半自動平壓模切機設計說明書34

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1、 半自動平壓模切機設計說明書 一、設計目的 通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，著手設 計“半自動平壓模切機”。通過對機構的選型、設計；對機械傳動方 案、機械運動方案的選擇和評價而培養(yǎng)結構設計，計算能力。熟悉一 般的機械裝置設計過程。 二、工作原理及工藝動作過程 半自動平壓模切機是印刷，包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱制品的專用 設備。它可以對各種規(guī)格的紙板、厚度在4mm —下的瓦楞紙板，以 及各種高級精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸。經過壓痕、切線 的紙板，用手工或機械沿切線除去掉邊料后，沿壓出的壓痕可折疊成 各種紙盒、紙箱，或制成凹凸的商標。 它的工藝動作主要有兩個：一

2、是將紙板走紙到位，二是進行沖壓 模切。其具體工作動作順序如下： 半自動平壓模切機工藝動作順序 ［刷 :-: 1 1 輸1 模!: ［緊 -紙 1 入 走 切 沖 板 紙 1 ! 1 1 > 1 壓 > 1 ' 1 1 1 出 走 紙： 輸 【紙P 【板「 【余: 【料:  （一）機構運動要求 從機器的工藝動作可以看出，可以把整個機構運動的運動分成 兩個部分，一是輔助運動，它可以用于完成紙板的夾緊，走紙，松 開等動作。對實現該運動的傳動機構要求做間歇運動；二是主運動, 完成對紙板的壓切動作，要求裝有模板的滑塊

3、做直線往復運動。其 特點是行程短，受載大。本機構要求行程是50毫米，最大載荷是 2X106N,工作速度是每小時壓制3000張。另外，主運動和輔運 動要相互協(xié)調。 （二）運動示意圖 由上述機構運動要求，繪制如下運動示意草圖： 走紙機構 主軸 0 （三）各部件運動分析 1、 主軸的選擇和轉角運算 為了計算和設計方便，選擇變速箱的輸出軸為運動分析主軸，如 上圖所示。由原始數據和設計要求知，平面六桿機構的行程速比系數 K=1.3,則極位夾角e = 180°^= 23.5°并知該運動周期分為兩部 K+ 1 分，以 156.5° （156.5-=180<23.5-）為界分為 0°—

4、156.5°和 156. 5°--360°兩 個過程。 2、 模切機構的分析 當主軸轉角為0?！?56.5。，下模從行程最低點開始，在平面六桿 機構的帶動下向上移動至預定模切位置，進行沖壓模切；當主軸轉角 為156.5。一360。，下模完成模切動作，快速急回運動至行程最低點即 下一周期起點。 3、 走紙機構的分析 當主軸轉角為0?！?56.5°,特殊齒輪組（用于完成間歇運動）沒有嚙合 運動，鏈輪鏈條處于靜止狀態(tài)；當主軸轉角為156. 5°—360°,特殊齒 輪組輪齒參與嚙合，帶動鏈輪鏈條運動，進行走紙運動。 4、 夾緊裝置的分析 當主軸轉角為0?！?56.5。，帶動夾子的凸輪走過推程

5、，遠休止和 回程使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當主軸轉角為156. 5°—360°,凸輪 處于近休止狀態(tài)使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。 （四）綜上所述運動循環(huán)圖如下: 主軸轉角 0° 156.5°（圖示位蜀） 360° 走紙機構 停止 運動 夾緊裝置 送料夾緊 輸入走紙 模切機構 滑塊上升（模切） 滑塊下降（回程） 四、送料、模切機構的選型 （一）送料機構的選型 1、可選機構 機構 供選機構類型 紙板的輸送 雙列鏈輪傳動 皮帶輪傳動 紙板的停歇機構 凸輪機構 特殊齒輪組 紙板的固定 剛性彈簧夾 普通夾子 2、選型原因： （1）對于紙板

