6 0.95

?
表 3-2 皮带滑动当量滑差率 st

压力及结构形式 不带拉伸垫压力机 带拉伸垫压力机

st
0.04 0.02

知道飞轮转动惯量 I f ? 4.74kg.m2 ,我们就可以设计出飞轮的尺寸,飞轮大体上有 两种,一种是轮辐式,一种是圆盘式,本次设计选用轮辐式飞轮。 (见图 3-1)

图 3-1 飞轮结构简图

由图 3-1 分析,我们可以发现,飞轮的转动惯量有三部分组成,轮缘的一部分,轮辐 的一部分,轮毂的一部分,但因为轮缘的转动惯量要远远大于其他两个,所以在设计飞 轮尺寸的过程中,我们可以忽略轮辐的以及轮毂的那部分,我们可以近似的,把飞轮的 转动惯量看成轮缘造成的。

3.2 各级传动比的分配
系统总传动比 i总 ?

1500 ? 6.82 220

初取皮带轮级 i=2,齿轮级为 i=3.41 确定传动系统总传动比并且将传动比分配到系统的各级: 初步分配传动比 iV带 ? 2 , i齿轮 ? 3.41

3.3 皮带轮的选择
皮带轮的圆周速度小于 20m/s 时, 可用 HT150, 皮带轮的圆周速度在 25~~30m/s 范围内,
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时,可用 HT200,皮带轮的圆周速度大于 35m/s 时,直径较大、功率较大时,用 35 钢 或 40 钢;如果皮带轮的性质是高速而且功率比较小时,材料可以选择工程塑料,如果 皮带轮的生产批量比较大时,材料可以选择压铸铝合金或其他合金。铸造带轮不允许有 砂眼、裂纹、缩孔及气泡。 [ 4 ] 工况系数 K a ? 1.2 计算功率 Pc = Ka ×P = 1.2×3 = 3.6Kw(3-10) 选带型号:参考《机械设计》图 11.15 [1] 选取 Z 型带, D1 ? 80 ~ 100mm 小带轮直径:参考《机械设计》表 11.6 [1] 选取 D1 =90mm 初选传动比 i=2,所以大带轮转速 n2 ? 750r / min 大带轮直径:参考《机械设计》 [1] ? =1
D2 = (1- ε) D1 n1 90× 1500 = (1- 0.01)× = 178.8mm,取整 D2 ? 180mm (3-11) n2 750 D1 n1 90× 1500 (3-12) = (1- 0.01)× = 742.5r/min D2 180

大带轮转速 n 2 = (1 - ε)

所以皮带轮传动比 i ? 计算带长

1500 ? 2.02 742.5

Dm = (D1 + D2 )/2 = (90+180)/2= 135(3-13) ? = (D2 - D1 )/2 = (180- 90)/2= 45 (3-14)
初取中心距 a=300mm
?2 = π× 180 + 2 ×300 + 452 /300 = 1172.24mm 带长 L= πDm + 2a + (3-15) a

参考《机械设计》图 11.4 [1] 基准长度 Ld ? 1120mm 中心距

a = (L - πDm )/4 + 1/4 (L - πDm ) 2 - 8?2

(3-16) = (1120- π × 135)/4+ 1/4 (1120- π × 135)2 - 8 ×452 = 345mm
12

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小轮包角 α1 = 180 ? 求带根数: 带速 V =

D 2 - D1 ×60? = 164.6 ? > 120 ? (3-17) a

πD1 n1 = 7.1m/s 60?1000 1500 = 2.02(3-19) 742.5

(3-18)

传动比 i = 带根数

参考《机械设计手册》表 11.3 [1] P0 ? 0.37 , K? ? 0.964, K L ? 1.08 , ?P0 ? 0.03
Z= PC 3.6 = = 8.7 (p + ?p 0 ) K? K L (0.37+ 0.03)×0.964× 1.08 (不合适) (3-20)

所以选择大一号的 V 型带,使得带根数在合适的范围内。 工况系数 K a ? 1.2 计算功率 Pc = Ka ×P = 1.2×3 = 3.6Kw 选带型号:参考《机械设计》图 11.15 [1] 选取 A 型带, D1 ? 112 ~ 140mm 小带轮直径:参考《机械设计》表 11.6 [1] 选取 D1 =125mm 初选传动比 i=2,所以大带轮转速 n2 ? 750r / min 大带轮直径:参考《机械设计手册》 [1] ? =1
D2 = (1- ε) D1 n1 125× 1500 = (1- 0.01)× = 247.5mm取整 D2 ? 248mm n2 750 D1 n1 125× 1500 = (1- 0.01)× = 748.5r/min D2 248

大带轮转速 n 2 = (1 - ε)

所以皮带轮传动比 i ? 计算带长

1500 ?2 748.5

Dm = (D1 + D2 )/2 = (125+ 248)/2= 186.5
13

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? = (D2 - D1 )/2 = (248-125)/2= 61.5
初取中心距 a=500mm 带长 L= πDm + 2a +
?2 = π× 186.5+ 2 ×500 + 61.52 /500 = 1593.5mm a

参考《机械设计》 [1 2] 基准长度 Ld ? 1600mm 中心距

a = (L - πDm )/4 + 1/4 (L - πDm ) 2 - 8?2
2 = (1600- π × 186.5)/4 + 1/4 (600- π × 186.5) - 8 ×61.52 = 503.3mm

小轮包角 α1 = 180 ? 求带根数: 带速 V =

D 2 - D1 ×60? = 165.3 ? > 120 ? a

πD1 n1 = 9.8m/s 60?1000 1500 =2 748.5

传动比 i = 带根数

参考《机械设计》表 11.3 [1] P0 ? 1.32 , K? ? 0.966, K L ? 0.99 , ?P0 ? 0.17
Z= PC 3.6 取整 Z=3 = = 2.53 (p + ?p0 ) K? K L (1.32+ 0.17)×0.966×0.99 (合适)

