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1、摘 要本设计是关于薄壁零件冲压机的设计，主要对冲压机上、下辊及冲压机进行设计和计算。设计前部分详细阐述了冲压机上、下辊结构设计和受力分析。根据两种机构的特点我拟定了三种设计方案，根据运动执行机构需具有急回特性和工作段近于匀速的特征，由于这一特性，我选择六杆机构，使压力角尽可能小。它具有结构简单、体积小、重量轻、经济、等优点。动力源则选择了Y系列Y90L4型电机，其工作特性优于Y系列电机，适用于有轻微震动，正反转且转速不高的场合。总体设计后部分所涉及的冲压机采用了六杆机构。齿轮材料为40Cr，并经调质及表面淬火。校核齿轮、轴、键、轴承确保了设计的实际可行性。关键词: 冲压机；电动机；键；齿轮Ab
2、stract The design is on the thin-walled parts of punching machine.Punching machine mainly designs and caculates the upper and lower rollers and stamping machine. The former design part describes the stamping machine, upper and lower rollers under the structural design and mechanical analysis. I have
3、 drawn up three kind of design proposals according to two kind of organizations characteristics, must have according to the movement implementing agency comes back promptly the characteristic and works Duan Jinyu the uniform speed characteristic, as a result of this characteristic, I chooses six pol
4、e organizations, causes the angle of pressure to be as far as possible small.It has many advantages such as simple structure, small size, light weight, economics.Power source selectes the Y series Y90L-4-type motors,and characteristics are better than Y series motors. It is suitable occasions of sli
5、ght vibration and positive with not high speed. In the latter part ,the stamping machine uses six institutions. Gear material is 40Cr, and the quenching and tempering and surface hardening. Check gears, shafts, keys, bearings to ensure the practical feasibility of the design. Keywords: stamping mach
6、ine; motor; key; gear附录 符号表压力角动载荷系数转角齿高r传动角齿宽载荷系数弯曲疲劳许用应力转矩Nmm弯曲疲劳强度齿宽系数安全系数弹性影响系数中心距mm接触疲劳强度极限载荷系数接触疲劳寿命系数齿形系数齿数应力校正系数模数mm功率圆周速度m/si传动比d分度圆直径mm应力循环系数接触疲劳许用应力效率使用系数目录1绪论11.1薄壁零件冲压机的设计方案及机械设计11.2原始数据及设计要求11.3步骤设计22方案论证32.1三种方案的比较与选择32.1.1 设计方案一32.1.2设计方案二32.1.3设计方案三42.1.4最终选定方案53 机构设计63.1冲模机构设计尺寸63.2
7、送料机构设计尺寸63.3齿轮计算73.3.1按齿面接触强度设计73.3.2按齿根弯曲强度设计83.4 冲压机构齿轮104减速器的设计114.1电动机的选择114.2高速轴上的齿轮设计计算134.2.1 .齿轮类型、精度等级、材料及齿数134.2.2 齿面接触强度设计134.2.3 齿根弯曲强度设计154.2.4 几何尺寸计算164.2.5验算164.3低速轴上齿轮的设计164.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数164.3.2按齿面接触强度设计174.3.3按齿根弯曲强度设计184.3.4大齿轮的数值大194.3.5几何尺寸计算194.3.6验算204.4轴的设计及轴上零件的设计204.4
