J23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計（含有全套CAD圖紙）（可編輯）

1、j23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計（含有全套cad 圖紙）畢業(yè)設(shè)計說明書畢業(yè)生姓名 ：專業(yè)：機械制造與自動化學號：指導教師：所屬系（部）：機電系二? 一二年五月畢業(yè)設(shè)計評閱書題0 :j23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機設(shè)計機電系機械制造與自動化專業(yè)姓名設(shè)計時間：2012年2月27日-2012年5月11日評閱意見：成績：指導教師： （簽字）職務(wù):201年 月 日畢業(yè)設(shè)計答辯記錄卡機電系機械制造與自動化專業(yè)姓名秦曉晨答辯內(nèi)容問題摘要評議情況記錄員：（簽名）成績評定指導教師評定成績答辯組評定成績綜合成績注:評定成繢為100分制，指導教師為30%，答辯組為70%。專業(yè)答辯組組長：（簽名）201年

2、 月 日前言畢業(yè)設(shè)計是對學生在畢業(yè)之前所進行的一次綜合設(shè)計能力的訓練，是為社會培養(yǎng)合格的工程技術(shù)人員最后而又及其重要的一個教學環(huán)節(jié)。通過畢業(yè)設(shè)計可以進一步的培養(yǎng)和鍛煉我們的分析問題能力和解決問題的能力，這對我們今后走向工作崗位有很大的幫助。我們這次是一般選型和專題設(shè)計相結(jié)合的設(shè)計,涉及內(nèi)容廣泛，幾乎四年所學知識或多或少涉及到。這次設(shè)計我們將本著:獨立分析，相互探討,仔細推敲,充分吃透整體設(shè)計的整體過程，使這次設(shè)計反映出我們的設(shè)計水平，并充分發(fā)揮個人的創(chuàng)新能力。作為一名未來的工程技術(shù)人員，應(yīng)當從現(xiàn)在開始做起,學好知識,并不斷的豐富自己的專業(yè)知識和提高實際操作能力。在指導老師的精心指導下，我們較

3、為圓滿的完成了這次設(shè)計工作，由于學識和經(jīng)驗的不足，其中定會出現(xiàn)很多問題,不足之處懇請各位老師加以批評和指導。全套完整版cad圖紙，聯(lián)系174320523各專業(yè)都有摘要曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構(gòu)將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運動,對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn),工作可靠,廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便,性能可靠。關(guān)鍵詞:壓力機，曲柄機構(gòu)，機械制造abstract crank pressure machine is pass crank a slippery pieceorganization to revolve electric mo

4、tor conversion for slippery piece ofstraight line back and forth sport, carries the formed processing to thesemifinished materials the forging and stamping machinery. the crankpress movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts andso on ramming, extrusion, drop forging and powder m

5、etallurgy. itsstructure is simple , the ease of operation ， the performance isreliable . the coupling part uses the rigidity to transfer the key typecoupling, the use service is convenient.keywords:pressure machine, crank organization, machinemanufacturing0錄第一章設(shè)計任務(wù)書1第一節(jié)曲柄壓力機設(shè)計的目的 1第二節(jié)曲柄壓力機設(shè)計的a容1第三節(jié)曲

6、柄壓力機設(shè)計設(shè)計步驟1第二章電動機選擇和飛輪設(shè)計2第一節(jié)壓力機電力拖動特點2第二節(jié)電動機的選擇3第三節(jié)輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸的計算5第三章機械傳動設(shè)計10第一節(jié)傳動系統(tǒng)分析10第二節(jié)v帶傳動設(shè)計11第三節(jié)齒輪傳動設(shè)計13第四節(jié)轉(zhuǎn)軸設(shè)計16第五節(jié)平鍵連接19第六節(jié)滾動軸承的選擇20第四章曲柄滑塊機構(gòu)22第一節(jié)曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析22第二節(jié)曲柄軸的設(shè)計計算 23第三節(jié)連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置26第四節(jié)滑動軸承的設(shè)計30第五節(jié)滑塊與導軌的形式 32第五章機身設(shè)計33第一節(jié)機身結(jié)構(gòu)33第二節(jié)機身計算34第六章離合器與制動器 38第一節(jié)離合器與制動器的作用原理 38第二節(jié)離合器的選用39第三節(jié)制動器的選