求轴上载荷数据 1)张紧力 参考《机械设计》表 11.4 [1]
F0 = 500

q=0.1Kg/m

PC 2.5- K? 3.6 2.5- 0.966 (3-21) ( ) + qV 2 = 500× ( ) + 0.1? 9.82 = 106.83N VZ K? 9.8×3 0.966

2)轴上载荷

FQ ? 2ZF0 sin

?1
2

? 2 ? 3 ?106 .83 ? sin

165 .3? ? 635 .71N 2 (3-22)

14

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[ 5]

通过设计计算,得到了 V 带传动的各部分数据,参考《机械设计手册》 ,小带轮采用 实心式结构。大带轮采用四孔板轮式结构。
表 4-2 V 带轮设计结果 参数 槽型 带长 根数 中心距 小带轮直径 大带轮直径 带轮结构形式 V 带轮设计结果 A型

Ld ? 1600mm
Z=3 a=503.3mm

D1 ? 125mm D2 ? 248mm
小带轮采用实心轮(孔径 ? 25mm) 大带轮采用四孔板轮(辐板厚度 S=15,孔径 ? 30mm)

通过对皮带轮的确定,我们就可以知道了各级系统中的功率,转矩,传动比,转速 等等,所以,分析各级系统,有助于对接下来的设计指明方向。 电动机轴:功率 P=3kw,输出转矩 T=

9550 ? Ped 9550 ? 3 ? ? 19.1N .m ? 19100 N .mm n 1500

传动轴(高速轴) :功率 P1=P?1=3 ? 0.96=2.88kw 输出转矩 T=

9550 ? P 9550 ? 2.88 ? ? 36.75 N .m ? 36750 N .mm n 748 .5

传动轴(低速轴) :功率 P2=P ? ?1 ? ?2 ? ?=3 ? 0.96 ? 0.97 ? 0.99=2.77kw 输出转矩 T= 式中:?为轴的传递效率:?=0.99 曲轴:功率 P3=P ? ?1 ? ?2 ? ? ? ?=3 ? 0.96 ? 0.97 ? 0.99 ? 0.99 ? 0.92=2.52kw 输出转矩 T= 式中:?为轴的传递效率:?=0.99
15

9550 ? P 9550 ? 2.77 ? ? 120 .24 N .m ? 120240 N .mm n 220

9550 ? P 9550 ? 2.52 ? ? 109 .391 N .m ? 109391 N .mm n 220

[6]

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所以得出系统各级功率转矩关系表 3-3
表 3-3 轴名 功率 P/Kw 输入 电动 机轴 高速 轴 低速 轴 曲轴 2.52 2.49 102880 102011 220 0.98 连杆 滑块 220 220 0.92 2.77 2.74 120243 119041 220 0.92 1 2.88 2.85 36750 36380 748.5 0.97 3.41 输出 3 系统各级分析表(功率、转矩) 转矩 T/N.mm 输入 输出 19100 1500 0.96 2 转速(行程数) r/min 效率? 传动 比i

3.4 一级齿轮减速器设计
小齿轮材料的选择:采用 40 C r 调质处理,硬度 241HB ~ 286HB,平均取为 260HB, 大齿轮用 45 钢,调质处理,硬度 229HB ~ 286HB,平均取为 240HB。预期它的使用时 间是 10 年,每年有 300 天在工作,使用时间内,工作时间占 20%。 齿面接触疲劳强度计算 1.初步计算 转矩 T=36750N/mm 齿宽系数 ? d 参考《机械手册》表 12.13 [1] 取 ? d =0.6 接触疲劳极限 ? H lim 图 12.17c ? H lim1 =710Mpa , ? H lim 2 =580Mpa 初步计算许用接触应力 [σ H ] [σH1 ] ≈0.9σHlim1 = 639Mpa

[σH2 ] ≈0.9σHlim2 = 522Mpa

16

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Ad 值参考《机械手册》表 12.16 [1] 取 Ad =85

初步计算小齿轮直径

d1 ≥A d 3

u ?1 30205 3 ? 1 = 85? 3 ? = 54.3取 65mm(3-23) ?d [? H ] u 0.6 ? 5222 3 T1
2

初步齿宽 b 2.校核计算 圆周速度 V =

b= ?d d1 ? 0.5 ? 65 ? 33(3-24)

?d1n1
60 ?1000

= (π ×65 ×748.5)/(60 × 1000) = 2.5m/s (3-25)

精度等级参考《机械手册》表 12.6 [1] 选 8 级精度 传动比 i=

748.5 =3.41 220
初取齿数 Z1=25,Z2=iZ1=85.25=86 m=
d1 65 ? ? 2.6 参考《机械手册》表 12.3 [1] 取 m=2.5 z1 25

齿数 Z 和模数 m

则 Z1=d1/m=65/2.5=26 Z2=Z1.i=75.02=87 使用系数参考《机械手册》表 12.9 [1] K A ? 1.5 动载系数参考《机械手册》图 12.9 [1] KV ? 1.15 齿间载荷分配系数参考《机械手册》表 12.10 [1]
Ft = 2T 2 ×32025 1 (3-26) = = 1164.5N d1 55

K A Ft = (1.5 × 1164.5)/33 = 52.93N/mm < 100N/mm (3-27) b

ε? = [1.88- 3.2(1/z - 3.2(1/22 +1/75)] = 1.70(3-28) 1 + 1/z2 ) ]COSβ = [1.88

Z? =

4 - ε? 4 - 1.70 = = 0.88(3-29) 3 3

17

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由此得 K Hα =

1 1 = = 1.29(3-30) 2 0.882 Z?