8、.1高速轴的及轴上零件的设计204.4.2中间轴及轴上零件的设计214.4.3低速轴及轴上零件的设计224.4.4轴的较核234.4.5按弯扭合成应力校核的强度244.4.6精确校核轴的疲劳强度244.5轴承校核264.6键校核27结束语30经济技术性分析31致 谢32参考文献331绪论1.1薄壁零件冲压机的设计方案及机械设计电动机通过减速装置将其动力和运动传递给冲压机的主要执行机构。设计冲压薄壁零件的主要执行机构冲压机构及与其相配合的送料机构，设计减速传动装置。如(图1.1)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
9、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。 图 1.1薄壁零件冲压机是用于将具有良好拉伸延展性的薄壁金属板（如铝板）一次冲压成所规定形状的机械机构。它的主要加工过程如下： 1将坯料送至待加工位置； 2下模固定在机架上，上模先以较大速度接近坯料，接着以近似匀速将坯料冲压拉延成形并将成品快速推出模腔，最后快速返回。1.2原始数据及设计要求1动力源是电动机（Y90L4），作转动：从动件（执行构件）为上模，作上下往复直线运动，其大致运动规律如图所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性。2机构应具有较好的传力性特别是工作段的压力角应尽可能小；传动角大于或等于许用传动角。
10、3上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置(下模上方)。4生产率约每分钟70件。5执行构件(上模)的工作段长度l=30100mm，对应曲柄转角=（1/31/2）；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上。6行程速度变化系数K1.5。7许用传动角=40。8送料距离H=60250mm。1.3步骤设计1方案设计和总体布置。2计算各机构的尺寸。3绘制机构总体布置简图和运动循环图。2方案论证2.1三种方案的比较与选择 2.1.1 设计方案一冲压机构采用六杆机构，可保证机构具有急回特性和工作段近于匀速的特征，并使压力角尽可能小。用一般的四杆急回机构，虽可满足急回要求，但其工作行程的等速性能往往不
11、好，采用六杆机构就可获得改善。送料机构是由四杆机构组成，按机构的运动循环图确定主动件和从动件运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工的位置。 图 2.12.1.2设计方案二冲压机构采用凸轮连杆组合机构(如图2.2)，这种组合机构的设计，关键在于根据输出的运动要求，设计出凸轮的轮廓。可以根据上模的运动过程，画出凸轮的轮廓。凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，可以按机构运动循环图确定凸轮转角及其从动件的运动规律，则可以控制上模的运动。送料机构是一个四杆机构，按机构运动循环图可确定主动件和从动件的运动规律，使其能在预定时间将工件送至待加工位置。 图 2.22.1.3设计方案三冲压机构采用棘轮机构(如
12、图 2.3)。棘轮和一四杆机构串联，上模上升时，摇杆顺时针摆动，并通过棘爪带动棘轮和工作抬顺时针转位。当上模下降进行冲压时，摇杆逆时针摆动，则棘爪在棘轮上滑动，工作台不动。凸轮送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，若按机构运动循环图确定凸轮角及其从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。图2.32.1.4最终选定方案我最终采用的是第一方案。原因：1.六杆的机构的急回的性能相比较其他两种方案而言要好，而且六杆机构等速性能好，结构简单，能更好地符合设计的要求。2.凸轮虽然机构简单紧凑，但是凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损，凸轮机构多用于传力不大的场合。3.棘轮工作时有较大
13、的冲击和噪声，而且运动精度较差， 棘轮一般用于速度较低和载荷不大的场合。综合上述原因，我们觉得第一方案比其他两个方案更符合方案选择应考虑的几个方面，特别是第一方案的机构设计中结构相对其它方案非常简单，在制造中可以大大减少工序，并且可以降低成本 。3 机构设计3.1冲模机构设计尺寸1取上模工作段长度L=50mm，行程长度S=250mm，对应 曲柄转角为60度。连杆3长度L3=200mm，连杆2左段长度为200mm，最小传动角为45度。2当连杆2处于水平状态时，连杆3与上模夹角为最小传动角，即45度，则连杆2铰支点与上模水平距离为341mm。3取连杆2右段长度为300mm，曲柄1铰支点与连杆2铰支
14、点水平距离为100mm，竖直距离为200mm。4经测量计算，曲柄1长度为105mm，连杆1长度为245mm。经测量，极位角为55度，行程速度比为(180+55)/(180-55)=1.88。 图3.1 机构简图3.2送料机构设计尺寸1取送料距离H=200mm。曲柄2铰支点与曲柄1铰支点竖直距离为136mm曲柄2铰支点与上模水平距离为400mm。2经测量，齿轮1与齿轮2中心距为141mm，则两齿轮分度圆直径均为70mm。取模数m=2，齿数z=35。3经测量计算，曲柄2长度为80mm，连杆4长度为250mm。极位夹角为30度，行程速度比为（180+40）/（180-40）=1.57。 3.3齿轮计
