高速压力机的设计

摘要
机械压力机是最主要的锻压设备。

它的工作原理是:电机带动皮带轮运转，经减速箱减速，然后带动轴转动，利用偏心齿轮使其带动冲头上下往复运动，达到冲压地目的。

在设计过程中，首先查阅了有关高速压力机的资料，了解了高速压力机的工作原理及发展现状，然后根据高速压力机的设计方案要求，确定了该压力机的机械部分设计地最佳方案，并对选择的带轮、齿轮等零件进行了校核计算，最后用CAD绘图软件绘制了高速压力机的总装图和主要零部件图。

关键词：压力机锻压设备带传动CAD
Abstract
Mechanical press is the most important forging equipment. Its working principle is: the motor drives the belt wheel running, the gear box reducer, and then drive shaft rotates, the eccentric gear which drives the punch reciprocating movement up and down, to stamping destination. In the design process, first check the relevant high speed press information, to understand the working principle and development status of high speed press, then according to the requirements of design scheme of high speed press, determine the optimal scheme of mechanical part design of the press, and the belt wheel, gear parts on the choice of the check, finally by CAD drawing software to draw the high speed press assembly diagram and parts diagram.
Keywords: press forging equipment belt drive CAD
目录
摘要 (1)
ABSTRACT (2)
目录 (3)
第1章绪论 (4)
1.1高速压力机的背景 (4)
1.2高速压力机在国内外的研究状况 (4)
1.3高速压力机的应用 (5)
1.4本论文设计内容 (5)
第2章总体方案及传动装置设计 (6)
2.1总体方案设计 (6)
2.1.1运动方案的拟定 (6)
2.1.2主要技术参数的拟订 (7)
2.2传动装置的总体设计 (7)
第3章高速压力机设计的计算 (9)
3.1选择电动机 (9)
3.1.1选用三相笼型异步电动机，封闭式结构 (9)
3.1.2曲柄压力机---工作循环所消耗的能量 (9)
3.1.3电动机功率 (11)
3.2计算总传动比及各级传动比分配 (11)
3.2.1计算传动比 (11)
3.2.2 分配传动装置传动比 (12)
3.3计算传动装置的运动和动力参数 (13)
3.4传动零件的设计计算 (15)
3.4.1带传动的设计计算 (15)
3.4.2齿轮传动(外啮合)零件设计的几何计算 (18)
3.4.3 减速器结构设计的计算 (26)
第4章结论 (30)
致谢 (31)
参考文献 (32)
第1章绪论
1.1高速压力机的背景
随着我国制造业的发展，高速压力机床的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，通用型高性能压力机，广泛适用于航空、汽车、农机、电机、电器、仪器仪表、医疗器械、家电、五金等行业。

锻压机械是指在锻压加工中用于成形和分离的机械设备，1842年，英国工程师史密斯创制第一台蒸汽锤，开始了蒸汽动力锻压机械的时代。

1795年，英国的布拉默发明水压机，但直到19世纪中叶，由于大锻件的需要才应用于锻造。

随着电动机的发明，十九世纪末出现了以电为动力的机械压力机和空气锤，并获得迅速发展。

二十世纪初，锻压机械改变了从19世纪开始的向重型和大型方向发展的趋势，转而向高速、高效、自动、精密、专用、多品种生产等方向发展。

于是出现了每分种行程2000次的高速压力机。

所谓高速压力机一般是指每分钟的行程次数为普通压力机的5—10倍的压力机。

高速压力机是带有自动送料装置，可完成板料高效率、精密加工的机械压力机，具有自动、高速、精密三个基本要素。

自60年代以来，高速压力机已有较大的发展，其每分钟行程次数已从几百次发展到3千次左右，其吨位已从十吨发展到上百吨。

目前高速压力机主要用在电子、仪器仪表、轻工、汽车等行业中进行特大批量的冲压生产。

近年来，随着模具技术和冲压技术的发展，高速压力机的应用范围在不断地扩大，数量在不断地增加。

预计不久的将来，高速压力机在冲压用压力机中的比例将会愈来愈大。

1.2 高速压力机在国内外的研究状况
近十多年来，随着对发展先进制造技术的重要性获得前所未有的共识，冲压成形技术无论在深度和广度上都取得了前所未有的进展，其特征是与
高新技术结合，在方法和体系上开始发生很大变化。