7、用41第七章過載保護裝置42第八章潤滑系統(tǒng)48外文資料51屮文翻譯58總結(jié)63參考文獻64第一章設(shè)計任務(wù)書第一節(jié)曲柄壓力機設(shè)計的目的曲柄壓力機設(shè)計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設(shè)計訓練,是機械設(shè)計基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié)，其基本目的是：通過曲柄壓力機的設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他奮關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實踐知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所說知識，得到進一步鞏固，深化和擴展。學習機械設(shè)計的一般方法，掌握通用機械零件,機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計原理和過程。運行機械設(shè)計基本技能的訓練，如計算、繪圖，熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)

8、范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。第二節(jié)曲柄壓力機設(shè)計的內(nèi)容內(nèi)容包括:選擇電動機型號,v帶傳動設(shè)計，齒輪傳動設(shè)計，曲柄滑塊傳動設(shè)計，壓力機機體設(shè)計，繪制裝配圖及零件圖，在設(shè)計中完成了以下工作:壓力機裝配圖零件工作圖五張（連桿、軸、齒輪、曲軸、滑塊）設(shè)計說明書一份第三節(jié)曲柄壓力機設(shè)計設(shè)計步驟它通常是根據(jù)任務(wù)書擬訂若干方案并進行分析比較然后確定一個真確、合理的設(shè)計方案，進行必要的計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計,最后用圖紙表達設(shè)計結(jié)果,用設(shè)計書明書表示設(shè)計結(jié)果。曲柄壓力機的設(shè)計可按照以下所述的兒個階段進行：一、設(shè)計準備1、分析設(shè)計任務(wù)書，明確工作條件，設(shè)計要求的內(nèi)容和步驟。2、了解設(shè)計對象，閱讀有關(guān)

9、資料，圖紙，觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。3、熟悉機械零件的設(shè)計方案和步驟。4、準備好設(shè)計需要的圖紙，資料和用具，并擬定設(shè)計計劃等。二、傳動裝置總體設(shè)計1、確定傳動方案2、計算電定機的功率，轉(zhuǎn)速，選擇電動機的型號3、確定總傳動比和分配各級傳動比4、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距三、各級傳動零件設(shè)計四、壓力機裝配草圖設(shè)計1、選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機和零件的相對位置。2、確定軸上立作用點及支點距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計。五、零件工作圖設(shè)計1、壓力機裝配圖2、連桿零件圖3、軸的零件圖4、齒輪零件圖5、曲軸零件圖6、滑塊零件圖第二章電動機選擇和飛輪設(shè)計第一節(jié)壓力機電力

10、拖動特點壓力機的負載為一沖擊載荷，即在一個工作周期內(nèi)只在較短的時間內(nèi)承受工作負荷。而在較k:的時間內(nèi)為空運轉(zhuǎn)。若按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率會很大。為了減少電動機功率，在傳動系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪，可以大大減少電動機功率。采用飛輪后，當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備能量。而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負荷減少，電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn)，使其在不一個沖壓工作前恢復(fù)到原有角速度，節(jié)蓄能量。所以沖壓時所需的能量不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，這樣電動機功率可大大減少。第二節(jié)電動機的選擇選擇電動機型號根據(jù)原始數(shù)據(jù)可知工作機的工作阻力f 300k

11、n 300000n,運輸帶的速度110x90x2mm/inin 0. 33m/s。1、選擇電動機功率工作機所需的電動機輸出功率為(采用飛輪機構(gòu))x15%x15%由電動機至工作機之間的總效率為式;屮、分別為聯(lián)軸器、帶傳動、一對軸承、也輪傳動的效率。取0.99、0.96、0.98、0.97、，則所以x15% 16. 7kw2、確定電動機轉(zhuǎn)速曲軸轉(zhuǎn)速45r/min按推薦的合理傳動比范圍，取v帶傳動的傳動比4-6,單級齒輪傳動比5-7,則合理總傳動比的范圍為 20-42,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 i? (2042)x45r/min 9001890r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速由1000r/min和1

12、500r/min,再根據(jù)計算出的容量，由機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導書附表8. 1查出的電動機型號，其技術(shù)參數(shù)如表2-1電動機型號 額定功率電動機功率(r/min)ped/kw 同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速y225m-6309801000y200l-43014701500表2-13、選擇電動機型號選用的電動機型號為y200l-4二、計算總傳動比和分配傳動比由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸的轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置的總傳動比為32.67取5則6. 53三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸轉(zhuǎn)速1470r/min1470r/min2、各軸的輸入功率16. 7kw3、各軸輸入轉(zhuǎn)矩運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表2-2

