毕业设计（论文）-J23-16开式双柱可倾曲柄压力机设计

1、太原理工大学阳泉学院毕业设计说明书毕业生姓名：专业.机械设计制造及其自动化学号.指导教师.所属系（部机电系二o四年六月太原理工大学阳泉学院毕业设计评阅书机电 系 机械设计制造及其自动化专业 姓名设计时间：2014年3月24日一2014年6月1日评阅意见:成绩:指导教师:（签字）职务：201年 月 日太原理工大学阳泉学院毕业设计答辩记录卡机电系机械设计制造及其自动化专业姓名xxx答辩容问题摘要评议情况记录员：成绩评定（签名）指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%,答辩组为70% o专业答辩组组长：（签名）201年 月 日ft-.刖 旨一、开式曲柄压力机的

2、特点和用途曲柄压力机是采用曲柄滑块机构作为工作机构的一类锻压机器。开式压力机是曲柄压力机的一个类别，其特点是具有开式机身（即c型机身）。开式压力机因为具有开式机身，与闭式压力机相比有其突出的优点，工作台在三个方 向是敞开的，装、模具和操作都比较方便，同时为机械化和自动化提供了良好的条件。但 是，开式压力机也有其缺点，由于机身呈c型，工作是变形较大，刚性较差，这不但会降 低制品精度，而ii由于机身有角变形会使上模轴心线与工作台面不垂直，以至破坏了上、 模具间隙的均匀性，降低模具的使用寿命。由于开式曲柄压力机使用上最方便，因而被广泛采用。它是板料冲压生产中的主要设 备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲

3、、浅拉伸和成型等工序，并广泛应用于国防、航空、 汽车、拖拉机、电机、电器、轴承、仪表、农机、农具、自行车、缝纫机、医疗器械、口 用五金等部门中。在中、小型压力机屮，开式压力机得到了广泛的发展，目前在我国机器 制造业中，开式曲柄压力机的年产量约占整个锻压机械年产量的49.5%,而在通用曲柄压 力机的生产中约占95%。二、j2316开式曲柄压力机的基本参数开式曲柄压力机的基本参数，决定了它的工艺性能和应用范围，同时也是设计压力机 的重要依据。现将j23-16开式曲柄压力机基本参数分别叙述如下：公称压力f：公称压力是压力机的主参数，是指滑块离下止点前某一特定距离时，滑块上 所允许的最大作用力。f二1

4、60kn滑块行程s：滑块行程是指压力机滑块从上止点到下止点所经过的距离，它是曲柄半径的 两倍，或是偏心齿轮、偏心轴销偏心距的两倍。其大小随压力机工艺用途和公称压力的不 同而不同。s=55mm滑块行程次数n：它是指滑块每分钟从上止点到下止点，然后再冋到上止点的往复次数。 滑块行程次数的高低反映了压力机冲压的生产效率。n二120次/min压力机装模高度h和封闭高度：压力机装模高度是指压力机滑块处于下止点位置时，滑块 下表面到工作垫板上表面的距离。当装模高度调节装置将滑块调整到最高位置（即连杆调 至最短）时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。当装模高度调节装置将滑块调整到 最低位置（即连杆调至最长

5、）时，装模高度达最小值，称为最小装模高度。压力机装模高 度调节装置所能调节的距离称为装模高度调节量（h）。有了装模高度调节量，就可以满 足不同闭合高度模具安装的需要。模具的闭合高度应该介于压力机的最大装模高度和最小 装模高度z间。所谓封闭高度，是指滑块在下止点吋滑块下表面到工作台上表面的距离。它和装模高 度之差恰是工作台垫板的厚度。j2316压力机的最大封闭高度为220 mm；封闭高度调节量为45 mm。5、压力机工作台而尺寸及滑块底而尺寸：压力机工作台而尺寸axb及滑块底而尺寸 jxk是与模座平面尺寸有关的工艺尺寸，它反映了压力机工作台面与滑块底面的长度和宽 度尺寸，表示压力机允许安装模具的

6、水平尺寸大小。j2316压力机的工作台尺寸：左右为450 mm （axb）,前后为300 mm；j2316压力机的滑块底面尺寸：左右为200 mm （jxk）,前后为450 mm。6、喉口深度c：滑块中心线至床身的距离叫做喉口深度。喉口深度和工作台垫板而积 是关系到模具的最大平面尺寸的重要参数。j2316压力机的喉口深度为160 mm。7、工作台孔尺寸：工作台孔用于落料或安装气垫装置。j2316压力机的工作台孔尺寸：前后为160 mm,左右为240 mm,直径为210 mm。8、模柄孔尺寸：中小型压力机的滑块底而都设有模柄孔，它是用于安装固定上模和 确定模具压力中心的。当模具用模柄与滑块相连时