计算机技术、信息技术、现代测控技术等冲压领域的渗透与交叉融合，推动了先进冲压成形技术的形成和发展。

冷冲压生产的机械化和自动化，为了满足大量生产的需要，冲压设备已由单工位低速压力机发展到多工位高速压力机。

一般中小型冷冲件，既可在多工位压力机上生产，也可以在高速压力机上采用多工位级进模加工，是冷冲压生产达到高度自动化。

在汽车、航空航天、电子和家用电器领域，需要大量的金属板壳零件，特别是汽车行业要求生产规模化、车型个性化和覆盖件大型一体化。

进入21 世纪，我国汽车制造业飞速发展，面对这一形势，我国的板材加工工艺及相应的冲压设备都有了长足的进步。

1.3 高速压力机的应用
随着电子工业的发展，小型电子零件的需求日趋高涨，促进了高精度、高效率的高速压力机的发展。

目前日本已成为高速压力机技术的领军，在100kN压力、8mm冲程下，滑块速度可达4000次/min。

我国金丰、江苏扬锻、高将精机、江苏扬力、徐锻和西安通力等公司都有高速压力机产品。

2004年已开发出了速度达1200次/min的SH系列SH—25开式高速精密压力机。

其他还有VH开式、JF75G闭式系列高速压力机。

这些压力机广泛应用于电子和微电子行业，全面提高了行业技术装备水平，替代了大量的进口机床。

1.4 本论文设计内容
为了提高生产效率，压力机在不断向高速发展。

目前，国内自行设计，生产的高速压力机较少，主要还是以进口设备为主。

因此，急需要设计一重高速压力机，满足生产需要。

第2章总体方案及传动装置设计
2.1 总体方案设计
2.1.1运动方案的拟定
随着我国制造业的发展。

高速压力机的发展越来越成为机械制造行业的中流砥柱，本文旨在设计冲压效率高，机器的结构简单，成本低，工作可靠，自动化程度高，机械震动小的高速压力机。

该高速压力机的工作机构采用曲柄滑块机构，由曲柄，连杆，滑块等零件。

传动系统为齿轮传动。

由于开式压力机操纵简单，本论文所设计的压力机的冲压力为：100T。

故本文采用开式。

压力机运动方案如下图：
2.1.2主要技术参数的拟订
高速压力机的主要技术参数是反映一台压力机的工艺能力，所能加工零件的尺寸范围，以及有关生产率等指标。

拟订分别如下：
1 公称压力 1000KN
2 滑块行程 30mm
3 冲头工作频率 1000次/min
4 工作台板尺寸前后 500mm左右 800mm
5 滑块底面尺寸前后 300mm左右 400mm
6 立柱间的距离 450mm
2.2 传动装置的总体设计
由于本文设计的高速压力机承载能力和速度大，故采用圆柱齿轮传动和带传动。

