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1、　畢業(yè)設計說明書 設計圖紙請聯(lián)系本人，參見豆丁備注。 畢業(yè)生姓名 ： 專業(yè) ： 機械設計制造及其自動化 學號 ： 指導教師 ： 所屬系〔部〕 ： 機電系 二〇一四年六月 前 言 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 　　曲柄壓力機是采用曲柄滑塊機構作為工作機構的一類鍛壓機器。 　　開式壓力機是曲柄壓力機的一個類別，其特點是具有開式機身〔即C型機身〕。 　　開式壓力機因為具有開式機身，與閉式壓力機相比有其突出的優(yōu)點，工作臺在三個方向是敞開的，裝、模具和操作都比擬方便，同時為機械化和自動化提供了良好的條件。但是，開式壓力機也

2、有其缺點，由于機身呈C型，工作是變形較大，剛性較差，這不但會降低制品精度，而且由于機身有角變形會使上模軸心線與工作臺面不垂直，以至破壞了上、模具間隙的均勻性，降低模具的使用壽命。 　　由于開式曲柄壓力機使用上最方便，因而被廣泛采用。它是板料沖壓生產中的主要設備，可用于沖孔、落料、切邊、彎曲、淺拉伸和成型等工序，并廣泛應用于國防、航空、汽車、拖拉機、電機、電器、軸承、儀表、農機、農具、自行車、縫紉機、醫(yī)療器械、日用五金等部門中。在中、小型壓力機中，開式壓力機得到了廣泛的開展，目前在我國機器制造業(yè)中，開式曲柄壓力機的年產量約占整個鍛壓機械年產量的49.5%，而在通用曲柄壓力機的生產中約占95%。

3、　　 二、J23—16開式曲柄壓力機的根本參數 　　開式曲柄壓力機的根本參數，決定了它的工藝性能和應用范圍，同時也是設計壓力機的重要依據?，F(xiàn)將J23—16開式曲柄壓力機根本參數分別表達如下： 公稱壓力F：公稱壓力是壓力機的主參數，是指滑塊離下止點前某一特定距離時，滑塊上所允許的最大作用力。F=160KN 滑塊行程s：滑塊行程是指壓力機滑塊從上止點到下止點所經過的距離，它是曲柄半徑的兩倍，或是偏心齒輪、偏心軸銷偏心距的兩倍。其大小隨壓力機工藝用途和公稱壓力的不同而不同。 S=55mm 滑塊行程次數n：它是指滑塊每分鐘從上止點到下止點，然后再回到上

4、止點的往復次數。滑塊行程次數的上下反映了壓力機沖壓的生產效率。n=120次/min 壓力機裝模高度H和封閉高度：壓力機裝模高度是指壓力機滑塊處于下止點位置時，滑塊 下外表到工作墊板上外表的距離。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最高位置〔即連桿調至最短〕時，裝模高度達最大值，稱為最大裝模高度。當裝模高度調節(jié)裝置將滑塊調整到最低位置〔即連桿調至最長〕時，裝模高度達最小值，稱為最小裝模高度。壓力機裝模高度調節(jié)裝置所能調節(jié)的距離稱為裝模高度調節(jié)量〔△H〕。有了裝模高度調節(jié)量，就可以滿足不同閉合高度模具安裝的需要。模具的閉合高度應該介于壓力機的最大裝模高度和最小裝模高度之間。 　　所謂封閉高度，是指

5、滑塊在下止點時滑塊下外表到工作臺上外表的距離。它和裝模高度之差恰是工作臺墊板的厚度。 　　J23—16壓力機的最大封閉高度為220㎜；封閉高度調節(jié)量為45㎜。 　　5、壓力機工作臺面尺寸及滑塊底面尺寸：壓力機工作臺面尺寸A×B及滑塊底面尺寸J×K是與模座平面尺寸有關的工藝尺寸，它反映了壓力機工作臺面與滑塊底面的長度和寬度尺寸，表示壓力機允許安裝模具的水平尺寸大小。 　　J23—16壓力機的工作臺尺寸：左右為450 ㎜〔A×B〕，前后為300㎜； 　　J23—16壓力機的滑塊底面尺寸：左右為200㎜〔J×K〕，前后為450㎜。 　　6、喉口深度C：滑塊中心線至床身的距離叫做喉口深度。喉

