钢板剪板机的原理与设计

钢板剪板机的原理与设计
摘要：在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。

对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。

该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。

该设计的对称传动剪板机，其冲剪力为10吨，滑块的行程为22mm，每分钟剪切30次。

由电动机提供动力，经过一级带传动和一级齿轮传动减速。

设计中采用的执行机构为对心曲柄滑块机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复直线运动，实现对板料的剪切。

曲柄滑块机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，在机械设备中应用广泛。

关键词:曲柄滑块机构；剪板机；对称传动
Steel plate shears the principle and design
Abstract: In the use of sheet metal more industrial sector, all need according to dimensional requirements for material cutting, so late shears becomes each industrial sector is most widely used in the process of sheet metal cut equipment. Symmetric transmission cutting machine is a kind of typical symmetric transmission machinery, mainly used for clipping of various sizes of the sheet metal of straight edge. The equipment is widely used, the structure is simple, easy maintenance, economic and practical advantages The design of the symmetric transmission plate shears, its blunt shear for 10 tons, the slider trip 22mm per minute for shear thirty times. Powered by motor through level 1 belt and level 1 gear transmission slowing down. The actuators used in engineering for head-on slider-crank mechanism, the organization will plate shears the rotation of the transmission system to convert motion slide block
of reciprocating linear motion realize the shear sheet. Slider-crank mechanism has simple structure, easy processing, maintenance is convenient, economical and practical advantages, is widely used in mechanical equipment.
Key words:slider-crank mechanism; steel plate shearer；symmetric transmission 1 引言
在使用金属板材较多的工业部门，都需要根据尺寸要求对板材进行切断加工，所以剪板机就成为各工业部门使用最为广泛的板料剪断设备。

剪板机目前主要有以下几种：
平刃剪板机：剪切质量较好，扭曲变形小，但剪切力大，耗能大。

机械传动的较多，该剪板机上下两刃彼此平行，常用于轧钢厂热剪切初扎方坯和板坯。

斜刃剪板机：分闸式剪板机和摆式剪板机，剪切质量较前者差，有扭曲变形，但力能消耗较前者小，适用于中大型剪板机。

多用途剪板机：板料折弯剪板机，即在同一台机器上可完成两种工艺，假期下部进行板料剪切，上部进行折弯，也有的机器前部进行剪切，后部进行板料折弯。

专用剪板机：气动剪板机大多用在剪切线上速度快，剪切次数高。

数控剪板机：直接对后挡料器进行位置编程，可进行位置校正，具有多工步编程功能，可实现多步自动运行，完成多工步零件一次性加工，提高生产效率[1]。

对称传动剪板机是一种典型的对称传动的机械，主要用于剪裁各种尺寸金属板材的直线边缘。

该设备应用广泛，具有结构简单，维修方便，经济实用的优点。

2 剪板机的工作原理
本机器的工作原理：剪板机剪切后应能保证被剪板料剪切面的直线度和平行度要求，并尽量减少板材扭曲，以获得高质量的工件。

剪板机的上刀片固定在刀架上，下刀片固定在工作台上。

工作台上安装有托料球，以便于板料的在上面滑
动时不被划伤。

后挡料用于板料定位，位置由电机进行调节。

压料器用于压紧板料，以防止板料在剪切时移动。

护栏是安全装置，以防止发生工伤事故。

调整前挡板把后挡板靠紧下刀口，再把样板靠紧后挡板，将前挡板靠紧样板并固定。

松开后挡板，去掉样板，装上板料，进行剪切。

调整后挡板将样板托平对齐下刀口，再把后挡板靠紧样板并固定，去掉样板，再装上板料进行剪切。

调整角挡板先将样板放在台面上对齐下刀口，调整角挡板并固定，再根据样板调整后挡板，剪切过程中同时利用角挡板和后挡板以定位。

3 总体传动方案
剪板机主要是通过滑块上刀片的往复直线运动来实现切断功能，能实现这个目的主要由液压传动和机械传动两种。

液压剪板机采用液压传动，使机器工作时平稳，噪声小，安全可靠，可以进行单次连续剪切，剪板厚度也较机械传动的厚，但是液压系统是利用液体作为中间介质来传递动力的，剪切力大时，油压也相应的高，对液压元件的精度、强度要求也高，制造成本也相应的较高，而且液压系统不可避免的存在，泄露问题，会造成污染，油温的变化会引起油液粘度变化，影响液压传动工作的平稳性，所以适应环境能力小。