按照工作要求和条件。

3种传动方案如下图所示：
其中 a为带传动和直齿轮传动；
b为直齿轮传动;
c直齿轮传动和斜齿轮传动.
本文选a)传动方案。

第3章 高速压力机设计的计算
3.1选择电动机
3.1.1选用三相笼型异步电动机，封闭式结构
电动机功率计算：
1000m kA
N t =
其中：m N ------平均功率（千瓦）
A -------工作循环所需的总能量（焦）
t ------- 工作循环时间（秒）
60()n
t nC =秒 k 一般为1.2---1.6 ，本文中取1.6
式中 n 为压力机滑块行程次数
n C 为压力机行程利用系数，采用自动化送料为1，本文中取0.6
3.1.2曲柄压力机---工作循环所消耗的能量
压力机一工作循环所消耗的能量A 为
A= 1234567A A A A A A A ++++++
式中：1A -----工件变形功（属有效能量）
2A -----拉延垫工作功，即进行拉延工艺时压边所需的功（属有效能量）
3A ------工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 4A ------工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量
5A ------压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量 6A ------单行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量
7A ------单次行程时滑块时离合器接合所消耗的能量 下面对这些能量分别计算：
1）工件变形功1A =0.315g P δ(焦)
式中 g P -----为压力机公称压力（牛）
δ------为板料厚度（米）
对于快速压力机δ=
故1A =63000（焦）、
2）拉延垫工作功
201166g A P s =（焦）
式中 g P -----为压力机公称压力（牛）
0s -----为压力机滑块行程长度（米）
故2A =833.3（焦）
3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量
30.50.0087180g g g g A m P m P μμπ∂==∂
式中 m μ-----摩擦当量力臂（米）
g P ------公称压力（牛）
g ∂------公称压力角（度）
故 3A =2088（焦）
4）工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量为：
41(2g c A P y =焦）
式中 g P -----压力机公称压力（牛）
c y -----压力机总的垂直变形（米）
mm g c h P y C =（）
h C -----压力机垂直刚度
故4A =1250（焦）
5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量5A
根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知5A =100（焦）
6N =0.16(千瓦)
6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量6A 611000()N t t =-（千米）
式中 t ----压力机单次行程时的循环周期（秒） 1t ----曲轴回转一周所需时间（秒）
160600.06
1000t n ===
60600.1510000.4
n t nC =
==⨯ n n C -----压力机行程次数及行程利用系数。

故 6A =11400（焦）
7）单行程时，离合器接合所消耗的能量70.2A A =（焦）
综上所述：
总功 A=1234567A A A A A A A ++++++
=63000+833.3+2088+1250+100+11400+ 0.2A 故A=102089焦 3.1.3电动机功率
102089
1.627.22()100010006m kA N kW t =
=⨯=⨯
选用电动机型号为2816JO -- [同步转速1000r/min ，6极，满载转速970r/min]
3.2 计算总传动比及各级传动比分配
3.2.1计算传动比
因为压力机行程 s=30mm
152S
R mm =
=
求主轴转速
冲头工作频率P=1000次/min 滑块行程S=30mm 故滑块与连杆线速度V=1m/s
主轴转速
1200
(/)0.0153V n rad s R =
==
故总传动比
970
14.552003m a n i n
=
==
式中 m n ------电动机满载转速（r/min ） 3.2.2 分配传动装置传动比
分配传动比应考虑以下原则：
1.各级传动的传动比应在合理范围内，不超出允许的最大值，以符合个中传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。

2.应注意使各级传动件尺寸协调，结构匀称合理。

3.尽量使传动装置外廓尺寸紧凑或重量较小。

4.尽量使各级大齿轮浸油深度合理（低速级大齿轮浸油稍深，高速级大齿轮能浸到油。

）在卧式减速器设计中，希望各级齿轮直径相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。

5.要考虑传动零件之间不会干涉碰撞。

由式a i =0i •i
式中 0i -----带传动的传动比
i -----减速器的传动比
为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i =3，则减速器传动比为：
014.55 4.853
a i i i =
==
因此带传动的传动比为3，减速器的传动比为4.85。

3.3 计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速 I 轴
0970323(/min)3m I n n r i =
==
II 轴
1132366.67(/min)4.85II n n r i =
==
2）各轴输入功率 I 轴 01I d P P η=• 1d P η=• 27.220.96=⨯ 26.13()kW = II 轴 12II I P P η=• 23I P ηη=•• 26.130.980.97=⨯⨯ 24.84()kW =
I~II 轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。

3）各轴输入转矩 电动机输出转矩
9550
d d m P T n =
27.229550970=⨯
268()N m =•
I~II 轴输入转矩 I 轴 001I d T T i η=•• 01d T i η=•• 26830.96=⨯⨯ 771.8()N m =• II 轴 112II I T T i η=•• 123I T i ηη=•••
771.8 4.850.980.97=⨯⨯⨯ 3558()N m =•
I~II 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98。

