畢業(yè)設(shè)計（論文）高速壓力機設(shè)計（含裝配圖）

1、高速壓力機摘 要機械壓力機是最主要的鍛壓設(shè)備。它的工作原理是:電機帶動皮帶輪運轉(zhuǎn)，經(jīng)減速箱減速，然后帶動軸轉(zhuǎn)動，利用偏心齒輪使其帶動沖頭上下往復(fù)運動，達到?jīng)_壓地目的。在設(shè)計過程中，首先查閱了有關(guān)高速壓力機的資料，了解了高速壓力機的工作原理及發(fā)展現(xiàn)狀，然后根據(jù)高速壓力機的設(shè)計方案要求，確定了該壓力機的機械部分設(shè)計地最佳方案，并對選擇的帶輪、齒輪等零件進行了校核計算，最后用cad繪圖軟件繪制了高速壓力機的總裝圖和主要零部件圖。關(guān)鍵詞：壓力機 帶傳動 齒輪傳動cad圖紙，聯(lián)系153893706high-speed pressabstractmechanical press is the most i

2、mportant forging equipment。its working principle is: motor driven pulley operation, after reduction box slowdown，then driven rotational axis，use of eccentric gear，it led to-head under the reciprocating，to achieve the aim of stamping。in the process of the design, at first, access to high-speed presse

3、s on the information，to understand the high-speed presses of its operation and the development present situation，then, according to the fuselage design proposal request，determining the mechanical design of the press and the best option，and choose the pulley, gear and other parts were calculated chec

4、king，finally, using cad software draw the assemble diagram and related part diagrams of the machine.key word: press machine；belt drive； gear drive目 錄第一章 緒論11.1高速壓力機的背景11.2高速壓力機在國內(nèi)外的研究狀況11.3高速壓力機的應(yīng)用21.4本論文設(shè)計內(nèi)容2第二章 高速壓力機的總體方案及傳動裝置設(shè)計32.1高速壓力機的總體方案設(shè)計32.1.1高速壓力機運動方案的擬定32.1.2 高速壓力機的主要技術(shù)參數(shù)的擬訂42.2 傳動裝置的總體設(shè)計

5、4第三章 高速壓力機設(shè)計的計算63.1選擇電動機63.1.1選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)。63.1.2曲柄壓力機-工作循環(huán)所消耗的能量63.1.3電動機功率83.2計算總傳動比及各級傳動比分配93.2.1計算傳動比93.2.2分配傳動裝置傳動比93.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)103.4傳動零件的設(shè)計計算123.4.1帶傳動的設(shè)計計算123.4.2齒輪傳動(外嚙合)零件設(shè)計的幾何計算153.4.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計的計算23第四章 結(jié)論27致謝28參考文獻29第一章 緒論1.1高速壓力機的背景隨著我國制造業(yè)的發(fā)展，高速壓力機床的發(fā)展越來越成為機械制造行業(yè)的中流砥柱，通用型高性能壓力機，廣泛

6、適用于航空、汽車、農(nóng)機、電機、電器、儀器儀表、醫(yī)療器械、家電、五金等行業(yè)。鍛壓機械是指在鍛壓加工中用于成形和分離的機械設(shè)備，1842年，英國工程師史密斯創(chuàng)制第一臺蒸汽錘，開始了蒸汽動力鍛壓機械的時代。1795年，英國的布拉默發(fā)明水壓機，但直到19世紀(jì)中葉，由于大鍛件的需要才應(yīng)用于鍛造。隨著電動機的發(fā)明，十九世紀(jì)末出現(xiàn)了以電為動力的機械壓力機和空氣錘，并獲得迅速發(fā)展。二十世紀(jì)初，鍛壓機械改變了從19世紀(jì)開始的向重型和大型方向發(fā)展的趨勢，轉(zhuǎn)而向高速、高效、自動、精密、專用、多品種生產(chǎn)等方向發(fā)展。于是出現(xiàn)了每分種行程2000次的高速壓力機。所謂高速壓力機一般是指每分鐘的行程次數(shù)為普通壓力機的510倍

