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机械剪板机

2017-09-02 41页 doc 139KB 39阅读

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机械剪板机机械剪板机 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 摘 要 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。 I 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 Abstract The design of symmetric transmiss...
机械剪板机
机械剪板机 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 摘 要 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。 I 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 Abstract The design of symmetric transmission shears, shear-to 10 tons, the itinerary for the slider 22 mm per 30 minutes shear. Powered by the motor through a belt drive and a slowdown Gear. Design of the implementation agencies right mind crank slider, This will shears transmission rotation slider into the reciprocating linear motion, the realization of the right of sheet metal shear. Crank slider is simple in structure, easy processing, easy to maintain and repair, economic and practical advantages in machinery, equipment widely used. The design, right through the plane crank slider mathematical modeling, Turbor C programming, input slider crank agencies that such remarks parameters and the parameters of the whole movement of the simulation process. Key words: Turbor C Motion simulation Crank and slide block Cutting machine II 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 目 录 摘要........................................................ I Abstract................................................... II 第1章 绪论................................................ 1 第2章 论证............................................ 2 2.1 液压传动方案.................................. 2 2.2 机械传动方案.................................. 3 2.2.1凸轮机构方案 ................................... 3 2.2.2曲柄滑块机构方案 ............................... 4 第3章 总体传动方案........................................ 5 第4章 电动机的选择........................................ 6 4.1 电动机类型和结构形式的选择 ....................... 6 4.2 电动机功率的选择 ................................. 6 4. 3 计算传动装置的运动和动力参数 .................... 8 4.3.1计算传动装置的合理传动比 ....................... 8 4.3.2计算运动和动力参数 ............................. 8 第5章 带传动的设计及计算................................. 10 5.1 确定计算功率 .................................... 10 5.2 选择带型 ........................................ 10 5.3 确定小带轮的基准直径 ............................ 10 5.3.1初选小带轮的基准直径 .......................... 10 5.3.2验算带的速度 .................................. 11 5.3.3计算从动轮的基准直径 .......................... 11 a5.4 确定中心距和带轮的基准长度 .................... 11 5.5 验算主动轮上的包角 .............................. 12 5.6 确定带的根数 .................................... 13 5.7 确定带的预紧力 .................................. 13 5.8 计算带传动作用在轴上压轴力 ...................... 14 5.9 带轮结构的设计 .................................. 14 5.9.1小带轮的结构设计 .............................. 14 5.9.2大带轮的结构设计 .............................. 17 第6章 轴的设计........................................... 19 6.1 主动轴设计 ...................................... 19 III 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 6.1.1轴的材料 ...................................... 19 6.1.2 轴径的最小许用值.............................. 