专用精压机的设计49

1.1设计专用精压机的目的和意义

设计的目的是为了更实用，精压机构运动更科学，科技和技术含量提高，运动效率更高，更节省成本。随着科学技术的提高，各种复杂专业场合对精压机提出了更高或者更专门的要求。因此对专用精压机进行改造设计具有极大的现实意义。设计的目的是为了实用，面对激烈的市场竞争，只有技术性能更加进步、更加符合生产实际需要的产品才能赢得市场。

1.2本课题所涉及的问题及国内（外）研究现状及分析 1.2.1国内研究现状及分析

我国今年来随着工业的发展，对压力机械的要求也逐渐提高，尤其是其精度，效率，社会效益，经济性等各方面。精压机的发展就有了很大的研究空间。各种环境下的品种繁多。万变不离其宗，归根结底还是对其组成机构的优化。目前国内主要科研机构、学校研发中心、工业企业等主要的工作是从其运动学的角度对机构的优化工作进行可行性分析。随着国内基本建设和国民经济的持续发展，我国的建设机械市场已经成为国际设备制造商关注的焦点，精压机械行业也不例外，外资的进入，进一步加剧了市场的竞争程度，国内破碎机械企业要想在竞争的大潮中取得先机，其首要问题就是要提高现有精压设备的质量和技术含量，尽快缩小与国外先进水平的差距，创造自己的品牌，争取市场主动。 1.2.2国外研究现状及分析

1

国外关于精压机方面的研究比之国内要深入和宽广的多，并且多以理论联系实验综合进行分析考虑，经过总结所查阅的文献，大致可将国外所做关于精压机的研究工作归纳为对其运动机构的优化，对干壳体所作的改进 ，包括从材料方面入手。精压机械在国外已受到部门、企业界、高等学校与研究机构的高度重视。美国MIT、Berkeley、Stanford\\AT&T的15名科学家在上世纪八十年代末机械加工提出\"小机器、大机遇：关于新兴领域--微动力学的报告\"的国家建议书，声称\"由于动力学(微系统)在美国的紧迫性，应在这样一个新的重要技术领域与其他国家的竞争中走在前面\"，建议财政预支费用为五年5000万美元，得到美国领导机构重视。日本通产省1991年开始启动一项为期10年、耗资250亿日元的精压机械大型研究计划，研制两台样机。该计划有筑波大学、东京工业大学、东北大学、早稻田大学和富士通研究所等几十家单位参加。欧洲工业发达国家也相继对微型系统的研究开发进行了重点投资。 1.3完成本课题所必须的工作条件及解决的办法

1了解精压机及其整个精压机行业的国内外发展现状：上网和图书馆查阅相关资料文献。

2确定设计方案：参考资料，进行设计，问询老师、同学。 3确定各种组成机构：上网和图书馆查阅，到学校工厂进行实际测量

4画装配图：利用运用AutoCAD软件制图

5计算校核：参考资料书中的计算方法和公式等进行计算校核

2

2、工作原理及工艺动作过程

专用精压机是用于薄壁铝合金制件的精压深冲工艺，它是将薄壁铝板一次冲压成为深筒形。如图1（a）所示，上模先以比较小的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，以后，上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。它的主要工艺动作有： （1） 将新坯料送至待加工位置；