15、算选用直齿圆柱齿轮传动；选用7级精度（GB10095-88）；小齿轮材料为45钢（调质），硬度240HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS；选齿轮齿数.3.3.1按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算1.确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩Nmm（3）选取齿宽系数（4）材料的弹性影响系数MPa按齿面硬度查提小齿轮的接触疲劳强度极限MPa（5）接触疲劳寿命系数（6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是，得MPa=540MPa2.计算：（1）试算齿轮分度圆直径，代入中较小的值 mm （2）计算圆周速度m/s=0.219m/s计算齿宽mm（
16、3）宽与齿高之比 模数mm 齿高mm mm（4）计算载荷系数 根据V=0.25 m/s，7级精度，查得动载荷系数直齿轮，假设N/mm,查得，查得使用系数齿轮相对而言支承非对称布置时由查得故载荷系数（5）按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得 mm（6）计算模数mm3.3.2按齿根弯曲强度设计1.确定公式内的各计算数值 弯曲强度的设计公式为2.确定公式内的各计算数值(1) 齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa(2) 弯曲疲劳系数(3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数,得 MPa=MPa(4) 计算载荷系数(5) 齿形系数(6) 应力校正系数(7) 计算齿轮的 所以适合。3.4 冲压机构齿轮图
17、3.2 冲压机构齿轮零件图图3.3冲压机构循环图4减速器的设计4.1电动机的选择冲压机从总体的设计来看，其结构简单，外形尺寸小，工作机所需要的动力也很小。根据卷棉机工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。查机械手册选Y90L4，功率P=1.5kw。其具体参数如表4.1所示。表4.1电动机的参数功 率电 流转 速功 率功率因数堵转转距堵转电流最大堵转1.5kw2.3A1400r/min72.5%0.702.06.02.0电机的安装选择B3中的B8是机座带底角，端盖无凸缘。其电机参数如表4.2所示。表4.2 Y90L4型电动机参数DEFGDGAAAABACAD245
18、0872014037180175155BBBCCAHHAHCKLLC12516056110901319010310368根据上表得电动机中心距离H=90mm外伸段轴径DE=24mm50mm。传动装置确定总传动比的及各级传动比的分配：减速器的总传动比： 高速轴的传动比： 低速轴的传动比： 齿轮啮合效率： 滚动轴承效率： 联轴器效率： 传动装置的总效率为 O轴：即电动机轴 Kw r/min NmI轴：即减速器高速轴 r/min NmII轴：即减速器中间轴 r/minIII轴：即减速器低轴 Kw r/min Nm二级减速器数据如表4.3所示表 4.3 二级减速器数据轴序号功率P/kw转速T/N.m转
19、距T/N.m传动形式传动比效率O1.5140010.23联轴器10.99I1.485140010.12齿轮传动5.290.96II1.426264.6551.45齿轮传动3.780.97III1.3870.011.384.2高速轴上的齿轮设计计算4.2.1 .齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；小齿轮用45钢，调质处理HB1=280HBS大齿轮用45钢，调质处理HB2=240HBS小齿轮齿数，大齿轮齿数4.2.2 齿面接触强度设计由设计算公式进行试算，即 1. 确定公式内个数计算值（1）选择载荷系数 （2） 计算小齿轮转矩 mm（3） 选取齿宽系数 （4） 材料的弹性影响系数M
20、P（5）按齿面硬度查得小齿轮的接触度劳强度极限MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa（6）计算应力循环系数（7）接触疲劳寿命系数 , （8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1得MPa=540MPaMPa=522.5MPa2计算（1）计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值mm（2）计算圆周速度Vm/s=1.89m/s（3）计算齿轮bmm（4）计算齿宽与齿高之比模数mm齿高（5）计算载荷系数根据V=1.89m/s 7级精度，查得动载系数，直齿轮，假设100N/mm, 查得，使用系数 由b/h=5.14, ,查得，故载荷系数 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 mm（7）计算模