6、的輸送構件，選用雙列鏈輪傳動： a、相對皮帶傳動而言，雙列鏈輪傳動精度較高，有利于紙板的 精確走紙定位； b、 適合于本機構的遠距離傳遞； c、 本機構在長時間傳輸、模切時摩擦大，易發(fā)熱，而雙列鏈輪 傳動機構適合于長時間在此惡劣環(huán)境下工作。 另外，使用皮帶輪傳動其易打滑，易變形，傳輸精度低，傳遞效 率低。 （2）對于紙板的停歇，選用特殊齒輪組： &、相對凸輪機構相比而言，特殊齒輪組制造容易，工作可靠。 b、 特殊齒輪組在設計時，易實現從動件的運動時間和靜止時間 的比例在較大范圍內調節(jié)，適用范圍廣。 c、 特殊齒輪組在工作時由于面接觸且是間歇運轉，因此不易磨 損，使用壽命長。

7、 另外凸輪機構制造加工困難，易磨損。 (3) 對于紙板的固定，選用剛性彈簧夾： a、 在走紙時，相對普通夾子而言，由于剛性彈簧力的作用，可 以自動的將紙板夾緊，并準確平穩(wěn)的走紙； b、 在夾緊和松開紙板時，運用凸輪機構和剛性彈簧的配合使用， 能準確、方便、自動的實現紙板的夾緊和松開動作。 另外，使用普通夾子較難實現紙板的自動夾緊和松開的工藝動作 以及平穩(wěn)走紙的目的。 3、最終選型：紙板的輸送選用雙列鏈輪傳動；紙板的停歇殊齒 輪組選用特；紙板的固選用剛性彈簧夾。 (二) 模切沖壓機構的選型 1、可選機構 機構 供選機構 急回機構 直動推桿凸輪機構 平面/、、桿曲柄滑塊機

8、構 2、選型原因： a、 相對凸輪機構而言，連桿機構的運動副一般均為低副，其運 動副元素為面接觸，壓力較小，潤滑好，磨損小，則承載能力較大， 有利于實現增力效果。 b、 連桿機構的設計、加工制造容易，經濟性好，且低副一般為 幾何封閉，工作的可靠性好。 c、 在滿足運動要求的條件下，連桿機構可以靈活改變各桿件的 相對長度來調節(jié)運動規(guī)律，適用性強。 另外，凸輪機構增力效果差，設計加工制造困難，適用性差。 3、最終選型：平面六桿曲柄滑塊機構。 五、機械運動方案的評定和選擇 由上述運動循環(huán)圖及題設要求可知，“半自動平壓模切機”主要 分為三大部分：動力傳動機構；走紙機構；沖壓模切機

9、構。其中動力 傳動機構又分為動力傳遞機構和變速轉向機構。走紙機構分為：紙板 的輸送機構，紙板的停歇機構和紙板的固定機構。沖壓模切機構為急 回機構。 備選機構列表： 機構 供選機構類型 紙板的輸送 雙列鏈輪傳動 皮帶輪傳動 紙板的停歇機構 凸輪機構 特殊齒輪組 紙板的固定 剛性彈簧夾 普通夾子 急回機構 直動推桿凸輪機構 平面八桿曲柄滑塊機構 動力傳遞機構 聯(lián)軸器 V形帶 變速轉向機構 圓柱齒輪傳動機構 單級蝸桿傳動機構 錐-圓柱齒輪傳動機構 由上述備選機構可得32種備選機械運動方案，從中選出3種典 型可行方案如下： 方案A：雙列鏈輪傳動?…特殊齒輪組

