J23-125開式雙柱可傾曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)含5張CAD圖,j23,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機(jī),設(shè)計(jì),cad J23-125開式雙柱可傾曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì) 摘 要 曲柄壓力機(jī)是通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，對(duì)胚料進(jìn)行成行加工的鍛壓機(jī)械。曲柄壓力機(jī)動(dòng)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(jī)，曲柄機(jī)構(gòu)，機(jī)械制造  J23-125 type double column tilting crank press design Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of 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 simple ,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  目 錄 摘 要 IV Abstract V 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書 1 第一節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)的目的 1 第二節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)的內(nèi)容 1 第三節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)步驟 2 第二章 電動(dòng)機(jī)選擇和飛輪設(shè)計(jì) 3 第一節(jié) 壓力機(jī)電力拖動(dòng)特點(diǎn) 3 第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇 4 第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及尺寸計(jì)算 9 第三章 機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì) 13 第一節(jié) 傳動(dòng)系統(tǒng)分析 13 第二節(jié) V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 16 第三節(jié) 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 19 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設(shè)計(jì) 22 第五節(jié) 平鍵連接 26 第六節(jié) 滾動(dòng)軸承的選擇 27 第四章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 30 第一節(jié) 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和受力分析 30 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 32 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 35 第四節(jié) 滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 40 第五節(jié) 滑塊與導(dǎo)軌的形式 42 第五章 機(jī)身設(shè)計(jì) 45 第一節(jié) 機(jī)身結(jié)構(gòu) 45 第二節(jié) 機(jī)身計(jì)算 46 第六章 離合器與制動(dòng)器 50 第一節(jié) 離合器與制動(dòng)器的作用原理 50 第二節(jié) 離合器的選用 50 第三節(jié) 制動(dòng)器的選用 53 第七章 過載保護(hù)裝置 55 第八章 潤滑系統(tǒng) 59 結(jié)束語 62 參考文獻(xiàn) 63 致 謝 64 VII 第一章 設(shè)計(jì)任務(wù)書 第一節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)的目的 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)是機(jī)械類專業(yè)和部分非機(jī)械類專業(yè)學(xué)生的一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié),其基本目的是： （一）通過曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)踐知識(shí)，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使所說知識(shí)，得到進(jìn)一步鞏固，深化和擴(kuò)展。 （二）學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件，機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程。 （三）運(yùn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖，熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、圖冊(cè)、 標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。 第二節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)的內(nèi)容 原始數(shù)據(jù): 滑塊公稱壓力F=100KN，滑塊行程H=45mm，滑塊行程頻率145次/min。工作條件：每天一班，工作8小時(shí)，有粉塵。壽命為10年，小批生產(chǎn)。 內(nèi)容包括：選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)，V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)，齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)，曲柄滑塊傳動(dòng)設(shè)計(jì)，壓力機(jī)機(jī)體設(shè)計(jì)，繪制裝配圖及零件圖，在設(shè)計(jì)中完成了以下工作： 1.壓力機(jī)裝配圖 2.零件工作圖六張（連桿、軸、齒輪、帶輪、曲軸、滑塊） 3.設(shè)計(jì)說明書一份 第三節(jié) 曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)步驟 它通常是根據(jù)任務(wù)書擬訂若干方案并進(jìn)行分析比較然后確定一個(gè)真確、合理的設(shè)計(jì)方案，進(jìn)行必要的計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，最后用圖紙表達(dá)設(shè)計(jì)結(jié)果，用設(shè)計(jì)書明書表示設(shè)計(jì)結(jié)果。曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)可按照以下所述的幾個(gè)階段進(jìn)行： （一）設(shè)計(jì)準(zhǔn)備 1.分析設(shè)計(jì)任務(wù)書，明確工作條件，設(shè)計(jì)要求的內(nèi)容和步驟。 2.了解設(shè)計(jì)對(duì)象，閱讀有關(guān)資料，圖紙，觀察事物或模型以進(jìn)行減速器裝拆試驗(yàn)等。 3.熟悉機(jī)械零件的設(shè)計(jì)方案和步驟。 4.準(zhǔn)備好設(shè)計(jì)需要的圖紙，資料和用具，并擬定設(shè)計(jì)計(jì)劃等。 （二）傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì) 1.確定傳動(dòng)方案 2.計(jì)算電定機(jī)的功率，轉(zhuǎn)速，選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào) 3.確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 4.計(jì)算各軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距 （三）各級(jí)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì) （四）壓力機(jī)裝配草圖設(shè)計(jì) 1.選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機(jī)和零件的相對(duì)位置。 2.確定軸上立作用點(diǎn)及支點(diǎn)距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 （五）零件工作圖設(shè)計(jì) 1.壓力機(jī)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(dòng)機(jī)選擇和飛輪設(shè)計(jì) 第一節(jié) 壓力機(jī)電力拖動(dòng)特點(diǎn) 壓力機(jī)的負(fù)載為一沖擊載荷，即在一個(gè)工作周期內(nèi)只在較短的時(shí)間內(nèi)承受工作負(fù)荷。而在較長的時(shí)間內(nèi)為空運(yùn)轉(zhuǎn)。若按此短暫的工作時(shí)間來選擇電動(dòng)機(jī)的功率，則電動(dòng)機(jī)的功率會(huì)很大。 為了減少電動(dòng)機(jī)功率，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置了飛輪，可以大大減少電動(dòng)機(jī)功率。采用飛輪后，當(dāng)滑塊不動(dòng)時(shí)，電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲(chǔ)備能量。而在沖壓工作的瞬時(shí)，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負(fù)荷減少，電動(dòng)機(jī)帶動(dòng)飛輪加速旋轉(zhuǎn)，使其在下一個(gè)沖壓工作前恢復(fù)到原有角速度，節(jié)蓄能量。所以沖壓時(shí)所需的能量不是直接由電動(dòng)機(jī)供給，而是主要由飛輪供給，這樣電動(dòng)機(jī)功率可大大減少。 飛輪在工作行程中供給的能量為： （2-1） 式中：J—飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 kg·m2 —飛輪的初始速度 rad/s —沖壓工作結(jié)束時(shí)的飛輪角速度 rad/s 在輸出能量一定的情況下，飛輪轉(zhuǎn)速的降低大小對(duì)能量的輸出影響較大，所以從設(shè)計(jì)角度，盡量減小飛輪的大小，通過提高轉(zhuǎn)速并盡量增大轉(zhuǎn)速差來獲取需要的能量。但飛輪速度降低時(shí)，電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速亦隨之降低，電動(dòng)機(jī)的工作電流將成比例的增加，使電動(dòng)機(jī)的工況惡化，容易超載。經(jīng)常在這種情況下工作，電動(dòng)機(jī)會(huì)嚴(yán)重發(fā)熱甚至燒壞，而且對(duì)整個(gè)電網(wǎng)的穩(wěn)定也會(huì)帶來有害的影響，電動(dòng)機(jī)的功率和飛輪能量是互相依存的。  第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇 一、一次工作消耗的能量 壓力機(jī)一次工作循環(huán)所消耗的能量A為： J （2-2） 式中：—工件變形功 —?dú)鈮|工作功，即壓邊時(shí)所需要的功 —工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦所消耗的能量 —工作行程時(shí)由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量 —壓力機(jī)向下，向上空行程消耗的能量 —單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)消耗的能量 —單次行程離合器接合消耗的能量 各項(xiàng)能量的計(jì)算如下： (一）—工件變形功 對(duì)不同的沖壓工藝，在工作行程內(nèi)工件變形力是變化的。工件變形功由下式?jīng)Q定： J （2-3） 式中：—壓力機(jī)公稱力 N —板料厚度 m 對(duì)慢速壓力 J （二）—?dú)鈮|工作功 無氣墊壓緊裝置，J （三）—工作行程時(shí)由于曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦消耗的能量 對(duì)通用壓力機(jī)摩擦功為： J （2-4） 式中：—摩擦當(dāng)量力臂 mm mm —壓力機(jī)公稱力 KN —工作行程曲柄轉(zhuǎn)角，可近似取為公稱力壓力角 J （四）—工作行程中由于壓力機(jī)受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量 J （2-5） 式中：—壓力機(jī)總的垂直變形 m —壓力機(jī)垂直剛度，對(duì)開式壓力機(jī) mm J （五）—壓力機(jī)向上向下空行程所消耗的能量 壓力機(jī)空行程中能量消耗與壓力機(jī)零件結(jié)構(gòu)尺寸。表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動(dòng)器調(diào)整情況等有關(guān)。通過實(shí)驗(yàn)，通用壓力機(jī)連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機(jī)額定功率的10-35%。 的推介值如表2-1： 表2-1 Pg/KN 100 160 250 400 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 A5 J 100 160 250 500 1050 1500 2150 3100 4500 6300 9400 J （六）—單次行程滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時(shí)電動(dòng)機(jī)所消耗的功 根據(jù)實(shí)驗(yàn)，通用壓力機(jī)滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)電動(dòng)機(jī)所消耗的功率約為壓力機(jī)額定功率的6%-30%。 J （2-6） 式中：—飛輪空轉(zhuǎn)消耗的功率，按表2-2選取 表2-2 Pg/KN 100 160 250 400 630 800 1000 1250 1600 2000 N6/KW 0.16 0.23 0.34 0.5 0.75 0.92 1.12 1.35 1.68 2.0 t—壓力機(jī)單次行程時(shí)的循環(huán)時(shí)間 n—壓力機(jī)行程次數(shù) 1/min Cn—行程利用系數(shù) 手工送料時(shí)按表2-3選取 表2-3 壓力機(jī)行程次數(shù)n <15 20-40 40-70 70-100 200-500 行程利用系數(shù)Cn 0.7-0.85 0.5-0.65 0.45-0.55 0.35-0.45 0.2-0.4 取Cn=0.63 s t1—曲軸回轉(zhuǎn)一周所需的時(shí)間 s J （七）—單次行程時(shí)，離合器接合所消耗的能量 選用剛性離合器，J 壓力機(jī)一次循環(huán)的能量 J 二、電動(dòng)機(jī)功率計(jì)算 飛輪在壓力機(jī)中起了儲(chǔ)存和釋放能量的作用，壓力機(jī)所消耗的動(dòng)能，歸根結(jié)底都是由電動(dòng)機(jī)供給的。所以電動(dòng)機(jī)的輸出功率完全決定于壓力機(jī)在一次行程中所消耗的全部功和一次行程所需要的時(shí)間。 