7、的壓力機。高速壓力機是帶有自動送料裝置，可完成板料高效率、精密加工的機械壓力機，具有自動、高速、精密三個基本要素。自60年代以來，高速壓力機已有較大的發(fā)展，其每分鐘行程次數(shù)已從幾百次發(fā)展到3千次左右，其噸位已從十噸發(fā)展到上百噸。目前高速壓力機主要用在電子、儀器儀表、輕工、汽車等行業(yè)中進行特大批量的沖壓生產(chǎn)。近年來，隨著模具技術(shù)和沖壓技術(shù)的發(fā)展，高速壓力機的應(yīng)用范圍在不斷地擴大，數(shù)量在不斷地增加。預(yù)計不久的將來，高速壓力機在沖壓用壓力機中的比例將會愈來愈大。1.2高速壓力機在國內(nèi)外的研究狀況近十多年來，隨著對發(fā)展先進制造技術(shù)的重要性獲得前所未有的共識，沖壓成形技術(shù)無論在深度和廣度上都取得了前所未

8、有的進展，其特征是與高新技術(shù)結(jié)合，在方法和體系上開始發(fā)生很大變化。計算機技術(shù)、信息技術(shù)、現(xiàn)代測控技術(shù)等沖壓領(lǐng)域的滲透與交叉融合，推動了先進沖壓成形技術(shù)的形成和發(fā)展。冷沖壓生產(chǎn)的機械化和自動化，為了滿足大量生產(chǎn)的需要，沖壓設(shè)備已由單工位低速壓力機發(fā) 展到多工位高速壓力機。一般中小型冷沖件，既可在多工位壓力機上生產(chǎn)，也可以在高速壓力機上采用多工位級進模加工，是冷沖壓生產(chǎn)達到高度自動化。在汽車、航空航天、電子和家用電器領(lǐng)域，需要大量的金屬板殼零件，特別是汽車行業(yè)要求生產(chǎn)規(guī)?；④囆蛡€性化和覆蓋件大型一體化。進入21 世紀(jì)，我國汽車制造業(yè)飛速發(fā)展，面對這一形勢，我國的板材加工工藝及相應(yīng)的沖壓設(shè)備都有了

9、長足的進步。1.3高速壓力機的應(yīng)用隨著電子工業(yè)的發(fā)展，小型電子零件的需求日趨高漲，促進了高精度、高效率的高速壓力機的發(fā)展。目前日本已成為高速壓力機技術(shù)的領(lǐng)軍，在100kn壓力、8mm沖程下，滑塊速度可達4000次/min。我國金豐、江蘇揚鍛、高將精機、江蘇揚力、徐鍛和西安通力等公司都有高速壓力機產(chǎn)品。2004年已開發(fā)出了速度達1200次/min的sh系列sh25開式高速精密壓力機。其他還有vh開式、jf75g閉式系列高速壓力機。這些壓力機廣泛應(yīng)用于電子和微電子行業(yè)，全面提高了行業(yè)技術(shù)裝備水平，替代了大量的進口機床。1.4本論文設(shè)計內(nèi)容為了提高生產(chǎn)效率，壓力機在不斷向高速發(fā)展。目前，國內(nèi)自行設(shè)計

10、，生產(chǎn)的高速壓力機較少，主要還是以進口設(shè)備為主。因此，急需要設(shè)計一重高速壓力機，滿足生產(chǎn)需要。第二章 高速壓力機的總體方案及傳動裝置設(shè)計2.1高速壓力機的總體方案設(shè)計2.1.1高速壓力機運動方案的擬定隨著我國制造業(yè)的發(fā)展。高速壓力機的發(fā)展越來越成為機械制造行業(yè)的中流砥柱，本文旨在設(shè)計沖壓效率高，機器的結(jié)構(gòu)簡單，成本低，工作可靠，自動化程度高，機械震動小的高速壓力機。該高速壓力機的工作機構(gòu)采用曲柄滑塊機構(gòu)，由曲柄，連桿，滑塊等零件。傳動系統(tǒng)為齒輪傳動。由于開式壓力機操縱簡單，本論文所設(shè)計的壓力機的沖壓力為：100。故本文采用開式。壓力機運動方案如下圖： 2.1.2 高速壓力機的主要技術(shù)參數(shù)的擬訂

11、高速壓力機的主要技術(shù)參數(shù)是反映一臺壓力機的工藝能力，所能加工零件的尺寸范圍，以及有關(guān)生產(chǎn)率等指標(biāo)。擬訂分別如下：1 公稱壓力 1000 2 滑塊行程 303 沖頭工作頻率 1000次/4 工作臺板尺寸 前后 500 左右 8005 滑塊底面尺寸 前后 300 左右 4006 立柱間的距離 4502.2 傳動裝置的總體設(shè)計由于本文設(shè)計的高速壓力機承載能力和速度大，故采用圓柱齒輪傳動和帶傳動。按照工作要求和條件。 3種傳動方案如下圖所示：其中 a為帶傳動和直齒輪傳動； b為直齒輪傳動; c直齒輪傳動和斜齒輪傳動.本文選a)傳動方案。第三章 高速壓力機設(shè)計的計算3.1選擇電動機3.1.1選用三相籠型