7、，滑块模柄孔的直径和深度应与模具模 柄尺寸相协调。中小型压力机模柄孔的形状有圆柱形和方柱形。j23-16压力机的模柄孔尺寸：直径为40 mm,深度为60 mm09、立柱间距离：立柱间距离是指双柱式压力机两个立柱内侧表面的距离。对于开式压力 机，立柱间距离尺寸直接影响由前向后送料时条料的宽度，以及冲压接料机构的尺寸和安 装位置。j2316压力机的立柱间距离为220 mmo10、倾斜角0 ：倾斜角是指可倾式压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后倾的角 度。利用这个倾斜角使冲压后的工件（或废料）能借其自重或其他因素通过两立柱中间向 压力机后方排除。j2316压力机机身最大可倾角为35° o

8、三、开式压力机设计的基本要求压力机设计应满足以下基本要求：（一）使用要求：1、参数和精度都能满足工艺用途的要求；2、具有足够的强度、刚度和耐磨、耐久性能，能长期稳定地保持工艺能力；3、操作安全、省力、简单而又便于记忆，并且外形美观，给操作者提供良好的工作 条件；4、生产效率高、更换模具等辅助工吋少，传动效率高，具有高度的使用经济性。（二）制造要求：1、结构简单、紧凑，体积小；2、采用性能好，价格低，易于购买的材料，并充分发挥材料的性能使压力机重量轻;3、具有良好的结构工艺性，加工简单，装配方便，并且能与制造厂的设备条件相适 应；4、提高“三化”（系列化、通用化和标准化）程度，减少设计、制造劳动

9、量，以缩短 制造周期和降低压力机成本。（三）其他要求：1、运输容易；2、安装简单；3、维修方便。目录刖 § 1一、开式曲柄压力机的特点和用途1二、j2316开式曲柄压力机的基本参数1三、开式压力机设计的基本要求1摘 要1abstract 2第一章选择电动机型号1第一节压力机电力拖动特点1第二节电动机的选择2一、选择电动机的类型 2二、选择电动机的功率 2三、确定电动机的传速3四、计算总传动比和分配传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数3第二章v带传动系统分析与计算5第一节传动系统的类型及系统分析5一、传动系统类型5二、传动系统的布置方式 5三、离合器和制动器的位置6四、传动级数和各

10、级传动比的分配6第二节v带传动设计7第三节传轴的设计9一、轴的概述9二、j23-16开式曲柄压力机的转轴设计 10第三章 齿轮传动的设计 13一、选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数 13二、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计 13第四章 曲柄滑块机构 16第一节曲柄滑块机构的运动和受力分析16第二节曲柄轴的设计计算 18一、曲轴的结构示意图 18二、曲柄轴强度设计计算 19三、曲轴刚度计算21第三节连杆和封闭高度调节装置22一、连杆和封闭高度调节装置的结构22二、连杆的计算22三、连杆及球头调节螺杆的强度计算23四、调节螺杆的螺纹 26五、调节螺杆的螺纹计算26六、连杆上的紧固螺栓26第四节

11、滚动轴承的选择27一、滚动轴承概述 27二、滚动轴承型号选择27第五节滑动轴承28一、滑动轴承的结构28二、滑动轴承的润滑及轴瓦结构29三、滑动轴承的计算29第五章机身设计30一、机身纟吉构30二、强度计算31第一节压力机的工作原理和用途34第二节压力机主要部件的结构及调整方法34一、机身34二、传动34三、离合器34四、滑块35五、平衡器35六、制动器36七、操纵器36第三节压力机的电器装置36第四节压力机的润滑37第六节压力机的调整和启动37第七节压力机的每h保养及安全38第八节压力机的精度检查38第六章过载保护装置设计38一、剪切破坏式过载保护装置的结构 39二、剪切块的设计计算39第七

12、章润滑系统41一、稀油润滑42二、干油润滑42外文资料45中文翻译51结束语56参考文献58曲柄压力机是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对胚料进行成行加工的锻压机械。曲柄压力机动作平稳，工作可靠，广泛用于冲压、挤压、 模锻和粉末冶金等工艺。其结构简单，操作方便，性能可靠。关键词：压力机，曲柄机构，机械制造abstractcrank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of

13、 straight line back and forth sport, carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. the crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. its structure is simp

14、le ,the ease of operation , the performance is reliable .the coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient. keywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing第一章选择电动机型号第一节压力机电力拖动特点压力机工作过程中，作用在滑块上的负荷是剧增和剧减的周期交替变化着，并且有很 短的高峰负载时间和较长的