20 6.1.3确定轴上的零件的装配方案 ...................... 20 6.1.4 轴上的零件定位................................ 20 6.1.5轴各段直径和长度的确定 ........................ 20 6.1.6 绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图........... 20 6.1.7轴的强度校核计算 .............................. 21 6.2 从动轴的设计 .................................... 23 6.2.1材料选择 ...................................... 23 6.2.2轴径的最小许用值 .............................. 24 6.2.3确定轴上零件的装配方案 ........................ 24 .4绘制从动轴上零件的装配图及轴的结构图 .......... 24 6.2 第7章 齿轮设计........................................... 25 7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 .............. 25 7.1.1齿轮类型的选择 ................................ 25 7.1.2齿轮材料的选择 ................................ 25 7.1.3选取精度等级 .................................. 25 7.1.4选择齿数 ...................................... 25 7.2 按齿面接触强度设计 .............................. 25 7.2.1确定公式内的各个计算数值 ...................... 26 7.2.2计算 .......................................... 27 7.3 按齿根弯曲强度设计 .............................. 28 7.3.1确定公式内各计算数值 .......................... 28 7.3.2设计计算 ...................................... 29 7.4 几何尺寸计算 .................................... 30 7.4.1计算分度圆直径 ................................ 30 7.4.2计算中心距 .................................... 30 7.4.3计算齿轮宽度 .................................. 30 7.5 验算 ............................................ 31 7.6 结构设计及绘制齿轮零件图 ........................ 31 7.6.1对小齿轮的结构设计 ............................ 31 7.6.2对大齿轮的机构设计 ............................ 32 第8章 曲柄滑块机构设计................................... 34 8.1 材料的选择 ...................................... 34 8.2 确定曲柄滑块杆件长度 ............................ 34 8.3 结构设计 ........................................ 35 8.4 强度校核 ........................................ 36 8.5 电动机的校核 .................................... 37 IV 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第9章 曲柄滑块机构的运动学分析........................... 38 9.1 建立曲柄滑块机构的数学模型 ...................... 38 9.1.1建立位移方程 .................................. 38 9.1.2建立速度方程 .................................. 39 9.1.3建立加速度方程 ................................ 39 9.2 曲柄滑块机构的运动仿真 .......................... 40 结论....................................................... 43 参考文献................................................... 44 致谢....................................................... 46 V 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第1章 绪论 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。1 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。 2( 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。 3( 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。 4( 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。 5( 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 [1]加工,提高生产效率。 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。 本机器的工作原理:动力源电动机通过二级传动(一级带轮传动,一级齿轮传动)减速驱动执行机构—曲柄滑块机构,该机构将电动机的旋转运动转化为往复的直线运动,在此过程中,由切刀(固定在滑块上)来进行对板料的切削。 在这次设计中,针对该剪板机的执行机构—曲柄滑块机构,通过数学建模,运用Turbor C强大的编程运算能力,研究了曲柄以匀角速度旋转时,曲柄滑块机构中滑块的位移、速度、加速度的变化规律。 1 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第2章 方案论证 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。 