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XXXXXX 畢業(yè)設(shè)計說明書 題 目： 半自動平壓模切機的設(shè)計 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 學(xué) 號： XXXXXX 姓 名： XXXXXX 指導(dǎo)教師： XXXXXX 完成日期： 2012年5月24日 XXXXXX 畢業(yè)論文（設(shè)計）任務(wù)書 設(shè)計（論文）題目： 半自動平壓模切機的設(shè)計 學(xué)號：XXXXXX 姓名： XXXXXX 專業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 指導(dǎo)教師： XXXXXX 系主任： 周友行 一、主要內(nèi)容及基本要求： （1） 實現(xiàn)對各種規(guī)格的白紙板，厚度在4mm以下的瓦楞紙板，以及各種高級精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸。 （2）每小時壓制紙板3000張。傳動機構(gòu)所用電機轉(zhuǎn)速n＝1450r/min。 （3） 工作臺面離地面的距離約1200mm。 （4）所設(shè)計機構(gòu)的性能要良好，結(jié)構(gòu)簡單緊湊，節(jié)省動力，壽命長，便于制造。 （5）分析半自動平壓模切機工作原理和技術(shù)及構(gòu)思方案（含方案比較）。 （6）完成模切機傳動系統(tǒng)的設(shè)計、機構(gòu)設(shè)計（含執(zhí)行機構(gòu)、控制夾緊裝置等的方案設(shè)計、運動分析和力分析）和結(jié)構(gòu)設(shè)計。主要零部件的受力分析和強度計算。繪制所設(shè)計方案的機構(gòu)運動簡圖；繪制模切機的裝配圖及主要的零件圖。要求圖紙工作量2.5張A0圖紙以上（AutoCAD繪圖）。 （7）設(shè)計說明書一份，電子文檔一份。 （8）英文文獻翻譯（含原文）。要求：原文5000個單詞以上，中文翻譯要求通順） 二、重點研究的問題： （1）模切機總體方案設(shè)計。 （2）模切機傳動系統(tǒng)的設(shè)計。 （3）主執(zhí)行機構(gòu)設(shè)計（機構(gòu)選型）及其結(jié)構(gòu)設(shè)計。 三、進度安排 各階段完成的內(nèi)容 起止時間 1 收集資料、查詢相關(guān)文獻 2012年1月8日～2月20日 2 掌握模切機工作原理和技術(shù)要求，進行方案構(gòu)思與設(shè)計 2012年2月21日～ 3月8日 3 完成傳動系統(tǒng)及機構(gòu)設(shè)計和主要零件設(shè)計計算 2012年3月9日～ 3月31日 4 繪制裝配圖和零件圖草圖 2012年4月1日～5月2日 5 完成裝配圖和零件圖的設(shè)計 2012年5月3日～5月15日 6 撰寫畢業(yè)設(shè)計說明書及英文文獻翻譯 2012年5月16日～ 5月26日 7 交畢業(yè)設(shè)計說明書，準備答辯 2012年5月 27 日～ 5月28日 四、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻 主要的收集資料有：機械設(shè)計手冊、模切機相關(guān)文獻 [1]張維凱，王曙光. AutoCAD2007中文版標準教程．北京:清華大學(xué)出版社，2007. [2]濮良貴，紀名剛.機械設(shè)計（第八版）.北京：高等教育出版社，2007. [3]孫恒，陳作模.機械原理(第七版).北京：高等教育出版社，2006. [4]徐灝．機械設(shè)計手冊（第2版）．第1、2、3、4、5卷．北京：機械工業(yè)出版社，2004. [5］吳宗澤．機械零件設(shè)計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2006. [6]. 成大先主編.機械設(shè)計手冊.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004 湘 潭 大 學(xué) 畢業(yè)論文（設(shè)計）評閱表 學(xué)號 XXXXXX 姓名 XXXXXX 專業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設(shè)計）題目： 半自動平壓模切機的設(shè)計 評價項目 評 價 內(nèi) 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學(xué)科、專業(yè)特點和教學(xué)計劃的基本要求，達到綜合訓(xùn)練的目的； 2.難度、份量是否適當(dāng)； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結(jié)合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設(shè)計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應(yīng)用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設(shè)計）質(zhì)量 1.立論是否正確，論述是否充分，結(jié)構(gòu)是否嚴謹合理；實驗是否正確，設(shè)計、計算、分析處理是否科學(xué)；技術(shù)用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或?qū)嶋H應(yīng)用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 該同學(xué)已經(jīng)完成了所有設(shè)計內(nèi)容。其設(shè)計的半自動平壓模切機的工作原理正確。畢業(yè)設(shè)計說明書的內(nèi)容豐富，零件受力分析和強度設(shè)計計算正確，傳動系統(tǒng)滿足要求，格式符合要求。裝配圖和零件圖本來有些錯誤，不過在老師的指導(dǎo)下，已經(jīng)改正，基本達到要求。該同學(xué)樸實，好學(xué)，在設(shè)計中提高了自己的實踐、運用能力。