15、空载时间，若依此短暂的工作时间来选择电动机的功率，则其 功率将会很大。为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。当滑块不动时，电动机带动飞轮 旋转，使其储备能量，而在冲压工作的瞬时，主要靠飞轮释放能量。工件冲压完毕后负载 减小，于是电动机带动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件前恢复到原来的角速度。这 样冲压工件所需的能量，不是直接由电动机供给，而是主要由飞轮供给，所以电动机所需 的功率便可大大减小。由于电动机的功率小于压力机工作行程的瞬时功率，所以在压力机进入工作行程时， 工作机构受到很大的阻力，电动机的负载增大，转差率随z增大。一旦电动机瞬时转差率 大于电动机临界转差率，电动机转矩反而下

16、降，甚至迅速停止转动，这种现象称为电动机 颠覆。另一方面，电动机在超载条件下会严重发热。给电动机配置一个飞轮，相当于增大 了电动机转子的转动惯量。在曲柄压力机传到中，飞轮的惯性拖动的扭矩占总扭矩的85% 以上，故没有飞轮电动机就不能正常工作。飞轮是储存能量的，它的尺寸、质量和转速对能量有很大的影响。飞轮材料采用铸铁 或铸钢。由于飞轮转速过高会使飞轮破裂，因此铸铁飞轮圆周转速应小于或等于25m/s, 最高不超过30m/s；铸钢飞轮圆周转速小于或等于40m/s,最高不超过50m/so另外，使用飞轮时还应注意两点：在下一个周期工作开始之前，电动机应能使飞轮恢 复到应有的转速；电动机带动飞轮起动的时间

17、不得超过20s。否则，如果时间太长，由于 电动机电流过大，线圈过热将加速绝缘老化，缩短电动机使用寿命，甚至会引起电动机的 烧毁或跳闸。第二节电动机的选择、选择电动机的类型感应电动机乂称异步电动机，具有结构简单、坚固、运行方便、可靠、容易控制与维 护、价格便宜等优点。因此在工作中的到广泛的应用。目前，开式曲柄压力机常用三相鼠 笼转子异步电动机。j23-16的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。j23-16传动示意图如图1-1图1-1二、选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为匕=竝7100叽所以fv10007 久,由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为式中u、“2、仏、久

18、分别为联轴器、带传动、齿轮传动、滑动轴承的效率。取?7 = 0.97> ?72 = 0.96s r/3 = 0.95>=0.97,贝9久=0.97x0.96x0.95x0.973 =0.81所以p, =-=心叭0.22 册=43.46&v“1005 久 1000x0.81为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。在曲柄压力机传到中，飞轮的惯性拖动的扭矩占总扭矩的85%以上，所以所需电动机的输出功率为43.46kwx15%q6.5kw三、确定电动机的转速曲轴的工作转速为120r/min按推荐的合理传动比范围，去v带传动的传动比爪二24,单级齿轮传动的传动比盯二35,则合理

19、总传动比的范围厂二620,故电动机转速的可选范围nd' = i'-nw = （620） x 120r/min=720r/min 2400f/niin综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和压力机的传动比，选择电动机 的型号为y132m4,额定功率为7. 5kw,满载转速为1440r/mino、计算总传动比和分配传动比总传动比说=罟“2v带的传动比q二3,齿轮传动的传动比f二4五、计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速i轴®二心二1440i7minii 轴 “i = = " 48o/mint 3曲轴如=120vmin曲f 4(2) 各轴的输入功率

20、i 轴f = pr 7oi = 46. 43 x 0. 97=45. 0371 kwii 轴pn = p -77,2 =片6 小=45. 0371 x0. 96x0. 97二41. 94kw曲轴 心=& w23 =片“3 久=41. 94x0. 95x1. 97=78. 49 kw(3) 各轴输入转矩计算电动机轴的输出转矩t, = 955(a = 9550xnm = 307.9/v - m“ nm1440i 轴 百=td -7()1 = 7； 巾=307. 9x0. 97 n加二298. 69 n加ii 轴 7；! =7如2 =298. 69x3. 675x0. 96x0. 97 w加

21、=1022. 14n加曲轴弘=片.才23 = 1022. 14x4x0. 95x0. 97 n-加二3767. 62 n m运动和动力参数的计算结果列表如2电动机轴i轴11轴曲轴转速 n(r/min)14401440480120输入功率p/kw46. 4345. 037141.947& 49输入转矩t/(n-m)307.9298. 691022. 143767. 62传动比i1234效率n0. 970. 930. 92第二章v带传动系统分析与计算第一节传动系统的类型及系统分析一、传动系统类型开式曲柄压力机的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。按传动级数，传动系统可分为一级传动