6、口深度和工作臺墊板面積是關系到模具的最大平面尺寸的重要參數。 　　J23—16壓力機的喉口深度為160㎜。 　　7、工作臺孔尺寸：工作臺孔用于落料或安裝氣墊裝置。 　　J23—16壓力機的工作臺孔尺寸：前后為160㎜，左右為240㎜，直徑為210㎜。 　　8、模柄孔尺寸：中小型壓力機的滑塊底面都設有模柄孔，它是用于安裝固定上模和確定模具壓力中心的。當模具用模柄與滑塊相連時，滑塊模柄孔的直徑和深度應與模具模柄尺寸相協(xié)調。中小型壓力機模柄孔的形狀有圓柱形和方柱形。 J23—16壓力機的模柄孔尺寸：直徑為40㎜，深度為60㎜。 9、立柱間距離：立柱間距離是指雙柱式壓力機兩個立柱內側外表的

7、距離。對于開式壓力機，立柱間距離尺寸直接影響由前向后送料時條料的寬度，以及沖壓接料機構的尺寸和安裝位置。 　　J23—16壓力機的立柱間距離為220㎜。 　　10、傾斜角θ：傾斜角是指可傾式壓力機工作臺面的傾斜角度，也就是機身后傾的角度。利用這個傾斜角使沖壓后的工件〔或廢料〕能借其自重或其他因素通過兩立柱中間向壓力機前方排除。 　　J23—16壓力機機身最大可傾角為35°?！? 三、開式壓力機設計的根本要求 　　壓力機設計應滿足以下根本要求： 　 〔一〕使用要求： 　　1、參數和精度都能滿足工藝用途的要求； 　　2、具有足夠的強度、剛度和耐磨、耐久性能，能長期穩(wěn)定地保

8、持工藝能力； 　　3、操作平安、省力、簡單而又便于記憶，并且外形美觀，給操作者提供良好的工作條件； 　　4、生產效率高、更換模具等輔助工時少，傳動效率高，具有高度的使用經濟性。 　 〔二〕制造要求： 　　1、結構簡單、緊湊，體積小； 　　2、采用性能好，價格低，易于購置的材料，并充分發(fā)揮材料的性能使壓力機重量輕； 　　3、具有良好的結構工藝性，加工簡單，裝配方便，并且能與制造廠的設備條件相適應； 　　4、提高“三化〞〔系列化、通用化和標準化〕程度，減少設計、制造勞動量，以縮短制造周期和降低壓力機本錢。 　 〔三〕其他要求： 　　1、運輸容易； 2、安裝簡單； 3、維修方便。

9、　 目 錄 前 言 1 一、開式曲柄壓力機的特點和用途 1 二、J23—16開式曲柄壓力機的根本參數 1 三、開式壓力機設計的根本要求 1 摘 要 1 Abstract 2 第一章 選擇電動機型號 1 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 1 第二節(jié) 電動機的選擇 2 一、選擇電動機的類型 2 二、選擇電動機的功率 2 三、確定電動機的轉速 3 四、計算總傳動比和分配傳動比 3 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 3 第二章 V帶傳動系統(tǒng)分析與計算 5 第一節(jié)

10、傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 5 一、傳動系統(tǒng)類型 5 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 5 三、離合器和制動器的位置 6 四、傳動級數和各級傳動比的分配 6 第二節(jié) V帶傳動設計 7 第三節(jié) 轉軸的設計 9 一、軸的概述 9 二、J23—16開式曲柄壓力機的轉軸設計 10 第三章 齒輪傳動的設計 13 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數 13 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 13 第四章 曲柄滑塊機構 16 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 16 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 18 一、曲軸的結構示意圖 18 二、曲柄軸強度設計計算 19 三、曲

11、軸剛度計算 21 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 22 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 22 二、連桿的計算 22 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 23 四、調節(jié)螺桿的螺紋 26 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 26 六、連桿上的緊固螺栓 26 第四節(jié) 滾動軸承的選擇 27 一、滾動軸承概述 27 二、滾動軸承型號選擇 27 第五節(jié) 滑動軸承 28 一、滑動軸承的結構 28 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 29 三、滑動軸承的計算 29 第五章 機身設計 30 一、機身結構 30 二、強度計算 31 第一節(jié) 壓力機的工作原理和用途 34 第二節(jié) 壓力