12、異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)。 電動機功率計算：其中：-平均功率（千瓦） a -工作循環(huán)所需的總能量（焦） t - 工作循環(huán)時間（秒） k一般為1.2-1.6 ，本文中取1.6式中 n 為壓力機滑塊行程次數(shù) 為壓力機行程利用系數(shù)，采用自動化送料為1，本文中取0.63.1.2曲柄壓力機-工作循環(huán)所消耗的能量壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量a為 a= 式中：-工件變形功（屬有效能量） -拉延墊工作功，即進行拉延工藝時壓邊所需的功（屬有效能量） -工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量 -工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 -壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量 -單行程時滑塊停頓飛輪

13、空轉(zhuǎn)所消耗的能量 -單次行程時滑塊時離合器接合所消耗的能量下面對這些能量分別計算：1）工件變形功=0.315(焦)式中 -為壓力機公稱壓力（牛） -為板料厚度（米）對于快速壓力機（毫米）故=63000（焦）、2）拉延墊工作功式中 -為壓力機公稱壓力（牛） -為壓力機滑塊行程長度（米）故=833.3（焦）3）工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量式中 -摩擦當(dāng)量力臂（米） -公稱壓力（牛） -公稱壓力角（度）故 =2088（焦）4）工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量為：式中 -壓力機公稱壓力（牛） -壓力機總的垂直變形（米） -壓力機垂直剛度 故=1250（焦）5）壓力機空

14、程向下和空程向上時所消耗的能量根據(jù)曲柄壓力機空程損耗功及飛輪空轉(zhuǎn)損耗功率表知=100（焦）0.16(千瓦)6）滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時所消耗的能量（千米）式中 -壓力機單次行程時的循環(huán)周期（秒） -曲軸回轉(zhuǎn)一周所需時間（秒） -壓力機行程次數(shù)及行程利用系數(shù)。故 =11400（焦）7）單行程時，離合器接合所消耗的能量（焦）綜上所述：總功 a= 63000+833.3+2088+1250+100+11400+ 故a=102089焦3.1.3電動機功率選用電動機型號為 同步轉(zhuǎn)速1000r/min ，6極，滿載轉(zhuǎn)速970r/min 3.2計算總傳動比及各級傳動比分配3.2.1計算傳動比因為壓力機行程 s=3

15、0mm求主軸轉(zhuǎn)速沖頭工作頻率p=1000次/min 滑塊行程s=30mm故滑塊與連桿線速度v=1m/s主軸轉(zhuǎn)速故總傳動比式中 -電動機滿載轉(zhuǎn)速（r/min）3.2.2分配傳動裝置傳動比分配傳動比應(yīng)考慮以下原則：1.各級傳動的傳動比應(yīng)在合理范圍內(nèi)，不超出允許的最大值，以符合個中傳動形式的工作特點，并使結(jié)構(gòu)比較緊湊。2.應(yīng)注意使各級傳動件尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)勻稱合理。3.盡量使傳動裝置外廓尺寸緊湊或重量較小。4.盡量使各級大齒輪浸油深度合理（低速級大齒輪浸油稍深，高速級大齒輪能浸到油。）在臥式減速器設(shè)計中，希望各級齒輪直徑相近，以避免為了各級齒輪都能浸到油，而使某級大齒輪浸油過深造成攪油損失增加。5.要

16、考慮傳動零件之間不會干涉碰撞。由式=式中 -帶傳動的傳動比-減速器的傳動比為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取=3，則減速器傳動比為：因此帶傳動的傳動比為3，減速器的傳動比為4.85。3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸轉(zhuǎn)速i軸 ii軸 2）各軸輸入功率i軸 ii軸 iii軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率0.98。3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動機輸出轉(zhuǎn)矩 iii軸輸入轉(zhuǎn)矩i軸 ii軸 iii軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98。運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名功率pkw轉(zhuǎn)矩t轉(zhuǎn)速nr/min傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸27.2226897030.96i軸26.13

17、25.61771.8756.43234.850.95ii軸24.8424.343558348766.673.4傳動零件的設(shè)計計算3.4.1帶傳動的設(shè)計計算帶傳動是兩個或多個帶輪之間用帶作為撓性拉曳零件的傳動，工作時借助零件之間的摩擦（或嚙合）來傳遞運動或動力。根據(jù)帶的截面形狀不同，可分為平帶傳動、v帶傳動、同步帶傳動、多楔帶傳動等。帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，其優(yōu)點有：1）能緩和載荷沖擊；2）運行平穩(wěn)，無噪聲；3）制造和安裝不像嚙合傳動那樣嚴(yán)格；4）過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；5）可增加帶長以適應(yīng)中心距較大的工作條件（可達15m）。由于本設(shè)計中要求轉(zhuǎn)速高，為保證