綜上所述，若按一循環(huán)的平均能量來選擇電動(dòng)機(jī)，其功率為 kw （2-7） 式中：A—工作循環(huán)所需的總能量 J t—工作循環(huán)時(shí)間 t=60/（nCn） n—壓力機(jī)滑塊行程次數(shù) 1/min Cn—壓力機(jī)行程利用系數(shù)取Cn=0.63 KW 為使飛輪尺寸不至過大，將電動(dòng)機(jī)的功率選的比平均功率大一些，即： 一般取K=1.2-1.6 KW 選擇電機(jī)Y160M-4，11KW，額定轉(zhuǎn)速1460r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 三、計(jì)算總傳動(dòng)比和分配轉(zhuǎn)動(dòng)比 由選定電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速和工作機(jī)主軸的轉(zhuǎn)速，可得傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為 = = = 41.71 V帶傳動(dòng)推介傳動(dòng)比4-6，單級(jí)齒輪推介傳動(dòng)比5-7。 取=6 則= = 6.95 四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) （一）各軸轉(zhuǎn)速 = 1460r/min == 1460r/min （二）各軸的輸入功率 = 11KW （三）各軸輸入轉(zhuǎn)矩 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算結(jié)果列于下表2-4 表2-4 軸號(hào) P/KM T/N·mm n/(r/min) 電動(dòng)機(jī)軸 11 71.95 1460 Ⅰ軸 10.89 71.23 1460 0.99 Ⅱ軸 10.25 402.83 243 6 0.94 曲軸 9.74 2657.63 35 6.95 0.95  第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及尺寸計(jì)算 一、飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量計(jì)算 電動(dòng)機(jī)選定后，設(shè)計(jì)飛輪。這時(shí)有兩個(gè)假設(shè)： （一）工作行程時(shí)所需能量全部由飛輪供應(yīng)。 （二）工序結(jié)束時(shí)，電機(jī)軸負(fù)載扭矩達(dá)到最大值，但不大于電機(jī)最大允許轉(zhuǎn)矩。 實(shí)際上，沖壓時(shí)電動(dòng)機(jī)放出一部分能量，所以飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)按下式計(jì)算： (2-8) 式中：—工作行程時(shí)壓力機(jī)所消耗的能量 —飛輪轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 、—沖壓工作開始前和結(jié)束后的飛輪角速度 實(shí)際上，沖壓時(shí)電動(dòng)機(jī)放出一部分能量，所以飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量應(yīng)按下式?jīng)Q定： (2-9) 式中：—工作行程角 —行程利用系數(shù) —工作行程時(shí)所需要的能量J —電動(dòng)機(jī)在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度 rad/s —轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) 式中：K—電動(dòng)機(jī)實(shí)際功率與平均功率之比值 K=1.62 —修正系數(shù)，與K值有關(guān)。 表2-5 修正系數(shù) K 1.2 1.3 1.4-1.6 0.85 0.9 0.95 取 —電動(dòng)機(jī)額定滑差率 —在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動(dòng)時(shí)當(dāng)量滑差率 ，由下表2-6，表2-7選取 表2-6 當(dāng)量滑差率 表2-7 電動(dòng)機(jī)額定滑差率 壓力機(jī)型式 St 不帶氣墊 0.04 帶有氣墊 0.02 壓力機(jī)實(shí)際開動(dòng)行程次數(shù)nCn Se <15 0.12-0.08 15-50 0.08-0.04 >15 0.04-0.02 取 ,，取 二、飛輪尺寸的計(jì)算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量設(shè)計(jì)飛輪。曲柄壓力機(jī)上，一般飛輪形狀如圖2—1所示，圖中： Ⅰ是輪緣部分，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為； Ⅱ是輪輻部分，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為; Ⅲ是輪轂部分，其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量為。 飛輪外徑由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知，輪緣部分寬度。 飛輪本身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。故在近似計(jì)算中只考慮更趨于安全。 (2-10) 而 所以 (2-11) 式中 ——金屬密度（），對(duì)鑄鋼： 三、飛輪輪緣線速度驗(yàn)算 飛輪是回轉(zhuǎn)體，為避免回轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生壞裂，必須驗(yàn)算輪緣線速度： (2-12) 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉(zhuǎn)速； ——許用線速度，對(duì)鑄鋼飛輪。 圖2-1 帶輪結(jié)構(gòu)圖  第三章 機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì) 第一節(jié) 傳動(dòng)系統(tǒng)分析 J23-125的傳動(dòng)系統(tǒng)由皮帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、軸和軸承等組成。J23-125傳動(dòng)示意圖如圖3-1： 圖3-1 傳動(dòng)示意圖 此傳動(dòng)系統(tǒng)采用上傳動(dòng)，J23-125總傳動(dòng)比為： 采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。 一、傳動(dòng)系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)由皮帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、軸和軸承等組成。 按傳動(dòng)級(jí)數(shù)，傳動(dòng)系統(tǒng)可分為一級(jí)傳動(dòng)、二級(jí)傳動(dòng)、三級(jí)傳動(dòng)和四級(jí)傳動(dòng)。四級(jí)傳動(dòng)很少采用。 按曲軸的布置形式，傳動(dòng)系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機(jī)正面布置和平行于壓力機(jī)正面布置。 二、傳動(dòng)系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的布置，應(yīng)使機(jī)器便于制造、安裝和維修，同時(shí)結(jié)構(gòu)緊湊，外形美觀。 開式曲柄壓力機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： （一）傳動(dòng)系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機(jī)大多采用上傳到，很少采用下傳動(dòng)。 上傳動(dòng)壓力機(jī)與下傳動(dòng)壓力機(jī)相比，優(yōu)點(diǎn)是： 1.重量較輕，成本低。 2.安裝和維修較方便。 3.地基較簡單。 