整個畢業(yè)設(shè)計工作體現(xiàn)了學(xué)科教學(xué)計劃的基本要求，所完成的工作達到了本科畢業(yè)設(shè)計要求，推薦成績?yōu)椤爸小?，可參與答辯。 評閱人： 2012年 月 日 目錄 第一章 概述 1 1.1課題來源 1 1.2課題研究目的及意義 1 第二章 方案選型 2 2.1 根據(jù)工藝動作要求擬定運動循環(huán)圖 2 2.2 送料模切機構(gòu)選型 3 2.3 機械運動方案的評定和選擇 6 2.4 電動機的選型 11 第三章 機械傳動設(shè)計 14 3.1傳動比的分配 14 3.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 14 3.3V帶傳動設(shè)計 15 3.4減速器的齒輪設(shè)計 16 3.5軸的設(shè)計 20 3.6軸承的選擇和校核計算 24 3.7平面六桿滑塊機構(gòu)設(shè)計 26 3.8凸輪機構(gòu)的設(shè)計 27 3.9鏈條及鏈輪的設(shè)計 28 參考文獻 總結(jié) 致謝 半自動平壓模切機 摘要 機械設(shè)計是工科高等學(xué)校機械類，機電類等專業(yè)必修的一門技術(shù)基礎(chǔ)課，我們在學(xué)習(xí)基礎(chǔ)知識的同時，也應(yīng)更加注重對知識的整體運用和實踐。作者設(shè)計的半自動平壓模切機是印刷包裝行業(yè)壓制紙盒、紙箱等紙制品的專用設(shè)備。本文從擬定運動循環(huán)圖出發(fā)，通過查找機械設(shè)計手冊，比較不同方案，選擇了最合適的傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)，并且對其工作原理，結(jié)構(gòu)設(shè)計和幾何參數(shù)進行了深刻的分析和探討。作者運用優(yōu)秀的Auto cad將設(shè)計的裝置形象，直觀的描繪出來了。該模切機具有結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，效率高，易操作的特點。 關(guān)鍵詞：機械設(shè)計 半自動平壓模切機 Auto cad Semi automatic die-cutting machine Abstract Mechanical design is an engineering college machinery, electrical and other specialized types of a compulsory basic course of technology, we study the basic knowledge at the same time, should also pay more attention to the knowledge of the overall application and practice. The author designed semi-automatic die-cutting machine is the printing and packaging industry press boxes, cartons and other paper products and special equipment. This paper proposed the motion cycle chart from the start, through the search of mechanical design manual, comparison of different options, select the most suitable transmission system and executing mechanism, and its working principle, structure design and geometric parameters of an in-depth analysis and discussion. The excellent Auto CAD will design the device image, intuitive outlined. The cutting machine has the advantages of simple structure, compact structure, high efficiency, easy to operate. Key words: Mechanical Design Semi automatic die-cutting machine AutoCAD 第一章 概述 1.1課題來源 本課題屬于自主選題，其研究目標為設(shè)計可對各種規(guī)格的紙板、厚度在4 mm以下的瓦楞紙板，以及各種高級精細的印刷品進行壓痕、切線、壓凹凸的模切機。本論文主要研究設(shè)計傳動系統(tǒng)，進行機構(gòu)設(shè)計，對主要零部進行力和強度進行計算，并要繪制所設(shè)計方案的機構(gòu)運動簡圖，繪制模切機的裝配圖和重要零件的零件圖。 1.2課題研究目的及意義 平壓平模切機是目前應(yīng)用最廣泛的最普遍的類型，也是國內(nèi)外生產(chǎn)廠家最多的機型。平壓平模切機可以用于各種類型的模切，既能模切瓦楞紙板、卡紙、不干膠，又能模切橡膠、海綿、金屬板材等，既能人工續(xù)紙半自動模切，也能全自動高速聯(lián)動模切。半自動平壓模切機的精準度比比一般的模切機要高。他的工作原理最具有代表性的。所以研究它也及其重要。 平壓平模切機分為立式、臥式兩種。立式模切機俗稱“老虎嘴”機，其特點是精準度比圓壓圓模切機好，售價便宜，突出的缺點是安全系數(shù)低，多年來始終沒有徹底解決杜絕傷殘事故問題，工傷事故時有發(fā)生，在當(dāng)今國家重點保證人身安全并已立法的大環(huán)境下，如果還是解決不了安全問題，必然要退出市場。臥式模切機分為半自動模切機、全自動模切機以及帶清廢和不帶清廢四種。它們的共同特點是精準度比較準確，效率比“老虎嘴”機高，比圓壓圓低，處于中位。 近二十年來，平壓模切機是使用最廣泛且技術(shù)發(fā)展最快的機型。萬丈高樓平地起，作為一個剛剛畢業(yè)的大學(xué)生，要想有自己的技術(shù)進步與技術(shù)技術(shù)創(chuàng)新，就得先搞懂基本設(shè)備的基本原理。為以后實現(xiàn)模切機的數(shù)字化和智能化做準備。 