3.4 传动零件的设计计算
3.4.1带传动的设计计算
带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦（或啮合）来传递运动或动力。

根据带的截面形状不同，可分为平带传动、V 带传动、同步带传动、多楔带传动等。

带传动是具有中间挠性件的一种传动，其优点有： 1）能缓和载荷冲击； 2）运行平稳，无噪声；
3）制造和安装不像啮合传动那样严格；
4）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏； 5）可增加带长以适应中心距较大的工作条件（可达15m ）。

由于本设计中要求转速高，为保证稳定传动皮带不打滑，选用V 带传动，计算如下：
（1）定V 带型号和带轮直径
1）工作情况系数A K
由机械设计第4版（P188）表11.5得， 1.2A K = 2）计算功率c P
1.227.223
2.664()c A P K P kW ==⨯=
3）选带型号
由机械设计第4版（P188）查看图11.15选C 型。

4）小带轮直径1D
由机械设计第4版（P189）表11.6取1D =400mm 5）大带轮直径2D
210(1)D D i ε=-
(10.01)4003=-⨯⨯ 1188()mm = （设ε=0.01）
6）大带轮转速2n
120(1)
n n i ε=-
1000(10.01)3=-⨯
330(/min)r = （2）计算带长
124001188
794()22m D D D mm ++=
== 211188400394()
22D D mm --∆===
初取中心距a =650mm 带长
22m L D a a π∆=++
2
3947942650650π=⨯+⨯+
4031.96()mm =
由机械设计第4版（P179）图11.4得基准长度4000d L mm = （3）求中心距和包角
1）中心距a
4m L D a π-=
40007944π-⨯= 630.3()mm =
2）小轮包角1α
21
118060o o
D D a α-=-⨯ 1188400
18060630.3o o
-=-⨯
105o =
（4）求带根数z
带速
11
601000D n v π⨯⨯=
⨯ 4001000601000π⨯⨯=
⨯ 20.93(/)m s =
由机械设计第4版（P191-192）表11.8查得013.67P kW =； 由机械设计第4版（P191-192）表11.8查得0.76a k =； 由机械设计第4版（P194-195）表11.12查得 1.02L k =； 由机械设计第4版（P193）表11.10查得00.83P kW ∆= 故带根数
00()c
a L P z P P k k =
+∆
32.664
(13.670.83)0.76 1.02=
+⨯⨯
2.89=
取3z =根 （5）求轴上载荷
张紧力
20 2.5500
()c a
a
P k F qv vz k -=+
2
32.664 2.50.76
500()0.3020.9320.9330.76-=⨯
⨯+⨯⨯
726.9()N =
（由机械设计第4版（P179-180）表11.4查得带质量0.30/q kg m =） 轴上载荷
01052sin
2o
Q F zF =
10523726.9sin
2o
=⨯⨯⨯ 3460.1()N =
3.4.2齿轮传动(外啮合)零件设计的几何计算
和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。

缺点是：齿轮制造需要专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。

齿轮传动应满足下列两项基本要求：
1）传动平稳——要求瞬时传动比不变，尽量减小冲击、振动和噪声； 2）承载能力高——要求在尺寸小、重量轻的前提下，齿轮的强度高、耐磨性好，在预定的使用期限内不出现断齿等失效现象。

在齿轮设计和生产中，有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热处理工艺等，基本上都是围绕这两个基本要求进行的。

预期使用寿命10年，每年300个工作日。

在使用期限内，工作时间占20%。

载荷无变化，动力机为电动机，工作有中等振动，传动不逆转，齿轮对称布置。

传动尺寸无严格限制，小批量生产，齿面允许少量点蚀，无严重过载。

因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用40Cr ，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240HB 。