2.1 液压传动方案 剪板机液压传动系统原理图如图2-1所示,其原理:手动换向阀6推向左位(即左位接入系统),此时活塞在压力油的作用下向下运动,对板料进行剪切加工,当加工完成后,将阀6手柄推向右位(即右位接入系统),活塞向上运动,即刀片上抬,到了一定位置,将阀6手柄推入中位,这样活塞就停留在此位置不动。然后剪切第二次时,重复上述操作。手动换向阀6也可改为电气控制的换向阀,从而实现自动连续剪切,提高效率。 ,.油箱 ,.粗过滤器 ,.液压泵 4.溢流阀 5.调速阀 6.手动三位四通换向阀 7.液压缸 8.滑块 图2-1 液压传动系统原理图 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 2 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 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 [2]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。 2.2 机械传动方案 2.2.1凸轮机构方案 图2-2 凸轮机构原理图 凸轮机构的工作原理如图2-2所示:主轴的转动带动凸轮传动,凸轮升程时推动滑块(即刀片)作剪切动作。回程时,滑块在弹簧的作用下上升到开始位置,准备下一个动作循环。 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及推杆, 3 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 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。 2.2.2曲柄滑块机构方案 曲柄滑块机构的工作原理如图2-3所示: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。 图2-3 曲柄滑块机构原理图 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 [3]采用此方案即曲柄滑块机构作为执行机构比较合适。 4 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第3章 总体传动方案 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及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 5 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第4章 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。 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源,因此,无特殊要求时,均应采用三相交流电动机。其中异步电动机是交流电动机的一种,它是把电能转化为机械能的一种动力机械,一般以三相异步交流电动机应用最广泛。 Y系列三相异步电动机为封闭式三相异步电动机,能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电机内部,效率高,耗能少,性能好,噪音低,振动小,体积小,重量轻,运行可靠,维修方便。不仅使用于水泵、鼓风机、金属切削机床及运输机械,更使用于灰尘较多、水土飞溅的地方,如碾米机,磨粉机,脱壳机及其它农业机械,矿山机械等。 [4]根据工作环境和要求,选用Y系列三相异步电动机。 4.2 电动机功率的选择 电动机的容量选择的是否合适,对电动机的正常工作和经济性都有影响。容量选的过小,不能保证工作机的正常的工作或使电动机因过载而过早的损坏;而容量选的过大,则电动机的价格较高,能力又不能充分利用,而且由于电动机经常不满载运行,其效率和功率因数都较低,增加电能消耗而造成能源的浪费。 [5]该剪板机的剪切力为10吨,根据诺沙里公式: 6 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 2htgα1=,Z, (4-1) P0.6 σδ(1)bx10δtgα0.6δxx,12yxσb 3式中 ——剪切力 =10×10×9.8=98000N PP ——被剪板料强度极限,实际中的板料=500N/mm σ σbb ——被剪板料延伸率,=25% σ σxx ——被剪板料厚度 h ——上刀刃倾斜=2? ,, ——被剪部分弯曲力系数,=0.95 ZZ ——前刃侧向间隙相对值,=0.083 yy ——压具影响系数x=7.7 x 把已知数据代入式(4-1) 221htg:98000 0.6 5000.25(10.95),,,,,,,100.25,g20.60.25t:,1,25000.0837.17,, 解得:=4.63mm h [1]根据8-2-2,Q11型剪板机技术参数,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=2,4。二级圆柱齿轮减速器传动比=8,40,则ii12总传动比合理范围为 =16,160,则电动机转速可选范围为: i'a = ? =(16,160)? =480,4800r/min nni'i'wwda [6]查表19.1 Y系列三相异步电动机的技术数据,选取Y132-M-6型电动机2 7 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 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 n960m= (4-2) i',,32dn30主 =× i'iid12 式中 ——三角带传动比 i1 ——圆柱齿轮传动比 i2 32取=4 = ,8ii124 4.3.2计算运动和动力参数 1.计算各轴转速 n960m = r/min n,,24014i1 n960m= r/min ,,30n2ii4,812 2.计算各轴的功率 [4]查得各部件传动效率为: 圆柱齿轮:0.94,0.96 =0.95 ,2 三角带传动:0.94,0.96 =0.955 ,1 8 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 轴承(每对):0.97,0.99 =0.98 ,3 则总传递效率为: 22== = ,,,,0.95,0.955,0.980.8712总3 == ==5.15kW PP,,P,,,,5.5,0.955,0.981d01d13 = P,,,,Pd01022 2= P,,,,,,d123 2==4.79kW 5.5,0.955,0.95,0.983.各轴转矩 Pd = 9550Tdnw ——电动机转矩; 式中 Td ——电动机功率; Pd [6]——满载转速; nw 5.5Pd9550, = = N?m =N?m 9550T54.71d960nw = T,i,,Td0011轴 = N,m54.71,4,0.955,0.98 = N?m 204.81 = TT,i,i,,,,d0101022轴 = N?m 54.71,4,8,0.955,0.98,0.99 = N?m 1510.19 9 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第5章 带传动的设计及计算 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,传动平稳以及 [4]缓冲吸振等优点。 