毕业论文机械压力机传动部分的设计.doc

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1、摘要本主题是机械压力机传动部分的设计。在机器设计中考虑的主要因素是曲柄机构的力分析和负载的检查，以及曲柄的加热。此外，通过设计飞轮以加强机器的平稳性，降低了电机功率，即满足了设计要求，并且设计更加简化和合理化。通过了两级换档，电机的高速运动转换为滑块的低速运动，从而大大提高了机械负载能力。 开式曲柄压力机是一种锻造机，它通过曲柄滑动机构将电动机的旋转运动转换成滑块的线性往复运动，以使坯料成形。曲柄压力机稳定可靠，广泛应用于冲压，挤压，锻造和粉末冶金工艺。其结构简单，操作方便，性能可靠。 关键词：电机功率，压力机，曲柄机构Abstract Crank pressure machine is pa

2、ss 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

3、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 organizatio

4、n, machine manufacturing目录摘要iAbstractii目录iii第一章 开式曲柄压力机的基本参数主要参数的确定1第一节 主要参数的确定1第二节 开式曲柄压力机的设计的基本要求3第二章 电动机的选择以及飞轮的设计3第一节 压力机的电力拖动特点3第二节 电动机功率计算5第三节 压力机一次工作循环所消耗的能量6第四节 计算总传动比和分配各级传动比9第五节 计算传动装置的运动和动力参数10第六节 飞轮转动惯量计算以及飞轮尺寸计算11第三章 机械传动系统13第一节 传动系统的类型和系统分析13第二节 V带传动设计16第三节 齿轮传动的设计18第四节 转轴的设计20第五节 直轴的设

5、计20第四章 曲柄滑块机构23第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析23第二节 曲柄轴的设计计算26第三节 连杆和封闭高度调节装置29第四节 滚动轴承的选择33第五节 滑动轴承34第五章 离合器与制动器36第一节 离合器与制动器的作用原理36第二节 离合器的设计37第三节 制动器的设计40第六章 机身的设计42第一节 机身结构42第二节 机身计算43第三节 过载保护装置设计45第七章 润滑系统48第一节 曲柄压力机常用润滑剂48致 谢51参考文献53iv第1章 开式曲柄压力机的基本参数主要参数的确定第一节 主要参数的确定一、 首先，开式曲柄压力机的基本参数决定了其工艺性能和应用范围，也是设计压力

6、机的重要依据。开式曲柄压力机的基本参数描述如下： l、公称压力F 公称压力是压力机的主要参数，当滑块距离下死点一定距离时，这是滑块上允许的最大力。F=1000KN。2、滑块行程s压力机滑块从上止点到下止点的距离。它的大小将反映出印刷机的工作范围。它是曲柄半径的两倍，或者是偏心齿轮和偏心轴销的偏心距的两倍。尺寸随压制工艺应用和标称压力而变化。S=10-120mm。 3、滑块行程次数n 它指的是滑块每分钟从上止点到下止点然后再回到上止点的次数。滑块的行程数反映了印刷机的生产效率。n=75次/min。 4.按下机器高度H和调节量H. 最大模具高度是指从滑块底面到下死点台垫表面的最大距离（滑块调整到上

7、限位置） 最大和最小模具高度之间的差异是调整量。 要布置的闭合模具高度应在模具高度的调节范围内。对于小于2000KN的压力机：H=44.4-0.32(0.1Pg+2) =44.4-0.32(0.1*1000+2) =415mm5 、压力机工作台面尺寸BXL及喉口深度C喉口深度是从滑块的中心线到机身的距离。喉口深度和工作台尺寸是与安装模具的最大平面尺寸相关的重要因素。从扩大印刷机工艺范围的角度来看，系数越大越好。然而，这些大尺寸会降低压力机的刚性并增加压力机结构的尺寸。所以要取的适中。一般压力机的公式得B=625mm，L=886mm，压力机的喉口深度为20Omm 。对于小于2000KN的压力机，