齿向载荷分布系数参考《机械手册》表 12.11 [1]

b 33 K Hβ = A + B( ) 2 + C × 10 -3 b = 1.17 + 0.16 ? ( ) 2 + 0.6 × 10 -3 ×33 = 1.25 (3-31) d 55
载荷系数 K = KA ×KV ×KHα ×KHβ = 1.5× 1.15× 1.29× 1.25= 2.78(3-32) 弹性系数参考《机械手册》表 12.12 [1] ZE = 189.8 Mpa 节点区域系数参考《机械手册》图 12.16 [1] Z H =2.5 接触最小安全系数参考《机械手册》表 12.14 [1] S H lim =1.05 总工作时间 t h = 10×300×8 ×0.2 = 4800h 应力循环次数 N L 参考《机械手册》表 12.15 [1] 估计 107 < NL < 10 9 则指数 m=8.78

N L ? N L1 ? 60? ? ni thi (
i ?1

n

n Ti m T t ) ? 60?n1th ? ( i )8.78 hi Tmax th i ?1 Tmax 8.78

(3-33)

? 60× 1? 748.5×4800×(1

×0.2 + 0.5

8.78

×0.5+ 0.2

8.78

×0.3) = 4.34× 10

7

原估计应力循环次数正确
N L2 = N L1 4.34× 107 = = 1.27× 107 (3-34) i 3.41

参考《机械手册》图 12.18 [1] ZN1 = 1.18, ZN2 = 1.25 许用接触应力 [? H ] [σ H1 ] =
σ Hlim1 ZN1 710× 1.18 > = 780Mpa SHlim 1.05

[σ H2 ] =

σ Hlim2 ZN2 580× 1.25 > = 690Mpa SHlim 1.05

验算

18

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σ H = Z E ×Z H ×Zε

2 ×k ×T1 3 + 1 × 2 3 b ×d1

(3-35)

2 ×2.78×32025 3 + 1 = 189.8×2.5×0.88× ? = 644.3Mpa< [σ H2 ] 33? 552 3

计算结果表明,接触疲劳强度较为合适,齿轮尺寸无需调整。 3.确定传动主要尺寸 实际分度圆直径 d 因模数取标准值是,齿数已重新确定,但并未圆整,故分度圆直径不会改变,即:

d1 = mz1 = 2.5×22 = 55mm d2 = mz2 = 2.5×75 = 187.5mm
中心距 a = 齿宽 b

m(Z1 + Z 2 ) 2.5 ×(22 + 75) = = 121.25mm (3-36) 2 2

b1 = ?d ×d1 = 0.6×55 = 33;
齿根弯曲疲劳强度验算 重合度系数 Y? Yε = 0.25+ 齿间载荷分配系数 K Fα

b2 = 33

0.75 0.75 = 0.25+ = 0.69 εα 1.70

. 参考《机械手册》表 12.10 [1] K Fα = 1/Yε = 1.45 参考《机械手册》图 12.14 [1] K F? =1.38

齿向载荷分配系数 K F? b/h ? 6 载荷系数 K

K = KA ×KV ×KFα ×KFβ = 1.5× 1.15× 1.45× 1.38= 3.45(3-37)

齿形系数 YFa 参考《机械手册》图 12.21 [1] YFa1 =2.46
YFa1 =2.19

应力修正系数 YSa 参考《机械手册》图 12.22 [1] YSa1 =2.46
YSa 2 =2.19

弯曲疲劳极限参考《机械手册》图 12.23c [1]

σ Flim1 = 600Mpa σ Flim2 = 450Mpa
19

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弯曲最小安全系数 SFmin 参考《机械手册》表 12.14 [1] SFmin = 1.25 应力循环次数 N L 参考《机械手册》表 12.15 [1] 估计 3 × 106 <N L < 1010 则指数 m=49.91

N L ? N L1 ? 60? ? ni thi (
i ?1

n

n Ti m T t ) ? 60?n1th ? ( i ) 49.91 hi Tmax th i ?1 Tmax

(3-38)

? 60× 1? 748.5×4800×(149.91 ×0.2 + 0.549.91 ×0.5+ 0.249.91 ×0.3) = 4.31?107
原估计应力循环次数正确

N L2 =

N L1 = 4.31? 10 7 / 3.41 = 1.26 × 10 7 (3-39) i

弯曲寿命系数参考《机械手册》图 12.24 [1] YN1 = 0.95 YN2 = 0.97 尺寸系数 Yx 参考《机械手册》图 12.25 [1] Yx = 1 许用弯曲应力
[σ F1 ] = σ Flim1 YN1 Yx = (600×0.95× 1)/1.25= 456Mpa SFmin σ Flim2 YN2 Yx = (580×0.97× 1)/1.25= 349Mpa SFmin
2KT 2 ×3.45×32025 1 YFa1 YSa1 Yε = ×2.46×2.46×0.69 = 203.3 Mpa < [σ F1 ] bd1 m 33×55×2.5

[σ F2 ] =

验算 σ F1 = (3-40)
σ F2 =σ F1

YFa2 YSa2 2.19×2.19 = 203.3 × = 161.12< [? F2 ] (4-41) YFa1 YSa1 2.46×2.46

传动无严重过载,所以不作静强度校核 齿轮设计结果见表 3-4

20

江苏科技大学本科毕业设计(论文) 表 3-4 外啮合直齿轮援助齿轮传动计算结果
*

外啮合直齿轮援助齿轮传动计算结果 (? ? 20?, ha ? 1, c* ? 0.75)mm 模数 m 齿数 z 变位系数 x 啮合角 ? ' 26 0.75 2.5 87 1.65

inv? ' ?

2( x 2 + x1 ) tanα + invα z 2 + z1

α' = 24.785
d 2 ? 217 .5

分度圆直径 d 节圆直径 d ' 中心距 a 实际中心距 a' 中心距变动系数 ?

d1 ? 65

d1 ' = d1 cos?/cos? ' = 57

d 2 ' = d 2 cos?/cos? ' = 194

a = (d1 + d 2 ) / 2 = 141.25 a = (d1 '+d2 ' ) / 2 = 145.5

y?

a'-a ? 1.7 m

齿顶高降低系数 ?y 齿顶高 ha 齿根高 h f 齿顶圆直径 d a 齿根圆直径 d f 齿轮宽度 B

?y = x1 + x 2 - y = 0.7
2 .5 2 .5

3.125
70

3.125
222 .5

58 .75
33

211 .25
33

21

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第四章芯轴的设计计算
4.1 高速轴的设计校核
轴上的装备零件以及轴的基本结构如下图 4-1 所示