齿轮传动计算如下： 一．齿面接触疲劳强度计算 1．初步计算 1）转矩1T
6
11
9.5510p T n =⨯
627.229.55101000/3=⨯⨯
779853()N mm =⋅ 式中 P-----电动机功率 1n -----小齿轮转速 2）齿宽系数d ϕ
由机械设计第4版（P218）表12.13，取d ϕ=1.0 3）接触疲劳极限lim H σ
由机械设计第4版（P223）图12.17c 得，
lim1710H MPa σ= lim2580H MPa σ=
4）初步计算的许用接触应力[]H σ 1lim1[]0.90.9710639()H H MPa σσ≈=⨯= 2lim2[]0.90.9580522()H H MPa σσ≈=⨯= 5）d A 值
由机械设计第4版（P227）表12.16，取d A =85 6）初步计算的小齿轮直径1d
1d d A ≥
85=
128()mm =
取1d =130mm
式中 u-----减速器传动比
1T -----小齿轮转矩
7）初步齿宽b
b=1d d ϕ=1130⨯=130(mm) 2．校核计算
1）圆周速度v
11
601000d n v π=
⨯
1301000/3601000π⨯⨯=
⨯ 2.27(/)m s =
2）精度等级
由机械设计第4版（P207）表12。

6，选8级精度。

3）齿数z 和模数m
初取齿数140z =；21 4.8540194z iz ==⨯=
11130 3.2540d m z =
==
由机械设计第4版（P206）表12.3，取m=3，则 1113043
3d z m ==≈ 21210z iz == 4）使用系数A K
由机械设计第4版（P215）表12.9，A K =1.5 5）动载系数v K
由机械设计第4版（P216）图12.9，v K =1.1 6）齿间载荷分配系数H K α
12
11
[1.88 3.2(
)]cos z z αεβ=-+
111.88 3.2(
)43210=-⨯+
1.79=
0.90Z ε=
==
由此得
2211 1.230.90H K Z αε===
7）齿向载荷分布系数H K β
由机械设计第4版（P218）表12.11
231()10H b K A B C b d β-=++• 231.170.1610.6110130-=+⨯+⨯⨯
1.41=
8）载荷系数K
A v H H K K K K K αβ=
1.5 1.1 1.23 1.41=⨯⨯⨯
2.86=
9）弹性系数E Z
由机械设计第4版（P221）表12.12，E Z
10）节点区域系数H Z
由机械设计第4版（P222）图12.16，取H Z =2.5
11）接触最小安全系数min H S
由机械设计第4版（P225）表12.14，取min H S =1.05
12）总工作时间h t
1030080.24800()h t h =⨯⨯⨯=
13）应力循环次数L N
由机械设计第4版（P226）表12.15，估计791010L N <≤
1160L h N n t γ=
100060148003=⨯⨯⨯
79.610=⨯
原估计应力循环次数正确。