第二章 方案選型 2.1 根據(jù)工藝動作要求擬定運動循環(huán)圖 為保證機器的正常運行，防止出現(xiàn)卡紙，空壓等不良現(xiàn)象的出現(xiàn)，個個執(zhí)行機構(gòu)必須在規(guī)定的時間內(nèi)完成動作，并且保證機構(gòu)的運行到準確的位置。在設(shè)計半自動平壓模切機運動循環(huán)圖時，我主要確定沖壓模切，走紙兩個執(zhí)行構(gòu)件的先后順序。 各部件運動分析 1主軸轉(zhuǎn)角運算 選擇變速箱的輸出軸為運動分析主軸，平面六桿機構(gòu)的行程速比系數(shù)K=1.3，根據(jù)機械原理有關(guān)知識°，并知該運動周期以156.5°=180°-23.5°為分界點，分為0°——156.5°和156.5°——360°兩個過程 2、模切機構(gòu)的分析 當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°---156.5°，下模從行程最低點開始，在平面六桿機構(gòu)的帶動下向上移動至預(yù)定模切位置，進行沖壓模切；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為156.5°--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(gòu)的分析 當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°-156.5°，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?fàn)顟B(tài)；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)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(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為0°---156.5°，帶動夾子的凸輪走過推程，進入遠休止使剛性彈簧夾完成夾紙動作；當(dāng)主軸轉(zhuǎn)角為156.5°--360°，凸輪處于近休止?fàn)顟B(tài)使剛性彈簧夾處于夾緊狀態(tài)。 表2-1 主軸轉(zhuǎn)角與機構(gòu)的運動關(guān)系 主軸轉(zhuǎn)角 0° 156.5° 360° 走紙機構(gòu) 停止 運動 夾緊裝置 送料夾緊 輸入走紙 模切機構(gòu) 滑塊上升（模切） 滑塊下降（回程） 2.2 送料模切機構(gòu)選型 送料： 1，紙板的輸送：a雙列鏈傳動機構(gòu); b帶輪傳動機構(gòu) 選用a雙列鏈采用傳動機構(gòu) ①采用鏈輪更易固定紙板夾子； ②鏈傳動機構(gòu)是多對齒輪同時嚙合，承載能力大，傳動效率高，并且可實現(xiàn)中心距較大的軸間傳動； ③模切時摩擦較大，易發(fā)熱，而雙列鏈適合長時間在惡劣環(huán)境下工作。 圖2-1 雙列鏈傳動正視圖 2， 紙板停歇：a凸輪；b特殊齒輪 選用b特殊齒輪鏈輪 ①采用特殊齒輪加工和維修方便，工作可靠； ②易實現(xiàn)從動件的運動時間與靜止時間的比例在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)； ③工作時面接觸為間歇運動，不易磨損。 主動鏈輪做單向間歇運動，選擇齒輪（4個）與不完全齒輪（1個）組合，將鏈條安放在完全齒輪上，在將完全齒輪與不完全齒輪連接，不完全齒輪轉(zhuǎn)動帶動完全齒輪轉(zhuǎn)動。分別在這兩個齒輪上裝有凸形和凹形圓弧板，以起到鎖止弧的作用。 圖2-2 不完全齒輪 圖2-3 不完全齒輪嚙合 不完全齒輪的齒數(shù)為15，有齒的部分為108度，無齒的部分為252度，分度圓r=25cm齒根圓r=23.5cm齒頂圓r=26.5cm。完全齒輪齒數(shù)為40，模數(shù)m=10.6，齒根圓r=18cm，分度圓r=21.2cm ，齒頂圓r=24cm 。根據(jù)設(shè)計要求知不完全齒輪的轉(zhuǎn)速為50r/min 。 3，紙板的固定：a剛性彈簧夾；b普通夾子 選用a剛性彈簧夾 ①剛性彈簧夾具有剛性彈簧力的作用，不僅可以自動的將紙板夾緊，而且可以準確平穩(wěn)的實現(xiàn)走紙運動； ②能準確、方便、自動的實現(xiàn)紙板的夾緊和松開動作。 圖2-4 剛性彈簧夾 4.夾緊裝置的機構(gòu) 在送紙后，要將紙板夾緊，因此機構(gòu)在上升到一 定位置后需要有一段時間的停歇，所以要選擇具有一端停歇的往復(fù)移動的機構(gòu)，可選取不完全齒輪、凸輪機構(gòu)或連桿機構(gòu)。 （一） 不完全齒輪 由于不完全齒輪有較大的沖擊力，所以只適合低速輕載場合并且多使用與有特殊要求的專用機械中，所以我們不采用它。 （二） 連桿機構(gòu) 連桿機構(gòu)進行傳遞時，傳遞路線較長，易產(chǎn)生較大誤差同時機械效率也會降低，而連桿及滑塊所產(chǎn)生的慣性力難以用一般平衡方法消除，不宜用于高速運動，所以也不采用它。 (三）凸輪機構(gòu) 凸輪機構(gòu)最大優(yōu)點是只要適當(dāng)?shù)脑O(shè)計出凸輪的輪廓曲線，就可以使推桿得到各種預(yù)期的運動，而且相應(yīng)快速，機構(gòu)簡單。所以選用凸輪機構(gòu)很適合。 5平壓模切機構(gòu) （1）下圖機構(gòu)為最簡單的往復(fù)直線運動機構(gòu)之一，曲柄滑塊機構(gòu)，不難看出該機構(gòu)雖然簡單，但完全可以實現(xiàn)下模的上下移動和沖壓過程，但由于它的承載能力很差，且下模在進行沖壓時在紙板上停留片刻才能保證壓模效果，所以不能選用此機構(gòu)。 圖2-5 曲柄滑塊機構(gòu) （2）下面兩個沖壓機構(gòu)也能完成工作，但是機構(gòu)比較復(fù)雜，設(shè)計比較困難，并且傳動過程較長，能量易損失，傳動效率低，所以不采用這兩種機構(gòu)。 圖2-6 六桿機構(gòu) （3）圖是六桿機構(gòu)，它彌補了方案一承載能力差和方案二傳動效率低的缺點 機構(gòu)結(jié)構(gòu)穩(wěn)定承載能力強，且機構(gòu)結(jié)構(gòu)并不復(fù)雜，所以采用此方案。 圖2-7 六桿機構(gòu) 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殊齒輪；紙板的固選用剛性彈簧夾，其中的夾緊機構(gòu)用凸輪機構(gòu)；平面模切選用平面六桿機構(gòu)。 