5.1 确定计算功率 = (5-1) PK,PcaA =kW 1.2,5.5,6.6 式中 ——传动的额定功率() PkW ——工作情况系数 KA [4]查表8-6,载荷变动较大,软启动每天工作时间小于10小时,取=1.2。 KA 5.2 选择带型 根据=6.6kW和主动带轮(小带轮)转速= r/min,查Pn,n960ca1w [4]图8-8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 D查参考文献[4]取主动轮基准直径=mm。 125 10 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 5.3.2验算带的速度 = V(,,D,n)/(60,1000)11 =(3.14,125,960)/(60,1000) =m/s 6.28 由于过小,表示所选的过小,这将使所需要的有效拉力过大,VDF1e即所需要的跟数过多,于是带轮的宽度,轴径及轴承的尺寸都要随之Z 增大。 取=mm D1601 = (,,D,n)/(60,1000)V11 =m/s (3.14,160,960)/(60,1000) =m/s 8.04 5.3.3计算从动轮的基准直径 ===640mm D160,4i,D21 并按照V带轮的基准直径系列进行圆整,圆整后 =640mm D2 a5.4 确定中心距和带轮的基准长度 由于中心距未给出,可根据传动的结构需要初步中心距取 a0 0.7(D,D),a,2(D,D)12012 代入=mm , =mm DD16064012 11 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 mm 560,a,16000 取=mm a6000 =mm,根据带传动的几何关系,按下式计算所需带的基准长度 a6000 L'd 2(D,D),212a ?++ + (5-2) L'(DD)0d124a20 2,(640,160)2,600,,(640,160),?mm 24,600 2552=mm L'由参考文献[7]表33.1,9取=mm,由于V带的中心距一般2700d 是可以调整的,故采用下式进行近似计算 L,L'dda,a? 02 2700,2552800,=mm 2 =mm 874 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 a833.5a,0.015L874,0.015,2700==mm,mm mind a,0.03L914.5a874,0.03,2700==mm=mm。 maxd 5.5 验算主动轮上的包角 12 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 根据对包角的要求,应保证 D,D,,,21180,,60,120,? 1a 640,160,,,,180,,60,147,120,? 1874 主动轮上的包角满足要求。 5.6 确定带的根数 pcaZ, (5-3) (p,,p)kk0,l式中 ——包角系数,查得0.91 k, ——长度系数,查得1.13 kl ——单根V带的基本额定功率,查得0.94kW p0 [4]——单根V带额定功率的增量,查得0.5kW ,p 代入数据得 6.65Z==根 (0.94,0.5),0.91,1.13 5.7 确定带的预紧力 考虑离心力不利的影响,和包角对所需预紧力的影响,单根V带的 预紧力为 p2.52caF= (5-4) 500,(,1),q,0Zk,, 13 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 式中 ——V带单位长度的质量,查得=0.10kg/m qq 6.62.52149.9==N F500,(,1),0.10,8.0405,8.040.91 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 [4]紧力应为上述预紧力的1.5倍。 5.8 计算带传动作用在轴上压轴力 为了设计安装带轮的轴和轴承,必须确定带传动作用在轴上的力 。如果不考虑带的两边的拉力差,则压轴力可以近似的按带的预紧力Fp [4]的合力来计算,即 F0 ,1= sinF2ZFp02 Z式中: ——带的根数 ——单根带预紧力 F0 ——主动轮上的包角 ,1 ,1= sinF2ZFp02 ,14725149.9sin= N ,,,2 =1437.3N 5.9 带轮结构的设计 5.9.1小带轮的结构设计 1.材料:HT200 14 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 2.确定带轮的形式 D由参考文献[6]得:电机轴=38mm,电机轴伸出长度为E=80mm, DD且已知小带轮的基准直径=160mm,2.5=2.5×38mm=95mm 1 DD2.5,,300mm 1 所以小带轮采用腹板式结构。带轮的基准直径为160mm,外径 d=168mm。 a 3.轮槽的尺寸 [4]查表8-10 得带轮的轮槽尺寸如下: b=11.0mm 轮槽基准宽度d h基准线上槽深=2.75mm amin h基准线下槽深 =8.7mm fmin e槽间距=15?0.3mm ,2f第一槽对称面至端面的距离=mm 10,1 ,最小轮缘厚=6mm min ,轮槽角=38? 轮槽结构如图5-1所示。 15 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 图5-1 轮槽结构 4.确定小带轮外形尺寸 (Z,1)e,2fB带轮宽: ==(5-1)×15+2×10mm=80mm dD,2h带轮外径:==160+2×4mm=168mm a11a dd轮缘外径: =(1.8,2) =(1.8,2)×38mm=(68.4,76)mm,取1 d=70mm 1 BD轮毂长度: 因为=80mm,1.5=1.5×38mm=57mm LLD所以=(1.5,2) =(1.5,2)×38mm=(57,76)mm,取=60mm。 11 BC'C' =(1/7-1/4) =(1/7-1/4)×80mm=(11.43,20)mm 取=15mm 小带轮的结构如图5-2 16 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 图5-2 小带轮结构 5.9.2大带轮的结构设计 1、材料:HT200 2、确定带轮的结构形式 Dd初选大带轮的轴径=35mm,已知大带轮的基准直径=640mm, [4]300mm,所以大带轮选用轮辐式结构。 3、轮槽尺寸同小带轮。 4、轮缘及轮毂的尺寸: (Z,1)e,2fB带轮宽: ==(5-1)×15+2×10mm=80mm d,D,2h带轮外径:=640+2×4mm=648mm a22a dd轮毂外径:=(1.8,2)=(1.8,2)×35mm=(63,70)mm,取2 d=70mm 2 Bd轮毂长度:因为=80mm,1.5=1.5×35mm=52.5mm LLD所以=(1.5,2) =(1.5,2)×38mm=(57,76)mm,取=60mm。 