21、数mm4.2.3 齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为1. 确定公式内各计算数值（1）小齿轮的弯曲疲劳强度极度限MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极度限MPa（2）弯曲疲劳系数 , （3）计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳系数S=1.4，得MPa=303.57MPaMPa=238.86MPa （4）计算载荷系数（5）齿形系数 , （6）应力校正系数 , （7）计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大。2. 计算得mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小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（即模数与齿数的
22、乘积）有关，可取有弯曲强度处得的模数0.842并就近圆整为1，按接触强度算得的分度直径mm，算出小齿轮数，大齿轮的齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满下足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.2.4 几何尺寸计算 因和中间轴发生干涉，故取m=1.5mm1计算分度圆直径mmmm2计算中心距mm3计算齿轮宽度mm取mm , mm4.2.5验算NN/mm100N/mm所以合适。4.3低速轴上齿轮的设计4.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；选用7级精度（GB10095-88）；小齿轮材料为45钢（调质），硬度240HBS，大齿轮材料为
23、45钢（调质）硬度为240HBS；选小齿轮齿数，大齿轮齿数4.3.2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算1确定公式内的各计算数值（1）试选载荷系数（2）计算小齿轮传递的转矩Nmm（3）选取齿宽系数（4）材料的弹性影响系数MPa（5）按齿面硬度查提小齿轮的接触疲劳强度极限MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限MPa（6）计算应力循环系数 （7）接触疲劳寿命系数 , （8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是，得MPa=540MPa2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值（2）计算圆周速度 m/s=0.612m/s（3）计算齿宽mm（4）计算齿宽与齿高之比 模数mm 齿高mm
24、 mm（5）计算载荷系数 根据V=0.612 m/s，7级精度，查得动载荷系数，直齿轮，假设100N/mm，查得，查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对而言支承非对称布置时由,查得故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得 mm（7）计算模数mm4.3.3按齿根弯曲强度设计1 确定公式内的各计算数值 弯曲强度的设计公式为（1）确定公式内的各计算数值（2）小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa（3）弯曲疲劳系数 , （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数得 MPa=303.57MPa（5）计算载荷系数（6）齿形系数 , （7）应力校正系数 , （8）计
25、算大、小齿轮的，并加以比较 4.3.4大齿轮的数值大设计计算得mm.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小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（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数1.86并就近圆整为2mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数，大齿轮的齿数，取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4.3.5几何尺寸计算1计算分度圆直径 mm mm2计算中心距mm3计算齿轮宽度 mm取mm , mm4.3.6验算
26、 N N/mmNm。许用转矩n=1400r/min，轴孔直径mm , mm若取联轴器高速轴外伸段轴径mm，则联轴器轴孔，mm所以TL4适合要求。关联轴器长度mm半联轴器与轴配合的毂孔长度mm。联轴器各种参数数据如表4.4.1所示。表 4.4.1 联轴器参数表型号转矩转速LTL463 N.m5700r/min24202438L1DD1D2bS52106N.m4276151543根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，半联轴器右端的轴径需制出一段轴肩，故取mm，轴的宽度mm；根据轴的受力，初步选用6205型深沟球轴承，其尺寸为mmmmmm，故安半月轴承段的轴径mm，