上傳動(dòng)的缺點(diǎn)是壓力機(jī)地面高度較大，運(yùn)行不夠平穩(wěn)?，F(xiàn)在通用壓力機(jī)多數(shù)為上傳動(dòng)。 （二）曲軸的布置方式 曲軸分為橫放和縱放兩種布置方式。 采用曲拐軸的開式曲柄壓力機(jī)，曲拐軸是縱放的，傳動(dòng)零件如飛輪、齒輪等置于壓力機(jī)背面。 采用曲軸時(shí)，曲軸橫放的形式應(yīng)用很普遍。這種形式的傳動(dòng)系統(tǒng)，傳動(dòng)零件分置于壓力機(jī)兩側(cè)，制造、安裝和維修都比較方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應(yīng)用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點(diǎn)是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動(dòng)零件封閉在機(jī)身內(nèi)部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不及前者方便。 （三）最后一級(jí)齒輪傳動(dòng)的形式 最后一級(jí)齒輪傳動(dòng)可采用單邊驅(qū)動(dòng)或雙邊驅(qū)動(dòng)。單邊驅(qū)動(dòng)制造和安裝都較方便，但齒輪模數(shù)和外形尺寸較大。雙邊驅(qū)動(dòng)可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 （四）齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機(jī)身之外和機(jī)身之內(nèi)兩種情況，齒輪放于機(jī)身之外稱為開式安放，齒輪放于機(jī)身之內(nèi)稱為閉式安放。閉式安放的齒輪工作條件較好，外形較美觀；如果齒輪安放在油池之內(nèi)，則可大大降低齒輪傳動(dòng)的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機(jī)多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動(dòng)噪音大，污染環(huán)境。 三、離合器和制動(dòng)器的位置 通用壓力機(jī)的離合器有剛性離合器和摩擦離合器兩種。 對(duì)于單級(jí)傳動(dòng)的壓力機(jī)，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動(dòng)器只能安置在曲軸上。 摩擦離合器與飛輪通常安裝在同一傳動(dòng)軸上，制動(dòng)器的位置和離合器同軸。對(duì)于多級(jí)傳動(dòng)的壓力機(jī)，摩擦離合器可以安裝在低速軸上，也可以安裝在高速軸上。摩擦離合器安裝在低速軸上，接合時(shí)消耗的摩擦能量小，離合器磨損小。但是低速軸的扭矩大，要增大離合器的尺寸。另外，由于通用壓力機(jī)的傳動(dòng)系統(tǒng)大多封閉在機(jī)身內(nèi)，不便于離合器的安裝和調(diào)整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉(zhuǎn)速較高的傳動(dòng)軸上。此時(shí)，由于所需傳遞扭矩小，壓力機(jī)結(jié)構(gòu)比較緊湊，但是主動(dòng)部分和從動(dòng)部分的初速度相差太大，對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗也較大。 四、傳動(dòng)級(jí)數(shù)和各級(jí)傳動(dòng)比的分配 傳動(dòng)級(jí)數(shù)的選取主要與以下三方面有關(guān)： （一）滑塊每分鐘行程次數(shù) 每分鐘行程次數(shù)高，總傳動(dòng)比小，傳動(dòng)級(jí)數(shù)少； 每分鐘行程次數(shù)低，總傳動(dòng)比大，傳動(dòng)級(jí)數(shù)多。 （二）壓力機(jī)做工的能力 一級(jí)傳動(dòng)的曲柄壓力機(jī)，飛輪裝置在曲軸上，轉(zhuǎn)速與滑塊每分鐘行程次數(shù)相同，而飛輪結(jié)構(gòu)尺寸又不可能太大，飛輪所能釋放的能量因此受到限制。所以，在同樣公稱壓力下，一級(jí)傳動(dòng)的曲柄壓力機(jī)做工的能力，要比二級(jí)和二級(jí)以上傳動(dòng)的曲柄壓力機(jī)低。 （三）對(duì)機(jī)器結(jié)構(gòu)緊湊性的要求 當(dāng)傳動(dòng)級(jí)數(shù)較少，每級(jí)傳動(dòng)比較大時(shí)，由于 小皮帶輪和小齒輪結(jié)構(gòu)尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結(jié)構(gòu)不夠緊湊，所以設(shè)計(jì)中，用增加傳動(dòng)級(jí)數(shù)或采用雙邊齒輪傳動(dòng)的方法，來縮小傳動(dòng)系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)尺寸。 各級(jí)傳動(dòng)比分配應(yīng)恰當(dāng)，使傳動(dòng)系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結(jié)構(gòu)緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比不超過6～8，齒輪傳動(dòng)比不超過7～9.分配傳動(dòng)比時(shí)，還應(yīng)使飛輪有適當(dāng)轉(zhuǎn)速。飛輪轉(zhuǎn)速過低，外形尺寸增大；過高，飛輪軸上的離合器和軸承工作條件惡化。開式曲柄壓力機(jī)飛輪的轉(zhuǎn)速通常在240～470轉(zhuǎn)/分之間  第二節(jié) V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 已知數(shù)據(jù)：電動(dòng)機(jī)的功率為11KW，曲軸的轉(zhuǎn)速為r/min,帶的傳動(dòng)比 （一）確定計(jì)算功率 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-8，查得工作情況系數(shù),故 KW (3-1) （二）選擇V帶的型號(hào) 根據(jù)計(jì)算功率和小帶輪轉(zhuǎn)速，從《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-11選擇B型普通V帶。 （三）計(jì)算帶輪的基準(zhǔn)直徑并且驗(yàn)算帶速 1.初步選擇小帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)B型V帶，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-7和8-9取小帶輪基準(zhǔn)直徑mm 2.驗(yàn)算帶速v m/s (3-2) 因?yàn)?m/s<12.99m/s<25m/s，故滿足帶速要求。 3.計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 mm (3-3) 按帶輪基準(zhǔn)直徑系列取=1000mm。 （四）確定V帶的中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度 1.由 得 (3-4) 取mm 2.計(jì)算相應(yīng)的帶長 mm (3-5) 由表8-2選取帶的基準(zhǔn)長度mm 3.計(jì)算實(shí)際中心距a，確定其變動(dòng)范圍 傳動(dòng)的實(shí)際中心距近似 mm (3-6) 若是考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，中心距的變動(dòng)范圍為：1685.48-1927.13mm （五）驗(yàn)算小帶輪上的包角 (3-7) 故滿足要求。 （六）帶的根數(shù)z的計(jì)算 1.計(jì)算單根V帶的額定功率 (3-8) 式中：—單根普通V帶的基本額定功率 由表8-4查得 KW —當(dāng)傳動(dòng)比不等于1時(shí)，單根V帶額定功率的增量， 由表8-5查得 KW —當(dāng)包角不等于180°時(shí)的修正系數(shù) 由表8-6查得 —當(dāng)帶長不等于試驗(yàn)規(guī)定的特定帶長時(shí)的修正系數(shù)， 由表8-2查得 KW 2.