（2） 下模固定、上模冲压拉延成形将成品推出膜腔。

(a) （b）

图1 加工工件及上模运动规律

3、原始数据和设计要求

（1） 动力源是电动机，作转动；冲压执行构件为上模，作上下往复

直移运动，其大致运动规律如图1（b）所示，具有快速接近工

3

件、等速工作进给和快速返回的特性。 （2） 精压成形制品生产率约每分钟70件。

（3） 上模移动总行程为280 mm，其拉延行程置于总行程的中部，约

100 mm。

（4） 行程速比系数K≥1.3。 （5） 坯料输送的最大距离200 mm。

（6） 上模滑块总质量40 kg,最大生产阻力为5000 N，且假定在拉延

区内生产阻力均衡；

（7） 设最大摆动件的质量为40kg/mm，绕质心转动惯量为2

kgּ m2/mm，质心简化到杆长的中点。其它构件的质量及转动惯量均忽略不计；

（8） 传动装置的等效转动惯量（以曲柄为等效构件，其转动惯量设

为30 kgּ m2，机器运转许用不均匀系数[δ]为0.05） （9） 机构应具有较好的传力性能，特别是工作段的压力角应尽可

[]40能小，传动角大于或等于许用传动角

4、模拟机构运动循环图

根据此设计的运动基本原理模拟此机构的运动循环过程，通过下图表示：

4

图2 机构运动循环图

由上图可知：上模运动在它的正行程时，推杆和上顶机机构在一个运动周期内，当机构都在回程中；当上模冲压完成之后，推杆开始将胚料输送至待加工位置，上顶机构也同时将成品顶出下模，实现一个工作周期。

5、机构运动方案的评定和选择 5.1提出设计方案:

该专用精压机包含有冲压和送料两个执行机构。在冲压机构的工作段要求从动件能够等速运动，在回程阶段应具有急回特性，此外对机构的动力性能也有一定的要求，传动角与压力角需符合标准。同时送料机构能够准确的在一定时间内将坯料送至待加工位置。则有以下三种方案。三种可能的方案轮控制其运动方式，无太大的受力，需要的传动结构简单，通过倒置法能够确定凸轮的大致轮廓。送料机构是由摆杆滑块机构完成。

方案一：凸轮—连杠冲压机构＋摆杆—滑块送料机构（见图3）。冲

5

压机构由凸构组成的，按机构运动循环图可确定摇杆工作位置和从动件的运动规律，使其能在规定时间内将工件送至待加工位置。

图3凸轮—连杠冲压机构＋摆杆—滑块送料机构

方案二：凸轮—连杆冲压送料机构（见图4）送料和冲压机构都是由凸轮连杆机构组成。连杆机构可通过对杆长的计算设计，当选择好适当的杆长尺寸后，能实现所需的行程速比以及运动要求。通过铰链点与杆长的适当选择，能使机构具有较小的压力角和较为理想的传动角，使其达到运动功能，满足传动要求。凸轮轮廓线可根据运动的要求用机构倒置法求出，从而使送料、冲压和上顶同时完成，并也能满足急回与匀速这一运动要求，在完成预定运动的同时，使整个加工效率提高。

6

图4凸轮—连杆冲压送料机构

方案三：摆动导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构。冲压机构:参考《机械设计基础》中的有关连杆机构,并且经过改进，将其凸轮机构高副低代后得到了由摇杆和滑块组成的摆动导杆机构。导杆机构的尺寸确定可按给定的行程速度变化系数K设计，上模将具有急回的特性，摇杆滑块机构的组合可按照要求使上模在工作段接近于匀速。送料机构：摇杆滑块送料机构通过齿轮与上部曲柄轴相连。可调节其在整个运动中的初始位置使推杆在预定时间将胚料送至待加工的位置。如取一定的偏距，则其也具有急回的特性。如下:

7

图5摆动导杆冲压机构 + 曲柄-滑块送料机构

5.2最终方案的确定

考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边，则成品就不能从下模的下部离开，而在第3方案的设计基础上，成品只可由一机构垂直将其顶出上模，然后同时由下一个送来的配料将其横向地推出下模工作台面。这样就在第3方案的基础上增加了一个”上顶“机构，此机构的运动方向基本和上模相同，上模在回程时呈现出急回的特性，而”上顶”机构为了能迅速的将在下模中的成品顶出，其需要急速向上运动的特性。所加“上顶机构”如下图6：

图6上顶机构

8

所以，综上可以得到整体的机构简图，其优点是显而易见的：稳定性良好，传动平稳，整体结构比较简单，经济性较好，易于流水线生产，可以形成规模；加工成本也是相对而言比较少的。纵观以上几点在加上“上顶机构”的添加，此总体这样是最为合适的，则设计此机构的总体简图如下图7：