8、工作台的前后尺寸：B=100+52 =100+52 =625mm对于小于2000KN的压力机，工作台的左右尺寸:L=300+58 =300+58 =886mm6、倾斜角倾斜角度是指倾斜式压力台的倾斜角度，即压力机向后倾斜的角度。利用这种倾斜角度，冲压的工件（或废料）可以通过自身或其他因素通过两个柱中间移除到压力机的后部。压力机机身最大可倾角为30。这种设计是一种没有倾斜角度的固定曲柄压力机。7、滑块尺寸X旧压力机的滑块底面尺寸很小，大部分是方形的，随着大尺寸模具的采用，滑块底面尺寸逐渐加大，且左右方向大于前后方向尺寸。但是滑块尺寸如果太大，压力机左右尺寸也会增加。滑块底面的尺寸是指可用于导轨的

9、模具的有效尺寸。根据计算一般压力机的公式得=454mm，=525mm。对于小于2000KN的压力机，滑块的前后尺寸：=45 mm =45 mm =454mm对于小于2000KN的压力机，滑块的左右尺寸：=52 mm =52 mm =525mm注：Pg为压力机公称力 KN第二节 开式曲柄压力机的设计的基本要求1、参数和精度可以满足工艺要求；2、具有足够的强度、刚度和耐磨性、持久性能，可长期保持加工性能；3、操作安全、省力、简单易记，并且外形美观，给工作人员提供了良好的工作条件；4、结构简单、紧凑，体积小；5、每天一班，工作八小时，有防尘，寿命为10年，小批量生产。第二章 电动机的选择和飞轮的设计

10、第1节 压力机电力拖动特点压力机的传动级数与电动机的速度和滑块的每分钟行程数有关，并且行程数越低，则总速比大，传动级数应更多，否则每级速比会过大，结构不紧凑。相反行程数高，总速比小，并且传动级数可以更小。现有的开式压力机传动级的数量通常不超过三级。行程次数在4080次/分的用二级传动。选择电机速度时，电机速度越低，总速比和齿轮级数越低。然而，电动机的尺寸越大，价格越昂贵，电动机的效率也低，这可能是不合适的。感应电动机又称异步电动机，结构简单、坚固、操作方便、可靠、易于控制和维修、价格低廉。因此在工作中得到广泛的应用。目前，开式曲柄压力机常用三相鼠笼式异步电动机作为电动机。在压力机的操作期间，作

11、用在滑块上的负载在急剧增加和急剧减小之间交替，并具有短的峰值负载时间和长的死区时间，如果根据工作时间选择电动机的功率，则其功率将很大。 电动机的功率，在传动系统中设置飞轮。当滑块不移动时，电机驱动飞轮旋转，从而保留能量，并且在冲压工作的瞬时，飞轮主要释放能量。冲压工件后，负载减小，因此电机驱动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件之前恢复到原始角速度。以这种方式冲压工件所需的能量不是由电动机直接提供的，而是主要由飞轮提供，因此可以大大降低电机所需的功率。 电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，滑差率随之增大。一旦电机的瞬时滑差

12、率大于电动机临界滑差率，电机转矩就会下降，甚至会迅速停止，这种现象称为电动机颠覆。另一方面，电动机在过载情况下会被严重加热。为电动机配置飞轮，相当于增加电动机转子的转动惯量。在曲柄压力机驱动中，飞轮的惯性阻力占总扭钜的85 以上，所以没有飞轮电机就无法工作。 飞轮可以储存能量，其尺寸、质量和速度对能量有很大影响。飞轮材料采用铸铁或铸钢由于飞轮转速过高会使其自身破裂，因此铸铁飞轮圆周转速应小于或等于25 m/s， 最高不超过30 m/s；铸钢飞轮圆周速度小于或等于40 m/s，最大不超过50 m/s 。 使用飞轮时还应注意两点：在下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