18、穩(wěn)定傳動皮帶不打滑，選用v帶傳動，計算如下：（1）定v帶型號和帶輪直徑1）工作情況系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p188）表11.5得， 2）計算功率3）選帶型號由機械設(shè)計第4版（p188）查看圖11.15選c型。4）小帶輪直徑由機械設(shè)計第4版（p189）表11.6取=400mm5）大帶輪直徑 （設(shè)=0.01）6）大帶輪轉(zhuǎn)速 （2）計算帶長初取中心距=650mm帶長由機械設(shè)計第4版（p179）圖11.4得基準(zhǔn)長度（3）求中心距和包角1）中心距 2）小輪包角（4）求帶根數(shù)帶速由機械設(shè)計第4版（p191-192）表11.8查得；由機械設(shè)計第4版（p191-192）表11.8查得；由機械設(shè)計第4版（p194

19、-195）表11.12查得；由機械設(shè)計第4版（p193）表11.10查得故帶根數(shù)取根（5）求軸上載荷張緊力 （由機械設(shè)計第4版（p179-180）表11.4查得帶質(zhì)量）軸上載荷 3.4.2齒輪傳動(外嚙合)零件設(shè)計的幾何計算和其他機械傳動比較，齒輪傳動的主要優(yōu)點是：工作可靠，使用壽命長；瞬時傳動比為常數(shù)；傳動效率高；結(jié)構(gòu)緊湊；功率和速度適用范圍很廣等。缺點是：齒輪制造需要專用機床和設(shè)備，成本較高；精度低時，振動和噪聲較大；不宜用于軸間距離大的傳動等。齒輪傳動應(yīng)滿足下列兩項基本要求：1）傳動平穩(wěn)要求瞬時傳動比不變，盡量減小沖擊、振動和噪聲；2）承載能力高要求在尺寸小、重量輕的前提下，齒輪的強度高

20、、耐磨性好，在預(yù)定的使用期限內(nèi)不出現(xiàn)斷齒等失效現(xiàn)象。在齒輪設(shè)計和生產(chǎn)中，有關(guān)齒廓曲線、齒輪強度、制造精度、加工方法以及熱處理工藝等，基本上都是圍繞這兩個基本要求進行的。預(yù)期使用壽命10年，每年300個工作日。在使用期限內(nèi)，工作時間占20%。載荷無變化，動力機為電動機，工作有中等振動，傳動不逆轉(zhuǎn)，齒輪對稱布置。傳動尺寸無嚴(yán)格限制，小批量生產(chǎn)，齒面允許少量點蝕，無嚴(yán)重過載。因傳動尺寸無嚴(yán)格限制，批量較小，故小齒輪用，調(diào)質(zhì)處理，硬度241hb286hb，平均取為260hb，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229hb286hb，平均取240hb。齒輪傳動計算如下：一齒面接觸疲勞強度計算1初步計算1）轉(zhuǎn)矩

21、 式中 p-電動機功率 -小齒輪轉(zhuǎn)速2）齒寬系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p218）表12.13，取=1.03）接觸疲勞極限 由機械設(shè)計第4版（p223）圖12.17c得， 4）初步計算的許用接觸應(yīng)力 5）值由機械設(shè)計第4版（p227）表12.16，取=856）初步計算的小齒輪直徑 取=130mm式中 u-減速器傳動比-小齒輪轉(zhuǎn)矩7）初步齒寬b b=2校核計算1）圓周速度 2）精度等級由機械設(shè)計第4版（p207）表12。6，選8級精度。3）齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)；由機械設(shè)計第4版（p206）表12.3，取m=3，則 4）使用系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p215）表12.9，=1.55）動載系數(shù)由機械設(shè)計第

22、4版（p216）圖12.9，=1.16）齒間載荷分配系數(shù) 由此得 7）齒向載荷分布系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p218）表12.118）載荷系數(shù)k 9）彈性系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p221）表12.12，=189.810）節(jié)點區(qū)域系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p222）圖12.16，取=2.511）接觸最小安全系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p225）表12.14，取=1.0512）總工作時間 13）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p226）表12.15，估計 原估計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確。 14）接觸壽命系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p224）圖12.18，取 15）許用接觸應(yīng)力 16）驗算 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適