12、機主要部件的結構及調整方法 34 一、機身 34 二、傳動 34 三、離合器 34 四、滑塊 35 五、平衡器 35 六、制動器 36 七、操縱器 36 第三節(jié) 壓力機的電器裝置 36 第四節(jié) 壓力機的潤滑 37 第六節(jié) 壓力機的調整和啟動 37 第七節(jié) 壓力機的每日保養(yǎng)及平安 38 第八節(jié) 壓力機的精度檢查 38 第六章 過載保護裝置設計 38 一、剪切破壞式過載保護裝置的結構 39 二、剪切塊的設計計算 39 第七章 潤滑系統(tǒng) 41 一、稀油潤滑 42 二、干油潤滑 43 外文資料 45 中文翻譯 51 結束語 55 參考文獻

13、 57 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉運動轉換為滑塊的直線往復運動，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。其結構簡單，操作方便，性能可靠。 關鍵詞：壓力機，曲柄機構，機械制造 Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversi

14、on 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 metallurg

15、y. 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 第一章 選擇電動機型號 第一

16、節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機工作過程中，作用在滑塊上的負荷是劇增和劇減的周期交替變化著，并且有很短的頂峰負載時間和較長的空載時間，假設依此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，那么其功率將會很大。 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉，使其儲藏能量，而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓完畢后負載減小，于是電動機帶動飛輪加速旋轉，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。這樣沖壓工件所需的能量，不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，所以電動機所需的功率便可大大減小。 由于電動機的功率小于壓力機工作行程的瞬時功率，所以在壓力機進入工作

17、行程時，工作機構受到很大的阻力，電動機的負載增大，轉差率隨之增大。一旦電動機瞬時轉差率大于電動機臨界轉差率，電動機轉矩反而下降，甚至迅速停止轉動，這種現(xiàn)象稱為電動機顛覆。另一方面，電動機在超載條件下會嚴重發(fā)熱。給電動機配置一個飛輪，相當于增大了電動機轉子的轉動慣量。在曲柄壓力機傳到中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的85%以上，故沒有飛輪電動機就不能正常工作。 飛輪是儲存能量的，它的尺寸、質量和轉速對能量有很大的影響。飛輪材料采用鑄鐵或鑄鋼。由于飛輪轉速過高會使飛輪破裂，因此鑄鐵飛輪圓周轉速應小于或等于25m/s，最高不超過30m/s；鑄鋼飛輪圓周轉速小于或等于40m/s，最高不超過50m/s

18、。 另外，使用飛輪時還應注意兩點：在下一個周期工作開始之前，電動機應能使飛輪恢復到應有的轉速；電動機帶動飛輪起動的時間不得超過20s。否那么，如果時間太長，由于電動機電流過大，線圈過熱將加速絕緣老化，縮短電動機使用壽命，甚至會引起電動機的燒毀或跳閘。 　　 第二節(jié) 電動機的選擇 一、選擇電動機的類型 感應電動機又稱異步電動機，具有結構簡單、鞏固、運行方便、可靠、容易控制與維護、價格廉價等優(yōu)點。因此在工作中的到廣泛的應用。目前，開式曲柄壓力機常用三相鼠籠轉子異步電動機。 J23-16的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-1

19、6傳動示意圖如圖1-1 圖1-1 二、選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為 所以 由電動機至工作機之間的總效率〔包括工作機效率〕為 式中分別為聯(lián)軸器、帶傳動、齒輪傳動、滑動軸承的效率。取，那么 所以 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。在曲柄壓力機

20、傳到中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的85%以上,所以所需電動機的輸出功率為 三、確定電動機的轉速 曲軸的工作轉速為120r/min 按推薦的合理傳動比范圍，去V帶傳動的傳動比=2～4,單級齒輪傳動的傳動比=3～5，那么合理總傳動比的范圍=6～20，故電動機轉速的可選范圍 〔6～20〕×120r/min =720r/min～2400r/min 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和壓力機的傳動比，選擇電動機的型號為Y132M—4，額定功率為7.5KW,滿載轉速為1440r/min。 四、計算總傳動比和分

21、配傳動比 總傳動比 V帶的傳動比=3， 齒輪傳動的傳動比=4 五、計算傳動裝置的運動和動力參數 〔1〕各軸轉速 Ⅰ軸 ==1440r/min Ⅱ軸 曲軸 （2） 各軸的輸入功率 Ⅰ軸 × Ⅱ軸 ×× 曲軸 ××1.97=78.49