22 17 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 Ph = (5-5) 32901nza P式中: ——传递的功率,为5.15kW n ——带轮的转速,为240r/min Z ——轮辐数,取4 a 5.15P3h==mm=50.8mm 29032901240,4nza hh=0.8=0.8×50.8mm=40.6mm 12 bh=0.4=0.4×50.8mm=20.3mm 11 bb=0.8=0.8×20.3mm=16.2mm 12 hf=0.2=0.2×50.8mm=10.2mm 11 fh=0.2=0.2×40.6mm=8.1mm 22 大带轮的结构如图5-3 图5-3 大齿轮机构 18 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第6章 轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件,都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递,轴主要是支撑回转零件及传递运动和动力。 轴按照承受载荷的不同,可分为以下三类: (1)转轴 既承受弯矩又承受扭矩。 (2)心轴 只承受弯矩不承受扭矩。 (3)传动轴 只承受扭矩不承受弯矩。 按轴线形状的不同,可分为两种: (1)曲轴 通过连杆可以将旋转运动改变为往复直线运动,或作 相反的运动变换。 [4](2)直轴 直轴又可按外形分为光轴和阶梯轴。 本次设计的剪板机采用的是直轴。 6.1 主动轴设计 6.1.1轴的材料 轴的材料主要是碳钢和合金钢,钢轴的毛坯多数用轧制圆钢和锻件,有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢廉价,对应力集中的敏感性较低,同时也可以用热处理或化学处理的办法提高耐磨性和抗疲劳强度。在载荷一定的情况下,好的材料能提高轴的工作性能及寿命,但同时要考虑到材料的经济性,故采用45号钢,并做调质处理,查参考文 AA,,,献[8]得 =103,126,取=116,=60MP。 00,1 轴的失效形式:主要有断裂、磨损、超过允许范围的变形和振动等,对于轴的设计应满足下列要求: 1. 足够的强度。 19 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 2. 足够的刚度。 [4]3. 振动的稳定性。 6.1.2 轴径的最小许用值 [9]根据扭转强度条件计算公式 P13 ? (6-1) dA0n1 4.793 =116×=62.94mm 30 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 1. 轴向定位 轴上的零件是以轴肩、套筒来保证的。 2. 周向定位 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及长度。 6.1.6 绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图 [10]根据以上计算及装配定位要求,绘制主轴上零件的装配图及轴的结构图如图6-1所示。 20 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 1.沉头螺钉 2.套筒 3.深沟球轴承 4.螺钉锁紧挡圈 5.偏心轮 6.大齿轮 7.轴端 挡圈 图6-1 主轴的机构几装配图 6.1.7轴的强度校核计算 1.输出轴上的功率P,转速n和转矩T =4.79 kW , =30r/min , =1510.19 N?m PnT222 FF1t1r2.求大齿轮上所受的力、 大齿轮与小齿轮相互作用,依据牛顿第三定律 =-,= FFFF1t1r2t传2r传 -3==2×204.81/(100×10)N=4096.2N(d为小齿轮的分度圆F2T/d12t传 直径) = =4096.2×tg20?N=1490.89N FF,tg,n2r传2t传 所以=+4096.2N,=-1490.89N FF1t1r 轴上曲柄的作用力,由于制动带的作用,传到曲柄上的转矩只有主 轴的1/3,作用在双曲柄的径向力,F为 F32 21 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 == /(3××2)=1510.19/(3×0.11×2)N=2288.17N rFTF322 3. 主轴的受力分析 [11]主轴的受力如图6-2所示,由图根据物体的平衡条件可知 RRF,,,0,HH1t12,RFFRF,,,,,0,V23V1r12,RLLLFLLLL,(,,),,(,,,),0H2341t23452, ,FLFLLRLLLFLLLL,,,(,),,(,,),,(,,,),022323V2341r23452, 已知:=135mm,=1180mm,=135mm,=50mm,LLLL2345 =-1490.89N,==2288.17N,=4096.2N FFFF1r231t 解方程组得 =141.25N,=-4237.45N,=-2339.58N,=-745.87N RRRRV1H1H2V2 = MR(L,L,L)L/(L,L,L,L)H1H223452345 =4237.45×(135+1180+135)×50/(135+1180+135+50) =204810.08N?mm ==2339.58×135N?mm MRLV1V12 =315843.3 N?mm =MR(L,L),FL V12323V2 =2339.58×(135+1180)-2288.17×1180 N?mm =376507.1 N?mm = MR(L,L,L),F(L,L4),FLV12342334V3 =2339.58×(135+1180+135)-2288.17×1180-2288.17×135 N?mm =383447.45 N?mm [9]由图3-5可以看出C截面为最危险截面,按第四强度理论校核 1322222M,0.75TM,0.75T= 3V3Wd, 22 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 图6-2 主轴的受力分析图 32,322,6(383447.45,10),0.75,1510.19,10=MPa ,333.14,(70,10) =40.49MPa,[σ]=60MPa 安全-1 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。 23 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 6.2.2轴径的最小许用值 P13 ? (6-2) dA0n1 5.153=116×mm 240 =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及轴的结构图 类似主动轴,传动轴的零件装配及轴的机构如图6-3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6-3 传动轴的结构及装配图 24 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第7章 齿轮设计 齿轮传动是机械传动中最重要最常用传动之一,效率高,机构紧凑,工 [4]作可靠,寿命长,传动比稳定。