確定V帶的根數(shù) (3-9) 取z=3 （七）確定帶的初拉力 如果初拉力比較小，那么帶傳動(dòng)的傳動(dòng)能力就會(huì)比較小，容易出現(xiàn)打滑的現(xiàn)象。如果初拉力過大，則會(huì)減少帶的壽命，使得帶對(duì)軸及軸承的壓力過大。所以，在確定初拉力的時(shí)候，既要充分發(fā)揮帶的傳動(dòng)能力，又要盡量保證帶的壽命足夠。單根V帶的初拉力可由下式確定： N (3-10) （八）計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 如果不將帶兩邊的拉力差納入考慮范圍，那么計(jì)算壓軸力時(shí)則可以近似地按帶兩邊的初拉力的合力來計(jì)算，即： N (3-11) （九）B型V帶小帶輪的基本尺寸 基準(zhǔn)寬度 基準(zhǔn)線上槽深 基準(zhǔn)線下槽深 槽間距 第一槽對(duì)稱面至端面的最小距離 最小輪緣厚 齒槽寬 帶輪的基準(zhǔn)直徑， 外徑 孔徑： 第三節(jié) 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 已知：主軸轉(zhuǎn)速，從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，輸入功率，每天一班，工作8小時(shí)，有粉塵，壽命10年。 一、選擇齒輪的材料，熱處理方法，齒輪精度等級(jí)以及齒數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241-286HBS，，；大齒輪材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理， 硬度217-255HBS，， ；精度8級(jí)。 二、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) （一）試算模數(shù) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式10-7 (3-12) Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩 取齒數(shù)，，壓力角 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7，軟齒面齒輪，懸壁安裝，取齒寬系數(shù) 1.試選 2.計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù) 3.計(jì)算 由圖10-17查得齒形系數(shù)， 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)， 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為 , 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為： 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù), 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 因?yàn)榇簖X輪的大于小齒輪的，所以取 （二）調(diào)整齒輪模數(shù) 1.計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v mm m/s ②齒寬b mm ③寬高比b/h mm 2.計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù) ①根據(jù) m/s，8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù) ②由 N >100N/m，查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。 ③由表10-4用插值法查得，結(jié)合b/h=3.56,查圖10-13,得。 則載荷系數(shù)為 3.按實(shí)際載荷系數(shù)算的齒輪模數(shù) mm，圓整為m=6mm (3-13) （三）幾何尺寸計(jì)算 1.計(jì)算分度圓直徑 mm mm 2.計(jì)算中心距 mm 3.計(jì)算齒輪寬度 mm 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計(jì)齒寬b和節(jié)省材料，將小齒輪略為加寬（5-10）mm，即mm，取mm，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計(jì)齒寬mm 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設(shè)計(jì) 一、軸的概述 軸是組成機(jī)器的重要零件之一，其功用是主要是支承回轉(zhuǎn)零件及傳遞運(yùn)動(dòng)和 動(dòng)力，因此大多數(shù)軸都要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。 （一）軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉(zhuǎn)軸、心軸和傳動(dòng)軸三類。工作中既受彎矩又受扭矩的軸稱為轉(zhuǎn)軸，這類軸在機(jī)器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉(zhuǎn)矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉(zhuǎn)動(dòng)的心軸和不轉(zhuǎn)動(dòng)的心軸兩種。只承受轉(zhuǎn)矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動(dòng)軸。 （二）軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價(jià)廉，對(duì)應(yīng)力集中的敏感性小，又可通過熱處理提高其耐磨性及疲勞強(qiáng)度，故應(yīng)用較為廣泛，其中最常用的是45號(hào)優(yōu)質(zhì)碳素鋼。為保證力學(xué)性能，一般應(yīng)進(jìn)行調(diào)質(zhì)或正火處理。 合金鋼具有更高的力學(xué)性能和更好的淬火性能，可以在傳遞大功率并要求減小尺寸與質(zhì)量和提高軸頸耐磨性時(shí)采用。 必須注意：在一般工作溫度（低于）下,各種碳素鋼和合金鋼的彈性模量相差不多,熱處理對(duì)它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的強(qiáng)度和耐磨性，而對(duì)軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的則直接用圓鋼。 形狀復(fù)雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經(jīng)過鑄造成型，可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價(jià)廉、良好的吸振性和耐磨性、對(duì)應(yīng)力集中的敏感性較低等優(yōu)點(diǎn)，但品質(zhì)不易控制，故可靠性不如鋼軸。 二、J23—125開式曲柄壓力機(jī)的轉(zhuǎn)軸設(shè)計(jì) （一）材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表12.1，12.2，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，抗拉強(qiáng)度，屈服強(qiáng)度，彎曲疲勞極限剪切疲勞極限。 （二）初步計(jì)算 由上述計(jì)算得，，按許用切應(yīng)力計(jì)算，軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度約束條件為: (3-14) 式中：—扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T—軸所受的扭矩，N·m； —軸的抗扭截面系數(shù)，mm3； n—軸的轉(zhuǎn)速，r/min； P—軸傳遞的功率，KW； d—計(jì)算截面處軸的直徑，mm; —許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 可得： mm (3-15) 考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當(dāng)加大，取 1.