轴 4-1 轴基本结构图

高速轴,主要受扭矩,取材料为 40Cr。根据设计手册,取 A=112~97

d min ≥A ×3

P P = 100×3 = 14.8mm (A 取 100,参考《机械设计手册》表 1-12 [5] ) ,轴上 n n

有键槽,最小直径加大 6%,所以 d min = 15.7mm 初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件,大皮带轮、小直齿轮都有产生轴向力, 所以可以选用轴向承受力的圆锥滚子轴承。因为是轴承成对使用的,径向负荷 Fr 产生 内部轴向力 Fa 相互抵消。 首先确定各段直径 A 段 d1= ? 30 B 段 d2= ? 40 C 段 d3= ? 52 (初取与大带轮配合轴段直径 d1=30mm) (与轴承 30208 圆锥滚子轴承相配合) (右端滚动轴承采用定位轴肩进行轴向定位,查得 30208 圆锥滚子型 轴承的定位轴肩高度 h=6mm,因此,d3= ? 52) D 段 d4= ? 48 (非定位轴肩取轴肩高度为 2 ~ 4mm)

E 段 d5= ? 42 (与小齿轮相配合) F 段 d6= ? 40 确定各段距离
22

(与轴承 30208 圆锥滚子轴承相配合)

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A段

L1=58 (带轮轮毂宽度 L1 ? (1.5 ~ 2)d1 ,取 L1 ? 2d1 ? 60 mm,为了保证轴端挡圈 只压在大皮带轮上而不压在轴上,故 A 轴段长度应比 L1 略短些,现 取 L1=58mm)

B段 C段 D段 E段

L2=100 (要大于一对轴承宽度 2B=36mm, 考虑采用套筒及轴承端盖, 取 L2=100) L3=20 L4=150 L5=28 (定位轴肩) (根据装配确定) (小齿轮装载轴,小齿轮的轮毂为 33mm,齿轮在轴端考虑其轴向定位, 轴段长度 L5 略小于齿轮轮毂的长度,取 L5=28mm)

F段

L6=120 (要大于一对轴承宽度 2B=36mm, 考虑采用套筒及轴承端盖, 取 L6=120)

所以轴的具体尺寸如下图 4-2

图 4-2

高速轴轴的具体尺寸

轴上受到了轴承的支撑力,皮带轮的转矩,齿轮的作用力 齿轮作用力:圆周力 Ft =

2T 2 ×36750 = = 1531N d 48

α = 557N 径向力 Fr = Ft tan

经过校核,轴的强度,刚度完全符合要求。

4.2 高速轴轴承的选用校核
初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件,大皮带轮、小直齿轮都有产生轴向力, 所以可以选用轴向承受力大的圆锥滚子轴承。 因为是轴承成对使用的, 径向负荷 Fr 产生内部轴向力 Fa 相互抵消, 所以, 根据 d2=40mm, 由轴承产品目录中,初步选取 0 基本游隙组,标准精度等级,尺寸系列 03 的 30208 圆 锥滚子轴承,其尺寸 d ? D ? B ? 40 mm ? 80 mm ?18mm ,滚动轴承与轴的周向定位是由过 盈配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 m6。传动轴上的一对 30208 圆锥滚子轴 承。 [ 8 ]
23

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计算轴承型号 30208 圆锥滚子轴承 计算轴承的径向载荷
2 + 128.72 ) ? 365N Fr1= (FrNH1 + FrNV1 ) ? (341.68 2 2 + 353.2 ) ? 1002N Fr2= (FrNH2 + FrNV2 ) ? (937.82 2 2 2 2

计算轴承的轴向载荷,查表,30208 圆锥滚子的基本额定动载荷 Cr ? 63.0kN ,基本额定 静载荷 C0r ? 74.0kN ,e=0.37,Y=1.6,Y0=0.9 两轴承派生轴向力为 Fd1 = Fr1/2Y = 114N, Fd2 = Fr2 /2Y = 313N 因为 Fa + Fd2 > Fd1 ,轴左移,右端轴承校核,
Fa1 = Fa + Fd2 = 807.7N , Fa2 = Fd1 = 114N

计算轴承 1,2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为 Fa1/Fr1 = 2.19 > e = 0.57,X1=0.4,Y1=1.6,P1= P1 = f p ×(XF r1 + YF a1 ) = 2141 因为 Fa2/Fr2 = 0.114> e = 0.57,X2=1,Y2=0,P1= P2 = f p ×(XF r2 + YF a2 ) = 1503 所以取 P=P1 校核轴承寿命
106 C ? 106 43300 10/3 Lh = ( ) h= ?( ) h = 143612h (满足要求) 60n P 60×748.5 2141

4.3 高速轴上键连接的设计校核
小齿轮轴的圆周方向定位选用平键连接,由于带轮在轴端所以选用单圆头平键,按 d1=30mm 查手册得平键截面 b× h=10mm× 8mm,皮带轮轮毂 60mm,取键长为 40mm, 带轮与轴的配合为

H7 (过渡配合) 。 E 段, 轴径 d5=42, 查的平键截面 b× h=12mm× 8mm, k6

轴的长度为 28,键长略短于轮毂和轴段的长度,可取键长度 L=24mm,同时为了保证齿 轮与轴配合具有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为

H7 (过盈配合) ;因为 n6

都是键静链接,所以可以: T = 1/2×h'?l'?d × [σp ] ≈1/4×h ×l'?d × [σp ] (d 为轴的直径,h
24

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为键的高度, l ' 为键的接触长度, [? p ] 为许用挤压应力)键、轴和轮毂的材料都是钢, 查得许用挤压应力,载荷性质有冲击,则 [? p ] ? 60 ~ 90Mpa ,取其平均值 [? p ] ? 75Mpa 。
[9]

1)皮带轮与传动轴的键位校核 皮带轮要求一定的定心性,因此选用平键,由于是静链接,且位置在轴端,选用普 通平键,单圆头。T=36.750N/m 参考 《机械设计手册》 表 3.3.9 [5] d=30~38mm 时, 键的截面尺寸为宽 b=10mm, 高 h=8mm, 参考皮带轮毂长选键长 l=40mm,键的接触长度 l`=l-b=40-10=30mm