2.3 機械運動方案的評定和選擇 根據(jù)機構(gòu)的功能，運動規(guī)律的形式，傳動精度高低，機構(gòu)的工作性能，應(yīng)用范圍可調(diào)性，運轉(zhuǎn)速度，承載能力，機構(gòu)的動力性能，加速度峰值，可靠性，經(jīng)濟性，（制造難易，能耗大?。Y(jié)構(gòu)緊湊（尺寸，重量，結(jié)構(gòu)復(fù)雜性）等要求來選擇方案。 根據(jù)半自動平壓切模機的工作原理，把機器完成加工要求的動作分解成若干種基本運動?！鞍胱詣悠綁耗Ｇ袡C”主要由三大部分組成，即：動力傳動機構(gòu)；輸入走紙機構(gòu)；沖壓模切機構(gòu)。其中動力傳動機構(gòu)又分為動力傳遞機構(gòu)和變速轉(zhuǎn)向機構(gòu)。輸入走紙機構(gòu)分為：紙板的輸送機構(gòu)，紙板的停歇機構(gòu)和紙板的固定機構(gòu)。沖壓模切機構(gòu)為急回機構(gòu)。對于本機構(gòu)，我們必須從以下方面做重要分析 (1)設(shè)計實現(xiàn)下模往復(fù)移動的機構(gòu)時，要同時考慮機構(gòu)應(yīng)滿足運動條件和動力條件。 (2)為滿足機器工藝需要，各機構(gòu)執(zhí)行構(gòu)件的動作在規(guī)定的位置和時間上必須協(xié)調(diào)，準確。 （3）毫無疑問，作為一個優(yōu)秀的設(shè)計工作者，也應(yīng)特別注意合理性和經(jīng)濟性 備選機構(gòu)列表： 表2-2 機構(gòu)類型比較 機構(gòu) 供選機構(gòu)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(gòu) 凸輪機構(gòu) 特殊齒輪組 紙板的固定 剛性彈簧夾 普通夾子 急回機構(gòu) 直動推桿凸輪機構(gòu) 平面六桿曲柄滑塊機構(gòu) 動力傳遞機構(gòu) 聯(lián)軸器 V形帶 變速轉(zhuǎn)向機構(gòu) 圓柱齒輪傳動機構(gòu) 單級蝸桿傳動機構(gòu) 圓錐--圓柱齒輪傳動機構(gòu) 由上述備選機構(gòu)中選出3種典型可行方案如下： 方案A：皮帶輪傳動----凸輪機構(gòu)----普通夾子----直動桿凸輪機構(gòu)----聯(lián)軸器----單級蝸桿傳動機構(gòu) 方案B：雙列鏈輪傳動----凸輪機構(gòu)----普通夾子----直動推桿凸輪機構(gòu)----聯(lián)軸器----錐--圓柱齒輪傳動機構(gòu) 方案C：雙列鏈輪傳動----特殊齒輪組----剛性彈簧夾----平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)----V形帶----圓柱齒輪傳動機構(gòu) 方案A 1、 示意圖 圖2-8 傳動示意圖A 分析與評定 (1) 機械運動分析 V帶雖然結(jié)構(gòu)簡單，維護方便，成本低廉，沖擊力小，傳動平穩(wěn)，噪聲小，但是易磨損、打滑，傳動效率低，壽命較短，走紙運動的精度不高，很難實現(xiàn)走紙定位與沖壓模切兩者之間的協(xié)調(diào)性。 (2) 機械動力分析 蝸桿減速器，結(jié)構(gòu)緊湊，環(huán)境適應(yīng)好，但傳動效率低，易發(fā)熱，不適宜于連續(xù)長期工作。直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受較大的生產(chǎn)阻力，如果長期在重載條件下工作，直動推桿凸輪機構(gòu)將不能滿足沖壓模切的力學(xué)要求； (3) 機械機構(gòu)合理性 該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)的尺寸和重量都變大。 (4) 機械機構(gòu)經(jīng)濟性 使用普通夾子會降低了生產(chǎn)成本，但由于其易磨損，維修成本大，并且不便于紙板的自動化夾緊和松開，需要相應(yīng)輔助手段，經(jīng)濟成本還是很大。凸輪機構(gòu)和蝸桿機構(gòu)也會是經(jīng)濟成本增加。 總體上機械功能的實現(xiàn)很差 方案B 圖2-9 傳動示意圖B 分析與評定： （1）機械運動分析 下模向上運動進行模切運動時會產(chǎn)生很大的生產(chǎn)阻力，但是直動推桿凸輪機構(gòu)不能承受很大的阻力，所以選用直動推桿凸輪機構(gòu)來完成沖壓模切并不是很合理；凸輪機構(gòu)長時間帶動走紙機構(gòu)進行間歇運動，將會使工作磨損變形產(chǎn)生的微小誤差積累，這會造成走紙機構(gòu)定位的準確性下降，最終引起各執(zhí)行機構(gòu)間的配合運動失調(diào)。 （2）機械動力分析 直動推桿凸輪機構(gòu)難以承受很大的生產(chǎn)阻力，不便長期在重載條件下工作，聯(lián)軸器的傳遞效率雖然高，但是減速效果差。 （3）機械結(jié)構(gòu)合理性 該機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單緊湊，但是，凸輪機構(gòu)的運用會造成整體機構(gòu)的尺寸和重量都變大。使用普通夾子不僅不便于紙板的自動化夾緊和松開，而且需要相應(yīng)輔助手段，增加了機構(gòu)的尺寸。 （4） 機械機構(gòu)經(jīng)濟性 凸輪機構(gòu)和錐圓柱齒輪的設(shè)計、制造較難，用料較大，生產(chǎn)成本較高，況且維修方面的技術(shù)含量較高，經(jīng)濟成本較高。 總體上機械功能的實現(xiàn)較差 方案C 2-10 傳動示意圖C (1) 機械的運動分析 雙列鏈傳動機構(gòu)承載能力大，傳動效率高，可實現(xiàn)中心矩較大的軸間傳動。雙列鏈輪機構(gòu)和特殊齒輪在主動輪的帶動下完成完成走紙的間歇運動，并且能準確配合沖壓模切運動，精度高; 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; 剛性彈簧夾能自動的實現(xiàn)紙板的夾緊與松開 （2） 機械的力學(xué)分析 平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)具有良好的力學(xué)性能，在承受載荷，加速度，耐磨性，制造難易，重量和結(jié)構(gòu)復(fù)雜性這些具體項目的性能明顯優(yōu)于連桿凸輪組合機構(gòu)，它可以平穩(wěn)的完成模切任務(wù)。