另外，液压剪板机的维修也不方便，需要掌握一定的专业知识，因此此次设计不选用此方案。

凸轮机构的优点是可以根据从动件的运动规律来选择机构的尺寸和确定凸轮轮廓线。

缺点是凸轮机构一般用于控制机构而不是用于执行机构，因为其工作压力不能太大，否则会严重磨损凸轮的轮廓与推杆，导致该机构不能实现预期的动作要求，不能保证机器的稳定性，因此该方案不予采用。

曲柄滑块机构通过主轴转动带动曲柄转动，曲柄通过连杆使滑块作上下往复运动，实现剪切动作。

该机构具有结构简单、加工容易、维修方便、经济实用的优点，故采
用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适[3]。

综合考虑，本次剪板机设计的总体方案为电动机经过一级带轮减速与一级齿轮减速驱动主轴上的曲柄滑块机构，使滑块作往复运动，进行剪切动作，剪板机的剪切力是10吨，行程为22mm ，每分钟剪板30次。

设计传动系统图如图3.1所示。

图3.1 系统传动简图
4 电动机的选择
4.1 电动机类型和结构形式的选择
本次设计所选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。

根据工作环境和要求,选用Y 系列三相异步电动机 [6]。

4.2 电动机功率的选择
该剪板机的剪切力为10吨，根据P =)σδ1011δ6.0α1(g αδσ 0.62b x x 2x b x
y tg Z t h +++把已知数据代入解得：h =4.63mm 。

根据Q11型剪板机技术参数[1]，类比实习时工厂的样机，选取电动机的功率为 5.5kW 。

转速的确定：由于传动由皮带和齿轮组成的。

按推荐的传动副传动比较合理的范围，取三角带传动比1i =2～4。

二级圆柱齿轮减速器传动比2i =8～
40，则总传动比合理范围为'a i =16～160,则电动机转速可选范围为： 'd i = 'a i ·w n =(16～160)·w n =480～4800r/min
查表19.1 Y 系列三相异步电动机的技术数据[6],选取Y132-M 2-6型电动机比较合适,其
技术参数如下:功率为5.5kW ，级数为6，满载时的电流、转速、效率分别为12.6A 、960r/min 、85.3%。

4.3 计算传动装置的运动和动力参数
4.3.1 计算传动装置的合理传动比
总传动比'd i =3230
960==主n n m
'd i =1i ×2i 1i ——三角带传动比 2i ——圆柱齿轮传动比 取1i =4 2i =84
32= 4.3.2 计算运动和动力参数
1n =24049601==
i m n r/min 2n =308
496021=⨯=i i n m r/min 查得[4]
各部件传动效率为：圆柱齿轮：0.94～0.96 2η=0.95 三角带传动：
0.94～0.96 1η=0.955 轴承(每对)：0.97～0.99 3η=0.98
则总传递效率为：总η=1η2η23η=298.0955.095.0⨯⨯ =87.0
1P =01η⨯d P =31ηη⨯⨯d P =98.0955.05.5⨯⨯=5.15kW
2P =0201ηη⨯⨯d P = 2321ηηη⨯⨯⨯d P =298.095.0955.05.5⨯⨯⨯=4.79kW
d T = w d n P 9550
d T ——电动机转矩；d P ——电动机功率；w n ——满载转速[6]； d T = w d n P 9550=9605.59550⨯ N·m =71.54N·m 轴1T = 010η⋅⋅i T d =98.0955.0471.54⨯⨯⨯m N ⋅=81.204 N·m
轴2T =020110ηη⋅⋅⋅⋅i i T d =99.098.0955.08471.54⨯⨯⨯⨯⨯ N·m =19.1510 N·m
5 带传动的设计
在同样的张紧力下，V 带传动较平带传动能产生更大的摩擦力，V 带传动允许的传动比较大，结构简单较紧凑，造价低廉，传动平稳以与缓冲吸振等优点[4]。

5.1 确定计算功率
ca P =P K A ⋅ =6.65.52.1=⨯kW P ——传动的额定功率（kW ） A K ——工作情况系数 查表8-6[4]
，载荷变动较大，软启动每天工作时间小于10小时，取A K =1.2。