13、軸號p/km t/n?mm n/r/min電動機軸 16.7108.49 1470i 軸 16. 53107. 3914700. 99ii 軸 15. 55505. 11294 50.94曲軸14. 783136.64456. 530. 95表2-2第三節(jié)飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸的計算一、曲柄壓力機一工作周期所消耗的能量隨著離合器的單次和連續(xù)結(jié)合，滑塊的行程有單次和連續(xù)行程。單次行程吋所需的周期能量連續(xù)行程時所需的周期能量式巾？?單次行程周期能量:？?連續(xù)行程周期能量;？?工件成形能量:？?工作行程吋，曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量:？?受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量:？?滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能

14、量:？?滑塊空行程時所消耗的能量;？?中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量;？?離合器結(jié)合所消耗的能量:？?滑塊停頓，飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量。1.工件成形所需能量式中？?壓力機公稱壓力0;?板料厚度0，根據(jù)經(jīng)驗公式，對于慢速壓力機。2. 工作行程時，曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量實際機器的曲柄滑塊機構(gòu)運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構(gòu)運動時，為克服摩擦消耗能量。在工作行程時，曲柄滑塊機構(gòu)摩擦所消耗的能量，建議按下式計算：式中？?公稱壓力角(° )，；？曲柄滑塊機構(gòu)的摩檫當量力臂(mm),由第三章得出;？?壓力機公稱壓力0。3.彈性變形所消耗的能量完成工序時，壓力機受力系統(tǒng)產(chǎn)生的彈性變

15、形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序?qū)⒁鹉芰繐p耗,損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質(zhì)等有關(guān)。從偏于安全出發(fā)損耗的能量可按下式計算：式中：？?壓力機公稱壓力；？?壓力機總的垂直剛度0。？?壓力機垂直剛度，對于開式壓力機。4. 滑塊克服氣贄壓緊力所消耗的能量無氣辯壓緊裝置，5. 空行程吋所消耗的能量壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結(jié)構(gòu)尺寸、表而加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調(diào)整情況等有關(guān)。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的。根據(jù)通用壓力機空行程損耗的實驗數(shù)據(jù)。6. 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量在傳遞能量時，皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩

16、擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的能量，可按下式近似計算：式中:？?工件成形能量:？?工作行程時，曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量:？?受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量:？?滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量;？?離合器結(jié)合所消耗的能量;？?考慮到齒輪傳動的效率。其屮:？?齒輪嚙合效率;？?一對軸承傳動的效率;？?考慮到皮帶傳動的效率。其中:？?皮帶效率;？?一對軸承傳動的效率；7. 離合器結(jié)合所消耗的能量剛性離合器，8. 滑塊停頓，飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量根據(jù)測試，單動壓力機滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時，電機所需功率約為壓力機額定功率的6-30%,剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離合器

17、的開式曲柄壓力機，此值偏高。飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量為：式中？?飛輪空轉(zhuǎn)所需功率()；？?壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)(%)，連續(xù)行程時，100%。對手工送料時，行程利用系數(shù)按表2-3選取:壓力機行程次數(shù) 1520-4040-7070-100200-500行程利用系數(shù) 0.7-0.850.5-0.650.45-0.55 0. 35-0. 450. 2-0. 4表2-3 ?壓力機行程次數(shù)(次/min)。該設(shè)計壓力機沒有拉伸墊裝置,具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。按單次行程工作方式計算:二、飛輪軸上轉(zhuǎn)動慣量電動機選定后，設(shè)計飛輪。這時有兩個假設(shè)：工作行程時所需能量全部由飛輪供應(yīng)。工序結(jié)束時，電機軸負載扭

18、矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉(zhuǎn)矩。實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉(zhuǎn)動慣量應(yīng)按下式計算:式中？?工作行程時所需能量？電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度?飛輪轉(zhuǎn)速相對波動情況的轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù)其中？?實際電機系數(shù)；實際電機系數(shù)？電機額定轉(zhuǎn)差率，；?電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時，三角皮帶的當量滑動系數(shù)，；?修正系數(shù)，。？?公稱壓力角(° ); ?壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)(%)三、飛輪尺寸計算根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉(zhuǎn)動慣量設(shè)計飛輪。曲柄壓力機上,一般飛輪形狀如圖2?1所示，圖屮：i是輪緣部分，其轉(zhuǎn)動慣量為；ii是輪輻部分，其轉(zhuǎn)動慣量為；iii是輪轂部分，其轉(zhuǎn)動慣量為。飛輪外