10、…?剛性彈簧夾?…平面六桿 曲柄滑塊機構■…V形帶?…圓柱齒輪傳動機構 方條B：雙列鏈輪傳動?…凸輪機構?…剛性彈簧夾?…直動推桿凸 輪機構….聯(lián)軸器?…錐??圓柱齒輪傳動機構 方案C：皮帶輪傳動?…凸輪機構?…普通夾了?…直動桿凸輪機構 ?…聯(lián)軸器…?單級蝸桿傳動機構 典型可行方案評定 方案A： 1> Z5意圖 2、分析與評定 (1) 機械功能的實現質量 由于V形帶和齒輪的組合傳動，功率損失小，機械效率高，可靠 性高；平面六桿曲柄滑塊機構能夠承受很大的生產阻力，增力效果好, 可以平穩(wěn)的完成模切任務；使用剛性彈簧夾自動的實現紙板的夾緊與 松開動作，并運用特殊齒輪組完成

11、走紙的間歇運動和準確的定位，以 實現與沖壓模切的協(xié)調配合。 (2) 機械的運動分析 在同一傳動機構的帶動下，特殊齒輪和雙列鏈輪機構共同完成走 紙的準確定位，運動精度高，并且能和沖壓模切運動很好的配合完成 要求動作工藝。 (3) 機械動力分析 平面六桿曲柄滑塊機構有良好的力學性能，在飛輪的調節(jié)下，能 大大的降低因短時間承受很大生產阻力而帶來的沖擊震動；整個機構 (特別是六桿機構和特殊齒輪組)具有很好的耐磨性能，可以長時間 安全、穩(wěn)定的工作。 (4) 機械結構合理性 該機構各構件結構簡單緊湊，尺寸設計簡單，機構重量適中。 (5) 機械經濟性 平面六桿曲柄滑塊機構設計，加工制造簡單，

12、使用壽命長，維修 容易，經濟成本低，雖然特殊齒輪組設計加工難度較大，成本偏高， 但與其他等效備選機構相比，其能更好的實現工作要求，以帶來更大 的經濟效益。 方案B： 1> 不意圖 2、分析與評定 (1) 機械功能的實現質量 相較于方案A的V形帶，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效 果差；采用直動推桿凸輪機構難承受很大的生產阻力，不能很好的完 成沖壓模切功能；運用凸輪機構帶動走紙機構間歇運動，由于長時間 工作而磨損變形，會造成走紙機構無法準確定位。雖然能實現總體功 能要求，但實現的質量較差。 (2) 機械運動分析 凸輪的長期間歇運動導致微小誤差積累，從而引起走紙定位的準 確

13、性下降，最終引起各執(zhí)行機構間的配合運動失調。 (3) 機械動力分析 直動推桿凸輪機構難以承受很大的生產阻力，不便長期在重載條 件下工作，不能很好的滿足沖壓模切的力學要求；該方案中的凸輪機 構(包括機構中的兩個凸輪機構)耐磨性差。 ⑷機械結構合理性 該機構結構簡單緊湊，但由于凸輪機構的使用，造成整體機構的 尺寸很重量都較大。 (5)機械經濟性 由于凸輪機構和錐圓柱齒輪的設計、加工制造較難，用料較大, 維修不易，故而生產和維修經濟成本均較高。 方案C： 1＞不意圖 2、分析與評定 (1) 機械功能的實現質量 相對于方案B,皮帶傳送很難實現走紙的準確定位；普通夾子不 便于

14、紙板的自動化夾緊和松開，需要相應輔助手段較多；采用蝸桿減 速器，結構緊湊，壞境適應好，但傳動效率低，不適宜于連續(xù)長期工 作?？傮w上機械功能的實現質量很差。 (2) 機械運動分析 皮帶傳送易磨損、打滑，走紙運動的精度低，又因很難實現準確 定位與沖壓模切的協(xié)調性差。 (3) 機械動力分析 直動推桿凸輪機構難以承受很大的生產阻力，不便長期在重載條 件下工作，不能很好的滿足沖壓模切的力學要求；該方案中的凸輪機 構(包括機構中的兩個凸輪機構)和平帶耐磨性差。 (4) 機械機構合理性 該機構結構簡單緊湊，但由于凸輪機構的使用，造成整體機構的 尺寸很重量都較大。 (5) 機械機構經濟性 由