7
7
129.610 1.98104.85L L N N i ⨯===⨯
14）接触寿命系数N Z
由机械设计第4版（P224）图12.18，
取 1 1.08N Z =
2 1.25N Z =
15）许用接触应力[]H σ
lim111min 710 1.08[]730()1.05H N H H Z MPa S σσ⨯=
==
lim222min 580 1.25[]690()1.05H N H H Z MPa S σσ⨯=
=
= 16）验算
H E H Z Z Z ε
σ=
189.8 2.50.90=⨯⨯668=2[]H σ<
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
1）实际分度圆直径d
因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即
11130d mz mm ==
21630d mz mm ==
2）中心距a
12()2m z z a +=
3(43210)2⨯+=
380()mm =
3）齿宽b
11130130()d b d mm ϕ==⨯=
取1140b mm =
2130b mm =
二．齿根弯曲疲劳强度验算
1）重合度系数Y ε
0.750.750.250.250.671.79Y εαε=+
=+=
2）齿间载荷分配系数F K α
由机械设计第4版（P217）表12.10，1/1/0.67 1.49F K Y αε===
3）齿向载荷分布系数F K β
13019.3
2.253b h ==⨯
由机械设计第4版（P225）图12.14， 1.46F K β=
4）载荷系数K
A v F F K K K K K αβ=
1.5 1.1 1.49 1.46=⨯⨯⨯
3.59=
5）齿形系数Fa Y
由机械设计第4版（P229）图12.21得，
1 2.46Fa Y =， 1 2.46Fa Y =
6）应力修正系数Sa Y
由机械设计第4版（P230）图12.22得，
1 1.65Sa Y =，
2 1.8Sa Y =
7）弯曲疲劳极限lim F σ
由机械设计第4版（P231）图12.23c 得，
lim1600F MPa σ=，lim2450F MPa σ=
8）弯曲最小安全系数min F S
由机械设计第4版（P225）表12.14得，min F S =1.25
9）应力循环次数L N
由机械设计第4版（P226）表12.15，估计61031010L N ⨯<≤
1160L v h N N n t γ==
100060148003=⨯⨯⨯
79.610=⨯
原估计应力循环次数正确
7
7
129.610 1.98104.85L L N N i ⨯===⨯
10）弯曲寿命系数N Y
由机械设计第4版（P232）图12.24得，
10.93N Y =， 20.97N Y =
11）尺寸系数X Y
由机械设计第4版（P232）图12.25得，X Y =1.0
12）许用弯曲应力[]F σ
lim111min 6000.931[]4461.25F N X
F F Y Y MPa S σσ⨯⨯===
lim222min 4500.971[]3491.25F N X
F F Y Y MPa S σσ⨯⨯==
= 13）验算
111112F Fa Sa KT Y Y Y bd m εσ=
2 3.5977985
3 2.46 1.650.671301303⨯⨯=
⨯⨯⨯⨯⨯
1300[]F MPa σ=< 2221
211 2.19 1.8300291[]2.46 1.65Fa Sa F F F Fa Sa Y Y Y Y σσσ⨯==⨯=<⨯
传动无严重过载，故不作静强度校核。

另偏心齿轮的计算如下：
1）转矩1T
6119.5510p
T n =⨯
627.229.55101000/14.55=⨯⨯
63.7810()N mm =⨯⋅
式中 P-----电动机功率
1n -----齿轮转速
2）齿宽系数d ϕ
由机械设计第4版（P218）表12.13，取d ϕ=0.8
3）接触疲劳极限lim H σ
由机械设计第4版（P223）图12.17c 得，
lim 358H MPa σ=
4）初步计算的许用接触应力[]H σ
lim []0.90.9358322()H H MPa σσ≈=⨯=
5）d A 值
由机械设计第4版（P227）表12.16，取d A =95
6）齿轮直径1d
1d d A ≥
95=427()mm =
取12d d ==430mm
式中 u-----减速器传动比
1T -----齿轮转矩
7）齿宽b
b=1d d ϕ=0.8430344()mm ⨯=
8）圆周速度v
11601000d n v π=⨯ 4301000/14.55601000π⨯⨯=⨯
1.55(/)m s =
9）精度等级
由机械设计第4版（P207）表12。

6，选9级精度。

10）齿数z 和模数m
初取齿数140z =；2114040z iz ==⨯=
1143010.7540d m z ===
由机械设计第4版（P206）表12.3，取m=10，则
1124304310d z z m ====
3.4.3 减速器结构设计的计算
1．减速器各部位及附属零件的名称和作用
（1）窥视孔和窥视孔盖
在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

（2）放右螺塞
减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。

（3）油标
油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

（4）通气器
减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致
润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，达到机体内外其他相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

（5）启盖螺钉
机盖于机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后接合较紧，不易分开。

为便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

（6）定位销
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些。

如机体结构是对称的（如蜗杆传动机体），销孔位置不应对称布置。

（7）调整垫片
调整垫片由多片很薄的软金属制成，用以调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件（如涡轮、圆锥齿轮等）轴向位置的作用。