图7最终方案

5.3最终决定方案的工作原理

参见机械运动简图7：摇杆-滑块送料机构JHG用推板K将待加工工件推到预定加工位置（D、Q的正下方）。在送料机构JHG送料后回程时，上模滑块冲压机构CBA已经进入工作阶段，D处滑块先快速接近原料，再以等速对其进行冲压，同时下模滑块冲压机构PNM恰好到达最低极限位置顶住工件。当冲压完成后，上模冲压机构CBA

9

滑块急回向上退回，而下模冲压机构PNM由最低位置急速向上运动顶出工件。此时，送料机构JHG再次送料，新的待加工工件在成品被完全顶出时到达预定位置，将成品推下工作台，这样就完成了一个周期的动作。

6、传动系统方案的设计 6.1电动机的计算与选择

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电动机是机械系统中的驱动部分。工作机对起动、过载、运转平整性、调速和控制要求较高，且专用精压机要求洁净的工作平台，所以它要求不能污染成品与工作台而且便于清洗，因而液压传动不符合条件，同时气压和液压的成本都较高，最终选择电动机传动。通过对机构的分析和实际情况的综合考虑，对电机的各个参数做出如下计算：

首先，考虑到电机输出功率的传递效率问题，电机应该安装在靠近工作件的齿轮轴上，又由于大齿轮输入动力时可以传递较大的扭矩，故选择将电机安装在与齿轮F的轴线上，且根据任务书的要求；每分钟生产70个工件，则电机的转速可以确定为35r/min，故齿轮A的角速度就可以算得：ω=3.6rad/s，那么由此首先可以确定A轮的转动惯量:

1/2mv12=1/2jω2

这里V1取半个行程的速度平均值V1=0.32m/s，上模块质量m=40kg,由此可以推算齿轮

A的转动惯量为：

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J=40*0.322/3.62kg*m2=0.32kg*m2

从而可以推出其他齿轮的转动惯量：JF=JL=2.56kg*m2,JA=JG=JM=0.32kg*m2

从而由此根据能量守恒定律在冲压成形的过程中，可以估算出电机的功率：

P=（1/2mv2+1/2J1ω12*3+1/2J2ω

2*2+Ff*d）/t

代入数据可得：P=746w

考虑到齿轮传输中的机械损失，取功率为1.1KW的电机。查阅《机械设计手册》选择三相交流异步电动机，其型号为Y90L-6。 Y90L-6型电动机的基本参数为：转速910r/min,W额=1.1KW，最大转矩2.2N*mm，电机轴的直径D=24mm，键槽F=8mm。 6.2减速箱的计算与选择

根据生产成品的速率可知主轴转速为35r/min，则公称传动比i=n1/n2=26，查阅《机械设计手册》选择标准三级圆柱齿轮减速器，其型号为ZSY。其公称传动比范围：22.4—100，总中心距范围：352—1570，重量150—10800kg。具体选择型号ZSY（低速级中心距），传动比i=20—35.5，中心距160，输入轴d1=24mm m6；输出轴d2=75mm n6 6.3联轴器的选择

根据实际需要，以及电动机轴和减速箱输入轴的数据，查阅《机械设计实用手册》选择齿式联轴器，型号GⅡCL1,公称转矩355N*m，

11

许用转速4000r/min，轴孔直径24mm。减速箱输出轴和齿轮轴F之间的减速器同样为齿式联轴器，其型号为GⅡCL5，公称转矩2800N*m，许用转速4000r/min，轴孔直径40mm;75mm。 6.4机械系统传动方案

当电动机、减速箱、联轴器，选择确定以后，本方案选择齿轮传动动力，整体传动方案为：电动机提供原动力，通过减速箱，输出设计需要的转速，在通过齿轮传动，最后冲压机构完成动作。则整体传动系统图为下图：

图8精压机传动系统

7、机构的尺寸设计 7.1执行机构的尺寸设计 7.1.1上模冲压机构的尺寸设计

因上模冲压机构采用曲柄滑块的传动机构，且根据任务书的要求行程速比系数K取1.8，则级位夹角=180°(K-1)/(K+1)=52°。且要求上模冲压的总行程为280mm，则冲模锤的最高点到最低点的距离H为140mm；则考虑两个极限位置时可以算出