13、飞轮起动的时间不得超过20s 。否则，如果时间过长，由于电机电流过大，线圈过热会加速绝缘老化，缩短电机寿命，甚至导致电动机的烧坏或跳闸。第2节 电动机功率的计算JD21-100的传动系统包括皮带传动、齿轮传动、轴和轴承。JD21-100传动示意图如图所示图2.1传动机构工作原理图1：电动机；2：大带轮（飞轮）；3：齿轮；4：曲轴；5：连杆；6：滑块；7：导轨总之，如果通过一个工作循环的平均能量选择电动机，其功率Nm为：Nm=A/（1000t） KW式中：A一次工作循环所需的总能量 J A=8648.8J t循环时间 sec t=60/(nCn) sec t=2 N压力机滑块的行程数 n=75次

14、/分钟 Cn压力机行程利用系数 Cn=0.4为了让飞轮的尺寸不太大，选择电动机的功率应该大于平均功率，即N=KNm一般取K=1.2。行程次数较低的取下限，行程次数较高的取上限。代入得电动机功率：N=KA/（1000t） KW N=1.2*8648.8/（1000*2）=5.19KW根据计算值N选择额定功率Ne接近N值的电动机。根据所选的Ne重新计算K值，并在下一步计算飞轮时使用。 K=Ne/NM根据国内外现有的一些开式压力机的统计，电机的额定功率以及飞轮转动惯量可以通过以下公式来进行选择： Ne=（0.71.1）Pg KW飞轮转动惯量：J=（0.030.07）Pg kgm由于压力机的结构形式，

15、工作行程Sg，滑块的行程数n等不同，即使按照相同的规格，Ne和J值亦会不同。所以，上述示例公式只能用作初定参数。第3节 压力机一次工作循环所消耗的能量压力机一次工作循环所消耗的能量A为：A=十式中：工件变形功。气垫工作功，即压接时所需的功。在工作冲程期间曲柄滑块机构磨擦消耗的能量。工作行程中由于受力系统弹性变形消耗的能量。压力机构向下、向上空行程消耗的能量。单冲程滑块可停止飞轮空转所消耗的能量。单次行程离合器接合消耗的能量。在一个工作时间内，一个周期所消耗的能量为： A= =6300+0+1098.8+1250=8648.8J1 、工作变形功对不同的冲压工艺，在工作行程内工件变形力是变化的。式

16、中：压力机公称压力，单位：KN 板料厚度，单位：mm对于慢速压力机来说所以2 、气垫工作功无气垫压紧装置，所以为0。3 、在工作行程时=期间，由于摩擦而由曲柄滑块机构所消耗的能量为，并且在实际机器的曲柄机构的相对运动存在摩擦。电机在拖动曲柄滑块机构运动时为克服摩擦消耗能量。在工作期间曲柄滑块机构摩擦所消耗的能量 ，按下式计算： 式中，曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（mm) , 摩擦当量力臂； 曲柄主轴承半径连杆系数压力机公称压力（kN )。 公称压力角（ ) 30 4、压力系统在工作行程中弹性形变所消耗的能量。完成工序时，压力机受力系统产生的弹性变形是封闭高度增加，受力零件储藏变形位能对于冲裁工序

17、将引起能量损耗，损耗量与压力机刚度、被冲裁部分材料性质等有关。从偏于安全出发损耗的能量可按下式计算： J式中压力机的总垂直刚度mm）。(mm)压力机垂直刚度。对于开式压力机。5 、压力机构向上、向下空行程所消耗的能量压力机空行程中能量消耗与压力机零件结构尺寸、表面加工质量、润滑情况、皮带拉紧程度、制动器调整情况等有关。通过实验通用压力机连续行程所消耗的平均功率约为压力机额定功率的10一35。 当压力机的公称压力为 KN时，推荐的空行程消耗能量为350J。6、单次行程滑块停顿飞轮空转所消耗的能量根据测试，当压力机飞轮空转时电机所消耗的功率约为压力机额定功率的60%一30%，刚性离合器通常放置在曲