如果加上飛輪的調(diào)節(jié)，它能大大的降低因短時間承受很大生產(chǎn)阻力而帶來的沖擊震動。所以選擇六連桿機構(gòu)作為沖壓模切機構(gòu) ( 3 ) 機械結(jié)構(gòu)合理性 該機構(gòu)各構(gòu)件結(jié)構(gòu)簡單緊湊，尺寸設(shè)計簡單，機構(gòu)重量適中。 ( 4 ) 機械結(jié)構(gòu)經(jīng)濟性 平面六桿曲柄滑塊機構(gòu)設(shè)計，加工制造簡單，使用壽命長，維修容易，經(jīng)濟成本低。其他機構(gòu)性價比也很高。最重要是能很好的循環(huán)工作，這才是最大的經(jīng)濟效益。 綜上所述，從、機械運動分析、機械動力分析、機械結(jié)構(gòu)合理性與經(jīng)濟性這四個方面綜合考慮，方案A各方面性能最優(yōu)。 2.4 電動機的選型 表2-3常用原動機類型 運動形式 類型 連續(xù)轉(zhuǎn)動 電動機 柴油機 油壓馬達 氣壓馬達 往復(fù)運動 直動電動機 液壓機 往復(fù)擺動 擺動油缸 擺動氣缸 考慮到原動機的機械特性與工作機相匹配，選擇電動機為原動機，電動機在起動，過載運轉(zhuǎn)，調(diào)速和控制等方面都有良好的性能 原始數(shù)據(jù)有每小時壓制紙板3000張。 傳動機構(gòu)所用電機轉(zhuǎn)速n＝1450r/min，N，下模移動的行程長度H＝50±0.5mm。下模與滑塊的質(zhì)量約120kg。 根據(jù)設(shè)計要求，機械每小時沖壓 3000 次，所以機構(gòu)主動件的轉(zhuǎn)速 no=3000/60=50r/min 因為主動件轉(zhuǎn)速較低，所以可以選擇轉(zhuǎn)速較低的電動機，選擇三相異步籠型交流電動機，封閉式，380V，Y型； 選擇電動機的容量工作機所需的功率，其中生產(chǎn)阻力行程速比系數(shù)k為1.3 s為有效模切行程、t’為周期， 為0.96 設(shè) 分別為皮帶，軸承，齒輪的效率。 則 選取電動機額定功率，使，查得，已知工作機轉(zhuǎn)速，電動機轉(zhuǎn)速 表2-4電動機方案選型 方案 型號 額定功率 （kw） 滿載時 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn) 電流 額定 電流 最大 轉(zhuǎn)矩 額定 轉(zhuǎn)矩 噪聲/dB 凈重/kg 轉(zhuǎn)速 r/min 電流/A 效率（） 功率因素 1 Y112M-2 4.0 2890 8.17 85.5 0.87 2.2 7.0 2.2 79 45 2 Y112M-4 4.0 1440 8.77 84.5 0.82 2.2 7.0 2.2 74 43 3 Y132M1-6 4.0 960 9.40 84 0.77 2.0 6.5 2.0 71 75 綜上所述4點，最終選型為：Y112M-4 表2-5 Y112M-4電動機安裝尺寸 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 Y112M-4 190 140 70 28j6 60 8 24 160 12 245 240 190 265 400 圖2-11 電動機 第三章 機械傳動設(shè)計 3.1傳動比的分配 各級傳動比 1，傳動裝置總傳動比 2，分配各級傳動比 ，初選，則齒輪減速器的傳動比為 按展開式的布置，取，可算出=3.33，則= 3.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 1，各級轉(zhuǎn)速。 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ 軸 Ⅳ工作軸 2，各軸功率 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3，各軸轉(zhuǎn)矩 Ⅰ軸 Ⅱ軸 Ⅲ軸 Ⅳ軸 3.3V帶傳動設(shè)計 設(shè)計傳動系統(tǒng)中第一級用普通V帶傳動，已知電動機功率P=4kw，轉(zhuǎn) 速，傳動比，每天工作8小時，（以下查表，圖均來自《機械設(shè)計》高教地八版) 1,確定計算功率，由表8-7查得工作情況系數(shù)，故 2，選擇V帶的帶型，根據(jù)，由圖8-11選用A型。 3，確定帶輪的基準直徑dd，并驗算帶速： ①初選小帶輪的基準直徑d1，由表8-6,8-8，取小帶輪的基準直徑d1=90mm ②驗算帶速v =6.78 ③計算大帶輪的基準直徑，d2 根據(jù)表8-8 d2=180mm 4，確定V帶的中心距a和基準長度ld ①根據(jù)式初選中心距 ②所需的基準長度 由表8-2選取帶基準長度ld=1400mm ③計算實際中心距 中心距變化范圍為465—528mm 5，驗算小帶輪上的包角 6，計算單根V帶的額定功率Pr，由d1=90mm，和n1=1440，i=2和A帶型，查表8-4b的，查表8-5得ka=0.985，查表8-2得kc=0.96 ②計算V帶的根數(shù)z 取4根。 7計算單根V帶的初拉力的最小值，由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以 =130N 應(yīng)使帶實際初拉力 8，計算壓軸力最小值 =1294N 3.4減速器的齒輪設(shè)計 設(shè)計此帶式減速器的高級齒輪傳動，已知輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=720r/min，齒數(shù)比4.32，電動機驅(qū)動工作壽命15年（設(shè)每年工作300天）兩班制，以下查表，圖均來自《機械設(shè)計》高教地八版) 1，選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。 ①選用斜齒輪圓柱齒輪傳動 ②模切機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB 10095-88） ③材料選擇，由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 ④選擇小齒輪z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=204.32=86.4取87， ⑤選取螺旋角，初選 2，按齒面接觸強度設(shè)計 1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 ①試選 ②由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) ③由圖10-26查得，=0.74+0.87=1.61 ④計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)， =607201（2830015） =3.11 ⑤計算小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩 =5.04 ⑥由表10-7選取齒寬系數(shù) ⑦由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ⑧由圖10-21d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 ⑨由圖10-19取得接觸疲勞壽命系數(shù) ⑩計算接觸疲勞選用應(yīng)力 取失效效率為，安全系數(shù)s=1，所以 2. 計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得 ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù) =2.2518mm=4.905 ④計算縱向重合度， =0.318 ⑤計算載荷系數(shù)k 已知使用系數(shù)ka=1，根據(jù)v=1.7,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.04。 由表10-4用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置，，由表10-3查得，，由圖10-13查得，由表10-3查得，故載荷系數(shù)= ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑，由式 ⑦計算模數(shù)mn 3，按齒輪彎曲強度設(shè)計由式 <1>確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) ②根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) ③計算當(dāng)量齒數(shù)， ④查得齒形系數(shù) 由表10-5查得， 由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù) ⑤由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲強度極限 ⑥由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù). ⑦計算彎曲疲勞選用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 , ⑧計算大小齒輪的并且加以比較。 <2>設(shè)計計算 =1.52mm 對比計算結(jié)果，由齒輪接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm已可以滿足彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸強度算的分度圓直徑d1=46.54mm來計算應(yīng)有齒數(shù) 取z1=23，z2=99 4>幾何尺寸計算 ①計算中心距 將中心距圓整為126mm ②按圓整后的中心距修正螺旋角 因為值改變不多，故參數(shù)等不必修正 ③計算大小齒輪分度圓直徑 ④計算齒輪寬度 圓整后取B2=45mm,B1=50mm 3.5軸的設(shè)計 以低速軸為例進行設(shè)計。 已知=3.58kw ，=50r/min ，=684，齒輪齒寬 B=115mm, 齒數(shù)=74，=。 1、求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 =259.5 而 F= F= F F= Ftan=311.20×0.246734=76.78N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖4①示。 2、初步確定軸的最小直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)《機械設(shè)計》查取。 因為軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，需開鍵槽，所以要將最小軸徑增加5%，變?yōu)?4.625mm。查《機械設(shè)計手冊》，取標準直徑45mm。 4、初選軸承 齒輪是斜齒輪，故軸承同時受有徑向力和軸向力的作用。選用角接觸球軸承為最佳。以上分析輸出端的直徑為45mm，從軸承產(chǎn)品目錄中選取滾動軸承的型號為7210C，它的尺寸（內(nèi)徑×外徑×寬度）為d×D×b=50×100×21。 3、選擇聯(lián)軸器 查《機械設(shè)計》圖表，取=1.3 ，則。 根據(jù)軸的轉(zhuǎn)速、最小軸徑、計算轉(zhuǎn)矩、，查GB5014-85，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為：，公稱轉(zhuǎn)矩為930N.m,半聯(lián)軸器的孔徑為45，與軸配合的輪轂長度為84。 1)擬定軸上零件的裝配方案 要我們必須先確定軸上零件的拆裝順序和固定方式才能確定軸的結(jié)構(gòu)形狀。采取齒輪從軸的右端裝入，齒輪的右端用套筒固定，左端用軸肩定位。此時，齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。齒輪的周向固定采用平鍵連接。采取過盈使軸承對稱固定安裝于齒輪的兩側(cè)，軸向用軸肩固定。初步選定軸結(jié)構(gòu)尺寸如下圖。 圖3-1軸上零件裝配與軸的結(jié)構(gòu)示例 (2)確定軸的各段直徑（從右到左） 聯(lián)軸器型號已確定，聯(lián)軸器的右端用軸端擋圈定位，左端用軸肩進行定位。故軸段6的直徑即為相配合的半聯(lián)軸器的直徑，取為45mm。 軸段5的軸肩可對聯(lián)軸器進行軸向定位，軸段5要比軸段6的直徑大5～10mm即可保證聯(lián)軸器的可靠性，所以可以取軸段5的直徑為52mm。 