σp =

4T × 1000 = (4 ×32.025 × 1000)/(8 ×30 ×30) = 17.79 < [σ p ] (合适) (4-1) h ×l'?d

2)小齿轮与传动轴的键位校核 8 级精度的齿轮要求一定的定心性,因此选用平键,由于是静链接,选用普通平键, 圆头。 T=36.750N/m, 手册查的 d=38~44mm 时, 键的截面尺寸为宽 b=12mm, 高 h=8mm, 参考小齿轮轮毂长以及轴段长选键长 l=22mm,键的接触长度 l`=l-b=22-12=10mm

σp =

4T × 1000 = (4 ×32.025 × 1000)/(8 × 10 ×42) = 38.1 < [σ p ] (合适)(4-2) h ×l'?d

4.4 低速轴的设计校核
轴上的装备零件以及轴的基本结构如下图 4-3 所示

图 4-3

低速轴的结构示意图

低速轴,主要受扭矩,取材料为 40Cr。根据设计手册, ,取 A=112~97

d min ≥A ×3

P P = 100×3 = 22.08mm (A 取 100,参考《机械设计手册》表 1-12 [5] ) ,轴 n n

上有键槽,最小直径加大 6%,所以 d min ? 23.41
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初步选取圆锥滚子轴承。因传动轴上零件,大直齿轮,都没有产生轴向力,离合器 产生轴向力,所以可以选用圆锥滚子轴承。 首先确定各段直径 A 段 d1= ? 40 B 段 d2= ? 50 C 段 d3= ? 62 D 段 d3= ? 54 E 段 d5= ? 50 确定各段距离 A段 B段 C段 D段 L1=50 L2=60 (装载离合器) (要大于一对轴承宽度 2B=46mm,考虑采用弹性挡圈,取 L2=60) (与离合器配合,平键连接) (与圆锥滚子轴承 32210 相配合) (定位轴间取 6mm,d3= ? 62) (小齿轮装载轴) (与圆锥滚子轴承 32210 相配合)

L3=20 (定位轴) L4=30 (大齿轮装载轴,大齿轮的轮毂为 33mm,齿轮在轴端考虑其轴向定位, 轴段长度 L4 略小于齿轮轮毂的长度,取 L4=30mm)

E 段

L4=120 (要大于一对轴承宽度 2B=46mm ,考虑采用套筒及轴承端盖,取

L4=120) 所以设计的低速轴的尺寸如下图 4-4

图 4-4 低速轴具体尺寸图

经过校核,轴的强度刚度完全符合要求

4.5 低速轴轴承的选用校核
根据 d2=50mm,由轴承产品目录中,初步选取 0 基本游隙组,标准精度等级,尺寸系 列 02 的 30210 圆锥滚子轴承,其尺寸 d ? D ? B ? 50mm ? 90mm ? 20 mm
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滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 计算轴承型号 30210 圆锥滚子轴承 计算轴承的径向载荷
2 2 + 124.9 ) ? 353N Fr1= (FrNH1 + FrNV1 ) ? (361.68 2 2 + 364.6 ) ? 1192N Fr2= (FrNH2 + FrNV2 ) ? (913.54 2 2 2 2

计算轴承的轴向载荷,30210 圆锥滚子的基本额定动载荷 Cr ? 82.8kN ,基本额定静载荷
C0 r ? 108kN ,e=0.42,Y=1.4,Y0=0.8

两轴承派生轴向力为 Fd1 = Fr1/2Y = 114N, Fd2 = Fr2 /2Y = 313N 因为 Fa + Fd2 > Fd1 ,轴左移,右端轴承校核,
Fa1 = Fa + Fd2 = 807.7N , Fa2 = Fd1 = 114N

计算轴承 1,2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为 Fa1/Fr1 = 2.19 > e = 0.57,X1=0.4,Y1=1.6,P1= P1 = f p ×(XF r1 + YF a1 ) = 2141 因为 Fa2/Fr2 = 0.114> e = 0.57,X2=1,Y2=0,P1= P2 = f p ×(XF r2 + YF a2 ) = 1503 所以取 P=P1 校核轴承寿命
Lh = 106 C ? 106 43300 10/3 ( ) h= ?( ) h = 143612h (满足要求) 60n P 60×748.5 2141

4.6 低速轴上键连接的设计校核
大齿轮轴的圆周方向定位选用平键连接,D 段,轴径 d4= ? 54,查的平键截面 b×h=16mm×10mm, 轴的长度为 30, 键长略短于轮毂和轴段的长度, 可取键长度 L=28mm, 同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为 盈配合) ;因为都是键静链接,所以可以如下计算:

H7 (过 n6

T = 1/2×h'?l ? d × [σp ] ≈1/4×h ×l'?d ?[σp ] d 为轴的直径,h 为键的高度,l ' 为键的接触长
度 [? p ] 为许用挤压应力,键、轴和轮毂的材料都是钢,由表,查得许用挤压应力,载荷
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性质有冲击,则 [σp ] = 60 ~ 90Mpa,取其平均值 [σ p ] = 75Mpa。? 8 级精度的齿轮要求一定的定心性,因此选用平键,由于是静链接,选用普通平键,圆 头。T=120.243N/m,手册查的 d=50~58mm 时,键的截面尺寸为宽 b=16mm,高 h=10mm, 参考小齿轮轮毂长以及轴段长选键长 l=25mm,键的接触长度 l`=l-b=25-16=9mm

σp =

4T × 1000 = (4 × 120.0243 × 1000)/(10 ×9 ×54) = 64.58 < [σ p ] (合适) h ×l'?d

(4-3)

4.7 曲轴的设计校核
曲柄压力机中,常见的曲轴有三种类型,曲轴式、曲拐轴式和偏心轴式。曲轴是压 力机中重要的传递零件,因为曲轴受力比较复杂,所以制造条件要求比较高,材料一般 选用 45 号钢,锻制而成。锻比一般取 2.5~3。对于小型的压力机的曲轴,国内的一些制 造厂用球磨铸铁 QT60—2 铸造。锻制的曲轴加工后应进调质处理,曲轴支承颈和曲柄 颈(或曲拐颈)需要精车或磨光,为了延长曲轴寿命,在各轴颈特别是圆角处,最好用 滚子碾压强化。曲轴的结构简图 4-5