5.2 选择带型
根据ca P =6.6kW 和主动带轮（小带轮）转速w n n =1= 960r/min ，查图8-8[4]中选定A 型V 带。

5.3 确定小带轮的基准直径
5.3.1 初选小带轮的基准直径
查参考文献[4]取主动轮基准直径D =125mm 。

5.3.2 验算带的速度
V =)100060/()(11⨯⋅⋅n D π=)100060/()96012514.3(⨯⨯⨯ =28.6m/s
由于V 过小，表示所选的1D 过小，这将使所需要的有效拉力e F 过大，即所需要的
跟数Z 过多，于是带轮的宽度，轴径与轴承的尺寸都要随之增大。

取1D =160mm V =)100060/()(11⨯⋅⋅n D π =)100060/()96016014.3(⨯⨯⨯m/s =04.8m/s
5.3.3 计算从动轮的基准直径
2D =1D i ⋅=4160⨯=640mm 并按照V 带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后
2D =640mm
5.4 确定中心距a 和带轮的基准直径
由于中心距未给出,可根据传动的结构需要初步中心距0a 取
)(2)(7.021021D D a D D +<<+ 代入1D =160mm , 2D =640m 16005600<<a mm 取0a =600mm 0a =600mm,根据带传动的几何关系,按下式计算所需带的基准长度'd L
'd L ≈02a +2π1(D + )2D +0
2124)(a D D - ≈600
4)160640()160640(260022
⨯-++⨯+⨯πm=2552mm 由参考文献[7]表33.1－9取'd L =2700mm ，由于V 带的中心距一般是可以调整的,故采用下式进行近似计算
a ≈+0a 2'd d L L -=2
25522700800-+mm=874mm 考虑安装调整和补偿预紧力(如带伸长而松弛后的紧张)的需要，中心距的变化范围为
min a =d L a 015.0-=2700015.0874⨯-mm ＝5.833mm
max a =a d L 03.0+=270003.0874⨯+mm=5.914mm 。

5.5 验算主动轮上的包角
根据对包角的要求，应保证
1α≈ 1206018012≥⨯--a
D D 1α≈ 12014760874
160640180≥=⨯-- 主动轮上的包角满足要求。

5.6 确定带的根数
l ca k k p p p Z α)(0∆+=
Z =13.191.0)5.094.0(6.6⨯⨯+=5根 5.7 确定带的预紧力
0F =2)15.2(500νναq k Z p ca +-⨯0F =204.810.0)191
.05.2(04.856.6500⨯+-⨯⨯=9.149N
由于新带容易松弛，所以对非自动张紧的带传动，安装新带时的预紧力应为上述预紧力的1.5倍[4]。

5.8 带轮结构的设计
5.8.1 小带轮的结构设计
材料：HT200 确定带轮的形式 由参考文献[6]得：电机轴D =38mm ，电机轴伸出长度为E=80mm ，且已知小带轮的基准直径1D =160mm ，2.5D =2.5×38mm=95mm
2.5D ＜1D ＜300mm
所以小带轮采用腹板式结构。

带轮的基准直径为160mm ，外径a d =168mm 。

轮槽的尺寸 查表8-10 [4]得带轮的轮槽尺寸如下：轮槽基准宽度d b =11.0mm 基准线上槽深min a h =2.75mm 基准线下槽深min f h =8.7mm 槽间距e =15±0.3mm
第一槽对称面至端面的距离f =2110+
-mm 最小轮缘厚min δ=6mm 轮槽角φ=38°
轮槽结构如图5.1所示。

图5.1轮槽结构
确定小带轮外形尺寸 带轮宽：B =f e Z 2)1(+-=(5-1)×15+2×10mm=80mm 带轮外径：1a d =a h D 21+=160+2×4mm=168mm
轮缘外径：1d =(1.8～2) d =(1.8～2)×38mm=(68.4～76)mm ，取1d =70mm
轮毂长度：因为B =80mm ＞1.5D =1.5×38mm=57mm
所以1L =(1.5～2) D =(1.5～2)×38mm=(57～76)mm ，取1L =60mm 。

'C =(1/7-1/4) B =(1/7-1/4)×80mm=(11.43～20)mm 取'C =15mm
小带轮的结构如图5.2
图5.2 小带轮结构
5.8.2 大带轮的结构设计
材料：HT200
确定带轮的结构形式 初选大带轮的轴径d =35mm ，已知大带轮的基准直径D =640mm ＞300mm ，所以大带轮选用轮辐式结构。