缺点是造价高,安装精度高,易磨损。 7.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 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 [8]间值,则大齿轮为263.5HBS,小齿轮为293.5HBS。 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=20,大齿轮齿数Z=uZ=8×20=160 121 7.2 按齿面接触强度设计 [4]由设计公式进行试算,既: 2,,kTZu,1tE13,,d ?2.23 (7-1) 1t,,,,,,udH,, 25 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 7.2.1确定公式内的各个计算数值 1.试选载荷系数 =1.3 kt 2.计算小齿轮传递的转矩 P15.1555==95.5×10×N?mm=2.049×10 N?mm T1n1240 3.选取齿宽系数 =0.6 ,d 4.材料的弹性影响系数 1 2=189.8MPa ZE 5. 接触疲劳强度 [4]按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=610MPa,小齿轮,Hlim2 的接触疲劳强度极限=650MPa ,Hlim1 6.计算应力循环次数 N,60njLn 9=60×240×1×(30×300×8)=1.0368×10 N,60njL11n 91.036810N,91===0.1296×10 N28i2 7.接触疲劳强度 [4]查得K=1.0, K=1.1 HN1HN2 8. 计算接触疲劳许用应力 取失效效率为1%,安全系数=1,有 S K,HN1Hlim1==1.0×650=650MPa [,]H1S 26 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 K,HN2Hlim2==1.1×610=671MPa [,]H2S 7.2.2计算 1.小齿轮分度圆直径 将以上所有数据代入公式(7-1)有 2,,kTZu,1tE13,,d?2.23 1t,,,,,,udH,, 251.3,2.049,108,1189.8,,3 =2.32× ,,,0.68650,, =81.016mm 2.计算圆周速度 dn,1t1= V60,1000 ,81.016,240, =m/s 60,1000 =1.018m/s 3.计算齿宽 = ,,dbd1t =0.6×81.016 =48.610mm 4.计算齿宽与齿高之比b/h d81.016t1模数 m===4.051mm t20z1 齿高 =2.25m=2.25×4.051mm=8.041mm ht =48.610/9.115=5.333 b/h 5.计算载荷系数 根据=1.081mm/s,8级精度,查得动载系数K=1.1;直齿轮假设VV 27 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 ?100N/mm;由表查得==1.2;=1.5;查得齿向载荷分KKKF/bKATH,F,A配系数用内差法得=1.23,并且=4.44,8级精度,并调质处理,Kb/h H, 查得弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数=1.16;故载荷系数 KF, ==1.5×1.1×1.2×1.23=2.4354 KKKKKAVH,H, 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 K2.435433 ==81.016×mm=99.87mm dd1t11.3Kt 7.计算模数 d99.871==mm=4.99mm m20z1 7.3 按齿根弯曲强度设计 [4]由齿根弯曲强度的设计公式: YY2KTFaSa1 ? (7-2) m()2,[],ZFd1 7.3.1确定公式内各计算数值 1.弯曲疲劳强度 [8]查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=426MPa。大齿轮的弯曲疲,FE1劳强度极限=430MPa。 ,FE2 2.弯曲疲劳寿命系数 查得K=0.88,K=0.9。 FN1FN2 3.计算弯曲疲劳许用应力 28 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 K,Nlim取弯曲疲劳安全系数 =1.4 由得 [],S,S K,0.88,426FNFE11==267.77MPa [],,F1S1.4 K,0.9,430FNFE22==276.4MPa [],,F1S1.4 4.载荷系数K = KKKKKAVF,F, 载荷系数 ==1.5×1.1×1.2×1.116=2.297。 KKKKKAVF,F, YYFaSa5.计算大、小齿轮的并加以比较 [],F YY2.80,1.55FaSa11==0.01621 267.77[,]F1 2.132,1.843YYFa2Sa2==0.01422 276.4[,]F2 小齿轮的数值大 7.3.2设计计算 2YYKTFaSa1? ?m32[,],ZFd1 52,2.2.297,2.049,103= ,0.0162120.6,20 =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 29 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 (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=99.87mm,算出1小齿轮齿数 d99.871===25 Z14m 大齿轮齿数 ==8×25=200 取Z=200 ZuZ221 7.4 几何尺寸计算 7.4.1计算分度圆直径 ==25×4=100mm dZm11 ==200×4=800mm dZm22 7.4.2计算中心距 11===450mm a(d,d)(100,800)1222 7.4.3计算齿轮宽度 ==0.6×100=60mm ,dbd1 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=65mm B1 大齿轮的齿宽=60mm。 B2 30 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 7.5 验算 522.049102T,,1==N=4098N Ft4098d1 1.5,4098KFAt= N/mm =102.45N/mm,100 N/mm b60 合适。 