15、于普通夾子的使用，降低了生產成本，但由于其易磨損，維修 成本大，又由于凸輪機構和蝸桿機構的存在，經濟成本還是很大。 綜上所述，從機械功能的實現質量、機械運動分析、機械動力分 析、機械結構合理性、機械經濟性等各方面綜合考慮，方案A各方面 性能均優(yōu)，故選擇其為最優(yōu)方案。 六、電動機的選型 1、類型和結構形式：三相異步籠型交流電動機，封閉式，380V, Y型; 2、功率: = Pc"| = Pc- -^ = 2xl06x t *k+i 2X1O-3 Teoo~~^3" x—T" 3000 1.3-4-1 =5.897 kw （比…功率、Pc…生產阻力、s?■

16、■有效模切彳丁程、t"…周期、k…彳丁 程速比系數) H = Hi-Tll-ni= 0.96X 0.983 X 0.972 = 0.85 （Tli> g分別為皮帶，軸承和齒輪的效率） 故珞=嚴=6.938 kw 3、轉速:Mw 3000 r 60 min =50^— min i = i i - i2 = 16 -160 （i】=2~4 i2 =8~40分別為皮帶和減速器的傳動比） 則 rid = % ? i = 800~8000 r/min 4、電動機方案選型 方案 型號 (kw) 轉速 r/min 重量 N 參考價 格（元） 傳動比 同步 滿載

17、 總傳 動比 V帶 減速 器 1 Y160M1-1 11 3000 2930 1170 1350 58.6 2.8 20.93 2 Y160M-4 11 1500 1460 1230 1800 29.2 2.5 11.68 3 Y160L-6 11 1000 970 1470 1600 19.4 2 9.7 綜上所述4點，最終選型為: 型號 Pn (kw) 滿載時 起動電流 額定電流 起動轉矩 額定轉矩 最大轉矩 額定轉矩 轉速 r/min 電流 (380V) 效率 % 功率 因數 Y160

18、M1-1 11 2930 20.8 87.2 0.88 7.0 2.0 2.2 安裝尺寸: 型號 安裝尺寸（mm） 外形尺寸（mm） A B C D E F G H K AB AC AD HD L Y160M1-1 254 210 108 42 110 12 37 160 15 330 335 265 385 605  七、機械傳動設計 （一）傳動比的分配 1、總傳動比: nw 2、分配傳動比: h分別為皮帶和減速器 傳動比），為使V型帶傳動外廓尺寸不至過大，初步取2.8,則 i =丄

19、=— = 20.93 ' i± 2.8 同理，按展開式考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由 展開式曲線，查得i3=5.70,貝ij i4 = ^=3.67 （二）齒輪組的設計 根據（一）中傳動比的分配設計以及整體尺寸綜合考慮，查圓 柱齒輪標準模數系列表（GB/T 1357-1987）得： (1) 、ml=2 al=113mm zl=20 z2=zl-i3=20 5.70=114 (2) 、m2=3 a2=139.5mm zl=20 z2=zl-i4=20 3.67=73 (3) 、m3=0.5 a3=27.5mm zl=60 z2=zl-K=60X 30r/mil\ =sq

20、 &0.218 r/min (4) > m4=6 a4=180mm z=30 由z = — = ^^=0.435 得 z-m-ii t 1.2 zz=13 (三) 鏈輪、鏈條的設計 依據上述整體尺寸，初步設計鏈輪直徑為300mm,查短節(jié)距傳 動用精密滾子鏈的基本參數與主要尺寸(GB/T1243-1997)得： 齒數z=25 ,其直徑為d=303.989mm 則鏈條的節(jié)數 ―詳—77.55即鏈條為: 24A-1-78GB/T 1243-1997 (s為鏈輪中心距s=1000mm p為節(jié)距p=38.1mm) (四) 軸承和鍵的設計 根據上述齒輪模數m和齒數z,求得相