22、 〔3〕各軸輸入轉矩 計算電動機軸的輸出轉矩 Ⅰ軸 × Ⅱ軸 ×××7 曲軸 ×4×× 運動和動力參數的計算結果列表如下： 參數 軸名 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 曲軸 轉速n(r/min) 1440 1440 480 120 輸入功率P/KW 輸入轉矩T/(N·m) 傳動比i 12 3 4 效率η

23、 第二章 V帶傳動系統(tǒng)分析與計算 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)的類型及系統(tǒng)分析 一、傳動系統(tǒng)類型 開式曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。 按傳動級數，傳動系統(tǒng)可分為一級傳動、二級傳動、三級傳動和四級傳動。四級傳動很少采用。 按曲軸的布置形式，傳動系統(tǒng)又可以分為垂直于壓力機正面布置和平行于壓力機正面布置。 二、傳動系統(tǒng)的布置方式 曲柄壓力機傳動系統(tǒng)的布置，應使機器便于制造、安裝和維修，同時結構緊湊，外形美觀。 開式曲柄壓力機傳動系統(tǒng)布置主要包括以下四方面： 1、傳動系統(tǒng)的位置 開式曲柄壓力機大多采用上傳到，很少采用下傳動。 上傳動壓力機與下傳動

24、壓力機相比，優(yōu)點是： （1） 重量較輕，本錢低。 （2） 安裝和維修較方便。 （3） 地基較簡單。 上傳動的缺點是壓力機地面高度較大，運行不夠平穩(wěn)。現(xiàn)在通用壓力機多數為上傳動。 2、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，曲拐軸是縱放的，傳動零件如飛輪、齒輪等置于壓力機反面。 采用曲軸時，曲軸橫放的形式應用很普遍。這種形式的傳動系統(tǒng)，傳動零件分置于壓力機兩側，制造、安裝和維修都比擬方便。近年來，曲軸縱放的形式得到應用。這種系統(tǒng)的優(yōu)點是，曲軸可以縮短，剛度有所提高，全部傳動零件封閉在機身內部，潤滑良好，外形美觀。但制造、維修不

25、及前者方便。 3、 最后一級齒輪傳動的形式 最后一級齒輪傳動可采用單邊驅動或雙邊驅動。單邊驅動制造和安裝都較方便，但齒輪模數和外形尺寸較大。雙邊驅動可以縮小齒輪的尺寸，但制造和安裝較困難。 4、齒輪的開式安放和閉式安放 齒輪有安放于機身之外和機身之內兩種情況，齒輪放于機身之外稱為開式安放，齒輪放于機身之內稱為閉式安放。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，那么可大大降低齒輪傳動的噪音，但安裝的維修不方便。大型壓力機多采用閉式安放。開式安放的齒輪工作條件惡劣，傳動噪音大，污染環(huán)境。 三、離合器和制動器的位置 通用壓力機的離合器有剛性離合器和摩

26、擦離合器兩種。 對于單級傳動的壓力機，由于剛性離合器不宜在高速下工作，所以離合器和制動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軸上，制動器的位置和離合器同軸。對于多級傳動的壓力機，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，由于通用壓力機的傳動系統(tǒng)大多封閉在機身內，不便于離合器的安裝和調整，也不便于散熱，所以摩擦離合器一般安裝在轉速較高的傳動軸上。此時，由于所需傳遞扭矩小，壓力機結構比擬緊湊，但是主動局部和從動局部的初速度相差太大，對傳動系統(tǒng)沖擊大，摩擦損耗

27、也較大。 四、傳動級數和各級傳動比的分配 傳動級數的選取主要與以下三方面有關： 1、 滑塊每分鐘行程次數 每分鐘行程次數高，總傳動比小，傳動級數少；每分鐘行程次數低，總傳動比大，傳動級數多。 2、 壓力機做工的能力 一級傳動的曲柄壓力機，飛輪裝置在曲軸上，轉速與滑塊每分鐘行程次數相同，而飛輪結構尺寸又不可能太大，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，一級傳動的曲柄壓力機做工的能力，要比二級和二級以上傳動的曲柄壓力機低。 3、 對機器結構緊湊性的要求 當傳動級數較少，每級傳動比擬大時，由于小皮帶輪和小齒輪結構尺寸不能過小，致使大皮帶輪和大齒輪外形龐大，結構不夠緊