图 4-5

曲轴结构简

曲轴的设计采用经验尺寸,见下表 4-1

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江苏科技大学本科毕业设计(论文) 表 4-1 曲轴有关尺寸经验公式及计算结果(单位:mm ;Pg—公称压力 5KN) 曲轴各部分名称 支承颈直径 支承颈长度 曲柄颈直径 曲柄颈长度 曲柄两臂外侧间长度 曲柄颈的宽度或直径 圆角半径 曲柄两臂圆角半径 代号 经验公式

D0 L0

D0 ≈(4.4~ 5) Pg
L0 ≈(1.5 ~ 2.2) D0 D1 ≈(1.1~ 1.4) D0 L1 ≈(1.3~ 1.7) D0 L2 ≈(2.5 ~ 3.0) D0 a ≈(1.3 ~ 1.8) D0 r ≈(0.08~ 0.1) D0

D1 L1
L2
a r R

r 均在 0.08~~0.10D 0 的范围内,可根据曲轴零件图的实际尺寸进行计算。如果 r 不 在上述范围内,相差较大,可以按下式计算 r=0.05 L0 。所以 D0 ? 10mm ,因为按照公式 偏小了,所以进行整体放大 4 倍,取 D0 ? 40mm,曲轴设计结果见表 4-2
表 4-2 曲轴各部分名称 支承颈直径 支承颈长度 曲柄颈直径 曲柄颈长度 曲柄两臂外侧间长度 曲柄颈的宽度或直径 圆角半径 曲柄两臂圆角半径 代号 曲轴尺寸表 结果 40 52 80 60 108 64 4 8

D0 L0

D1 L1 L2
a r R

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图 4-6

曲轴尺寸简图

材料选取为 45 号钢 [? ] = 100 ~ 140Mpa[? ] = 75 ~ 100Mpa,因为曲轴受力后产生弯 曲变形,曲柄颈中部的变形大于两边的变形,因此连杆给予曲柄颈的作用力就成为非均 布载荷,两端大,中间小,所以,我们可以简化受力,将连杆的力可以看成两个集中力, 作用在曲柄颈的两端,考虑轴瓦的磨损,将载荷分为两个集中力,作用在,距离曲柄臂, 2r 处,两支撑也是子啊距离曲柄臂 2r 处的地方,这种计算简图属于纯弯曲梁的性质, 这种性质与实测结果最接近。

图 4-7

曲轴受力弯矩简图

离合器对曲轴的作用力相对于连杆来说要小得多,所以可以忽略不计,连杆对曲轴 的作用力近似的看成,等于公称力 Pg,而且分别以一半的公称力作用在连杆轴瓦两侧, 这样危险截面 C-C 的弯矩 M =

L 2 - L1 + 8r Pg = (108 - 60 + 8 ×4)/4 ×5 = 100N.m 4

L 2 - L1 + 8r Pg M 100 4 = = = 7.1Mpa< [? ] = 130Mpa(安 C-C 截面的最大应力 σ = 3 3 W 0.1? 0.052 0.1d 1

全) 式中: Pg —公称压力
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L2—曲柄两边外侧面间的距离 L1—曲柄颈的长度 D1—曲柄颈的直径 r—圆角半径 W—弯曲截面系数 曲柄颈上除受弯矩作用外,尚受到扭矩作用,应按弯矩联合作用计算,但由于弯矩 比扭矩大得多,所以忽略扭矩计算,根据统计,当曲柄转角在公称压力角的情况下两者 相差 3%以下, 及时在 90° 的情况下相差也仅达到 5%, 因此, 对于一般压力机, 计算 C-C 截面的应力足够准确。 曲轴在曲柄颈 C-C 截面上有可能破坏以外,在支撑颈的 B-B 截面也有可能破坏。 B-B 截面上,扭矩比弯矩大得多,所以可以忽略弯矩的影响。 M = Pg ×mg

τ=

M Pg mg = = 55.65/(0.2 ×0.043 ) = 4.35Mpa< [? ] = 80Mpa (合格) Wρ 0.2d03

式中: Pg —公称压力 d 0—支撑颈直径
mg —公称当量力臂 W p —扭转截面系数

4.8 曲轴轴承的选用校核
计算轴承型号 30208 圆锥滚子轴承 计算轴承的径向载荷
2 2 + 124.9 ) ? 353N F r 1 = (FrNH1 + FrNV1 ) ? (361.68 2 2 + 364.6 ) ? 1192N F r 2 = (FrNH2 + FrNV2 ) ? (913.54 2 2 2 2

计算轴承的轴向载荷,30208 圆锥滚子的基本额定动载荷 Cr ? 63.0kN ,基本额定静载荷
C0r ? 74.0kN ,e=0.37,Y=1.6,Y0=0.9

两轴承派生轴向力为 Fd1 = Fr1/2Y = 114N, Fd2 = Fr2 /2Y = 313N 因为 Fa + Fd2 > Fd1 ,轴左移,右端轴承校核,
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Fa1 = Fa + Fd2 = 807.7N , Fa2 = Fd1 = 114N

计算轴承 1,2 的当量载荷,取载荷系数 f p ? 1.5 因为 Fa1/Fr1 = 2.19 > e = 0.57,X1=0.4,Y1=1.6,P1= P1 = f p ×(XF r1 + YF a1 ) = 2141 因为 Fa2/Fr2 = 0.114> e = 0.57,X2=1,Y2=0,P1= P2 = f p ×(XF r2 + YF a2 ) = 1503 所以取 P=P1 校核轴承寿命
Lh = 106 C ? 106 43300 10/3 ( ) h= ?( ) h = 143612h (满足要求) 60n P 60×748.5 2141