19、徑由小皮帶輪和速比決定，由第二章己知，輪緣部分寬度。圖2-1飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量，其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。故在近似計算中只考慮更趨于安全。而所以式中？?金屬密度0,對鑄鋼：。四、飛輪輪緣線速度驗算飛輪是回轉(zhuǎn)體，為避免回轉(zhuǎn)時產(chǎn)牛.壞裂，必須驗算輪緣線速度：式屮:？?飛輪最大直徑；？?飛輪轉(zhuǎn)速；?許用線速度，對鑄鋼飛輪。第三章機械傳動設(shè)計第一節(jié)傳動系統(tǒng)分析j23-80的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。j23-80傳動示意圖如圖3-1圖3-1此傳動系統(tǒng)采用上傳動，j23-80總傳動比為：采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。第二節(jié)v帶傳動設(shè)計已知電動機功率為26. 3kw，轉(zhuǎn)速

20、1470r/min,設(shè)備耍求帶的傳動比5.1、確定計算功率由機械設(shè)計表5-8查得工作情況系數(shù)1. 2由機械設(shè)計式(5-21) 1.2x26. 3kw31.56kw2、選擇v帶型號由31. 56kw, 1470r/min和機械設(shè)計圖5-10,確定選用c型普通v帶。3、確定帶輪基準直徑1、按設(shè)計要求，由機械設(shè)計表5-2, c型帶輪的最小直徑為200mm,再參看機械設(shè)計圖5-10及表5-6,選擇小帶輪200mm。2、臉算帶速v在ft25m/s之間，滿足帶速要求。3、計算從動帶輪基準直徑，由機械設(shè)計式(5-17)得(1-0. 02) x5x200mm980mm,按帶輪基準直徑系列取1000mm。由機械

21、設(shè)計式(5-17)，實際傳動比傳動比誤差相對值一般允許誤差5?，所選大帶輪直徑可用。4、確定中心距a0和帶的基準長度ld由機械設(shè)計式(5-22)200+1000mm 1200mm, 取。由機械設(shè)計式(5-23)，帶長由機械設(shè)計表5-4,選取帶的基準長度為5000mm。由機械設(shè)計式(5-24)計算實際屮心距a5、校核小帶輪角由機械設(shè)計式5-25，滿足要求。6、確定v帶的根數(shù)由機械設(shè)計式(5-26)由機械設(shè)計表5-6,；由機械設(shè)計表5-9，由機械設(shè)計表5-11,由機械設(shè)計表5-12取z4根7、計算帶的張緊力和壓軸力由機械設(shè)計式(5-27)單根帶的張緊力為由機械設(shè)計式(5-28)帶輪軸的壓軸力為8、

22、c型v帶小帶輪的基本尺寸基準寬度基準線上槽深基準線下槽深 槽間距第一槽對稱而至端而的最小距離最小輪緣厚齒槽寬帶輪的基準直徑外徑孔徑第三節(jié)齒輪傳動設(shè)計已知:主軸轉(zhuǎn)速，從動軸轉(zhuǎn)速，輸入功率，每天工作8小時,壽命10年，每年工作250天選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù)由機械設(shè)計表6-5、6-6,選擇小齒輪材料40cr鋼，調(diào)制處理，硬度241286hbs，；大齒輪材料zg35crmo鑄鐵，調(diào)制處理，硬度179241hbs，；精度8級。按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由機械設(shè)計公式(6-20)己知取齒數(shù)，取實際傳動比傳動比相對誤差齒數(shù)選擇滿足耍求由機械設(shè)計表6-10,軟齒而齒輪，懸臂安裝，

23、取齒寬系數(shù)由機械設(shè)計表6-7查得，使用系數(shù);參照圖6-6b，試取動載系數(shù)；由圖6-8a,按設(shè)輪懸臂布置，取&向載荷分布系數(shù)。由表6-8,按邊面未硬化,直也輪，齒間載荷分配系數(shù)。由式(6-4)載荷系數(shù)由機械設(shè)計圖6-18查得小齒輪齒形系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)。由圖6?19查得,小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)由機械設(shè)計圖6?12、圖6?13查得,，代入20,得,由機械設(shè)計圖6-20查得，重合度系數(shù)按機械設(shè)計式(6-14)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力按圖6?24i、g，查得齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力，由機械設(shè)計表6?13計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數(shù)小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由機械設(shè)計圖