23、，齒輪尺寸無需調(diào)整。3確定傳動主要尺寸1）實際分度圓直徑d因模數(shù)取標(biāo)準(zhǔn)值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，故分度圓直徑不會改變，即2）中心距a 3）齒寬b 取 二齒根彎曲疲勞強度驗算1）重合度系數(shù) 2）齒間載荷分配系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p217）表12.10，3）齒向載荷分布系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p225）圖12.14，4）載荷系數(shù)k 5）齒形系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p229）圖12.21得， 6）應(yīng)力修正系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p230）圖12.22得，7）彎曲疲勞極限 由機械設(shè)計第4版（p231）圖12.23c得，8）彎曲最小安全系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p225）表12.14得，=1.2

24、59）應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p226）表12.15，估計 原估計應(yīng)力循環(huán)次數(shù)正確 10）彎曲壽命系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p232）圖12.24得， 11）尺寸系數(shù)由機械設(shè)計第4版（p232）圖12.25得，=1.012）許用彎曲應(yīng)力13）驗算 傳動無嚴(yán)重過載，故不作靜強度校核。另偏心齒輪的計算如下：1）轉(zhuǎn)矩 式中 p-電動機功率 -齒輪轉(zhuǎn)速2）齒寬系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（p218）表12.13，取=0.83）接觸疲勞極限 由機械設(shè)計第4版（p223）圖12.17c得，4）初步計算的許用接觸應(yīng)力 5）值由機械設(shè)計第4版（p227）表12.16，取=956）齒輪直徑 取=430mm式中

25、u-減速器傳動比-齒輪轉(zhuǎn)矩7）齒寬b b=8）圓周速度 9）精度等級由機械設(shè)計第4版（p207）表12。6，選9級精度。10）齒數(shù)z和模數(shù)m初取齒數(shù)；由機械設(shè)計第4版（p206）表12.3，取m=10，則3.4.3減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計的計算1減速器各部位及附屬零件的名稱和作用（1）窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。（2）放右螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。（3）油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。（4）通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于

26、摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣體自由逸出，達到機體內(nèi)外其他相等，提高機體有縫隙處的密封性能。（5）啟蓋螺釘機蓋于機座接合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后接合較緊，不易分開。為便于取下機蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。（6）定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，銷孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對稱的（如蝸桿傳動機體），銷孔位置不應(yīng)對稱布置。（7）調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用以調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零

27、件（如渦輪、圓錐齒輪等）軸向位置的作用。（8）環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。在機座上鑄出吊鉤，用以搬運機座或整個減速器。（9）密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。2計算鑄鐵減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸1）機座壁厚一級 =0.025a+1=8mm2）機蓋壁厚一級 =0.02a+1= 8mm3）機座凸緣厚度bb=1.5=15.75mm4）機蓋凸緣厚度=1.5=12.90mm5）機座底凸緣厚度=2.5=26.25mm6）地腳螺釘直徑=0.036a+12=25.68

28、mm7）地腳螺釘數(shù)目nn=6（）8）軸承旁聯(lián)接螺栓直徑=0.75=19.26mm9）機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=0.5=12.84mm10）聯(lián)接螺栓的間距=150200取=150mm11）軸承蓋端螺釘直徑=0.4=10.27mm12）窺視孔蓋螺釘直徑=0.3=7.70mm13）定位銷直徑=0.7=8.99mm14）至外機壁距離=26mm（見機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書p27表4）15）至凸緣邊緣距離=24mm（見機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書p27表4）16）軸承旁凸臺半徑=24mm17）凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。18）外機壁至軸承座端面距離=+8=58mm19）大齒輪頂圓（渦輪外圓）與內(nèi)機壁距離1.2=12.60mm20）齒輪端面與內(nèi)機壁距離=10.5mm21）機蓋、機座肋厚、0.85=7.31mm0.85=8.93mm22）軸承端蓋外徑=軸承孔直徑+523）軸承端蓋凸緣厚度=10.27mm24）軸承旁聯(lián)接螺栓距離盡量靠近,以和互不干涉為準(zhǔn),一般取第四章 結(jié)論通過幾個月的努力，基本實現(xiàn)了預(yù)期的設(shè)計目標(biāo)，通過對所選擇的零件的校核計算，得出如下結(jié)論：（1）：高速壓力機沖頭上下往復(fù)運動是靠偏心齒輪完成的。（2）：在本論文中的所有的計算值都是理論值，可能在實際中會存在一些其他的問題。（3）：由于時間的倉促，對于該高速壓力機設(shè)計所涉及到的其他機構(gòu)，如送料機