[4]
轮槽尺寸同小带轮。

轮缘与轮毂的尺寸：
带轮宽：B =f e Z 2)1(+-=(5-1)×15+2×10mm=80mm
带轮外径：a a h D d 222+==640+2×4mm=648mm
轮毂外径：2d =(1.8～2)d =(1.8～2)×35mm=(63～70)mm ，取2d =70mm
轮毂长度：因为B =80mm ＞1.5d =1.5×35mm=52.5mm
所以2L =(1.5～2) D =(1.5～2)×38mm=(57～76)mm ，取2L =60mm 。

1h =3290a nz P =34
24015.5290 mm=50.8mm 2h =0.81h =0.8×50.8mm=40.6mm 1b =0.41h =0.4×50.8mm=20.3mm
2b =0.81b =0.8×20.3mm=16.2mm 1f =0.21h =0.2×50.8mm=10.2mm
2f =0.22h =0.2×40.6mm=8.1mm
大带轮的结构如图5.3
图5.3 大带轮结构
6 轴的设计
6.1 主动轴的设计
6.1.1材料选择
选用45号钢，调质处理。

6.1.2 轴径的最小许用值
根据扭转强度条件计算公式[8] d ≥31
10n P A =116×3
30
79.4=62.94mm 6.1.3确定轴上的零件的装配方案 深沟球轴承、套筒和轴端挡圈从轴的左端依次安装，深沟球轴承、套筒、齿轮、
轴端挡圈从轴的右侧依次安装。

轴承选择6014型深沟球轴承。

6.1.4 轴上的零件定位
轴上的零件是以轴肩、套筒来保证的。

限制轴上零件与轴发生相对转动，本次设计采用键来固定。

6.1.5轴各段直径和长度的确定
类比工厂样机，确定主轴的各段直径与长度。

6.1.6绘制主轴上零件的装配图与轴的结构图
根据以上计算与装配定位要求[4]，绘制主轴上零件的装配图与轴的结构图如图6.1所示。

1.沉头螺钉
2.深沟球轴承
3.螺钉锁紧挡圈
4.偏心轮
5.大齿轮
6.轴端挡圈
图6.1 主轴
6.2 从动轴的设计
6.2.1 材料选择
类比主轴，选用45号钢，调质处理。

6.2.2 轴径的最小许用值
d ≥3
11
0n P A =116×3240
15.5mm=32.24mm 6.2.3 确定轴上零件的装配方案
轴承、套筒、皮带轮、轴端挡圈从左端向右依次安装。

轴承、套筒、齿轮、轴端挡圈依次从轴的右端向左安装，轴承选择6007型深钩球轴承。

6.2.4 绘制从动轴上零件的装配图与轴的结构图
类似主动轴，传动轴的零件装配与轴的机构如图6.2所示。

1.轴端挡圈
2.大带轮
3.套筒
4.深沟球轴承
5.小齿轮
图6.2 传动轴的结构与装配图
7 齿轮设计
7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料与齿数 7.1.1齿轮类型的选择
根据设计的传动方案选择直齿圆柱齿轮传动。

7.1.2齿轮材料的选择
由于机器工作时属于中等冲击，选取大小齿轮的材料均为45Cr （调质），齿面硬度：小齿轮271～316HBS ，大齿轮为241～286HBS ，取中间值，则大齿轮为263.5HBS ，小齿轮为293.5HBS [8]。