27、安装齿轮段的轴径mm，轴的宽度比齿轮的宽度小2mm，所以轴的宽度mm，齿轮端用定位轴肩定位，轴肩的高度mm，所以轴环mm，轴环宽度mm，右面同样采用6205型深沟轴承，所以mm，宽度mm。4轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按mm由手册查得平键截面mmmm（GB/T1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（标准键长见GB/T1095-1979），同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7/K6；同样，齿轮与轴的联接，选用平键为mmmm，长度为mm，齿轮与轴的配合为H7/r6。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选
28、轴的直径尺寸公差为k6。4.4.2中间轴及轴上零件的设计1选取轴的材料为45钢，调质处理。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度2根据轴的受力，初步选用6206型深轴承，其尺寸为mmmmmm，故安装轴承段的轴径mm，轴承右边装有挡油盘，所以轴径的宽度mm，挡油盘右面的轴肩高度mm，所以mm，宽度mm，安装齿轮段的轴径mm，轴的宽度比齿轮的宽度小2mm，所以轴的宽度mm，齿轮左端用定位轴肩定位，轴肩的高度 mm，所以轴环mm，轴环宽度mm，右面同样采用6205型深沟球轴承，所以mm，宽度mm。 3轴上整体优势的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按mm，由手册查得平键截面mmm
29、m（GB/T1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为32mm（标准键长见GB/T1095-1979），同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7/r6；同样，齿轮与轴的联接，选用平键为mmmm，长度为18mm，齿轮与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4.4.3低速轴及轴上零件的设计1选取轴的材料为45钢，调质处理。2联轴器的选择：根据传动装置的工作条件选用TL型弹性套柱销联轴器（GB4232-85），计算转矩为： Nm式中T为录音磁带轴器传送的名义转矩NmK为工作情况系数，选用K=1.5。查TL
30、4联轴器，公称转矩NmNm。许用转矩n=1400r/min。轴孔直径mm , mm。若取联轴器高速轴外伸段轴径mm，则联轴器轴孔mm，mm所以TL4适合要求。半联轴器长度mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm。3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由于半联轴器的轴孔为20mm,所以mm,轴的宽度比毂孔长度小2 mm,所以取mm;根据轴的受力选定6206深沟球轴承,其尺寸为mmmmmm,所以安装轴承段的轴径mm,轴的宽度mm,此段轴后有一段轴肩，轴肩高度mm，故选取此轴径mm，轴的宽度mm，轴承右面有一段mm的轴环,轴环的宽度为mm,接下来有一段mm,mm的齿轮轴,右面的定位轴肩高度mm,所以
31、mm,mm，右面同样采用6206深沟球轴承，所以mm，宽度mm。4轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按mm由手册查得平键截面mmmm（GB/T1095-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为32 mm（标准键长见GB/T1095-1979），同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4.4.4轴的较核1根据轴的计算简图作出的轴的弯矩图和扭矩图如图4.4所示图 4.4 轴的弯矩，扭矩图从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现计算出的截面C处的及M的
32、值如表 4.4.2 所示。表4.4.2截面C处的及M参数表载荷水平面H垂直面V支反力FN，NN,N弯矩MNmmNmm,Nmm总弯矩Nmm，Nmm扭矩TNmm4.4.5按弯扭合成应力校核的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度根据上表的数值，并取，轴的计算应力MPa=9.834MPa前以选定轴的材料为45钢，调质处理，查得MPa。因此，故安全。4.4.6精确校核轴的疲劳强度校核轴中装有齿轮的左段部分的截面截面右侧：抗弯截面系数mm3抗扭截面系数mm3截面左侧的弯矩Nmm截面左侧的扭矩Nmm截面上的弯曲应力MPa截面的扭矩转切应力MPa轴的材料为45钢，调质处理，查得MPa ,
33、 MPa , MPa查得理论应力集中系数 , 轴的材料的敏感系数 , 故有效应力集中系数为尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则综合系数值为碳钢的特性系数 , 于是，计算安全系数值 故可知其安全。截面左侧： mm3抗弯截面系数mm3弯矩及弯曲应力NmmMPa扭矩及扭转切应力NmmMPa过盈配合处,取MPa轴按磨削加工，则表面质量系数 故得综合系数为所以轴在此截面左侧的安全系数为 故该轴在截面左侧的强度也是足够的。4.5轴承校核1高速轴用的轴承为深沟球轴承6205校核： 所以此轴承适合。2中间轴的轴承为深沟球轴承6205 校核： 3低速轴的轴承为深沟球轴承6