18、轴上，通常用滑动轴承。因此，对于带有刚性离合器的开式曲柄压力机，该值很高。飞轮空转时所消耗的能量A6=1000N6（t-t1） =1000*1.12*（1/0.4-1）*1/75*60 =1344J飞轮空转消耗的功率。按推经验荐取值为0.5KW。n压力机行程次数。行程利用系数，=0.4。压力机行程次数。压力机行程次数152040407070100200500行程利用系数0.70.85050.650.450.550.350.450.20.47、 单冲程离合器接合所消耗的能量所使用的离合器是一种不消耗能量的刚性离合器。为0。根据电动机常用三相鼠笼式异步电动机，两级和三级传动系统通常使用同步转速为1

19、500转/分的电机。根据机械设计基础课程设计查表得；选择Y132M4的异步电动机，额定功率为5.5KW，满载转速为1440 r/min。第4节 计算总传动比和分配各级传动比曲轴的工作转速为75r/min，各级的传动比应适当分布，通常V带传动比不超过24，齿轮传动速比不超过35。当分配减速比时，确保飞轮具有适当的转速。也要注意布置得尽可能紧凑、美观，长、宽、高尺寸比例恰当。万能压力机的飞轮转速通常为380450转/分。因为转速太低会使飞轮作用力消弱。若转速过高，飞轮轴上的离合器会严重发热，可能会损害离合器和轴承。总传动比i=1440/75=19.2 V带传动比齿轮传动比=5第5节 计算传动装置的

20、运动和动力参数 一、各轴转速 I轴 r/min 轴 曲轴 =75r/min 二、各轴的输入功率 I轴 轴 曲轴 三、各轴输入转矩 计算电动机轴的输出转矩 轴 轴 曲轴 运动和动力参数的计算结果列表如下：轴名参数电动机轴轴轴曲轴转速n ( r/min )1440144037575输入功率P/KW5.55.344.974.58输入转矩T（Nm )34.433.4119.43550.3传动比i3.845效率0.970.930.92第6节 飞轮转动惯量计算和飞轮尺寸计算电动机选定后，设计飞轮。这时有两个假设： 1、工作行程时所需能量全部由飞轮供应。 2、工序结束时，电机轴负载扭矩达到最大值，但不大于电

21、机的最大允许转矩。实际上，冲压时电动机放出一部分能量，所以飞轮转动惯量应按下式计算： kg式中：工作行程时所需能量=+=8648.8J电动机在额定转速下飞轮的角速度飞轮转速相对波动的转速非均匀系数其中实际电机系数，;电机额定转差率， ；电机轴到飞轮轴由V型皮带传动时，V带的当量滑动系数，;修正系数，0.95。2x0.95xx(0.06+0.04)=0.2标称压力角（30） 压力机行程的利用系数0.4 根据求得的折算到飞轮轴上的转动惯量设计飞轮。曲柄压力机上，一般飞轮形状如图l一1所示，图中： I是轮缘部分，其转动惯量为 ;是轮辐部分，其转动惯量为; 是轮毂部分，其转动惯量为 。飞轮外径由小皮带

22、轮和速比决定，由第二章已知=1120mm，轮缘部分宽度B=81mm。 飞轮本身的转动惯量，其中轮缘部分是主要的, 要比、大的多。故在近似计算中只考虑更趋于安全。 而 所以式中金属密度 kg) ，对铸钢： 。 3、飞轮轮缘线过度验算飞轮是回转体，为避免回转时产生坏裂，必须验算轮缘线速度：式中：飞轮最大直径； 飞轮转速； 允许线速度，对铸钢飞轮=40m/s。第三章 机械传动系统第1节 传动系统的类型和系统分析1、传动系统类型开式曲柄压力机传动系统包括轴和轴承，皮带传动、齿轮传动。根据传动级数，传动系统包括一级传动、二级传动、三级传动和四级传动，很少使用四级传动。根据曲轴的布置，传动系统可进一步分为