由于軸段1和軸段4是放置滾動軸承的，所以軸段的直徑取決于滾動軸承內(nèi)圈直徑，為55mm?？紤]拆卸的方便，軸段3的直徑只要比軸段4的直徑大1～2mm就行了，這里取為58mm。 軸段2處的軸環(huán)，右側(cè)可用來定位齒輪，左側(cè)可用來定位滾動軸承，軸環(huán)的直徑要滿足比軸段3的直徑(為59mm)大5～10mm的要求，查滾動軸承的手冊，可得該型號的滾動軸承內(nèi)圈安裝尺寸最小為65mm，故這段直徑最終取為66mm。 (3) 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聯(lián)接。對于齒輪，由手冊查得平鍵的截面尺寸寬×高=16×10(GB1095-79)，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為80mm(標準鍵長見 GB1096-79),同時為了保證齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為14×9×63，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 （4）確定軸的各段長度 軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，軸段6的長度比半聯(lián)軸器的轂孔長度(為85mm)要短2～3mm，故該段軸長取為82mm。 同理，軸段3的長度要比齒輪的輪轂寬度(為116mm)短2～3mm，故該段軸長取為112mm。 軸段1的長度即滾動軸承的寬度，查手冊為可取為21mm。 軸環(huán)2寬度可取為18mm。 軸承端蓋的總寬度為18mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=27mm，故取軸段5的長度為45mm。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為10mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取5mm。已知滾動軸承寬度為21mm，齒輪輪轂長為100mm,則軸段4的長度為：10＋5＋(115-113)+21=38mm (5)取軸端倒角為2×45°。 6、按彎扭合成校核 (1)畫受力簡圖 圖①：軸空間受力 圖②和圖③：軸上作用力分解為垂直面受力和水平受力。 零件作用于軸上的分布載荷或轉(zhuǎn)矩，可當(dāng)作集中力作用于軸上零件的寬度中點。 軸上的支反力((圖②) 水平面內(nèi)支反力 　　　　　　　　　　=455.08N 　　垂直面內(nèi)支反力((圖③) －=(－)=-79.52　 N 　　　　　　　　　=400.03　 圖④：垂直面的彎矩圖 圖⑤：水平面上的彎矩圖 支反力的位置，隨軸承類型和布置方式不同而異，一般可按圖5取定，其中a值參見滾動軸承樣本，跨距較大時可近似認為支反力位于軸承寬度的中點。故。 圖⑥：合成彎矩 垂直面的彎矩圖和水平面上的彎矩圖，按M＝計算合成 圖⑦：轉(zhuǎn)矩圖 圖⑧：當(dāng)量彎矩轉(zhuǎn)矩 按脈動循環(huán)變化計算, 取修正系數(shù)為0.6 , 則 N.mm (2)校核軸的強度 對危險截面進行校核來判斷軸的強度是否滿足要求，而軸的危險截面多發(fā)生在當(dāng)量彎矩較大且軸的直徑較小處或當(dāng)量彎矩最大處。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和當(dāng)量彎矩圖可知，a-a 截面處彎矩最大, 且截面尺寸也非最大，屬于危險截面； a-a 截面處當(dāng)量彎矩為=299100N.mm b-b截面處當(dāng)量彎矩不大但是軸徑較小，也屬于危險截面。 b-b 截面處當(dāng)量彎矩為=257798N.mm c-c、d-d 截面尺寸，僅受純轉(zhuǎn)矩作用，雖d-d 截面尺寸最小，但由于軸最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，故強度肯定滿足，無需校核彎扭合成強度。 強度校核：考慮鍵槽的影響，查表計算， 　　　　　?。╞=0.16cm，t=0.1cm） 　　　　　　 =18.7MPa =15.94MPa 查表得＝50 MPa ， 所以安全。 圖3-2軸的載荷分析圖 3.6軸承的選擇和校核計算 已知軸承的預(yù)計壽命為=40800h，轉(zhuǎn)速n=50r/min，=76.78N。如上以選用角接觸球軸承7210C， 查滾動軸承樣本知7210C的基本額定動載荷C=30600N，基本額定靜載荷=20000N 1、求兩軸承的徑向載荷 N N 2、求兩軸承的計算軸向力 查《機械設(shè)計》可知70000C型軸承，軸承派生力，其中判斷系數(shù)e=，可初取=0.4，所以 =184.79N， =242.51N 故=76.78+184.792=261.5N， =242.51N =0.013075， =0.0121254 查表可得， 所以可得=446.29N，=242.51N =176.47N，=230.38N =0.022315，=0.0121225 兩次計算的相差不大，因此確定，，=446.92N，==242.51N。 3、求軸承當(dāng)量動載荷 因為， 查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù) 軸承A ，；軸承B ， 因工作情況平穩(wěn)，查取=1.2，則 由=（X+Y）得 =1.2×（0.45×461.98+1.474×446.29）=1038.86N =1.2×（1×606.67+0）=728.004N 4、驗算軸承壽命 因為，所以按軸承A的受力大小驗算。由 =15910101h>=40800h 故所選用軸承滿足壽命要求。 3.7平面六桿滑塊機構(gòu)設(shè)計 β θ 圖3-3 六桿曲柄滑塊機構(gòu)的分析圖 AB=b-a,BC=e，CD=c，AD=d，CG=f，AC=a+b 由設(shè)計要求可得極位夾角θ= H=50mm 在?ABC和?BCD中，由余弦定理得： 在?ABC中，得 故d= 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+c≤b+d 根據(jù)以上分析，可取 l=510mm c=410mm f=310mm 帶入以上公式可得 考慮a為曲柄的條件，可得各桿長 a=16mm b=29.3mm c=420mm d=367.8mm f=310mm l=510mm 3.8凸輪機構(gòu)的設(shè)計 設(shè)計一對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，其工作條件為等速輕載。