聯(lián)合作用核算轉(zhuǎn)軸按彎鈕的強(qiáng)度 經(jīng)過初算和進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)后的轉(zhuǎn)軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此基礎(chǔ)上，還須進(jìn)一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強(qiáng)度，以便判斷初步設(shè)計(jì)是否恰當(dāng)。 齒輪的法向作用力為： (3-16) 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計(jì)。 根據(jù)和扭矩繪制轉(zhuǎn)軸的受力圖3-2： 圖 3-2 轉(zhuǎn)軸受力圖 由于Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較?。ǎ源私孛孀钗ｋU(xiǎn)。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強(qiáng)度. 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為： (3-17) 由扭矩產(chǎn)生的剪應(yīng)力為： (3-18) 當(dāng)量彎曲應(yīng)力為： (3-19) 由于曲柄壓力機(jī)的轉(zhuǎn)軸不是長期滿載工作，許用當(dāng)量彎曲應(yīng)力可取為： (3-20) 式中 ——轉(zhuǎn)軸材料屈服極限（），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。 2.核算軸的疲勞強(qiáng)度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺(tái)階，應(yīng)力集中現(xiàn)象比較嚴(yán)重，且直徑最小（），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(qiáng)度。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表2—5查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表2—2查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)材料對(duì)循環(huán)載荷的敏感系數(shù)； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表3，，查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表4，材料為碳鋼，毛皮直徑>40～50，彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的絕對(duì)尺寸影響系數(shù)； 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表5，查得表面質(zhì)量系數(shù)。 由于曲柄壓力機(jī)的軸所受載荷為脈動(dòng)循環(huán)性質(zhì)，所以 所以 (3-21) (3-22) 復(fù)合安全系數(shù) (3-23) 查表查得許用安全系數(shù)，對(duì)于通用壓力機(jī)，對(duì)于自動(dòng)壓力機(jī) ，因此,軸的疲勞強(qiáng)度亦符合要求。 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機(jī)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，由6-2式算擠壓應(yīng)力： (3-24) 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(duì)于C型普通平鍵，對(duì)于A型普通平鍵； ——鍵的名義長度； ——鍵的寬度； ——軸的直徑； ——鍵的個(gè)數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強(qiáng)度，一般； K——考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當(dāng)Z=2時(shí)K=0.75，當(dāng)Z=1時(shí)K=1； ——平鍵連接的許用擠壓應(yīng)力，輪轂材料為鋼時(shí)，。 對(duì)帶輪，材料為鑄鋼，采用A型鍵，查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5.1得 ； ，滿足要求。 對(duì)齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，查表得 ； ，滿足要求。 第六節(jié) 滾動(dòng)軸承的選擇 一、滾動(dòng)軸承概述 滾動(dòng)軸承具有滾動(dòng)摩擦的特點(diǎn)，因此它的優(yōu)點(diǎn)有：摩擦阻力小，啟動(dòng)及運(yùn)轉(zhuǎn)力矩小，啟動(dòng)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(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承的缺點(diǎn)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。 選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮多種因素。 （一）載荷條件 載荷較大時(shí)，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點(diǎn)接觸球軸承；軸承受純徑向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(shí)選用推力球軸承，軸向力大時(shí)選用推力滾子軸承；當(dāng)軸承同時(shí)受徑向和軸向載荷時(shí)應(yīng)選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當(dāng)軸向載荷較大時(shí)，通常選用四點(diǎn)接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結(jié)構(gòu)。 （二）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(huì)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(shí)，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時(shí)，應(yīng)選用特制高速滾動(dòng)軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時(shí)應(yīng)選用滾子軸承。 （三）調(diào)心性能 各種軸承使用時(shí)允許的偏斜角應(yīng)控制在允許范圍內(nèi)，否則會(huì)引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 （四）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。 （五）經(jīng)濟(jì)性 選用軸承時(shí)應(yīng)考慮經(jīng)濟(jì)性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號(hào)不同公差等級(jí)的軸承比價(jià)為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時(shí)應(yīng)慎重。 二、滾動(dòng)軸承型號(hào)選擇 根據(jù)上述的選擇原則，在J23—125開式曲柄壓力機(jī)的轉(zhuǎn)軸上選用一對(duì)圓錐滾子軸承作支撐。