7.6 结构设计及绘制齿轮零件图 7.6.1对小齿轮的结构设计 计算小齿轮结构参数 ,齿顶高 ==4×1 mm =4mm hmhaa ,,齿根高 ==4×(1+0.25) mm =5mm hm(h,c)fa 齿全高 ==12+15mm=27mm h,hhaf 齿顶圆直径 ==100+2×4mm =108mm dd,2h1aa1 齿根圆直径 d==100-2×5mm =90mm d,2hf11f 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 =20? , 齿距 ==3.14×4mm =12.56mm p,m 基圆直径 ==100×cos20?mm =93.97mm ddcos,b11 p基圆齿距 ==12.56×cos20?mm =11.80mm pcos,b 31 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 齿厚 ==12.56/2mm =6.28mm p/2s 齿槽宽 ==12.56/2mm =6.28mm p/2e ,顶隙 ==4×0.25mm=1.0mm cmc 因为小齿轮的齿顶圆直径 =108mm,160mm,所以小齿轮可以da1 [4]做成实心结构的齿轮。小齿轮的结构如图7-1所示。 7.6.2对大齿轮的机构设计 1.计算大齿轮结构参数 齿顶圆直径 ==800+2×4mm=800mm dd,2ha22a 齿根圆直径 ==800-2×5mm =790mm dd,2hf22f 由于大齿轮的齿顶圆直径=790mm在400,1000mm之间,,所以da2 [4]选用轮辐式结构的齿轮。 图7-1 小齿轮结构图 2. 轮辐的设计 轮辐数取 6 32 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 == 65mm Dd4 因为大齿轮的材料为铸钢,所以 ==1.6×65mm=104mm D1.6D3 =(12,16)mm 取=15mm ,,(3~4)m,1n1 =(15,18)mm 取=16mm ,,(1~1.2),,212 =0.8×104mm=52mm 取=52mm HH,0.8D4 =0.8×52mm=41.6mm 取=41.6mm H,0.8HH11 =52/5mm=10.4mm 取=10.4mm C,H/5C =52/6mm=8.7mm 取=8.7mm C,H/6C11 =0.5×52=26mm 取R=26mm R,0.5H =97.5,L?B=60mm 取L=60mm 1.5D4 大齿轮如图7-2所示: 图 7-2 大齿轮结构图 33 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第8章 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 [12]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, [13],,选择45号钢,应力=238MPa, =238MPa, =142MPa。 ,,,,,,,y1 8.2 确定曲柄滑块杆件长度 已知滑块的行程为22mm,本次设计采用对心曲柄滑块机构,如图3-8所示。所以曲柄长AB=H/2=22/2mm=11mm。机构在图8-1所示位 [3]置时的传动角=90?-,为了保证曲柄滑块的性能, ?40?。 ,,,min 34 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 图8-1 曲柄滑块机构示意图 由图8-1可知:== AB,cos,sin,BC,sin,BC, ,因为?40?,所以? ,cos,cos40minmin ,AB,/ ? sin,BCcos40 ,?AB,/ BCsin,cos40 的最大值为1 sin, ,, ?AB/ ?11/mm=14.36mm BCcos40BCcos40 类比工厂样机,选=400mm。 BC 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 35 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 图8-2 曲柄连杆的机构 8.4 强度校核 该剪板机的剪切力为10吨,因此 34 F=10×10×9.8N=9.8×10N [14] 由于转矩产生的最大力发生在曲柄与导轨垂直的位置,作用在曲 柄上的力 F =/ (-安全适用系数取1.2) K,cos,KNAA 442 =1.2×9.8×10/1,(11/400)N=11.76×10N N =11.76N 因为采用双曲柄传动,所以 44 =/2=11.76×10/2N=5.88×10N NN1 422A =/,,=5.8×10/238mm=247mm ,N1 A 从图8-2可以看出φ30处是该机构的最薄弱环节,其面积=(70-30) 36 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 222×35mm=1400mm,247mm,因此满足强度要求。 曲柄滑块上连接部分剪切强度校核 422 =/=9.8×10/142mm=690mm ,,A,Nmin 22 = =×(30/2)=706.5, 安全。 A,A,Rmin 所以曲柄滑块机构结构设计合理。 8.5 电动机的校核 4 由以上的计算可知作用在曲柄上的最大力为11.76×10N,曲柄对主 4-3轴的转矩==11.76×10×11×10N?m=1293.6N?m。 TN,AB 电动机提供的转矩经皮带和齿轮传递到主轴的转矩=1510.19N?m。 T2 T, T2 所以电动机的选择符合设计要求。 37 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 第9章 曲柄滑块机构的运动学分析 9.1 建立曲柄滑块机构的数学模型 曲柄滑块机构的数学模型如图9-1所示,已知常量:曲柄的长度 OA==11mm,连杆长度=400mm,曲柄旋转角度= =30,滑块ABωTTaφ11与x轴所夹的角度=90? φ3 φ2 φ3 φ1 图 9-1 曲柄滑块的数学模型 9.1.1建立位移方程 [15]建立位移方程: OA,AB,OB 将矢量方程转化为解析形式,有 ,,acosφacosφacosφ,112233 (9-1) ,asinφ,asinφ,asinφ112233, 38 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 已知,,,,解方程组(9-1)得 φaaφ3121 cosφ,,acosφ/a2112 2 sinφ,1,cosφ22当>0时 cosφ2 = φarctan(sinφ/cosφ)222当<0时 cosφ2 =+ πφarctan(sinφ/cosφ)222当=0时 cosφ2 =, φa,asinφ,asinφπ/2311222 9.1.2建立速度方程 对方程组(9-1)两边对时间求导,整理得 ,,,,,aφsinφ,aφsinφ,acosφ,11122233 (9-2) ,,,,,aφcosφ,aφcosφ,asinφ11122233, , 已知a,a,a,φ,φ,φ,φ  1231231 解方程组(9-1)得 ,,,,φ,,aφsinφ/(acosφ),211122 ,,,,,a,aφcosφ,aφcosφ3111222, 9.1.3建立加速度方程 对方程组(9-2)两边对时间求导整理得 39 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 ,,,,,,,22aφcosφacosφaφsinφaφcosφacosφ,,,,,,1112222222233 (9-3) ,,,,,22,aφsinφaφcosφaφsinφasinφ,,,,,11122222233 ,, 已知,,,,,,,,解方程组(9-3)得 φaφaaφφφ31321221 ,,,,φ,,aφsinφ/(acosφ),211122 ,,,,,a,aφcosφ,aφcosφ3111222, 9.2 曲柄滑块机构的运动仿真 [16]根据上面的滑块和曲柄连杆的运动学函数关系,编译C语言程序, [17]求曲柄每转过5度时的滑块的位移、速度、加速度值。 