7.1.3选取精度等级
因其表面经过调质处理，故选用8级精度。

7.1.4选择齿数
选小齿轮齿数为Z 1=20，大齿轮齿数Z 2=uZ 1=8×20=160 7.2 按齿面接触强度设计
由设计公式[4]进行试算，既：
t d 1≥2.23[]32
11⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±H E d
t Z u u T k σφ
7.2.1确定公式内的各个计算数值
t k =1.3小齿轮传递的转矩1T =11
n P =95.5×105
×240
15.5N·mm=2.049×105 N·mm
齿宽系数d φ=0.6材料的弹性影响系数E Z =189.8MPa 2
1
按齿面硬度查得[4]大齿轮接触疲劳强度极限2lim H σ=610MPa ，小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ=650MPa
应力循环次数n njL N 60= n jL n N 1160==60×240×1×（30×300×8）=1.0368×109
2N =2
1i N =8100368.19
⨯=0.1296×109
接触疲劳强度 查得[4]1HN K =1.0, 2HN K =1.
取失效效率为1%，安全系数S =1，有接触疲劳许用应力
1][H σ=
S K H HN 1
lim 1σ=1.0×650=650MPa 2][H σ=
S
K H HN 2
lim 2σ=1.1×610=671MPa 7.2.2计算
（1）小齿轮分度圆直径
d 1t ≥2.23[]32
11⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±H E d t Z u u T k σφ=2.32×32
5
6508.1898186.010049.23.1⎪⎭⎫ ⎝⎛+⨯⨯⨯=81.016mm （2）计算圆周速度
V
=
1000
601
1⨯n d t π =
1000
60240
016.81⨯⨯⨯πm/s=1.018m/s
（3）计算齿宽
b =t d d 1⋅φ=0.6×81.016=48.610mm
（4）计算齿宽与齿高之比b/h
模数 t m =
1
1z d t =20016
.81=4.051mm
齿高 h =2.25t m =2.25×4.051mm=8.041mm
h b /=48.610/9.115=5.333
(5) 计算载荷系数
根据V =1.081mm/s ，8级精度，查得动载系数V K =1.1;直齿轮假设
b F K T A /≥100N/mm;由表查得αH K =αF K =1.2；A K =1.5；查得齿向载荷分配系数用内差
法得βH K =1.23，并且h b /=4.44，8级精度，并调质处理，查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数βF K =1.16；故载荷系数
K =A K V K αH K βH K =1.5×1.1×1.2×1.23=2.4354
(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
1d =t
d 13
Kt
K
=81.016×33.14354.2mm=99.87mm
(7)计算模数
m =
1
1z d =2087
.99mm=4.99mm 7.3 按齿根弯曲强度设计 由齿根弯曲强度的设计公式[4]：
m ≥
)]
[(22
11F Sa
Fa d Y Y Z KT σϕ 7.3.1 确定公式内各计算数值 (1) 弯曲疲劳强度
查得[4]小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE σ=426MPa 。

大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2FE σ=430MPa 。

(2) 弯曲疲劳寿命系数
查得1FN K =0.88，2FN K =0.9。

(3) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数 S =1.4 由S
K N lim
][σσ=
得 S K FE FN F 111][σσ=
=S K FE FN F 221][σσ==4
.1430
9.0⨯=276.4MPa (4) 载荷系数K
K =βαF F V A K K K K =1.5×1.1×1.2×1.116=2.297。

(5) 计算大、小齿轮的
[]
Fa Sa F Y Y σ并加以比较
111][F Sa Fa Y Y σ=77.26755.180.2⨯=0.016212
22][F Sa Fa Y Y σ=4.276843.1132.2⨯=0.01422
小齿轮的数值大 7.3.2设计计算
m ≥32
11]
[·2F Sa Fa d Y Y Z KT δφ=325
01621.0206.010049.2297.2.22⨯⨯⨯⨯⨯=3.99mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得模数 3.99并就近圆整为标准植m=4mm 。

按接触强度算得的分度圆直径
d 1=99.87mm ，算出小齿轮齿数1Z =
m d 1=4
87.99=25 大齿轮齿数 2Z =1uZ =8×25=200 取Z 2=200 7.4 几何尺寸计算 7.4.1计算分度圆直径
1d =m Z 1=25×4=100mm 2d =m Z 2=200×4=800mm 7.4.2计算中心距
a =)(2
121d d +=)800100(21
+=450mm
7.4.3计算齿轮宽度
b =1d d φ=0.6×100=60mm
为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大大齿轮的工作载荷，常将小齿轮的齿宽在圆整数值的基础上人为地加宽5~10mm
故取小齿轮的齿宽1B =65mm 大齿轮的齿宽2B =60mm 。

7.5 验算
t F =112d T =4098
10049.225
⨯⨯N=4098N
b F K t A =60
40985.1⨯ N/mm =102.45N/mm ＞100 N/mm 合适 7.6 结构设计
7.6.1 小齿轮的结构设计
计算小齿轮结构参数
齿顶高 a h =*a mh =4×1 mm =4mm 齿根高 f h =)(**+c h m a =4×（1+0.25） mm =5mm 齿全高 h =f a h h +=12+15mm=27mm
齿顶圆直径 1a d =a h d 21+=100+2×4mm =108mm 齿根圆直径 1f d =f h d 21-=100-2×5mm =90mm
由于小齿轮直径不大，且中间有轴传动，故选用实心结构的齿轮。