21、應直徑d=mz,以及軸的 轉速(見第九章第一節(jié)：軸的參數)等查深溝球軸承(GB/T 2767994)得下 表： 軸 代 號 軸承尺寸/mm 基本額定載荷 /kN 極限轉速 (r-min-1) 代號 安裝尺寸/mm d D B ^min Cr Sr 脂 油 d Dgmin 1軸 15 35 11 5.6 7.65 3.72 18000 22000 6202 20 32 0.6 II軸 45 85 19 1.1 31.5 20.5 7000 9000 6209 52 78 1 III軸 50 90

22、 20 1.1 35.0 23.2 6700 8500 6210 57 83 1 IV軸 35 800 21 1.5 33.4 19.2 8000 9500 6307 44 71 1.5  V軸 65 120 23 1.5 57.2 40.0 5000 6300 6213 74 111 1.5 VI軸 15 35 11 5.6 7.65 3.72 18000 22000 6202 20 32 0.6 同上述，查普通平鍵(GB/T 1096-1990)得 軸代號 鍵的公稱尺寸 鍵槽尺

23、寸 b(h9) h(hll) L(hl4) t 5 公稱 公差 公稱 公差 1軸 5 5 10~56 3.0 +0.1 23 +0.1 II軸 14 9 30-160 5.5 +0.2 3.8 +0.2 III軸 16 10 45-180 6.0 +0.2 43 +0.2 IV軸 10 8 22-110 5.0 +0.2 3.3 +0.2 V軸 20 12 56-220 7.5 +0.2 4.9 +0.2 VI軸 6 6 14^70 3.5 0 2.8 0 (五) V形帶的設

24、計 由上圖得： 皮帶的長度 l=a-d1+2a-sina+ (n-a) d2 其中cosa- d2"dl 2a 故皮帶 A： d2 = 150mm d2 = d2 ■ i = 150 X 2.8 = 420min a=800mm 則 a二 1.4005 l=2517.785mm 查普通 V 帶的基準 (GB/T 11544-1997)得 此皮帶型號為：A 2500 GB/T 11544-1997 皮帶 B：雷=150mm d2 = d2 ■ i = 150 X 1.2 = 180.658mm a=295.68mm 則 ct二 1.518 l

25、=1111.315mm 查表得 此皮帶型號為：A 1120 GB/T 11544-1997 皮帶 C： dj = 150mm d2 = d2 ■ i = 150 X 1.2 = 180.658mm a=1016.07mm 則 a=1.5549 l=2551.505mm 查表得 此皮帶型號為：A 2500 GB/T 11544-1997 (六) 剛性彈簧夾及其配合凸輪的設計 剛性彈簧夾及其配合凸輪的尺寸如上，按設計要求配合凸輪 只需完成在規(guī)定時間內將夾子頂開和松弛兩個動作，故采用勻速運 動規(guī)律即可滿足運動要求。雖然受剛性沖擊，但是作用力很小，運 動要求簡單，所以可以滿足設計要

26、求。故可得，推桿的位移曲線圖 如下： 其中 ^360^^X 360^ 203.4° （t】為模塊上升時間，t為周期） 凸輪角速度為 3 =半=說 rad/s '轉速：n =嚴=50 r/min （七）平面六桿滑塊機構設計 H=50mm 在AABC和ABCD中，由余弦定理得: c2 (1 — cos(p) = a2(l + cos ^ ) + b2 (1 - cos 9 ) 同理，在ABDF和ACDG中分別可得： 2 c2+l2-f2 c2+ (1+H) -f2 mil 8S仇=COSCP2 = g 則 甲=5 — ?2 在AABC中，得 e2 +