23、垂直于压力机正面布置和平行于压力机正面布置的两种形式。2、传动系统的布置方式曲柄压力机传动系统的布置应该使机器易于制造、安装和维护，同时紧凑且美观。开式曲柄压力机传动系统的布局主要包括以下四个方面：传动系统的位置开式 曲柄压力机大多采用上传动，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）重最较轻，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大，操作不够平稳。现在通用压力机多数为上传动。 曲轴的布置方式 曲轴的布置方式分为两种；水平和垂直。开式曲柄压力机采用曲轴，曲轴纵向放置，传动部件飞轮和闪光轮等放置在压力机的背面。在曲轴的情况下，曲轴横轴的

24、应用是很常见的。这种传动系统，传动部件放置在压力机的侧面，便于制造、安装和维修。最近几年，已经应用了曲轴纵放的形式。该系统有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，润滑良好的优点，并且外形美观。但相比前者不便于制造、维修。 最后一级齿轮传动的形式 齿轮传动的最后阶段末级齿轮传动可采用一侧驱动或双侧驱动。单侧驱动方便制造和安装，但有较大的齿轮模数和外形尺寸。双边驱动可以缩小齿轮的尺寸，但不便于制造和安装。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。闭式齿轮拥有较好的工作条件，较美观的外形；如果齿轮放置

25、在油底壳内，齿轮传动的声噪可以大大降低，但不便于安装后的维护。大型压力机多采用闭式安放。开式齿轮工作条件较差，传动声噪大，环境污染较为严重。3、离合器和制动器的位置 万能压力机的离合器两种；刚性离合器和摩擦离合器。对于单级变速器压力机，离合器和制动器只能放在曲轴上，因为刚性离合器不适合高速运转。摩擦离合器和飞轮通常安装在同一驱动轴上，制动器的位置与离合器同轴。对于多级变速器压力机，摩擦离合器可安装在低速轴或高速轴上。摩擦离合器安装在低速轴上，啮合过程中消耗的摩擦能量小，离合器磨损小。然而，低速轴的扭矩较大，并且离合器的尺寸增大。另外，由于万能压力机的传动系统大多封闭在机身内，因此安装和调节离合

26、器不方便。它也不容易散热，因此摩擦离合器通常安装在具有较高转速的旋转轴上。此时，由于所需的传动扭矩小，压力机的结构相对紧凑，但有源部分和被驱动部分的初始速度差别太大，对传动系统的影响很大，而且摩擦力大。4、传动级数以及各级传动比的分配传动系列的选择主要涉及以下三个方面：（1）滑块的每分钟行程数高，每分钟行程数高，总传动比小，传动级数少;每分钟的行程数低，总传动比大，并且传动级的数量大。（2）压力机一级传动的曲柄压力机，飞轮装置在曲轴上，速度与滑块每分钟的行程数相同，并且飞轮的结构不能太大。飞轮所能释放的能量因此受到限制。因此，在相同的标称压力下，一级传动的曲轴压力机的做功能力低于二级和二级以上

27、传动的曲柄压力机。（3）对机器结构紧凑性的要求当传动级数较小时，每级传动比较大时，因为小滑轮和小齿轮的结构尺寸不能太小。该结构不够紧凑，因此在设计中，通过增加传动级的数量或通过使用双向齿轮传动来减少传动结构。每级的传动比应适当分布，使传动系统布局合理，不仅易于安装和维护，而且结构紧凑美观。通常，V带传动的传动比不超过2-4，齿轮传动比不超过3-5。在分配传动比时，飞轮也应具有适当的速度。飞轮速度太低，外形尺寸增大;太高，飞轮轴上的离合器和轴承工作条件恶化。开式曲柄压力机飞轮的速度通常在240至470转/分钟之间。第二节 V带传动设计上述计算表明JD21100型开式曲柄压力机的电动机功率为5.5