22、、二级传动、三级传动和四级传动。四级传动 很少采用。按曲轴的布置形式，传动系统又可以分为垂直于压力机正面布置和平行于压力机正面 布置。二、传动系统的布置方式曲柄压力机传动系统的布置，应使机器便于制造、安装和维修，同时结构紧凑，外形 美观。开式曲柄压力机传动系统布置主要包括以下四方面：1、传动系统的位置开式曲柄压力机大多采用上传到，很少采用下传动。上传动压力机与下传动压力机相比，优点是：(1) 重量较轻，成本低。(2) 安装和维修较方便。(3) 地基较简单。上传动的缺点是压力机地面高度较大，运行不够平稳。现在通用压力机多数为上传动。2、曲轴的布置方式 曲轴分为横放和纵放两种布置方式。采用曲拐轴的

23、开式曲柄压力机，曲拐轴是纵放的，传动零件如飞轮、齿轮等置于压力 机背面。采用曲轴时，曲轴横放的形式应用很普遍。这种形式的传动系统，传动零件分置于压 力机两侧，制造、安装和维修都比较方便。近年来，曲轴纵放的形式得到应用。这种系统 的优点是，曲轴可以缩短，刚度有所提高，全部传动零件封闭在机身内部，润滑良好，外 形美观。但制造、维修不及前者方便。3、最后一级齿轮传动的形式 最后一级齿轮传动可采用单边驱动或双边驱动。单边 驱动制造和安装都较方便，但齿轮模数和外形尺寸较人。双边驱动可以缩小齿轮的尺寸， 但制造和安装较困难。4、齿轮的开式安放和闭式安放 齿轮有安放于机身之外和机身之内两种情况，齿轮 放于机

24、身之外称为开式安放，齿轮放于机身之内称为闭式安放。闭式安放的齿轮工作条件 较好，外形较美观；如果齿轮安放在油池之内，则可大大降低齿轮传动的噪音，但安装的 维修不方便。大型压力机多采用闭式安放。开式安放的齿轮工作条件恶劣，传动噪音大， 污染环境。三、离合器和制动器的位置通用压力机的离合器有刚性离合器和摩擦离合器两种。对于单级传动的压力机，由于刚性离合器不宜在高速下工作，所以离合器和制动器只 能安置在曲轴上。摩擦离合器与飞轮通常安装在同一传动轴上，制动器的位置和离合器同轴。对于多级 传动的压力机，摩擦离合器可以安装在低速轴上，也可以安装在高速轴上。摩擦离合器安 装在低速轴上，接合时消耗的摩擦能量小

25、，离合辭磨损小。但是低速轴的扭矩大，要增大 离合器的尺寸。另外，由于通用压力机的传动系统大多封闭在机身内，不便于离合器的安 装和调整，也不便于散热，所以摩擦离合器一般安装在转速较高的传动轴上。此时，由于 所需传递扭矩小，压力机结构比较紧凑，但是主动部分和从动部分的初速度相差太大，对 传动系统冲击大，摩擦损耗也较大。传动级数的选取主要与以下三方面有关：1、滑块每分钟行程次数 每分钟行程次数高，总传动比小，传动级数少；每分钟行 程次数低，总传动比大，传动级数多。2、压力机做工的能力 一级传动的曲柄压力机，飞轮装置在曲轴上，转速与滑块每 分钟行程次数相同，而飞轮结构尺寸乂不可能太大，飞轮所能释放的能

26、量因此受到限制。 所以，在同样公称压力下，一级传动的曲柄压力机做工的能力，要比二级和二级以上传动 的曲柄压力机低。3、对机器结构紧凑性的要求当传动级数较少，每级传动比较大时，由于小皮带轮 和小齿轮结构尺寸不能过小，致使人皮带轮和大齿轮外形庞大，结构不够紧凑，所以设计 中，用增加传动级数或采用双边齿轮传动的方法，来缩小传动系统的结构尺寸。各级传动比分配应恰当，使传动系统得到合理布置，不仅安装维修方便，而且结构紧凑美 观。一般，三角皮带传动的传动比不超过68,齿轮传动比不超过79。分配传动比时, 还应使飞轮有适当转速。飞轮转速过低，外形尺寸增大；过高，飞轮轴上的离合器和轴承 工作条件恶化。开式曲柄