28、湊，所以設計中，用增加傳動級數或采用雙邊齒輪傳動的方法，來縮小傳動系統(tǒng)的結構尺寸。 各級傳動比分配應恰當，使傳動系統(tǒng)得到合理布置，不僅安裝維修方便，而且結構緊湊美觀。一般，三角皮帶傳動的傳動比不超過6～8，齒輪傳動比不超過7～9。分配傳動比時，還應使飛輪有適當轉速。飛輪轉速過低，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。開式曲柄壓力機飛輪的轉速通常在240～470轉/分之間 。 第二節(jié) V帶傳動設計 上述計算得出J23—，轉速為1440轉/分，三角皮帶傳動比為i=3 1、 確定計算功率 由式〔8.12〕=× 2、 選擇V帶的型號 三角皮帶的規(guī)格是由背寬〔

29、頂寬〕與高〔厚〕的尺寸來劃分的，根據不同的背寬〔頂寬〕與高〔厚〕的尺寸，國家標準規(guī)定了三角帶的O 、A、B、C、D、E等多種型號。 由，轉速=1440r/min和圖8.12，確定選用窄型SPZ型號普通V帶。 3、 確定帶的基準直徑 （1） 按設計要求，由表8.6查得，SPZ型帶輪的最小直徑為63,在參看圖8.13及表8.6，選擇小帶輪=100。 （2） 驗算帶速 在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 〔3〕計算從動帶輪基準直徑 ，取ε=0.02， 294 按帶輪的基準直徑系列取 。 實際傳動比 傳動比誤差相對值<5〔一般允許誤差〕，所選大帶輪

30、直徑可用。 4、 確定中心距和帶的基準長度 ， ， 取750， 帶長 由?機械設計?表8—4，選取帶的基準長度為2240， 計算實際中心距 5、核算小帶輪包角 ，滿足要求。 6、計算皮帶的繞行次數 次/<20次/ 7、確定V帶的根數 式中：—單根V

31、帶的根本額定功率，見?機械設計?表8.9， 。 —時傳遞功率的增值，根據傳動比i=3.由表8.19， 。 —按小帶輪包角查得的包角系數，見表8—11， 為0.96。 —長度系數，見表8.4， 為1.05。 所以，根，取z=6根。 8、 計算帶的張緊力和壓軸力 單根帶的張緊力為 帶輪軸的壓軸力 9、 確定帶輪的結構尺寸 節(jié)寬 槽間距 基準線上槽深 基準線下槽深

32、 最小輪緣厚度 外徑 帶輪寬 第三節(jié) 轉軸的設計 一、軸的概述 軸是組成機器的重要零件之一，其功用是主要是支承回轉零件及傳遞運動和動力，因此大多數軸都要承受轉矩和彎矩的作用。 1、 軸的分類 按照承受彎、扭載荷的不同，軸可分為轉軸、心軸和傳動軸三類。工作中既受彎矩又受扭矩的軸稱為轉軸，這類軸在機器中最為常見。只承受彎矩而不傳遞轉矩的軸稱為心軸，心軸又分為轉動的心軸和不轉動的心軸兩種。只承受轉矩而不承受彎矩或彎矩很小的軸稱為傳動軸。 2、 軸的材料 軸的材料主要采用碳素鋼和合金鋼。碳素鋼比合金鋼價廉，對應力集中的敏感性小，又可通過熱處理提高其耐

33、磨性及疲勞強度，故應用較為廣泛，其中最常用的是45號優(yōu)質碳素鋼。為保證力學性能，一般應進行調質或正火處理。 合金鋼具有更高的力學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量和提高軸頸耐磨性時采用。 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,熱處理對它的影響也很小。因此，如選用合金鋼，只能提高軸的強度和耐磨性，而對軸的剛度影響很小。 軸的毛坯可用軋制圓鋼和鍛件，有的那么直接用圓鋼。 形狀復雜的軸，也可采用鑄鋼、合金鑄鐵或球墨鑄鐵。經過鑄造成型，可得到更合理的形狀。鑄鐵具有價廉、良好的吸振性和耐磨性、對應力集中的敏感性較低等優(yōu)點，但品質不易控制