24、6?25查取尺寸系數(shù)，由機械設(shè)計式(6?14)取彎曲疲勞強度系數(shù)，按機械設(shè)計表6?12,取比較，應(yīng)按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度按機械設(shè)計表6-1取標準模數(shù)m6mm屮心距分度圓直徑 齒頂圓直徑齒根圓直徑按計算結(jié)果校核前而的假設(shè)齒輪節(jié)圓速度查得，與原值一致。齒寬小齒輪齒寬取50,大齒輪齒寬取45。齒頂高齒根高 齒高齒距 齒原齒槽高第四節(jié)轉(zhuǎn)軸設(shè)計1、轉(zhuǎn)軸的初步設(shè)計轉(zhuǎn)軸所需傳遞的扭矩：式中？曲軸在公稱壓力角下的扭矩；?從所計算轉(zhuǎn)軸至曲軸的傳動比，；?從所計算轉(zhuǎn)軸至曲軸各級齒輪傳動的傳動效率（包括軸承的摩擦損耗），其中滾動軸承、齒輪傳動、滑動軸承;軸選用45鋼制造，調(diào)制處理，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。所以軸的初步計

25、算最小直徑為：考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當加大，取。2、按彎鈕聯(lián)合作用核算轉(zhuǎn)軸的強度經(jīng)過初算和進行結(jié)構(gòu)設(shè)計后的轉(zhuǎn)軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此棊礎(chǔ)上，還須進一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強度，以便判斷初步設(shè)計是否恰當。齒輪的法向作用力為：皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計。根據(jù)和扭矩繪制轉(zhuǎn)軸的受力圖3-2:圖 3-2由于i ? i截而的彎矩和扭矩最大，直徑又比較小0,所以此截而最危險。下面核算i ? i截面的強度。由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為：由扭矩產(chǎn)生的剪應(yīng)力為：當量彎曲應(yīng)力為：由于曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸不是長期滿載工作，許用當量彎曲應(yīng)力可取為：式中？?轉(zhuǎn)軸材料屈服

26、極限0,軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），屈服極限；？?安全系數(shù)，一般取。因此，符合要求。核算軸的疲勞強度由于ii? ii截面有臺階，應(yīng)力集屮現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最小0,彎矩又比較大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。由機械設(shè)計表2?5査得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限；由機械設(shè)計表2?2查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)；由機械設(shè)計附表3，查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時圓角處的有效應(yīng)力集屮系數(shù);由機械設(shè)計附表4,材料為碳鋼，毛皮直徑40、0,彎曲和扭轉(zhuǎn)時的絕對尺寸影響系數(shù)；由機械設(shè)計附表5,查得表面質(zhì)量系數(shù)。由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質(zhì)，所以所以復(fù)合安全系數(shù)查表查得許用安全系數(shù),對于通

27、用壓力機，對于自動壓力機,因此,軸的疲勞強度亦符合要求。第五節(jié)平鍵連接在開式曲柄壓力機上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵連接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應(yīng)驗算擠壓應(yīng)力：式中？鍵所需傳遞的總扭矩，？鍵與輪轂的接觸高度，；？?鍵的工作長度,對于c型普通平鍵，對于a型普通平鍵:？?鍵的名義長度:？?鍵的寬度:？?鍵的直徑:？?鍵的個數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般;k?考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當z2時k0. 75,當z1時k1; ?平鍵連接的許用擠壓應(yīng)力，輪轂材料為鋼時，。對帶輪，材料為鑄鋼，采用c型鍵，查表得；，滿足耍求。對齒輪，材料為鋼，采用a型鍵，查表得，滿足要求

28、。第六節(jié)滾動軸承的選擇一、滾動軸承概述滾動軸承具有滾動摩擦的特點，因此它的優(yōu)點有:摩擦阻力小，啟動及運轉(zhuǎn)力矩小,啟動靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比，滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大，接觸應(yīng)力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。選擇軸承類型吋砬考慮多種因素。載荷條件載荷較大時，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點接觸球軸承;軸承受純徑內(nèi)載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承;受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同吋受徑向和軸向載荷吋應(yīng)選用角接觸軸承或圓錐滾了軸承，當軸向載荷

29、較大吋，通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結(jié)構(gòu)。軸承轉(zhuǎn)速通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于其極限轉(zhuǎn)速。否則會降低使用壽命。一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時，應(yīng)選用特制高速滾動軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時應(yīng)選用滾子軸承。調(diào)心性能各種軸承使用時允許的偏斜角應(yīng)控制在允許范圍內(nèi)，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命安裝和拆卸要求為了便于軸承的安裝、拆卸和調(diào)整間隙，選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內(nèi)錐孔或帶緊固套的軸承。經(jīng)濟性、滾動選用軸承時應(yīng)考慮經(jīng)濟性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等