27、(a + b) 一 (b-a) o cco 1 cosa = p=90 - - cp — a 2e(a+b) 2 d二 j (a + b) + c2 — 2 (b + a) ■ c ? cosP 另外桿a為曲柄的條件為： (1)在a、b、c、d四桿中，a為最小，c為最大； (2) a+cWb+d 根據以上分析，可取l=500mm c=400mm f=300mm 帶入以 上公式可得 a2 X 1.917+ b2 X 0.083=480 考慮a為曲柄的條件，可得 各桿長 a=15mm b=36.2mm c=400mm d=387.9mm f=300mm l=500mm 八、機

28、構運動簡圖 /A i ( '、?/ III VI IV 附：特殊齒輪組（4）的簡圖 九、傳動和執(zhí)行機構運動尺寸計算 （一）軸的參數 (1)各軸轉速 I. nr = ^ = —= 1046.43 r/min l 人 2..S II. H[[=學=篤；43 = 183.58 r/min III. ri]i[ = — = "3'兀=50.02 r/min 111 i4 3.67 (2)各軸輸入功率 R = Pd ■ Hi = 6-938 X 0.96 = 6.66 kw

29、 Pu = Pi ? ti2 ? r)3 = 6.66 X 0.98 X 0.97 = 6.33 kw P(n = Ri * t|2 ? q3 = 6.33 X 0.98 X 0.97 = 6.02 kw 輸出功率： 耳=R ? % = 6.53 kw R] = Ri ? ％ = 6.20 kw 耳]]=Pm ?吸=5.90 kvv (2)各軸輸入轉矩: = 9550x —= 9550x nm 6.938 2930 N?m= 22.61 N?m Ti=Td7 5 = 60.79 Trr = Ti ? i3 -n2 1 ns = 329.

30、36N ? m Tin = T[[? i4 ?耳2 ? g = 1149.04 N ? m 輸出轉矩： T] = T ?t]2 = 59.57 N?m Tu = ? ? t|2 = 322.77 N ? m T；[[ = Tin ? TI2 = 1126.06 N ? m 由上述各項得： 軸名 功率P (kw) 轉矩T ( N?m) 轉速n r/min 傳動比 ■ 1 效率 n 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 6.938 22.61 2930 2.8 0.96 1軸 6.66 6.53 60.79 59.57 1046.

31、43 5.70 0.95 II軸 6.33 6.20 329.36 322.77 183.58 3.67 0.95 III軸 6.02 5.90 1149.04 1126.06 50.02 （二）凸輪運動曲線圖 v/n/s, （三）平面六桿曲柄滑塊機構運動曲線圖 通過SolidWorks中COSMOSMotion三維實體仿真模擬獲得各機 構桿件運動草圖如下： （1）各桿件角速度圖 桿件b 件^ap)z—，sAR 桿 桿件C

32、 20 4— 08 ^1 6 9 Q 84 Q 72 Q 48 Q24 2 4— Q 30 00 Q O -2 （2）各桿件角加速度圖 桿件b q 203 - '-265 - 矗-733 - 1 909 — 一 夕 ? ? \ 夕 ?

33、■ ? ■ ? Z 1 ? % ? ? Z ■ ? . 1 . 1 . 1 1 1 . 1 . 1 . 1 . 1 1 1 . 20 1 ZUZ「 0.( 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 30 0.12 0.24 0.36 0.48 0.60 0.72 0.84 0.96 1.08 1. /V>(se 20 4— 08 ^1 6 .9 4 0.8 2 .7 o(se 0.6v> / 8 4 6 .3 4 2 2 0.1 o 0.0 桿件C （3）各桿件質心速度圖 桿件

34、a 22 - 4 -o - -22 - -4Q - 1 I 1 I 1 I 1 I 1 I 1 I 1 I 1 I 1 I 1 20 0.( 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 30 0.12 0.24 0.36 0.48 0.60 0.72 0.84 0.96 1.08 1J /V>(se 桿件b 76 42 7 -27 -61 1.08 1.20 0.00 0.12 0.24 0.36 0.48 0.60 0.72 0.84 0.96 /V>(se 20 08 ^1 6 .9 .84