分度圓的圓周力，軸承徑向力，法向力為，轉(zhuǎn)速，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號(hào)。 根據(jù)已知條件，預(yù)選32009型軸承進(jìn)行計(jì)算。 每一個(gè)軸承承受的徑向負(fù)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(duì)使用，徑向負(fù)荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力S互相抵消，因此，軸向負(fù)荷為0。 平均徑向負(fù)荷為： (3-25) 平均軸向負(fù)荷 當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷，壽命系數(shù)，速度系數(shù) 所以 (3-26) 32009軸承的額定動(dòng)負(fù)荷，因此符合要求。  第四章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 第一節(jié) 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和受力分析 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(diǎn)算起；α——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(jì)算公式： (4-1) 將上式對(duì)時(shí)間t微分，可求的滑塊的速度： (4-2) 式中——連桿系數(shù)； ——曲柄的角速度。 圖4-1 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖 在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力計(jì)算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力,即 滑塊導(dǎo)軌的反作用力為： (4-3) 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(jī)構(gòu)所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即 (4-4) 式中——理想當(dāng)量力臂； ——摩擦當(dāng)量力臂； ——曲軸支承頸半徑。 則曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的當(dāng)量力臂為： =52.40mm 曲軸扭矩為： = 65500N·m 如果上式取和（——公稱壓力，——公稱壓力角），則曲柄壓力機(jī)所允許傳遞的最大扭矩為： = 65500N·m 第二節(jié) 曲柄軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 一、曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 圖 4-2 曲軸結(jié)構(gòu)示意圖 二、曲柄軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算 （一）曲柄軸尺寸經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) 支承頸直徑 （mm） (4-5) 式中 ——壓力機(jī)公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表4-1 表4-1 曲柄軸各部分尺寸 曲軸各部分尺寸名稱 代號(hào) 經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù) 實(shí)際尺寸（mm） 曲柄頸直徑 190 支承頸長度 290 曲柄兩臂外側(cè)面間的長度 460 曲柄頸長度 260 圓角半徑 8 曲柄臂的寬度 a 210 曲柄臂的高度 280 （二）曲軸強(qiáng)度計(jì)算 曲軸的危險(xiǎn)截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。 Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計(jì)算出來的應(yīng)力。 彎矩： (4-6) 彎曲應(yīng)力及強(qiáng)度條件： (4-7) 由上式可以導(dǎo)出滑塊上許用負(fù)荷： (4-8) Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計(jì)算扭矩的作用。 扭矩： (4-9) 剪切應(yīng)力及強(qiáng)度條件： (4-10) 滑塊上許用應(yīng)力： (4-11) 考慮疲勞和應(yīng)力集中的影響，許用應(yīng)力如下計(jì)算： (4-12) (4-13) 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(jì)算 曲軸的剛度計(jì)算用摩爾積分法計(jì)算曲柄頸中部的撓度。 (4-14) 第一項(xiàng)很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中 ： ——壓力機(jī)公稱壓力（KN）; ——彈性模量，對(duì)鋼曲軸； ——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩（）； ——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離（mm）。 所以. 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 由設(shè)計(jì)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(jī)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中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動(dòng)棘爪轉(zhuǎn)動(dòng)球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機(jī)的封閉高度。 二、連桿的計(jì)算 （一）連桿的作用力: 單點(diǎn)壓力機(jī)： 圖4-3 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 1、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）確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗(yàn)公式： 1.球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗(yàn)公式見表4—3： 2.連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時(shí)，應(yīng)根據(jù)壓力機(jī)的工作特點(diǎn)，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(jī)的連桿系數(shù),即連桿長度。 取，即 (4-15) (4-16) 表4-2 調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸 計(jì)算部位 代號(hào) 經(jīng)驗(yàn)公式 實(shí)際尺寸 球頭調(diào)節(jié)螺桿 mm 150 120 110 140 連桿 mm 230 220 三、連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度計(jì)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(dāng)演算其危險(xiǎn)截面A—A的合成力使： (4-17) 危險(xiǎn)截面的壓應(yīng)力： (4-18) 式中： ——連桿作用力（KN）; ——危險(xiǎn)截面A—A的面積（）； 危險(xiǎn)截面的彎曲應(yīng)力: (4-19) 式中：——危險(xiǎn)截面的截面模數(shù)，圓形截面； ——危險(xiǎn)截面的彎矩（N·m） (4-20) 式中： ——摩擦系數(shù)，??