C语言程序如下: #include "math.h" main() {float A1=11,A2=400,PI=4*atan(1),T1,T2,A3,c,s,W1,W2,V3,Z2,Y3, V=0,Y=0,W=0,Z=0; int T,t1=0,t2=0,t3=0,t4=0; printf ("%s\n","T A3 V3 Y3 W2 Z2"); for (T=0;T<=360;T+=5) {T1=PI*T/180; c=-A1*cos(T1)/A2; s=sqrt(1-c*c); if (c>=0) if (c>0) T2=atan(s/c); else T2=PI/2; 40 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 else T2=atan(s/c)+PI; A3=A1*sin(T1)+A2*sin(T2); W1=2*PI*50/60; W2=-A1*W1*sin(T1)/(A2*sin(T2)); V3=A1*W1*cos(T1)+A2*W2*cos(T2); Z2=-(A1*W1*W1*cos(T1)+A2*W2*W2*cos(T2))/(A2*sin(T2)); Y3=-A1*W1*W1*sin(T1)-A2*W2*W2*sin(T2)+A2*Z2*cos(T2); if (V3>=V) {V=V3;t1=T;} if (Y3>Y) {Y=Y3;t2=T;} if (W2>W) {W=W2;t3=T;} if (Z2>Z) {Z=Z2;t4=T;} printf ("%d,%f,%f,%f,%f,%f\n",T,A3,V3,Y3,W2,Z2); } printf ("%s\n"," T MAX"); printf ("%s,%d,%f\n","V",t1,V); printf ("%s,%d,%f\n","Y",t2,Y); printf ("%s,%d,%f\n","W2",t3,W2); printf ("%s,%d,%f\n","Z",t4,Z); getch(); } 根据程序运行的结果,作出曲柄滑块运动特性表9-1。由表9-1可以知道,曲柄角位移为90?、270?时,滑块在两个极端位置,其速度为最小值,角速度达到最大值。曲柄角位移为0?、180?、360?时,滑块位于平衡位置,其速度达到最大值,角速度达到最小值。 41 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 表9-1 曲柄滑块机构运动特性 曲柄的角位移T滑块的位移A3滑块的速度V3滑块的加速度 2(?) (mm) (mm/s) Y3(mm/s) 0 399.848724 57.595863 8.296367 45 407.702545 41.518524 -213.244614 90 411.000000 0.0000000 -309.864441 135 407.702545 -41.518520 -213.244629 180 399.848724 -57.595863 8.296367 225 392.146179 -39.934326 213.241531 270 389.000000 -0.0000002 293.278015 315 392.146210 39.934341 213.241455 360 399.848724 57.595863 8.296314 42 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 结 论 经过为期十周的毕业设计,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。 近几年来,机械工业迅速发展,结合计算机技术后,这个行业的技术水平也越来越高,机器的自动化、智能化程度也越来越高。在这次设计中,我尝试着运用计算机编程实现对曲柄滑块机构的运动仿真,探索了曲柄滑块输入量和输出量之间的关系,当由于经验不足,能力有限, 分析的过程和结果有许多不尽人意的地方,但我已尽了最大的努力,而且在这个过程中,我也收获了很多。 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~ 43 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 参考文献 [1] 俞新陆,何德誉(锻压手册,第3卷,锻压车间设备(北京:机械 工业出版社,2002( [2] 左健民(液压与气压传动(第三版(北京:机械工业出版社,1996( [3] 孙桓,陈作模(机械原理(第六版(北京:高等教育出版社,2001( [4] 濮良贵,纪名刚(机械设计(第七版.北京:高等教育出版社,2001( [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] 崔占全,邱平善(机械工程材料(哈尔滨:哈尔滨工程大学出版社, 2001( [9] 刘鸿文(材料力学(上、下册)(第三版(北京:高等教育出版社, 1992( [10] 大连理工大学工程画教研室(机械制图(第四版(北京:高等教育 出版社,1993( [11] 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( [12] G.N.Sandor,R.E.Kaufman: Kinematics Synthesis of Geared Linkages,J.Mechanisms,Vol.5,1970. [13] 邓文英(金属工艺学(上、下册)(北京:高等教育出版社,1991( [14] Shigley J E,Uicker J J.Theory of machines and mechanics.New York:MeGraw-Hill Book company,1980. [15] 陈德为(曲柄滑块机构的MATLAB仿真(太原科技大学学报,第 26卷第3期,2005( [16] 王春芳(连续系统仿真Turbo C程序(太原理工大学学报,第33 卷第1期:71~73,2002( [17] 赵中华,徐新成(结点偏置曲柄滑块机构的运动特性(锻压装备与 44 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 制造技术,2004年第3期( 45 山东轻工业学院毕业设计(论文)用纸 致 谢 在此次毕业设计中,指导老师给我大力的帮助,在这,我衷心地向表示感谢。设计中遇到的每个问题,老师都细心的给了我详细的指导,虽然老师公务繁重,但仍然定期给我们辅导。他不仅传授给我们解决问题的方法,而且广征博引,开阔我们的思路,使我们对传统的设计有了新的认识,新的发现。在设计过程中,有许多问题都是通过和同学们讨论解决的,我对这些同学也要衷心的感谢。同时我对图书馆的老师也要表示感谢,他们为我查阅资料时提供了很大的方便。 46
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