30、級的軸承比價為p0:p6:p5:p41:1.5:2:6o選用高精度軸承時應(yīng)慎重軸承型號選擇根據(jù)上述的選擇原則，在j23?80開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉(zhuǎn)速，運轉(zhuǎn)吋有沖擊，軸頸直徑:要求壽命，選擇軸承型號根據(jù)己知條件，預(yù)選32211型軸承進行計算每一個軸承承受的徑向負荷為:由于齒輪是直齒，所以忽略外加軸向力；又由于每端軸承是成對使用，徑向負荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力s互相抵消，因此，軸向負荷為0。平均徑向負荷為:平均軸向負荷當量動負荷,壽命系數(shù)，速度系數(shù)所以32211軸承的額定動負荷，因此符合要求。第四章曲柄滑塊機構(gòu)第一節(jié)曲柄滑塊機構(gòu)的運動和受力分析曲柄滑塊

31、機構(gòu)如圖4-1所示,l?連桿長度；r?曲柄半徑;s?滑塊全行程:？?滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；。？曲柄轉(zhuǎn)角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從圖中的幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計算公式：將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度：式屮?連桿系數(shù)；?曲柄的角速度。在曲柄滑塊機構(gòu)的受力計算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力，即滑塊導軌的反作用力為：式中？?摩擦系數(shù)，；?連桿上、下支承的半徑。曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成:無摩擦機構(gòu)所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即式中?理想當量力臂;?摩擦當量力臂；?曲軸支承頸半徑。則曲柄滑塊機構(gòu)的當量力臂為：曲軸扭矩為：如果上式

32、取和(?公稱壓力，？?公稱壓力角)，則曲柄壓力機所允許傳遞的最人扭矩為：第二節(jié)曲柄軸的設(shè)計計算曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖4-2圖4-2二、曲柄軸強度設(shè)計計算曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù)支承頸直徑(mm)式中？?壓力機公稱壓力(kn),取。其他各部分尺寸見下表4-1曲軸各部分尺寸名稱代號經(jīng)驗數(shù)據(jù)實際尺寸(mm)支承頸長度221曲柄兩臂外側(cè)面間的長度350曲柄頸長度190圓角半徑10曲柄臂的寬度160曲柄臂的高度210表4-1曲軸強度計算曲軸的危險截面為曲柄頸中央的i ? i截面和支承頸端部的11?11截面。1?1截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩人得多，故忽略扭矩計算出來的應(yīng)力。彎矩：彎曲應(yīng)力及強度條件：由上式可

33、以導出滑塊上許用負荷：ii? ii截而為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作扭矩:剪切應(yīng)力及強度條件:滑塊上許用應(yīng)力：考慮疲勞和應(yīng)力集中的影響，許用應(yīng)力如下計算:式中？曲軸材料屈服極限(mpa),調(diào)質(zhì)處理，；?安全系數(shù)，取。三、曲軸剛度計算曲軸的剛度計算用摩爾積分法計算曲柄頸屮部的撓度。第一項很小，可以忽略，故簡化公式為:式中？?壓力機公稱壓力(kn);?彈性模量，對鋼曲軸；?支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩0;?曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離(mm)。曲軸計算撓度與實測撓度見表4-2壓力機型號或噸位計算撓度實測撓度j23-80 0. 1720. 179表4-2第三節(jié)連桿和封閉高

34、度調(diào)節(jié)裝置連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)由設(shè)計條件知連桿長度可調(diào)，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖4?3所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上,下端以球頭和滑塊6屮的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。圖4-31、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座6、滑塊7、螺釘8、鎖緊塊9、鎖緊塊二、連桿的計算1.連桿的作用力：單點壓力機：確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式：球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見表4?3:計算部位代號

35、經(jīng)驗公式實際尺寸球頭調(diào)節(jié)螺桿mm136102109129連桿mm179243表4-3 (2)連桿總長度l的確定確定連桿長度l時，應(yīng)根據(jù)壓力機的工作特點，結(jié)構(gòu)型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數(shù)，即連桿長度。取，即三、連桿及球尖調(diào)節(jié)螺桿的強度計算連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿受到壓應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的聯(lián)合作用，應(yīng)當演算其危險截面a?a的合成力使：危險截面的壓應(yīng)力：式中？?連桿作用力(kn);?危險截面a?a的面積0 ;危險截面的彎曲應(yīng)力:式中?危險截面的截面模數(shù)，圓形截面；?危險截面的彎矩(n?m)式中？?摩擦系數(shù)，取；?曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑(mm);