； ——曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）； X——危險(xiǎn)截面到連桿下支承軸頸中心的距離（mm）， ； L——連桿的總長度（mm），對(duì)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HBS220～250，，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(qiáng)度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因?yàn)閴毫C(jī)是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M120×14。 五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計(jì)算 由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差，同時(shí)標(biāo)準(zhǔn)梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強(qiáng)度均比擠壓強(qiáng)度，剪切強(qiáng)度低，所以一般只計(jì)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。 (4-21) 式中： 、——螺紋的外徑和內(nèi)徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對(duì)于梯形螺紋； ——連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應(yīng)力，對(duì)鑄鋼ZG35，。 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(jì)算。查閱相關(guān)資料并參考，螺栓個(gè)數(shù)4個(gè)，螺栓直徑M24. 第四節(jié) 滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 滑動(dòng)軸承承受沖擊載荷的能力強(qiáng)，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 滑動(dòng)軸承布置圖 一、滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu) 圖 4-5 滑動(dòng)軸承圖 二、滑動(dòng)軸承的計(jì)算 選用牌號(hào)為的滑動(dòng)軸承，曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的滑動(dòng)軸承，速度較低，承受短時(shí)高峰負(fù)荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計(jì)中應(yīng)演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 (4-22) 式中： ——軸承上的單位壓力（）； ——作用在該軸承上的壓力（N）； ——軸瓦的許用單位壓力（）； ——軸承的支承投影面積（），與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。 （一）驗(yàn)算滑動(dòng)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（球頭式）： （二）滑動(dòng)軸承軸瓦上的速度： 曲軸軸承的速度： (4-23) 連桿大端支承處的速度： (4-24) 式中 ： ——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)，。 （三）驗(yàn)算值： 為防止發(fā)熱過于厲害，還應(yīng)驗(yàn)算它的值，即 (4-25) 式中： ——軸承上的單位壓力； ——軸承工作表面見的滑動(dòng)速度； ——許用的值，與材料有關(guān)。對(duì)材料，。 曲軸軸承： 連桿大端軸承： 第五節(jié) 滑塊與導(dǎo)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，平衡裝置，保險(xiǎn)裝置等，是一個(gè)復(fù)雜的箱型結(jié)構(gòu)。它具有形式隨壓力機(jī)的用途，結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，公稱壓力大小，導(dǎo)軌形式等而改變。 一、滑塊的典型結(jié)構(gòu)如附圖所示 老式壓力機(jī)的滑塊底面尺寸大都較小，而且大都呈方形，隨著大尺寸模具（包括級(jí)進(jìn)模）的采用，滑塊底面尺寸就逐漸加大，并且左右方向的尺寸大于前后方向的尺寸。但若是滑塊尺寸過大，壓力機(jī)左右的尺寸也會(huì)隨之增加。 滑塊底面的尺寸是指不包括導(dǎo)軌的可供緊固模具的有效尺寸。對(duì)一般用途的開式壓力機(jī)，滑塊前后尺寸由下式?jīng)Q定： 對(duì)小于2000KN壓力機(jī)： ，取mm (4-26) 滑塊左右尺寸: 對(duì)小于2000KN壓力機(jī)： ，取 (4-27) 二、開式壓力機(jī)滑塊及導(dǎo)軌的形式如圖4-6所示 圖 4-6  第五章 機(jī)身設(shè)計(jì) 第一節(jié) 機(jī)身結(jié)構(gòu) 開式壓力機(jī)的機(jī)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灰口鑄鐵制造，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(jī)的主要優(yōu)點(diǎn)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(jī)和機(jī)身剛度就成為機(jī)身設(shè)計(jì)的重要問題。提高機(jī)身剛度的途徑是合理設(shè)計(jì)截面。圖5-1中的截面一般為危險(xiǎn)截面。為了提高機(jī)身剛度，減少角變形，截面的尺寸應(yīng)合理設(shè)計(jì)，例如盡量加大截面高度H，加大喉口壁厚等。 圖 5-1 機(jī)身  第二節(jié) 機(jī)身計(jì)算 一、計(jì)算原則 由于開式機(jī)身剛度是一個(gè)重要問題，因此，應(yīng)按剛度設(shè)計(jì)較好，但剛度計(jì)算復(fù)雜，且要等到整個(gè)機(jī)身的結(jié)構(gòu)尺寸確定以后才能進(jìn)行計(jì)算。因此，為了設(shè)計(jì)方便，先進(jìn)行強(qiáng)度設(shè)計(jì)，然后進(jìn)行剛度校核。 在強(qiáng)度計(jì)算過程中，為了照顧機(jī)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(jī)身是不會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)度破壞的。所以，一般來說，只需計(jì)算危險(xiǎn)截面（見圖5-2）即可。 二、強(qiáng)度計(jì)算 把機(jī)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和拉力P的作用。 彎矩M為： (5-1) 式中-公稱壓力 C-滑塊中心線到機(jī)身喉口內(nèi)緣的距離，即喉口深度 -喉口內(nèi)緣到截面形心的距離 最大應(yīng)力為： (5-2) (5-3) 式中： —計(jì)算最大拉應(yīng)力 —計(jì)算最大壓應(yīng)力 H—危險(xiǎn)截面的高度 F—危險(xiǎn)截面的面積 J—危險(xiǎn)截面的慣性矩 開式壓力機(jī)危險(xiǎn)截面尺寸見表5-1 表 5-1 開式壓力機(jī)危險(xiǎn)截面尺寸 壓力機(jī)型 號(hào)或噸位 H a b B C J23-125 920 21 320 35 120 50 530 380 三、剛度計(jì)算 在強(qiáng)度計(jì)算和畫出機(jī)身零件圖后，再進(jìn)行剛度核算。圖5-2為機(jī)身結(jié)構(gòu)簡圖和計(jì)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(dǎo)軌長度ab的中點(diǎn)e而垂直于圖中斜面fg。J1J2和J3為截面、和的慣性矩