34、，故可靠性不如鋼軸。 二、J23—16開式曲柄壓力機的轉軸設計 1、材料選擇 根據上述分析選擇軸的材料為45鋼，調質處理。 查?機械設計?表2—6和表2—5得：許用扭轉應力=30～40，抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限，與軸材料有關的系數=118～106. 2、 初步計算 由上述計算的轉軸傳遞的轉矩，輸入的功率 按許用切應力計算，實心軸的遷都條件為 寫成設計公式為 式中：—切應力， ； —軸所受的轉矩，； —軸的

35、抗扭截面系數，； —軸的轉速，； —軸傳遞的功率，； —軸的計算直徑，； —許用切應力，； —與軸材料有關的系數。 代入上式得 考慮到軸的最小直徑有鍵的存在，而且為單鍵，所以應增大5～7，故取=21×，圓整為25。 3、 按彎扭聯(lián)合作用核算強度 齒輪的法向作用力為： 其中切于分度圓的圓周力 分度圓壓力角，那么 所以求得 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以忽略不計。 根據和扭矩繪出轉軸的受力圖。 由于Ⅰ—

36、Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比擬小，所以此截面最危險。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強度。 由彎矩產生的彎曲應力為： 由扭矩產生的剪應力為： Mc Mn Ⅱ Ⅱ Ⅰ Ⅰ 彎矩圖 扭矩圖 R1 R2 當量彎曲應力為： 軸的材料是45鋼〔調質〕，，因此，符合要求。 4、 核算疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比擬嚴重，且直徑最小〔=50〕，彎矩有比擬大，扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。 由?開式壓力機設計?表2—19查得Error! R

37、eference source not found.=0.1，=0.05，由表2—20查得=0.75，=0.73，由表2—21，據=，查得=2.6，=1.65，由表2—23查得。 又因 所以 所以疲勞強度也符合要求。 第三章 齒輪傳動的設計 直尺圓柱齒輪的幾何尺寸計算 由上述計算得出J23—16開式曲柄壓力機齒輪傳動的主動軸的轉速，從動軸轉速，輸入功率,每天工作8小時，壽命為10年。 一、選擇齒輪材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數 選擇小齒輪材料鋼，調質處理，硬度241～286H；了BS，=686，=490；大齒輪材料鑄鋼，

38、調質處理，硬度190～240HBS，=686,=539；精度8級。 二、開式齒輪按齒輪彎曲疲勞強度設計 Ⅱ軸的轉矩=，即小齒輪轉矩。 為了提高開式齒輪的耐磨性，要求有較大的模數，因而齒數應少一些，一般取17～20。 20，傳動比=4， 2.查表10-11得齒輪載荷系數，取K=1.1 ; 3.由?機械設計?表10—13查得，小齒輪齒形系數，大齒輪的齒形系數 4.由?機械設計?表10—14查得，小齒輪應力修正系數 ，大齒輪應力修正系數 按?機械設計?圖6—24i),查得齒輪材料彎曲疲勞極限應力， 由?機械

39、設計?表6—13計算彎曲疲勞強度計算的壽命系數 由?機械設計?圖6—25查取尺寸系數，,由式〔6—14〕取彎曲疲勞強度系數，按?機械設計?表6—12，取 比擬 0.013 ， 應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 取m=5 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 按計算結果校核前面的假設 齒輪節(jié)圓速度 查得，與原值一致。 齒寬

40、 小齒輪齒寬取70,大齒輪齒寬取65。 齒頂高 齒根高 齒高 齒距 齒原 齒槽高 中心距 300 第四章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 在設計、使用和研究曲柄壓力機時，往往需要確定滑塊位移和曲柄轉角之間的關系，驗算滑塊的工作速度是否小于加工件塑性變形所允許的合理速度。在計算曲柄滑塊機構的受力情況時，由于目前常用的曲柄壓力機每分鐘的行程次數不高，慣性力在全部作用力中所占的百分比很小，可以忽略不計。同樣，曲柄滑塊機構的重量也只占公稱壓力的百分之幾，也

41、可忽略不計。 如圖3-1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；α——曲柄轉角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉的相反方向算起。從圖中的幾何關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： 式中——連桿系數； ——曲柄的角速度。 在曲柄滑塊機構的受力計算中，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