36、x?危險截而到連桿下支承軸頸中心的距離(mm)，；l?連桿的總長度(mm)，對于長度可調(diào)的連桿。球頭調(diào)節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理hbs220250,，球頭表面淬火，硬度為42hrc。連桿體采用zg35,正火處理。四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋調(diào)節(jié)螺桿的螺紋，常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為m100x 12。五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母(即長度可調(diào)連桿的連桿體，或調(diào)節(jié)螺母)的彎曲應(yīng)力。式中、？?螺紋的外徑和內(nèi)徑；s?螺距；11?螺紋

37、最小工作高度，；h?螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋；?連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應(yīng)力，對鑄鋼zg35, o六、連桿上的緊固螺栓連桿上端分成兩部分，應(yīng)用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復(fù)雜,一般不予計算。査閱相關(guān)資料并參考，螺栓個數(shù)4個，螺栓直徑m24.第四節(jié)滑動軸承的設(shè)計滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承、連桿大小端支承等。如圖4_4所示。a b c圖4-4一、滑動軸承的結(jié)構(gòu)圖4-5二、滑動軸承的計算選用牌號為的滑動軸承，曲柄連桿機構(gòu)中的滑動軸承,速度較低,承受短吋高峰負荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計中應(yīng)演算軸承軸瓦上的單位壓力p使式中？?軸承上的單位壓力0;?作用在

38、該軸承上的壓力(n);?軸瓦的許用單位壓力0;?軸承的支承投影面積0,與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。驗算滑動軸承的單位壓力p:曲軸支承軸瓦：連桿大端軸承：連桿小端軸承(球尖式)：滑動軸承軸瓦.h的速度：曲軸軸承的速度：連桿大端支承處的速度：式屮？曲軸軸承直徑(mm);?曲柄軸頸直徑(mm);?曲軸轉(zhuǎn)速(r/min),;?連桿系數(shù)，。驗算值：為防止發(fā)熱過于厲害，還應(yīng)驗算它的值，即 式中？?軸承上的單位壓力；?軸承工作表面見的滑動速度；？?許用的值，與材料有關(guān)。對材料，。曲軸軸承：連桿大端軸承：第五節(jié)滑塊與導軌的形式滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內(nèi)部有連桿，推料裝置，有的還要裝設(shè)封閉高度調(diào)節(jié)裝置

39、，平衡裝置，保險裝置等，是一個復(fù)雜的箱型結(jié)構(gòu)。它具有形式隨壓力機的用途,結(jié)構(gòu)特點，公稱壓力大小，導軌形式等而改變?；瑝K的典型結(jié)構(gòu)如附圖所示滑塊導軌有關(guān)尺寸對照表如表4-4表4-4 2、開式壓力機導軌的形式如圖4-6所示圖4-6第五章機身設(shè)計第一節(jié)機身結(jié)構(gòu)開式壓力機的機身由鑄造結(jié)構(gòu)和焊接結(jié)構(gòu)兩種，這里應(yīng)選用鑄造結(jié)構(gòu)，鑄造結(jié)構(gòu)多用ht20-40灰ij鑄鐵制造，這種材料比較容易供應(yīng),消震性較好。但重量較重，剛度較差。目前，較適合于成批產(chǎn)。開式壓力機的主要優(yōu)點是操作方便。而主要問題是剛度較差,特別是角變形存在，影響工件精度和模具壽命。因此提高壓力機和機身剛度就成為機身設(shè)計的重耍問題。提高機身剛度的途徑

40、是合理設(shè)計截面。圖5-1中的截面一般為危險截面。為了提高機身剛度,減少角變形，截面的尺汴應(yīng)合理設(shè)計，例如盡量加大截而高度h，加大喉口壁厚等。圖5-1第二節(jié)機身計算一、計算原則由于幵式機身剛度是一個重要問題，因此,應(yīng)按剛度設(shè)計較好,但剛度計算復(fù)雜，且耍等到整個機身的結(jié)構(gòu)尺寸確定以后冰能進行計算。因此，為了設(shè)計方便，先進行強度設(shè)計，然后進行剛度校核。在強度計算過程屮，為了照顧機身剛度，許用應(yīng)力取得較低，因此,在合理的制造條件和正確的使用條件下，機身是不會產(chǎn)生強度破壞的。所以，一般來說,只需計算危險截面（見圖5-2）即可。二、強度計算把機身看作承受偏心立身作用的桿系，則截面見圖5-2上受到彎矩m和拉