27、压力机飞轮的转速通常在240470转/分之间。第二节v带传动设计上述计算得出j23-16型开式曲柄压力机的电动机功率为7. 5kw ,转速为1440转/ 分，三角皮带传动比为i二31、确定计算功率£由机械设计表&21查的工作情况系数ka=1. 1由式（&12） /二二1 1x7.5kw二8.25kw其中p为电动机的额定功率，p=7. 5 kw2、选择v带的型号三角皮带的规格是由背宽（顶宽）与高（厚）的尺寸来划分的，根据不同的背宽（顶宽）与高（厚）的尺寸，国家标准规定了三角带的0、a、b、c、d、e等多种型号。由£.=825kw,转速q二1440i7min和图

28、8. 12,确定选用窄型spz型号普通v带。3、确定带的基准直径（1）按设计要求，由表8. 6查得，spz型带轮的最小直径为63/71/7,在参看图8. 13及 表& 6,选择小带轮d二100""。（2）验算带速1/v = 5'4' = 1144（）x10（） = 7.536/$ 在 525m/s 之间,满足带速要求。 60000 60000（3）计算从动带轮基准直径z=3,取 e=0. 02,dd2 = （1cldx = （1 - 0.02） x 3 x 100= 294 mm按带轮的基准直径系列取/2 =3007/mo实际传动比/' =

29、_仏_ =22= 3 06（1-6'）</1（1-0.02）x100传动比误差相对值az = £zi = 126-3 = 2%<5% （一般允许误差），所选大带轮直径可 i 3用。4、确定中心距兔和带的基准长度乙0.55（小 +dd2）<a< 2（£1 +厶）61小 + dd2 100+300= 40072/77 ,220 mm <a< 800m/n ,取 a（） =750 mm 9带长2a. + - （jzi + d2）+=2x750+-x 400+ 2°tf =212813mmd °2 如4g°2

30、4x750由机械设计表84,选取带的基准长度为=2240/77/71,计算实际中心距d_ ld-l；2240-2128.13 onc nocan+ = 750 +mm = 805.935 mm0 2 25、核算小带轮包角a =180°x57.3° =180°一一 x 57.3° =158.34°a805.935158.34° >120 ,满足要求。6、计算皮带的绕行次数“1000/1000x7.536 m/ = 3.36次/5 <20 次/5ld22407、确定v带的根数z.空（c）+a£）a式中：代一单根u带的

31、基本额定功率，见机械设计表8.9, c）为1.32/cwo£心1时传递功率的增值，根据传动比i二3.由表& 19, 匕为0.0223kw。 心一按小带轮包角查得的包角系数，见表811,心为0. 96o 紅一长度系数，见表8. 4,心为1.05o所以，z>竺= 5.304根，取z二6根。（1.32+0.223）x0.96x1.058、计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为花=50 注（孕-l） + g，必ka50x品2（恙一1）+ 007如於（7.53歸带轮轴= 363.534n的压轴力f = 2zk sin - = 2 x 6 x 363.543 x sin 797&#

32、176; =4131 .gin0 29、确定带轮的结构尺寸节宽 » = 8.5mm槽l'可住巨 e = 12± 0.3mm基准线上槽深/2amin = 2,0mm基准线下槽深/t/min = 7.0mm最小轮缘厚度戈伽=5.5mm外径dw = d（i + 2ha = 209.6m/n带轮宽 b = （z lk + 2/* =（6 1）x12+2x7 =第三节转轴的设计一、轴的概述轴是组成机器的重要零件之一，其功用是主要是支承回转零件及传递运动和动力，因 此大多数轴都要承受传矩和弯矩的作用。1、轴的分类按照承受弯、扭载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。工作屮既

33、受弯矩又 受扭矩的轴称为转轴，这类轴在机器中最为常见。只承受弯矩而不传递转矩的轴称为心轴, 心轴又分为转动的心轴和不转动的心轴两种。只承受转矩而不承受弯矩或弯矩很小的轴称为传动轴。2、轴的材料轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。碳素钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性小， 又可通过热处理提高其耐磨性及疲劳强度，故应用较为广泛，其中最常用的是45号优质 碳素钢。为保证力学性能，一般应进行调质或正火处理。合金钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能，可以在传递大功率并要求减小尺寸与 质量和提高轴颈耐磨性吋采用。必须注意：在一般工作温度（低于200°c）下，各种碳素钢和合金钢的弹性模量相差不 多，热

34、处理对它的影响也很小。因此，如选用合金钢，只能提高轴的强度和耐磨性，而对 轴的刚度影响很小。轴的毛坯可用轧制圆钢和锻件，有的则直接用圆钢。形状复杂的轴，也可采用铸钢、合金铸铁或球墨铸铁。经过铸造成型，可得到更合理 的形状。铸铁具有价廉、良好的吸振性和耐磨性、对应力集中的敏感性较低等优点，但品 质不易控制，故可靠性不如钢轴。二、j23-16开式曲柄压力机的转轴设计1材料选择根据上述分析选择轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计表26和表25得：许用扭转应力rt =3040 m马，抗拉强度 tb=640m£,屈服强度as=355mpa ,弯曲疲劳极限7 = 215mpa ,剪切疲劳极限

