壓力機,壓力機 2008屆 機械專業(yè) 畢業(yè)設(shè)計（論文） 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。二十世紀初，鍛壓機械改變了從19世紀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5—10倍的壓力機。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，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SH—25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，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 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。擬訂分別如下： 1 公稱壓力 1000 2 滑塊行程 30 3 沖頭工作頻率 1000次/ 4 工作臺板尺寸 前后 500 左右 800 5 滑塊底面尺寸 前后 300 左右 400 6 立柱間的距離 450 2.2 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0.6 3.1.2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=30mm 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 I~II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 I~II軸輸入轉(zhuǎn)矩 I軸 II軸 I~II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P kw 轉(zhuǎn)矩T 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動比 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 27.22 268 970 3 0.96 I軸 26.13 25.61 771.8 756.4 323 4.85 0.95 II軸 24.84 24.34 3558 3487 66.67 3.4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=400mm 5）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（P194-195）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、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。傳動尺寸無嚴格限制，小批量生產(chǎn)，齒面允許少量點蝕，無嚴重過載。 因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB~286HB，平均取為260HB，大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度229HB~286HB，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 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=1.0 3）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=85 6）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，=1.5 5）動載系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（P216）圖12.9，=1.1 6）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12.11 8）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，=189.8 10）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（P222）圖12.16，取=2.5 11）接觸最小安全系數(shù) 由機械設(shè)計第4版（P225）表12.14，取=1.05 12）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，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)取標準值時，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，=1.25 9）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，=1.0 12）許用彎曲應(yīng)力 13）驗算 傳動無嚴重過載，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=0.8 3）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=95 6）齒輪直徑 取=430mm 式中 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 油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。 （4）通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(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)。密封件多為標準件，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=8mm 2）機蓋壁厚 一級 =0.02a+1= 8mm 3）機座凸緣厚度b b=1.5=15.75mm 4）機蓋凸緣厚度 =1.5=12.90mm 5）機座底凸緣厚度 =2.5=26.25mm 6）地腳螺釘直徑 =0.036a+12=25.68mm 7）地腳螺釘數(shù)目n n=6（） 8）軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 =0.75=19.26mm 9）機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =0.5=12.84mm 10）聯(lián)接螺栓的間距 =150~200取=150mm 11）軸承蓋端螺釘直徑 =0.4=10.27mm 12）窺視孔蓋螺釘直徑 =0.3=7.70mm 13）定位銷直徑 =0.7=8.99mm 14）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 ==24mm 17）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。 18）外機壁至軸承座端面距離 =+8=58mm 19）大齒輪頂圓（渦輪外圓）與內(nèi)機壁距離 >1.2=12.60mm 20）齒輪端面與內(nèi)機壁距離 >=10.5mm 21）機蓋、機座肋厚、 0.85=7.31mm 0.85=8.93mm 22）軸承端蓋外徑 =軸承孔直徑+5 23）軸承端蓋凸緣厚度 ==10.27mm 24）軸承旁聯(lián)接螺栓距離 盡量靠近,以和互不干涉為準,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，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)，如送料機構(gòu)、減震機構(gòu)等，沒有進行設(shè)計。 通過對所選課題的全面研究及所給參數(shù)的分析確定高速壓力機的整體方案，并進行主軸組件的設(shè)計計算和主軸箱的整體結(jié)構(gòu)安排，最終完成高速壓力機的設(shè)計從而全面培養(yǎng)了綜合運用所學的基礎(chǔ)理論，分析解決實際問題的能力；為以后更好的走向工作崗位打下堅實的基礎(chǔ)。 致謝 首先，感謝悕向儒老師的悉心教導(dǎo)，悕老師知識淵博，教學嚴謹，在百忙之中抽空認真負責地指導(dǎo)我，使我在選題和撰寫過程中克服很多困難，同時讓我在做畢業(yè)設(shè)計的階段里學到了好多以前沒接觸的知識。 其次，感謝馬雄鋒和劉國藩同學在這幾個月中對我的幫助。 最后，再次衷心的感謝悕老師及所有關(guān)心和幫助過我的同學們，畢業(yè)在即，祝愿他們身體健康，工作順利。  參考文獻 [1] . 趙升噸，張學來，高長宇，楊輝.高速壓力機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢[J].鍛壓裝備及制造技術(shù),2005,39(1)：17-24. 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