4.9 曲轴上链接键的设计校核
飞轮与曲轴的键位校核 飞轮要求一定的定心性,因此选用平键,由于是静链接,选用普通平键,圆头。 T=102.880N/m,手册查的 d=30~30mm 时,键的截面尺寸为宽 b=10mm,高 h=8mm,键 长 略 短 于 轮 毂 和 轴 段 的 长 度 , 参 考 飞 轮 毂 长 选 键 长 l=40mm , 键 的 接 触 长 度 l`=l-b=40-10=30mm, 同时为了保证飞轮与轴配合具有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为(过 盈配合) ; 因为都是键静链接, 所以可以如下计算 T = 1/2×h'?l'?d × [σp ] ≈1/4×h ×l'?d × [σp ] d 为轴的直径,h 为键的高度,为键的接触长度,为许用挤压应力,键、轴和轮毂的材 料都是钢,由表,查得许用挤压应力,载荷性质有冲击,则 [σp ] = 60 ~ 90Mpa,取其平均 值 [σ p ] = 75Mpa。 σ p =

4T × 1000 = (4 × 102.880 × 1000)/(8 ×30 ×42) = 47.63 < [σ p ] (合适) h ×l'?d

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第五章连杆滑块导轨机构设计
5.1 离合器制动器的选择
离合器安装在曲柄与低速轴之间, 那么, 低速轴就是主动部分, 曲轴便是从动部分。 在这里,我选用机械离合器,机械离合器分为摩擦离合器和啮合式离合器,摩擦离合器 有以下几种:圆盘式离合器,圆锥式离合器,啮合式离合器又分为牙嵌式离合器,齿形 离合器。牙嵌式离合器的转矩范围是 63~4100/N.m,它的外形尺寸比较小,比较适合与 静止的时候或者圆周速度很小的时候结合。齿形离合器的转矩范围是 63~4100/N.m,它 的适用范围,是在结合两部分转速差不大的情况下结合。圆盘式离合器的转矩范围是 20~16000/ N.m,它的范围很广,能在高速的时候进行结合,传递扭矩也比较大。圆锥 式离合器的转矩范围是 5000~286000/ N.m,它的缺点是,外形大,结构不紧凑,这次设 计的特点是曲轴转速高,传递的扭矩为 1801.5/N.m 比较大,所以通过分析,选择圆盘摩 擦离合器。圆盘离合器也有很多种类型,比如锥盘的,单盘的,多盘的,涨圈的,涨开 式扭簧等等。所以,离合器通过分析选取牙嵌式离合器。通过选择,上海隆亮机电设备 有限公司气动齿式离合器 LLTC-120,扭矩为 120N.m,符合设计要求。离合器的结构为 图 5-1 所示,尺寸为表 5-1 所示。

图 5-1 离合器结构图

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江苏科技大学本科毕业设计(论文) 表 5-1 型号 扭矩 N.M LLT C-12 0 120 A 178 B 150 C 130 D 195 E 23 离合器尺寸 外型尺寸 F 13 L 125 O 1/4 P 6-M12 T 18 U 69.5 D 65

5.2 连杆杆体设计
为了适应不同高度的模具,压力机的装模高度需要调节,所以,就设计调节螺杆来 调节装模的高度,连杆不是一个整体,而是由连杆盖,轴瓦,连杆体,调节螺杆组成的。 调节螺杆下面的球头和滑块链接,连杆上面的轴瓦则是与曲轴链接,用扳手转动调节螺 杆即可调节高度,而在冲压的过程中,装模高度应该是不变的,否则就会导致模具的损 坏或者工件的不合格,为了防止出现这种情况,需要一个锁紧的装置,本次设计中,选 用了锁紧螺母。这种锁紧方式只是针对小型的压力机。连杆杆盖的结构尺寸图如下 5-2, 5-3 所示

图 5-2

连杆结构图

图 5-3

连杆杆盖尺寸图
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5.3 连杆轴瓦材料的选择
轴瓦应该选用具备,摩擦相容性好,嵌入型性好,磨合性好,摩擦顺应性好,耐磨 性好,耐蚀性好,耐疲劳性好,耐气蚀性好,抗压轻度好的材料,这里我们选用铝基合 金 ZAlCd3CuNi。

5.4 调节螺杆设计
为了适应不同的模具,所以,采用了调节螺杆的结构,来调节高度。 调节螺杆的结构图如下 5-4

图 5-4 调节螺杆结构简图

调节螺杆的设计采用了经验公式设计,具体如下表 5-2
表 5-2 调节螺杆的经验公式表 名称 球头直径 螺纹外径 d0 螺纹内径 d1
[14 ]

经验尺寸(mm)

3.9 ~ 5.7 Pg

0.59 ~ 0.93dB
0.83~ 1.0d0

球头直径,调节螺杆的螺纹外径 d 0 =0.59~0.93 d B =8mm,d 1 =0.83~1.0d 0 =6.8,放大四 倍取 d B =40mm,d 0 =30mm,d 1 =21.796mm 通过设计计算,参照调节螺杆尺寸表,表 5-3

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江苏科技大学本科毕业设计(论文) 表 5-3 螺杆 螺杆直径(mm) 外径 d0 30 40 50 60 70 80 100 120 140 160 180 内径 d1 21.769 31.796 41.796 51.796 61.796 69.06 89.00 109.06 126.326 146.326 166.326 F 3.72 7.39 13.72 21.07 30.0 37.48 52.32 83.45 125.37 168.25 217.3 S 6 6 6 6 6 8 8 8 10 10 10 26.4 36.4 46.4 56.4 66.4 75.2 95.2 115.2 134.0 154.0 174.0 截面面积(cm) 螺距 调节螺纹尺寸 螺杆及螺母 中径

调节螺杆的螺纹长度则由经验公试获得:一般为 0.91.3d 0 ,最终取 60mm。调节螺杆 的强度及螺纹强度的校核 首先进行螺杆强度的校核: 传动压力机在工作时连杆受压力作用。由于调节螺杆截面较小,故一般校核调节螺杆的 压缩应力即可。
σy = 4× 1.3P g F
2 = (4× 1.3×5000)/( π ×0.0264 ) = 11.87Mpa≤[? y ]

式中:Pg——连杆上的作用力(N) Fmin——调节螺杆的最小截面(m2)

[? y ]