35、j=155m鬥，与轴材料有关的系数c二118106.2、初步计算由上述计算的转轴传递的转矩片=102214"加，输入的功率f =41.94kw按许用切应力计算，实心轴的迁都条件为t9.55x106-""0.2j3写成设计公式为9.55xlo&p0.2rtn式中：tt切应力，mpa ；t轴所受的转矩，n mm；wt轴的抗扭截面系数，加加;n一轴的转速，r/min；p轴传递的功率，kw；d 一轴的计算直径，mm；rt许用切应力，m匕;代入上式得心118“。釧舞=2呗c与轴材料有关的系数。考虑到轴的最小直径有键的存在，而且为单键，所以应增大5%7%,故取d=21

36、 x (1+0.07) =22. 42mm,圆整为 25mmo3、按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为：fu=-cos6z其中切于分度圆的圆周力ft = 2x43142125 “ =8628, 425 n1 % 10()分度圆压力角 a = 20°,贝ijcosq = cos20 =0.94所以求得代=8628425/v = 9179.176/v0.94皮带作用力比齿轮作用力小得多，所以忽略不计。根据代和扭矩7；绘出转轴的受力图。由于i i截面的弯矩和扭矩最大，直径又比较小，所以此截面最危险。下面核算i i截面的强度。由弯矩产牛的弯曲应力为:mwo.k/39179176x0.15

37、0.1x553 x10-9pa=82.8m 匕由扭矩产生的剪应力为:pa=30.12mpah0.2j3102214 0.2x553 x10-91147. 05n.m1022. 14n.m扭矩图当量弯曲应力为：6 = jbj +3打=a/69.02+3x12.962 = 72.65m 鬥轴的材料是45钢（调质）,ad<-ay =（ ）x355=221.875253. 57m巧，因此 n 1.41.66<巾,符合要求。4、核算疲劳强度由于ii-ii截面有台阶，应力集中现象比较严重，h肓径最小（心t=50加加），弯矩 有比较大，扭矩和其他截而相同，因此核算此截而的疲劳强度。由开式压力机设

38、计表2-19查得错误!未找到引用源。二0.1,几二0.05,由表220 查得為二0.75,心二0.73,由表 221,据- = = 0.027,查得 心二2.6,心二 1.65,由 d 75表 223 查得0 = a =0.90。pinkv mw 7664.68x0.15必“又因 a(j = affl = =； = 46.0mp22x0.1j3 2xo.lx53xlo-6j mc431.29ra = vm = =r = = 8.63mp,“"22x0.2/2x0.2x53x10-6所以2752c1-51-x46+0x46 0.9x0.75155= 7.01x&63+0.05x

39、8.63 0.90x0.731.65n n八n = r = ,= = 2.961.1 1.3+ /7r271.512 + 7.012l51x7.01所以疲劳强度也符合要求。第三章齿轮传动的设计直尺圆柱齿轮的几何尺寸计算由上述计算得出j2316开式曲柄压力机齿轮传动的主动轴的转速q =480 /min，从动轴转速h2 =12o/min,输入功率p = 41.94kw，每天工作8小吋，寿命为10年。一、选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数选择小齿轮材料40q.钢，调质处理，硬度241286h； 了 bs, b产686m£ ,巧=490m£ ；大齿轮材料zg35crmo铸钢，

40、调质处理，硬度190240hbs,巾二686m巧，氐二539m£ ；精度8级。二、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设计ii轴的转矩t = 1022 .4nm,即小齿轮转矩。为了提高开式齿轮的耐磨性，要求有较大的模数，因而齿数应少一些，一般取z,=1720o1取齿数可=20,传动比j=4, z2 = z-z, =4x20=802查表10-11得齿轮载荷系数，取k二1.1 ;3由机械设计表10-13查得，小齿轮齿形系数丫冋=2.81,大齿轮的齿形系数yf2 = 2.254.由机械设计表10-14查得，小齿轮应力修正系数4,1=156 ,大齿轮应力修5. 计算齿根弯曲疲劳许用应力“尸=玉虫占按机