12

2*CD*Sin/2=280

CD=320mm

取曲柄AB=250mm，得知AC=513mm。 7.1.2下模顶出机构的尺寸设计

下模采用与上模相称的设计方案，K值与上移距离均与上模相同。即曲柄MN=AB=250mm，机架PM=AC=513mm。 7.2传动系统的尺寸设计

为了方便运算以及统一性，且在保证大于冲锤的冲程范围。取三个小齿轮的分度圆直径d=160mm，大齿轮分度圆直径D=320mm，所有齿轮模数相同m=8mm。则小齿轮的齿数z=20，大齿轮的齿数Z=40。GL水平距离取200mm，与此同时，为了保证推杆送料机构具有急回特性，且方便计算，采用曲柄滑块机构输送原料。根据输送原料时的推杆最大行程以及四连杆机构的行程速比系数K=1.8，考虑两处极限位置，可以算出曲柄NG=78mm，连杆JN=1mm。 8、齿轮的设计计算与校核

根据设计要求需要5个齿轮。齿轮对称布置，软齿面。三个相同的小齿轮，两个相同的大齿轮。 8.1确定许用应力

设计小齿轮采用40MnB调质处理，查《机械设计基础》表11-1知：齿面硬度为241-286HBS，σ

Hlim1=730MPa，σFE=600MPa；大齿轮

Hlim2用ZG35SiMn调质处理，齿面硬度为241-269HBS，σ

=620 MPa，

σFE2=510MPa。继续查阅《机械设计基础》表11-5，取SH=1.1，

13

SF=1.25，故：

σH1（8-1）

=

σHlim1730==6MPaSH1.1

σH2（8-2）

=

σHlim2620==5MPaSH1.1

σF1（8-3）

FE1=

SF=

600=480MPa1.25

σF2（8-4）

8.2按齿面接触强度设计

=

σFE2510==408MPaSF1.25

设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.5(表11-3)，齿宽系数φd=0.8（表11-6）。

大齿轮上的转矩T1=9.55×106×（8-5）

取ZE＝188（表11-4）

3d1PI0.993=9.55×106×=271N*m

35n12KT1u1ZEZH23()du[H]21271211882.52()1.025＝376.4mm

（8-6）

齿数： Z1=40 Z2= =20； 模数m=8mm；

14

齿宽b=φdd1=0.8376.4mm=301.12mm，取302mm； 则b1=302mm,b2=312mm

则实际的d1=z*m=40*8=320mm，d2=20*8=160mm； 中心距：=

d+d122=

160+320=240mm； 2取a=240mm。 8.3验算轮齿弯曲强度

齿形系数YFa1=2.56，（图11-8），YSa1=1.63（图11-9），查阅《机械设计基础》获得

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（8-9）

对照《机械设计基础》表11-2可知选用8级精度是合宜的。 9轴的设计计算与校核 9.1轴的材料的选择

此设计中用到了五根齿轮轴，根据设计要求两根大齿轮轴相同，三根小齿轮轴相同。而轴的材料主要是碳钢和合金钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以热处理或化学处理的方法提高其耐磨性和抗疲劳强度。所以我们用的是45钢，调质处理。

9.2大齿轮轴最小直径的计算

根据《机械设计基础》公式（14-6）可得大齿轮轴的最小直径

d3Mcamm35.56mm0.11b

15

（9-1）

22MM(T)ca而为当量弯矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载

情况及产生应力的循环特性差异的系数，其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求当量弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时，≈0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取≈0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力

1b为轴的许用弯曲应力，时，则取=1。其值按参考资料[6]表11.4

选用。

根据本设计的技术要求，又由于轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计算的轴径d应增大，一个键槽增大4﹪～6%，两个键槽增大7%～13%

所以圆整后取轴的最小直径为40mm。 9.3大齿轮轴的设计

轴上零件的定位、固定、装配：如下图9 Ⅰ：d140mm，L160mm； Ⅱ：d248mm，L280mm； Ⅲ：d350mm，L320mm； Ⅳ：d458mm，L410mm。 Ⅴ：d568mm，L580mm。 Ⅵ：d658mm，L610mm。