——许用压缩应力。 45 号钢调质:=180Mpa 球铁 QT45-5:=85Mpa 球铁 QT60-2:=120Mpa
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再进行螺纹强度校核?: 初选材料 45 钢[σ]=70Mpa

σ=

1.5P g s( d 0 - d1 ) πHd0 h
2

2 = (1.5×5000×0.006×0.0082)/( π ×0.03×0.03×0.0048 ) ? 5.66Mpa ?[? ]

式中: P 0 ——连杆上的作用力。 d 0 ——螺纹的外径。 d 1 ——螺纹的内径。 s——螺距。 H——螺纹的最小工作高度,在这取 30mm。 h——螺纹牙根处的高度,约等于 0.8s。故可选择 45 号钢 最终调节螺杆尺寸见下图 5-5

图 5-5

调节螺杆尺寸图

5.5 滑块设计
滑块它是一个连接机构,上端与调节螺杆 (连杆) 相连接,下端安装上模,整体是在安装 在机身上的导轨内上下运动。为了保证滑块底平面和工作台上平面的平行度,保证滑块 运动方向与工作台的垂直度,因此,滑块的导向面必须与底平面垂直。导轨和滑块的导 向面应保持一定的间隙,而且能进行调整。根据参考全国的小型压力面的滑块材料,采 用铸铁 HT20-40 制造,采用矩形块和 V 型块滑动的方式。与下模的链接采用锥形孔, 以及螺纹防转结构。

5.6 导轨选用
导轨设计尺寸为下图 5-6
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图 5-6

导轨尺寸图

5.7 箱体设计
机身是压力机的一个基本部件,所有零部件都装在机身上面,工作时,要承受全部 的工作变形力,因此,设计一个合理的机身,对减轻压力机的重量,提高压力机的刚度, 以及减少制造难度,都有着十分重大的影响。箱体应该有一个合理的壁厚,轴承座,箱 体底座等这些地方受到的载荷是比较大的,所以这些位置的壁厚应该要大一些。箱体三 维结构图 5-7。 [ 22 ]

图 5-7

箱体三维结构图

1).箱座壁厚 ? ? 0.025 a ? ? ? 8 (取 15) a 为一级齿轮减速器圆柱齿轮传动的中心距 ? ? 1(单级) 2).箱盖 ?1 ? 0.02a ? ? ? 8 (取 15) a 为一级齿轮减速器圆柱齿轮传动的中心距 ? ? 1(单级) 3).箱体凸缘厚度 b 2.箱盖外轮廓设计 箱盖外轮廓常以圆弧和直线组成,箱盖外轮廓的具体尺寸,应该由结构和作图两部分共
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b=1.5 ? (取 10)

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同确定。 3.箱体凸缘尺寸 轴承座外端面应该想外突出 5—10mm 样子,因为这样能便于切削加工。

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结论
本次毕业设计,主要完成了对曲柄压力机动力装置的选择,传动装置的设计。其中传动 装置包括了皮带轮的计算选择,一级齿轮减速器的计算选择,曲柄连杆机构的设计,滑 块导轨的设计。在设计过程中,运用到了机械设计方面的,工程分析方面等许许多多的 各种机械方面的知识。 在电动机选则过程中,采用了较为精确的分不能耗计算,最终求出了较为精确的电 动机功率,选择了正确的电动机型号。皮带轮设计过程中,先初选传动比,设计了合理 的皮带轮之后准确地分配了系统各级的传动比,为接下去的设计打下了坚实的基础。在 减速器设计中,考虑到设计的压力机为高精度的压力机,在选择级数上面确定为一级, 减少齿轮传动带来的误差。齿轮设计时,严格按照机械设计手册的标准,使得设计结果 合理,紧凑。在曲柄连杆设计这块时,我采用了经验公式的推导,再结合实际情况,对 曲轴的各部分进行放大,最后再进行校核,能满足强度要求,在离合器制动器选择这一 块,结合实际情况,参照了设计手册,选择了合适的离合器制动器,使得整体结构更具 合理性,在滑块导轨设计中,我才用了矩形块和 V 形块结合起来的形式,滑块与导轨之 间的间隙我用了压板以及平壤条进行调整。滑块与上模的链接,我采用了锥形孔链接外 加锁紧螺钉的方式,这个设计简单实用,不仅能到目的,相对于其他的装置来说要简单 不少。

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致谢
毕业设计总算完成了!在过去的几个月里,我的毕业设计从不知道怎么开始,到 最后有了详尽的结果。这个过程中首先得感谢我的指导老师高超老师,在他的督促指 导下,我才能顺利完成这项任务。同时也得感谢我的专业同学,因为在遇到难题的时 候,经过与他们的一番讨论,也总能让我的思路柳暗花明又一村。 做这项毕业设计的完整过程是对我个人思考能力、实践能力、应用能力、查阅寻找文献 能力、设计能力等等能力的提升过程。我的思维能力在完成任务的过程中得到训练。在 完成任务后,自己对机械设计制造及其自动化这门专业有了更进一步的认识,我的思维 变得更加严谨,为以后的工程需要打好基础。同时我对设计有了新的理解,设计需要有 创新的意识,在设计中我们将自己的思考不断的转化为新事物,不断的强化和训练自己 的创新能力,创新品质也得到提升。作为一名工科类学生,严谨的思维、独立思考的能 力、创新的品质,这些都是基本的素质要求,因此在以后的工程实践当中,自己还须继 续坚持,努力学习,在应用中不断强化这些能力,为社会创造更多的价值。同时,在这 个过程中,我发现了自己还有一些欠缺的地方。比如专业知识方面,以前大多是一些专 业基础课程的学习。在学习过程中,自己学的有很多知识也遗忘掉了。这是我在完成这 次毕业设计中遇到的难题之一。我的方法是到图书馆、网络等等渠道去查询所需要的帮 助知识点。同时在这个过程中我发现在知识的海洋里,即使只是一门专业小学科,里面 也有不尽的人类长期积累的经验、学识。我们应该在拓展自己的知识广度,构好自己的 知识大致框架之后,再努力学习全面的、细节的、更专业的知识点,努力追求知识的深 度,这样才能有所建树。

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参考文献
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