41、械设计图624i）,查得齿轮材料弯曲疲劳极限应力勺讪=30砌由机械设计表613计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数ni =6(h|6 = 60x 4807 minx 1 x 8 x 250x 10=5.67x 1 (fn2 =6qn2nh = 60x 120v minx 1 x 8 x 250x 10=1.44x 1 (f3xl06（）02 （ 3x10&（）（）2 n q诊严（可）=（册而）=0-92(晋)7肉)。7. 925由机械设计图625查取尺寸系数，yx =1,由式（614）取电丁 =2.0弯曲疲劳强度系数按机械设计表612,取= 1.60fv(xnxstsf300x 0.9x1

42、x2k6= 338.6240x0.925x1x2afwx2 yyxyst= 279.9比较二281x1.5633&60.013225x1,77279.9"0141应按大齿轮计算齿轮弯曲疲劳强度m> 1.26x3kt、y宓丫肿；ji1.26x jllx43142125x2.25xl77x069 =厶 0?0-35x400x2775取m=5m(z +z2)2 'x (20+100) j歸2分度圆直径 d = mzy = 10077 md2 = mz, = 50dnm齿顶圆直径 da = zn(z + 2) = 11 omm da2 = m(z2 + 2) = 510

43、mm齿根圆直径 dp =- 2.5) = s1.5mm df2 = m(z2 -2.5) = 487.5mm按计算结果校核前面的假设齿轮节圆速度tid.nv =600003.14xl00x48060000=2.512m/s1002.512x20100= 0.5024n/5查得心=1,与原值一致。齿宽 b = 100x0.35 = 35加 71小齿轮齿宽取70mm,人齿轮齿宽取65mmo齿顶高 ha - m- 5mm 齿根高 hf = 1.25m = 6.25mm齿咼 h = 2.25 m = 11.25 mm齿距 p =tun = 15.7 mm齿原 s = m = 7.85mm 齿槽高 e

44、= m = 7.85mm2 2中心距 a = (z+z2) = 300 mm第四章 曲柄滑块机构第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析在设计、使用和研究曲柄压力机时，往往需要确定滑块位移和曲柄转角z间的关系， 验算滑块的工作速度是否小于加工件塑性变形所允许的合理速度。在计算曲柄滑块机构的 受力情况时，由于目前常用的曲柄压力机每分钟的行程次数不高，惯性力在全部作用力中 所占的百分比很小，可以忽略不计。同样，曲柄滑块机构的重量也只占公称压力的百分之 几，也可忽略不计。如图3-1所示，l连杆长度；r曲柄半径；s滑块全行程；sp滑块的 位移，由滑块的下死点算起；a曲柄转角，由曲柄轴颈最低位置沿曲柄旋转的

45、相反方 向算起。从图中的几何关系可以得出滑块位移的计算公式：sl = r (l_cosa)+才(l_cos2a)将上式对时间t微分，可求的滑块的速度：vb =rco sincr +sin 2ai 2 丿式中几=£连杆系数；la)曲柄的角速度。在曲柄滑块机构的受力计算屮，连杆作用力心通常近似地取等于滑块作用力p,即pa严p滑块导轨的反作用力为：臥pysina+血卫t"l式中“摩擦系数，“ = 0.040.06； 口和乙连杆上、下支承的半径。曲柄所传递的扭矩可以看成由两部分组成：无摩擦机构所需的扭矩和由于存在摩 擦所引起的附加扭矩m“，即mq m（）+ m “= p叫 + pm

46、“ - pmq式中叫一一理想当量力臂；叫=r sin a sin 2ai 2 丿图it曲柄滑块机构运动简图摩擦当量力臂;叫二“（1+刃g +几乙+） ?0曲轴主轴承半径。则曲柄滑块机构的当量力臂为：（2、-imq = r sintzd- sin2tz +“（l + /l）q+2乙 + %曲轴扭矩为:mq = pmq = p<r sin q + sin 2a +“(1 + /1)口+矶 + 心如果上式取p=p&和4 =乙（一公称压力，乙一公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为:sina +sin2a +“(1 + 兄)乙+/lf+ 心 i 2 丿第二节曲柄轴的设计计算一、

47、曲轴的结构示意图二、曲柄轴强度设计计算1、曲柄轴尺寸经验数据支承颈直径d（）d（ =（4.5 j肥（mm）式中 p&压力机公称压力（kn）,=160kn取 dq = 60m其他各部分尺寸见下表3-1曲轴各部分尺寸名称代号经验数据实际尺寸（加加）曲柄颈直径£（1.1 1.4）（）140支承颈长度厶（1.5 22）o205曲柄两臂外侧面间的长度（2.5 3.o）do300曲柄颈长度£（1.3 l7）o170圆角半径r（0.08 0.10）d°8曲柄臂的宽度a（1.3 1.8）o160曲柄臂的高度h220曲轴尺寸经验数据表3-11、曲轴强度计算曲轴的危险截面为曲