16

Ⅶ：d740mm，L718mm。

所以轴的总长度为LL1L2L3L4L5L6L7 60802010801018

278mm

图9 大齿轮轴

9.4小齿轮轴的最小直径的计算

根据《机械设计基础》公式（14-6）可得小齿轮轴的最小直径

d3Mcamm26.45mm0.11b

（9-2）

22MM(T)ca而为当量弯矩，其中是考虑扭矩和弯矩的加载

情况及产生应力的循环特性差异的系数，其含义是将非对称循环变化的扭矩转化为对称循环变化的当量扭矩切应力。因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求当量弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭矩切应力为静应力时，≈0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取≈0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力

17

1b为轴的许用弯曲应力，时，则取=1。其值按参考资料[6]表11.4

选用。

根据本设计的技术要求，又由于轴上有键槽或过盈配合时，为了补偿轴的削弱，按上式计算的轴径d应增大，一个键槽增大(4﹪～6%)，两个键槽增大(7%～13%) 所以圆整后取轴的最小直径为30mm。 9.5小齿轮轴的设计

轴上零件的定位、固定、装配：如下图10 Ⅰ：d130mm，L160mm； Ⅱ：d238mm，L270mm； Ⅲ：d340mm，L320mm； Ⅳ：d448mm，L410mm； Ⅴ：d558mm，L585mm； Ⅵ：d648mm，L610mm； Ⅶ：d740mm，L718mm。

所以轴的总长度为LL1L2L3L4L5L6L7 60702010851018

273mm

18

图10 小齿轮轴

9.6大齿轮轴的校核 9.6.1轴的疲劳强度校核

轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的，目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力，方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下：

S(01M2T2)3()ZZP[S]

（9-3）

轴的材料为45钢，经调质处理，其[1]300MPa。 ⑴求作用在齿轮上的力

d320mm

T271Nmm（前面已算） Ft2T22711.69Nd320

FrFttan1.69tan200.62N

Fa0

⑵求作用在轴上的支反力 水平面内支反力 RH1Ft571.69571.3N 73.873.8RH2FtRH11.691.30.39N

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垂直面内支反力 RV1Fr570.62570.48N 73.873.8RV2FrRV10.620.480.14N

⑶求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩

MH1RH1271.32735.1Nmm

MH2RH216.80.3916.86.6Nmm

MV1RV1270.482713Nmm MV2RV216.80.1416.82.4Nmm

总弯矩

M135.1213237.43Nmm M26.622.427.02Nmm

⑷求出计算弯矩

由于是平稳工作，所以选取循环特性系数0.6，代入求得， Mca1M12(T)237.432162.62166.85Nmm

Mca2M2(T)27.022162.62162.75Nmm2

⑸较核轴的强度

已知轴的弯矩后，即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算弯矩的截面，代入公式，得

caMca1166.850.18MPa[1]300MPa 3W0.121故大齿轮轴安全。 9.7小齿轮轴的校核

20

9.7.1轴的疲劳强度校核

轴的疲劳强度校核是在轴的结构尺寸确定之后进行的，目的是校验轴对疲劳损坏的抵抗能力，方法是校核危险截面的疲劳强度安全系数S。轴的疲劳强度校核是根据作用在轴上的最大载荷来计算的。危险截面的位置应是受力较大、截面较小及应力集中较严重即实际应力较大的若干截面。其安全系数公式如下：

S(01M2T2)3()ZZP[S]