28、KW，转速为1440转/分，V带的传动比为i=3.84l、确定计算功率由 机械设计 表11.5获取工作条件系数=l.2 由式11.19其中P 为电动机的额定功率,由第一章得P=5.5KW2、选择V 带的型号通常用于开式曲柄压力机的V型皮带有Z、A、B和C四种型号。 由=6.6KW,转速=1440r/min，确定选用A型普通V 带。由机械设计图11.15、表11.6 得=300mm3、验算带速V在5 25m/s之间，满足带速要求。4、计算从动带轮基准直径 i=3.84,=0.02 , = ( l-) i= ( l-0.02) x 3.84 x 3001128mm按带轮的基准直径系列取=1120m

29、m。实际传动比5 、确定中心距和带的基准长度=300+1120=1420mmmm, ,取=1100mm,由式11.2得：带长 由 机械设计图11.4，选取带的基准长度为，计算实际中心即a= + =1309mm6、核算小带轮包角场，满足要求。7 、计算皮带的绕行次数8 、确定V 带的根数 （式11.22） 式中：单个V 带的基本额定功率，见机械设计表11.8，为1.32KW。 i1时传递功率的增值，见边表11.10，为0.17KW 按小带轮包角查得的包角系数，见表11.7，为0.92。. 长度系数，见表11.12, 为1.01。 所以， 根，取5根。9、计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为 （

30、式11.21）带轮轴的压轴力 (式11.23）10 、确定带轮的结构尺寸 查表11.4得: 节宽=11.0mm，槽间距e = 150.3mm基准线上槽深=2.75mm 基准线下槽深8.7mm 最小轮缘厚度=6mm 外径带轮宽B=(z-1)e+2f=(5-1)x15.3+2x10=81.2mm 第三节 齿轮传动的设计 根据以上计算，JD21一100 开式曲柄压力机齿轮传动的驱动轴的转速=375r/min,从动轴转速75r/min，输入功率P=4.97KW，每天工作8小时，寿命为10 年。1、齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数的选择选择小齿轮材料钢，淬火回火，硬度240286HB,平均260HB

31、 =700MPa,=500MPa；大齿轮材料45铸钢，淬火回火，硬度229286HB ,平均取为240HB ，=580MPa，=290MPa；精度8 级。2、根据齿面弯曲疲劳强度设计开式齿轮 （式12.17）轴的转矩=，即小齿轮的转矩。为了提高开式齿轮的耐磨性，需要较大的模数，因此齿数应该更少。初取齿数= 40，传动比i=5, = 5*=5x40200硬齿面齿轮，悬臂布置，查表12.13，取齿宽系数= 0.35 ，按照K=，查表12.9、图12.9、表12.10得K=1.8由机械设计图12.21 查得，小齿轮齿形系数= 2.9，大齿轮的齿形系数=2.23 由机械设计图12.22查得，小齿轮应

32、力修正系数=1.55 ，大齿轮应力修正系数=1.77。由机械设计 ，由式12.19查得按机械设计 图12.23、表12.14、图12.24、图12.25,检查齿轮材料弯曲疲劳强度极限应力=250MPa, =180MPa按机械设计 表105 ，取=1.60 齿轮弯曲疲劳强度应根据小齿轮计算取m=5分度圆直径=200mm =1000mm 齿顶圆直径 齿根圆直径 按计算结果校核前面的假设齿轮节圆速度 ，查得，与原值一致。齿宽小齿轮齿宽取290mm，大齿轮齿宽取280mm.齿顶高 齿根高 齿高 齿距 齿厚 齿槽宽 中心距 第四节 转轴的设计一、轴的概述轴是构成机器的主要部件之一，其功能主要是支承回转零