48、柄颈中央的i i截面和支承颈端部的ii-ii截面。i i截面为弯扭联合作用，但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算出来的应力。弯矩:n-mmw = 5_厶+"耳=30o_7o+8x8x6on72= 7760弯曲应力及强度条件:0.4d(300-170+8x8)x1600.4x140709-mpa =28.3 mp <b二 140m巧由上式可以导出滑块上许用负荷:迪辿=0.4x14*10540x1" “ = 79208/v 厶厂厶人+8厂300-170+8x8ii-ii截面为扭弯联合作用，但扭矩比弯矩大得多，故可以只计算扭矩的作用。 扭矩：mn =160x40.584n

49、-m= 6493. 44 nm剪切应力及强度条件：pj叫02石0.2x6tf0 .015 mp(i <t = 100m滑块上许用应力:f ni o.2jo3t0.2x603x1 o'9 xlooxl06pj = =斶=考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算:mpaa = = 5qqmp- = 140 200 mpa ns 比r = 0.75cr = 100150式中 6曲轴材料屈服极限（m pa）, 40c厂调质处理，7s = 5q0mpa ；ns安全系数，取2.53. 5。三、曲轴刚度计算刚度计算简图用摩尔积分法计算曲柄颈中部的挠度。4 厂+ /?22丿第一项(2r)3很小

50、，可以忽略，故简化公式为：|恰(2r + ds-(2r/+ * +砧 _ +瞬 4厂+ /?h2丿33j2 一（4厂+ b）2式中:公称压力(kn)；e弹性模数，对钢曲轴e = 2axlmp(l；l(l 曲柄颈的长度;b 曲柄壁厚度；r圆角'卜径；jp厶、人一支撑颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩;叫人 _34x604xl(t"646. 36x 10 7 m4 = 3.14x14(/x10-=i884x1043 6464厶=厶'+ 存2 =心*ah(2 = 160x220 * 160x220x382 =2xl0'4m42 2 c 12 12所以，挠度尸0.054。第三

51、节连杆和封闭高度调节装置一、连杆和封闭高度调节装置的结构由设计条件知连杆长度可调，就用改变连杆长度的方法改变压力机的封闭高度。如图1 5所示连杆和封闭高度调节装置的结构，这种连杆由连杆盖1、连杆2和球头调节螺杆3 等零件组成。其上端套在曲柄轴颈上，下端以球头和滑块6中的球座5及球头压盖4连接。 借扳手或用铁棍拨动棘爪转动球头螺杆，就可以改变连杆长度，从而改变压力机的封闭高 度。二、连杆的计算1、连杆的作用力厶/单点压力机：pali = p, =60kn2、确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式：(1) 球头式调节螺杆主要尺寸的经验公式见下表32：(2) 连杆总长度l的确定确定连杆长度l时，应根据

52、压力机的工作特点，结构型式，精度和刚度要求等全面考 虑。一般开式压力机的连杆系数a = 0.08 0.12, g|j连杆长度l二(12.5 8. 34)7? o500jmm = 500mm£max =厶 im + 50rnrn= 55072 加计算部位代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm“b（3.9 5.7）疗90“0（0.67 0.83）厶70£（1 13）（）70d2（0.910）血90连杆mm“3（1.5 2.0）d（）130h（1.7 3.06）d。150三、连杆及球头调节螺杆的强度计算连杆及因两端有摩擦力矩存在，连杆及球头调节螺杆受到压应力和弯曲应力的联合作 用，

53、应当演算其危险截面aa的合成力s厂使：o-h = bv + aw <a（mpa）p,b危险截面的压应力6：式中 pab一一连杆作用力（kn）;fa危险截面a-a的面积（m2 ）；fa =n（¥）2=3.14x（¥）2=3846.5m2_16（）x ip3 38465xio 6pa =41.6x10辺=41.6mpa危险截面的弯曲应力：ma式中危险截面的截面模数，i员i形截面w = oad3=oax= 34300nn?ma危险截面的弯矩(n加)ma=mpabl )式中“一摩擦系数，取“ =0.05 ；：、心一曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径(m/n)；140= 70mm； rb =902=45mmx 危险截而到连杆下支承轴颈中心的距离(xu*)*)? =452352 =2&28m 加;1、连杆盖2、连杆3、调节螺杆4、球头压盖5、球头下座6、滑块7、螺钉8、锁紧块9、锁紧块l连杆的总长度mm),对于长度可调的连杆l = lmax = 55077moma= 0.05xl60x 45-28.28x70+45、= 3126967v-m3126963430410"5忆=bv +5“