（8）环首螺钉、吊环和吊钩
在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。

在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。

（9）密封装置
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

2．计算铸铁减速器机体结构尺寸
1）机座壁厚δ
一级 δ=0.025a+1=10.5()mm ≥8mm
2）机盖壁厚1δ
一级 1δ=0.02a+1=8.60()mm ≥8mm
3）机座凸缘厚度b
b=1.5δ=15.75mm
4）机盖凸缘厚度1b
1b =1.51δ=12.90mm
5）机座底凸缘厚度2b
2b =2.5δ=26.25mm
6）地脚螺钉直径f d
f d =0.036a+12=25.68mm
7）地脚螺钉数目n
n=6（250~500a >）
8）轴承旁联接螺栓直径1d
1d =0.75f d =19.26mm
9）机盖与机座联接螺栓直径2d
2d =0.5f d =12.84mm
10）联接螺栓2d 的间距l
l =150~200取l =150mm
11）轴承盖端螺钉直径3d
3d =0.4f d =10.27mm
12）窥视孔盖螺钉直径4d
4d =0.3f d =7.70mm
13）定位销直径d
d =0.72d =8.99mm
14）12f d d d 至外机壁距离1c
1c =26mm （见机械设计课程设计指导书P27表4）
15）2f d d 至凸缘边缘距离2c
2c =24mm （见机械设计课程设计指导书P27表4）
16）轴承旁凸台半径1R
1R =2c =24mm
17）凸台高度h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

18）外机壁至轴承座端面距离1l
1l =12c c ++8=58mm
19）大齿轮顶圆（涡轮外圆）与内机壁距离1∆
1∆>1.2δ=12.60mm
20）齿轮端面与内机壁距离2∆
2∆>δ=10.5mm
21）机盖、机座肋厚1m 、m
1m ≈0.851δ=7.31mm
m ≈0.85δ=8.93mm
22）轴承端盖外径2D
2D =轴承孔直径+53d
23）轴承端盖凸缘厚度t
t =3d =10.27mm
24）轴承旁联接螺栓距离s
尽量靠近,以1Md 和3Md 互不干涉为准,一般取s 2D ≈
第4章结论
通过几个月的努力，基本实现了预期的设计目标，通过对所选择的零件的校核计算，得出如下结论：
（1）：高速压力机冲头上下往复运动是靠偏心齿轮完成的。

（2）：在本论文中的所有的计算值都是理论值，可能在实际中会存在一些其他的问题。

（3）：由于时间的仓促，对于该高速压力机设计所涉及到的其他机构，如送料机构、减震机构等，没有进行设计。

通过对所选课题的全面研究及所给参数的分析确定高速压力机的整体方案，并进行主轴组件的设计计算和主轴箱的整体结构安排，最终完成高速压力机的设计从而全面培养了综合运用所学的基础理论，分析解决实际问题的能力；为以后更好的走向工作岗位打下坚实的基础。

致谢
历时半载，从论文选题到搜集资料，从开题、写初稿到反复修改，期间经历了喜悦、痛苦和彷徨，在写论文的过程中心情是如此复杂。

如今，伴随着这篇毕业论文的最终成稿，复杂的心情烟消云散，自己甚至还有一点成就感。

在毕业设计规定的时间内,我做了大量的调查和研究,收集了较为全面的技术资料,阅读了大量的专业文献,并将它们运用到毕业设计当中,在设计中做了广泛的对比分析,设计计算。

对每个数据都进行了反复推敲,琢磨,不懂的问题,逐渐得到了解，独立工作的能力也大大的增强了。

在毕业设计的过程中，我体会到了作为劳动者的乐趣，也认识到学海无涯的深刻含义，同时也为我以后走向工作岗位，好好工作打下了坚实的基础。

此次毕业设计能够顺利完成与指导老师的辛勤劳动及耐心细致的教导是分不开的,本课题在选题及研究过程中得到王博老师的亲切关怀和悉心指导。

他严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。

从课题的选择到课题的最终完成，王博老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。

他不仅在学业上给我以精心指导，同时还在思想、生活上给我以无微不至的关怀，在此谨向王老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。

在论文即将完成之际，我的心情无法平静，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意!最后我还要感谢培养我长大含辛茹苦的父母。

同时，我也要感谢四年的大学生活，感谢吉林大学珠海学院的所有老师以及那些永远也不能忘记的朋友，他们的支持与感情是我永远的财富！
时间的仓促及自身专业水平的不足，整篇论文肯定存在尚未发现的缺点和错误，恳请阅读此篇论文的老师多予指正，不胜感激！
参考文献
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