压力角 α=20°
齿距 p =m π=3.14×4mm =12.56mm 基圆直径 1b d =αcos 1d =100×cos20°mm =93.97mm 基圆齿距 b p =αcos p =12.56×cos20°mm =11.80mm 齿厚 s =2/p =12.56/2mm =6.28mm 齿槽宽 e =2/p =12.56/2mm =6.28mm 顶隙 c =*mc =4×0.25mm=1.0mm
因为小齿轮的齿顶圆直径 1a d =108mm ＜160mm ，所以小齿轮可以做成实心结构的齿轮[4]。

7.6.2 大齿轮的结构设计
计算大齿轮结构参数
齿顶圆直径 2a d =a h d 22+=800+2×4mm=800mm 齿根圆直径 2f d =f h d 22-=800-2×5mm =790mm
由于大齿轮的齿顶圆直径2a d =790mm 在400～1000mm 之间，，所以选用轮辐式结构的齿轮[4]。

8 曲柄滑块机构设计
曲柄滑块机构是曲柄剪板机的典型机构，这一机构将剪板机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复运动，实现剪切工艺。

同时，机构还具有力的放大作用（即工作载荷大于传动系统输入的作用力），满足剪板机瞬时峰值力的要求。

8.1 材料的选择
由于曲柄滑块机构需要承受10吨的冲压力，应选择刚度较大的钢，选择45号钢，应力[]1σ=238MPa, []y σ=238MPa, []ι=142MPa 。

8.2 确定曲柄滑块杆件长度
已知滑块的行程为22mm,所以曲柄长AB =H /2=22/2mm=11mm 。

机构在图8所示位置时的传动角γ=90°-α，为了保证曲柄滑块的性能， m in γ≥40°。

图8.1 曲柄滑块机构示意图
由图8.1可知：⋅AB θsin =⋅BC αsin =⋅BC γcos 因为m in γ≥40°，所以
min cos γ≤ 40cos ⋅AB θsin / BC ≤ 40cos BC ≥⋅AB θsin / 40cos
θsin 的最大值为1 BC ≥AB / 40cos BC ≥11/ 40cos mm=14.36mm
类比工厂样机，选BC =400mm 。

8.3 结构设计
参考工厂样机，确定曲柄连杆的机构，如图8.2所示
图8.2 曲柄连杆的机构
9 结论
通过毕业设计，我对四年来所学的机械理论知识有了进一步的理解。

刚开始学这些理论知识时，总感觉很乏味，不知道它的价值在哪，导致学习热情不高，只是为了完成学习任务，学习效率也很低。

在这次设计中，我又回顾了四年来我们学过的所有知识，并把它们综合起来，应用在设计中的各个环节，我感觉这些知识活了起来，它们不再是枯燥无味的了，在设计中遇到每个难题，我在它们中间都能找到答案，我越来越喜欢这门科学了。

我相信，只要我继续保持在这次设计中的刻苦创新精神，努力学习，不断的要求自我，改造自我，进入社会后，遇到再大的困难，我也能冷静的面对，找到解决问题的方法，不断锻炼自己，成为一个有所作为的机械人，为社会和国家服务！
参考文献:
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[2] 刘朝儒. 机械制图. 北京：高等教育出版社，2006，第五版。

[3] 孙桓，陈作模．机械原理．北京：高等教育出版社，2001，第六版．
[4] 濮良贵，纪名刚．机械设计．北京：高等教育出版社，2006．第八版
[5] 梁应彪．板材剪切力的测试.北京：锻压技术，1992，第六期．
[6] 王世刚，张春宜，徐起贺．机械设计实践．哈尔滨：哈尔滨工程大学出版社2001．
[7] 徐灏.机械设计手册（1--5册）．第二版．北京：机械工业出版社，2000.6．
[8] 刘鸿文．材料力学（上、下册）．第三版．北京：高等教育出版社，1992．
[9] 哈尔滨工业大学理论力学教研组．理论力学（上、下册）．第六版．北京：高等教
育出版社，1997．。