41、力p的作用。彎矩m為：式中-公稱壓力c-滑塊中心線到機身喉口內(nèi)緣的距離，即喉口深度-喉門a緣到截面形心的距離最大應(yīng)力為：式中？計算最大拉應(yīng)力?計算最大壓應(yīng)力h?危險截面的高度f?危險截而的而積j?危險截面的慣性矩開式壓力機機身計算應(yīng)力與實測應(yīng)力見表5-1壓力機型號或噸位機身材料危險截面計算應(yīng)力危險截面實測應(yīng)力實測應(yīng)力集中最大值j23-80ht20-40224230308235565 表 5_1 開式壓力機危險截面尺寸見表5-2壓力機型號或噸位h a b b cj23-80 750 175 20030 130 60 380 290表5-2三、剛度計算在強度計算和畫出機身零件圖后，再進行剛度核算。

42、圖5-2為機身結(jié)構(gòu)簡圖和計算簡圖。ab、bc和cd各通過截面、和的形心。截面是這樣選取的,它通過導軌長度ab的中點e而垂直于圖中斜面fg。j1j2和j3為截面、和的慣性矩。根據(jù)摩爾積分法，喉口的相對角變形為:式中？公稱壓力機床計算簡圖如圖5-2所示ab圖 5-2a?結(jié)構(gòu)簡圖b?計算簡圖截面 面積序號寬高面積各塊面積形心坐標面積與形心坐標乘積各塊而積形心至整個危險截而形心的距離各塊而積對本身形心的慣性矩ii? ii 12x 17.522 770 11847013 130130 310572 2x375 450 37. 51687513.582013 2109383 2x106120 72 864

43、048276480360合計 8623242355危險截面慣性矩:危險截面截面積:危險截面最大計算拉應(yīng)力:最人實際拉應(yīng)力:式中？?截而形狀系數(shù)，取，；?動載系數(shù)，取1.5;?許用系數(shù)，對于鋼板。危險截面最大壓應(yīng)力：式屮？?許用壓應(yīng)力0,對于鋼板。第六章離合器與制動器第一節(jié)離合器與制動器的作用原理在曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)中，一般在飛輪傳動的后而都設(shè)有離合器和制動器,用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器一般是設(shè)在飛輪軸上或主軸上。壓力機開動后，電動機和起蓄能作用的飛輪是在一直不停地旋轉(zhuǎn)著。每當滑塊需要運動吋，則離合器接合，主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件（如傳動軸、齒輪、曲軸和滑塊等）得到

44、運動并傳遞工作時所必要的扭矩；當滑塊需要停止在所需的位置上（滑塊行程的上死點或行程中的任意位置），則離合器脫開，主動部分的飛輪和從動部分零件即不發(fā)生聯(lián)系，因而不能再傳遞運動和扭矩。但是離合器脫開后，離合器部分從動部分以后的零件還儲有一定的能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)。因此，制動器是用來在一個較短的吋間內(nèi)吸收從動部分零件的能量,以使滑塊停止在所需要的位置上。所以，在壓力機傳動系統(tǒng)中的離合器和制動器是保證壓力機正常工作的必要部件，而兩者乂必須是密切的配合和協(xié)調(diào)地工作;或當離合器接合前的瞬時，制動器應(yīng)該松開,這個工作關(guān)系是由操縱系統(tǒng)來實現(xiàn) 的。一般壓力機在不工作時，離合器總是處在脫開狀態(tài)，而制動器則總是處

45、在制動 狀態(tài)中。由此可見，離合器和制動器部件是用于電動機和飛輪不停地轉(zhuǎn)動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構(gòu)開動或停止。因此，對任何壓力機而言,離合器和制動器不僅是極其重耍而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。第二節(jié)離合器的選用離合器的類型、工作特性及其選用原則在幵式壓力機上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤摩擦離合器，其主要類型如下：目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉(zhuǎn)鍵離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單緊湊、制造維修方便。但是由于受到爪齒、滑銷和轉(zhuǎn)鍵等連接件零件強度的限制，因而能傳遞的扭矩不人;其次，在離合器軸轉(zhuǎn)速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產(chǎn)生很大的沖擊，離合器的連接零件常常易于磨損或損壞;此外,剛性離合器只能允許滑塊停止在上止點的位置,而不能進行寸動行程。顯然剛性離合器是有很多不足之處,在應(yīng)用上有一定的局限性。但是對于小型低速開式壓力機來說，相應(yīng)這些矛盾并不十分突出。