34、206 校核：所以此轴承适合。4.6键校核1高速轴与联轴器间用普通平键联接键宽mm，高度mm，键长mm材料为45钢校核键联接的强度：平键的强度条件为：其中:Nmmmmmmm所以故合适。2高速轴与齿轮联接用普通平键联接键宽mm，高度mm，键长mm材料为45钢校核键联接的强度：平键的强度条件为：其中Nmmmmmmm所以故合适。3中间轴与齿轮联接用普通平键键宽mm，高度mm，键长mm材料为45钢校核键联接的强度：平键的强度条件为：其中:Nmmmmmmm所以故合适。4低速轴与联轴器间用普通平键联接 键宽mm，高度mm，键长mm材料为45钢校核键联接的强度：平键的强度条件为：其中:Nmmmmmmm所以故
35、舒适。结束语在已度过的大四的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面。为了把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去，毕业设计为我们提供了良好的实践平台。它不仅可以提起我们对专业课的学习兴趣，同时还可以在专业上用实践锻炼一下我们，使我们不但不再对所学专业感到陌生，而且还可以培养大家的积极性。通过这次毕业设计使我对以前所学的知识有了一个在应用上的了解。不在局限于以前的书面上的东西，而是把所学的内容举一反三并且不断扩展。在刚着手再这个课题时，我们感到无法下手，根本不能把它与平时的知识联系起来，在有了一定的想法以后，渐渐的可以把他们联系起来了，并在我的查书过程中
36、，也获得业一些启事，在与平时学过的某些基本的机构联系起来之后，一个个问题也就迎刃而解了，剩下的就是具体的计算，虽然有些困难，但在不断的细考中这些问题也就不再是问题了，虽然有些数据很难算，并且有时算半天还是错的，这也就锻炼我们的耐性和细心，再一次又一次的计算中最后得出的结果，心理是十分兴奋的。总之，通过这次毕业设计使我对自己本专业的知识有了更深一步的了解，也使我在以后的工作和学习中能够更加的自信。经济技术性分析薄壁零件冲压机是种即追求质量又追求效率的一台小型机器,对于中、小企业来说是个台花钱又少而且又实用的一台机器。当然对于大型企业来说冲压机的作用就更不用说了。同样的一批活来说可能用人功要用一个
37、星期的时间，而用冲压机来说可能在短短的一两天内完成，这样就可以在原来的一个星期之内完成更多的任务。这对于一个工厂来说即节省了时间又节省了人力，而且还能给工厂带来更大的经济效益。所以说冲压机对工厂来说是个少投资多收入的一台摇钱树。当然了，随着经济的发展，更多新颖的冲压机不断的产生，这样就给我国的工业经济的发展注入了一种新的活力，使我国的经济不断的发展和前进。致 谢转眼间四年的大学生活已接近尾声，几个月的毕业设计也快要完成了。这次毕业设计是四年大学学习生活的一次检验、结束大学美好生活的一个综合测验。在这次设计中，我学到了很多以前未曾了解的知识，使自己的动手动脑能力也得到了很大的锻炼。我这次毕业设计
38、的题目是“薄壁零件冲压机设计”，通过收集资料、研究设计方案，确定数据、校核以及绘图等工作后，使我有了前所未有的收获。巩固了大学四年来所学的知识。把大学四年来所学的知识系统地运用在了一起，使我加深对课本知识的理解，同时对本课题也有了一定的了解。我这次主要是设计减速器及相关零部件，再运胜AutoCAD进行绘图。当然在设计过程中，错误和不会是难免的。但在老师和同学的热心帮助下，使我的设计更加合理优化，使我的设计一步一步顺利进行下去。有了老师的指导使我少走了不少弯路，也学会了许多正确的有用的学习方法，为以后的实际动手能力打下了坚实的基础。在这次设计中，我真心感谢张奉禄老师给我的指导和帮助，正是有了张老
39、师的帮助才能使我顺利完成这次综合性的毕业设计，使我受益匪浅，这对我以后的工作和学习都有很大的帮助。参考文献1 张展.减速器设计选用手册.上海:上海科学技术出版社.2002.2 郭朝勇.AutoCAD2006(中文版)机械绘图基础与范例教程.北京:清华大学出版社.2004.3 成大先.机械设计手册(单行本)轴及其联接.北京:化学工业出版社.2004.4 余梦生,吴宗泽.机械零部件手册造型设计指南.北京:机械工业出版社.1996.5 孙桓,陈作模.机械原理.北京:高等教育出版社,2001.6 濮良贵,纪名刚.机械设计. 北京:高等教育出版社,2001.7 张展.联轴器、离合器与制动器设计选用手册.北京:中国劳动社会保障出版社.1999.8 张展.实用机械传动手册.北京:科学出版社.1999.9 张展.机械设计通用手册.北京: 中国劳动出版社.1994.10 徐灏.新编机械设计手册.北京:机械工业出版社.1995.11 徐灏.机械设计手册.北京:机械工业出版社.2000.12 机械传动装置选用手册编委会.机械传动装置选用手册.北京:机械工业出版社.1999.13 张展.渐开线外啮合圆柱齿轮传动.北京:国防工业出版社.1991.14 日会田俊夫.齿轮的精度与性能.张展译.北京:中国农机出版社.1985.15 齿轮行业“十五”发展规划.机械传动.2000,N01:4445.