對推桿得運動要求為，當(dāng)凸輪轉(zhuǎn)過推桿上升50mm，凸輪繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿停止不動，凸輪在繼續(xù)轉(zhuǎn)到，推桿下降50mm，凸輪轉(zhuǎn)過其余角度時，推桿又停止不動。 1，確定凸輪機構(gòu)的基本尺寸設(shè)初步確定凸輪的基圓半徑為。選定推桿的運動規(guī)律，因其工作條件為等速輕載，應(yīng)選用較小的運動規(guī)律，以保證推桿運動的平穩(wěn)性和工作精度。由表9-1可知，推程，回程都可選用等速運動規(guī)律。 2，理論輪廓線 對對心直動滾子推桿盤形凸輪機構(gòu)，凸輪的理論廓線的坐標可令， 中的e=0，，求的 式中，位移s應(yīng)分段計算。 ①推程階段 ②遠休止階段 ③回程階段 = ④遠休止階段 ⑤推程段的壓力角和回程段的壓力角 在推程階段取，在遠休止階段取，在回程階段取，在近休止階段 表3-1 （度） 0 10 20 30 40 50 60 S（mm） 0 3.85 7.69 11.54 15.39 19.23 23.08 （度） 70 80 90 100 110 120 S（mm） 27.92 31.78 36.62 41.46 45.31 20 （度） 150 160 170 180 190 200 210 S（mm） 50 47.57 42.57 36.67 25 20.62 15.32 （度） 220 230 240 S（mm） 7.43 2.43 0 3.9鏈條及鏈輪的設(shè)計 設(shè)計平壓模切機的鏈傳動，已知額定驅(qū)動功率，主動鏈輪轉(zhuǎn)速傳動比i=3.2，載荷平穩(wěn)，中心線水平布置（以下查表，圖均來自《機械設(shè)計》高教地八版) 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪為 2.確定計算功率 由表9-6查得，由圖9-13查得，雙列鏈，則計算功率 3. 選擇鏈條型號和齒距 根據(jù)Pca=5kw，查圖9-11，可選32A-2，查表9-1，鏈條節(jié)距為P=50.8mm 4.計算鏈節(jié)距和中心距，取ao=1600mm，相應(yīng)的鏈節(jié)數(shù)為=105.27 取鏈節(jié)數(shù)為=105節(jié)，查表9-7得中心距計算系數(shù)f1=0.24421則鏈傳動最大中心距為=1613mm 5. 計算鏈速V，確定潤滑方式，由V=0.4和鏈號3A-2查得圖9-14可知應(yīng)采取油池潤滑或油盤飛濺潤滑 6. 計算壓軸力Fp 有效圓周力為:鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù),則壓軸力為 鏈輪的設(shè)計 分度圓直徑d= 齒頂圓直徑 齒根圓 內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬，齒寬 輪厚度 ，k取9.5 h=29 輪直徑=158 輪長度 l=3.3h=95.7 總結(jié) 在做這個課題之前我對《機械設(shè)計》這門課的認識是很膚淺的，實際動手設(shè)計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學(xué)得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學(xué)習(xí)的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學(xué)習(xí)。 我的設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設(shè)計來說是至關(guān)重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，從設(shè)計過程中，我復(fù)習(xí)了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過這次的課程設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學(xué)的知識和將來的生產(chǎn)實際相結(jié)合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質(zhì)，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 致 謝 經(jīng)過半年的忙碌和工作，本次畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲。作為一個本科生，由于經(jīng)驗的匱乏，難免有許多考慮不全的地方，如果沒有導(dǎo)師的督促指導(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的導(dǎo)師XXXXXX老師。在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從查閱資料，開題報告，到設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細的設(shè)計，裝配草圖的確定等過程都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣，但是趙老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了趙老師的專業(yè)水平外，她的治學(xué)嚴謹和科學(xué)研究精神也是我永遠學(xué)習(xí)的榜樣，這也將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。 值此畢業(yè)之際，特向?qū)煴硎咀钫\摯的謝意! 參考文獻 [1]張維凱，王曙光. 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