35、72 0.7 ote 0.6v> / 48 Q 0.36 0.24 0.00 (4) 滑塊運動曲線圖 滑塊質心位置 387 374 O 36 347 333 1.20 0.00 Q12 Q24 0.36 0.48 0.60 Q72 0.84 0.96 1.08 /砂（se 滑塊質心速度

36、 滑塊質心加速度 982 遐 487 -- -B -- m-503 一 ￡97 H—i—|―'—I~~>―|—'―I—>―I―亠I―>—I――I—>―H 1.20 0.00 0.12 0.24 Q36 0.48 0.60 0.72 0.84 0.96 1.08 /V>(se 十、飛輪設計 根據平面六桿機構的運動曲線圖，可知： 在0.12秒時，等效構件(零件2?1)有最大角速度tDmax,由圖得 v=-0.127m/s, oo3=O-1897rad/s, oo5=O-2O58rad/s, oo7=-O-3437rad/s, v2=

37、-0. 0269m/s,v3=-0.051m/s, v5=-0.024m/s, v7=-0.088m/s ? 在0.66s時，等效構件的角速度可近似為a)o=50r/min=5.233rad/s, 由圖 v=-0.094m/s, oo3=l.O772rad/s, o)5=-0.1221rad/s, o>7=-0.2224rad/s, V2=0?0168m/s‘Vg=0?031m/s, v5=0.0165m/s, v7=0.0598m/s. 在1.05秒時，等效構件有最小角速度comin ,由圖得 v=Om/s,

38、o)7=-0.0470rad/s, V2=a02829m/s,V3=0?029m/s* v5=0.011m/s, v7=0.000159m/s. 選桿件材料為優(yōu)質碳素結構鋼，其密度p=7.85X 103kg/m3,又取 桿件的截面直徑d=50mm,且轉動慣量二mr2 再根據運動方程式払32弓￡=( m必+ 可得： Je=0.05679kg ? m2, comin=O.3283rad/s, comaK=5.9351rad/s. AWmax=|je〔 3爲x —3爲訕)=0.9970 J ^m=|

39、])- Je =0.58567 kg ? m2 , ( [6]=%),取 JF=0.58567kg ? m2 由GAD2=4gJF,取 D=0. 3m,貝lJGA=260. 2978N,又由GA=nDHby,可 取 H=b=0.03m,貝ij y=76756.83N/m3. 飛輪尺寸如下圖: 參考文獻 1 孔凌嘉，張春林主編?機械基礎綜合課程設計?北京：北京理工大學出版社，2004 2 周元康，林昌華，張海兵編著.機械設計課程設計.重慶：重慶人學出版社，2001 3 孫桓，陳作模，葛文杰主編.機械原理.北京：高等教育出版社，2007 4 曹惟慶等著.連桿機構的分析與

40、綜合.北京：科學出版社，2002 5 SolidWorks三維實體模擬軟件，2006 目錄 一工作目的 二工作原理及工藝動作過程 三運動循環(huán)圖 四 送料、模切機構的選型 （一） 送料機構的選型 （二） 模切沖壓機構的選型 五機械運動方案的評定和選擇 六電動機的選型 七機械傳動設計 （一） 傳動比的分配 （二） 齒輪組的設計 （三） 鏈輪和鏈條的設計 （四） 軸承和鍵的設計 （五） V形帶的設計 （六） 剛性夾子和凸輪的設計 （七） 平面六桿曲柄滑塊機構的設計 八機構運動簡圖 九傳動和執(zhí)行機構的運動尺寸計算 （一） 軸的運動參數 （二） 凸輪的運動曲線圖 （三） 平面六桿曲柄滑塊機構的運動曲線圖 十飛輪的設計