（9-3）

轴的材料为45钢，经调质处理，其[1]300MPa。 ⑴求作用在齿轮上的力

d160mm

T271Nmm（前面已算） Ft2T22713.5N d160FrFttan3.5tan201.27N

Fa0

⑵求作用在轴上的支反力 水平面内支反力 RH1Ft573.5572.7N 73.873.8RH2FtRH13.52.70.8N

垂直面内支反力 RV1Fr571.27570.98N 73.873.8RV2FrRV11.270.980.29N

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⑶求出水平面和垂直面内各力产生的弯矩

MH1RH1272.72772.9Nmm

MH2RH216.80.816.813.44Nmm

MV1RV1270.982726.46Nmm MV2RV216.80.2916.84.872Nmm

总弯矩

M172.9226.46277.55Nmm M213.4424.872214.3Nmm

⑷求出计算弯矩

由于是平稳工作，所以选取循环特性系数0.6，代入求得， Mca1M12(T)277.552162.62180.15Nmm

Mca2M2(T)214.32162.62163.22Nmm2

⑸较核轴的强度

已知轴的弯矩后，即可针对危险截面做强度较核计算。通常只较核轴上承受最大计算弯矩的截面，代入公式，得

caMca1163.220.18MPa[1]300MPa 3W0.121故小齿轮轴安全。 10滚动轴承的选择与计算

本设计中有五处使用到了轴承，在两个相同大齿轮轴和三个相同小齿轮轴上，已知大齿轮轴径d=40mm，所以选内径为40mm的深沟

22

球轴承，在机械设计手册中，查表6-1，选择型号为6008的深沟球轴承。另小齿轮轴径为d=30mm，所以选内径为30mm的轴承，在机械设计手册中选择深沟球轴承；查表6-1，选择型号为6006的轴承。

（1）计算轴承的当量动载荷

pxFryFa

（10-1）

（2）计算轴承寿命

106CCLnP60nP

（10-2）

其中：

Ln-----基本额定寿命

C------基本额定动载荷

p------当量动载荷

-------寿命指数，对深沟球轴承=3

查机械设计手册轴承6006的基本额定动载荷为13.2KN，轴

承6008的基本额定动载荷为17.0KN。

计算后知：

LnLn=4000—8000h，选用轴承都可用

11键的选择与验算 11.1选择键的类型和尺寸

本设计中有五处要求使用键联接，即两大齿轮和三个小齿轮与轴

23

的连接处需要键连接。大齿轮轴的直径D=40mm，小齿轮轴的直径d=30mm。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，故选用圆头普通平键（A）型。

根据以上的数据，从机械设计手册，表4-1中查得大轴键的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm，可以确定取此键的长度L=50mm。查得小齿轮键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。同理取此键的长度L=56mm。 11.2校核键的强度

大齿轮轴连接键处：键、轴的材料是45号钢，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa。键的工作长度为l=L-b=50mm-12mm=38mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由文献1的式6-1可得

P2T10kld3p2271103.1MPa135MPa =

43840（11-1）

可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。

小齿轮轴连接键处：键、轴的材料是45号钢，且属于静联接由文献1的表6-2查得许用挤压应力为[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa。键的工作长度为l=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由文献1的式6-1可得

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P2T10kld3p=

227110398.2MPa135MPa

44630（11-2）

可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。

自此齿轮轴中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足设计要求。

总 结

通过本次毕业设计，我深深的体会到自己在理论知识方面和实际

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操作方面的欠缺，同时也感到自己在知识的运用上不够灵活，这也说明我在学习知识的过程中存在着一些缺点，导致设计过程中出现许多的失误和差错。再加上时间非常的紧迫，没有做到意想的最佳效果。总结有以下几点：

1.在初定方案过程中，由于自己所见实物过少，零部件的尺寸不能确定，使方案进行了多次修改，耽误了大量时间。在计算过程中，对于传动齿轮、轴和曲柄滑块的基本尺寸，计算结果与实际生产加工有偏差，也相应作了修改。

2.在专用精压机的总体结构设计上，由于没有相应的精压机参考。计算量过大，导致专用精压机的结构布置不是很合理，而且机架尺寸的确定也比较麻烦，在画图过程中，发现图上尺寸与理论的差距存在严重，不得不重新进行尺寸的修改。

4.在轴的设计过程中，其基本尺寸进行了多次修改，由于工作量太大，轴的校核部分计算混乱。

总体来说，在这次毕业设计中，收获很大，平时在学习知识的时候，总是认为好多知识用不到，所以就没有更深一步去理解。在此次设计中，我感到自己的知识面很窄，对知识掌握得不够，在设计时，考虑问题太片面，导致零部件进行多次修改。由于工作量较大和时间紧张。画图过程是积累经验的过程，细节把我的不是很好。总之，完成这次毕业设计就算成功了一半，至于好坏就可以体现出水平问题了。希望以后的毕业生能做到更好。

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致 谢

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参考文献

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