33、件及传递运动和动力，因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。 l、轴的分类 按照轴承受弯、扭载荷的不同，轴可分为转轴、心轴和传动轴三类。在操作中经受弯矩和扭矩的轴称为转轴，并且这种轴在机器中最常见。仅承受弯矩并且不传递扭矩的轴称为心轴，并且心轴分为两种类型：旋转心轴和、非旋转心轴。仅承受扭矩而不受弯矩或弯矩影响的轴称为传动轴。2、轴的材料轴的材料主要是碳钢和合金钢。碳钢比合金钢便宜，对应力集中的敏感性较小，并且可以通过热处理提高耐磨性和疲劳强度。因此，它被广泛使用，最常用的是45号优质碳钢。为了确保机械性能，通常应进行淬火或正火处理。合金钢具有更高的机械性能和更好的淬火性能，可用于提供高功率和要

34、求减小尺寸和质量以及提高轴颈耐磨性。必须注意：在正常工作温度（低于200）下，各种碳钢和合金钢的弹性模量相似，热处理对其影响不大。因此，如果使用合金钢，则只能提高轴的强度和耐磨性，并且轴的刚度小。轴坯可以轧制成圆形钢和锻造，有些直接使用圆钢。对于复杂的轴，也可以使用铸钢，合金铸铁或球墨铸铁。经过铸造成型，可得到更合理的形状。 70%：铸铁具有成本低，吸振和耐磨性好，对应力集中敏感性低等优点，但质量不易控制，可靠性不如钢轴。二、JD21100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16一1和表16一2得：允许的扭转应力，抗拉强度，弯曲疲劳极限，

35、与轴材料有关的系数C=107。2 、初步计算初步计算由上述计算轴传递的扭矩，输入的功率根据允许的剪切应力计算，实心轴强度条件为 （式16.1）写成设计公式为 （式16.2）式中：一 切应力，MPa;T一 轴所受的转矩，Nmm；一轴的抗扭截面系数，;n一轴的转速，r/min;P一轴传递的功率，KW;d一轴的计算直径，mm;一许用切应力，MPa；C一 与轴材料有关的系数。C=110代入上式得。整取50mm3 、按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为：其中分度圆的圆直径 分度圆的压力角，则cos=cos20=0.94所以求得V带作用力比齿轮作用力小得多，所以忽略不计。由弯矩产生的弯曲应力为：由扭矩

36、产生的剪应力为：当弯曲应力为：轴的材料是45钢（调质），符合要求。第五节 直轴的设计 连接大带轮和小齿轮的轴叫直轴，考虑到其结构的特点，其结构如下：根据之前的计算可知，大带轮的轮宽为81.4mm，因此L1为80mm，并且盖安装在L2，长度为20mm，根据结构要求在L3上安装两个圆锥滚子轴承，查机械手册可知，其宽度为43.5，故L3的长度为127mm，L4为一起定位作用的轴肩，将其长度定为20mm，L6作用与L3相同，故L6为127mm，L7作用与L2相同，取L7为20mm，L8上安装小齿轮，有前面计算知，小齿轮宽度为190mm，所以取L8为185mm。由 (式16.2)其中C为与轴材料有关的系

37、数，因为采用的45钢，所以取C为112；由上式取D1为110mm，D2为115mm，D3为120mm，D4为140mm，D5为130mm，D6为120mm，D7为110mm。图3.1 直轴第四章 曲柄滑块机构第一节 曲柄滑块机构的运动和受力分析一、曲柄滑块机构在设计，使用和研究曲柄压力机时，通常需要确定滑块位移和曲柄角之间的差异。关系。当计算曲柄滑块机构的力时，当前使用的曲柄压力机的每分钟行程数不高，所有力的惯性力百分比很小，可以忽略不计。类似地，曲柄滑块机构的重量仅为标称压力的百分之几，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；滑块的位移从滑块的下死点开始计算;曲柄角

38、是从曲柄轴颈的最低位置开始的曲轴旋转的相反方向。从图中的几何关系，可以得到计算滑块位移的公式：滑块速度由下式计算式中 连杆系数; 曲柄的角速度。曲柄在90时滑块速度最大，Vmax=WR=0.105nrn滑块行程为了计算在公称转角曲柄传递的扭矩可以看作分为两部分：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，即，式中 理想当量力臂：R式中 摩擦系数， = 0.040.06; 和 连杆上、下支承的半径。图4.1曲柄滑块运动简图 摩擦当量力臂； 曲柄主轴承半径。则曲柄滑块机构的当量力臂为：曲轴扭矩为：如果上式取P=和(公称压力，公称压力角)，则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为：mm。第二节 曲

39、柄轴的设计计算一、曲轴的结构示意图图4.2二、曲柄轴强度设计计算1、曲柄轴尺寸经验数据 支承颈直径式式中取压力机公称压力（KN），=1000KN取其他各部分尺寸见下表3一1曲轴尺寸经验数据 表4 一1 曲轴各部分尺寸名称代号经验数据实际尺寸（mm）曲柄颈直径(1.11.4) 200支撑颈长度(1.52.2)250曲柄两臂外侧面间的长度(2.53.0)450曲柄颈长度(1.31.7)250圆角半径r(0.080.10)152、曲轴强度计算曲轴的危险截面是曲柄颈中部的截面和支承颈端部的截面。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：弯曲应力及强度条件：由上式可以导

40、出滑块上许用负荷：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：图4.3 弯矩图、扭矩图剪切应力及强度条件：滑块许用应力：考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算：式中曲轴材料屈服极限（MPa）,40调制处理，=550MPa； 安全系数,取2.53.5。第三节 连杆和封闭高度调节装置一、连杆和闭合高度调节装置的结构从设计条件可知，连杆的长度是可调节的，并且通过改变连杆的长度来改变压力机的闭合高度。如图1至图5所示，连杆和闭合高度调节装置的结构由连杆盖1，连杆2和球调节螺钉3等组成。上端套在曲柄轴颈上，下端通过球头和球座5与球帽4连接在滑块6中。通过使用扳手或铁棒移动棘

41、爪以旋转滚珠丝杠，可以改变连杆的长度以改变压力机的闭合高度。二、连杆的计算1、连杆的作用力: 单点压力机：2、确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式： （l）球头式调节螺杆主要尺寸的经验公式见下表3一2: （2）连杆总长度L的确定 在确定连杆长度L时，应根据压力机的工作特点，结构形式，精度和刚度要求等全面考虑。一般来说，开式压力机的连杆系数=0.080.02，即连杆的长度L。 取=0.1，即计算部分代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm130100100113连杆mm200H230图4.4 球头式调节螺杆三、连杆和球头调节螺杆的强度计算连杆及其两端有摩擦力矩存在，连杆和球头调节螺杆受到压应力和弯曲

42、应力的联合作用，应当演算其危险截而A一A的合成力使：危险截面的压应力: 式中 连杆作用力（KN）; 危险截面A一A的面积（)；危险截面的弯曲应力：式中危险截面的截面模数，圆形截面；危险截面的弯矩（Nm）式中 摩擦系数，取=0.05;、曲柄轴颈同连杆下支撑端轴颈的半径（mm）;X危险截面到连杆下支承轴颈中心的距离（mm），;图4.5 连杆机构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一连杆的总长度（mm)，对于长度可调的连杆。球头调节连杆常用45钢锻造，调质处理理,HB217255， =180220MPa球头表面淬火，硬度为42HRC。连杆体采用ZG35，正火处理。四、调节螺杆的螺纹 使用弧度较高的特种锯齿形螺纹和梯形螺纹调节螺杆的螺纹。由于压力机在过载条件下运行，故采用尺寸为Ml00 x 12梯形螺纹的。五、调节螺杆的螺纹计算由于螺母的材料一般较调节螺杆差，同时标准梯形螺纹及特种锯齿形螺纹的抗弯强度均比挤压强度，剪切强度低，所以一般只计算螺母（即长