42、力為： 式中——摩擦系數，； ——連桿上、下支承的半徑。 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩局部組成：無摩擦機構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； ——曲軸主軸承半徑。 那么曲柄滑塊機構的當量力臂為： 曲軸扭矩為： 如果上式取和〔—公稱壓力，—公稱壓力角〕，那么曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為：

43、第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 一、曲軸的結構示意圖 圖3—2 二、曲柄軸強度設計計算 1、曲柄軸尺寸經驗數據 支承頸直徑 〔〕 式中 ——壓力機公稱壓力〔KN〕， 取 。 其他各局部尺寸見下表3-1 曲軸尺寸經驗數據 表3-1 曲軸各局部尺寸名稱 代號 經驗數據 實際尺寸〔〕 曲柄頸直徑 ～ 140 支承頸長度 ～ 205 曲柄兩臂外側面間的長度 ～ 300 曲柄頸長度 ～ 170 圓角半徑 ～ 8 曲柄臂的寬度 ～

44、 160 曲柄臂的高度 220 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，故忽略扭矩計算出來的應力。 彎矩： 7760 彎曲應力及強度條件： <[]=140 由上式可以導出滑塊上許用負荷： Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： 6493.44 剪切應力及強度條件： 0 .015

45、 滑塊上許用應力： 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： 140～200 100～150 式中 ——曲軸材料屈服極限〔M Pa〕，調質處理，； ——平安系數，取2.5～3.5。 三、曲軸剛度計算 剛度計算簡圖 用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 第一項很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中： —公稱壓力； —彈性模數，對鋼曲軸；

46、 —曲柄頸的長度； —曲柄壁厚度； —圓角半徑； —支撐頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩； 6.36 所以，撓度。 第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置 一、連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構 由設計條件知連桿長度可調，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖1—5所示連桿和封閉高度調節(jié)裝置的結構，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調節(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

47、及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。 二、連桿的計算 1、 連桿的作用力: 單點壓力機： 2、確定連桿及調節(jié)螺桿主要尺寸的經驗公式： 〔1〕球頭式調節(jié)螺桿主要尺寸的經驗公式見下表3—2： 〔2〕連桿總長度L確實定 確定連桿長度L時，應根據壓力機的工作特點，結構型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數,即連桿長度 。 取，即 計算部位 代號

48、 經驗公式 實際尺寸 球頭調節(jié)螺桿 mm ～ 90 ～ 70 ～ 70 ～ 90 連桿 mm ～ 130 ～ 150 三、連桿及球頭調節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調節(jié)螺桿受到壓應力和彎曲應力的聯(lián)合作用，應當演算其危險截面A—A的合成力使： 危險截面的壓應力： 式中 ——連桿作用力〔KN〕; ——危險截面A—A的面

49、積〔〕； 危險截面的彎曲應力: 式中—危險截面的截面模數，圓形截面； ——危險截面的彎矩〔〕 式中 —摩擦系數，?。? —曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑〔〕； ； X—危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離〔〕，； 1、連桿蓋 2、連桿 3、調節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘

50、8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 L—連桿的總長度〔〕，對于長度可調的連桿。 球頭調節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調質處理220～250，=180～220，球頭外表淬火，硬度為42。連桿體采用35,正火處理。 四、調節(jié)螺桿的螺紋 調節(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M100×12。 五、調節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的

51、抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母〔即長度可調連桿的連桿體，或調節(jié)螺母〕的彎曲應力。 式中 、——螺紋的外徑和內徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋； ——連桿體或調節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35， 。 < 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩局部，應用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復雜，一般不予計算。查閱相關資料并參考，螺栓個數4個，

52、螺栓直徑M24. 第四節(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。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 1、 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；受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向

53、載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，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構。 2、 軸承轉速 通常軸承的工作轉速應低于其極限轉速。否那么會降低使用壽命。一般轉速較高、載荷較小、要求旋轉精度高時，宜選用極限轉速較高的球軸承。超過極限轉速較多時，應選用特制高速滾動軸承。轉速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子軸承。 3、 調心性能 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內，否那么會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 4、 安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調整間隙，選用內、外圈可別離的軸承。假設軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶

54、內錐孔或帶緊固套的軸承。 5、 經濟性 選用軸承時應考慮經濟性。球軸承比滾子軸承廉價，同型號不同公差等級的軸承比價為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據上述的選擇原那么，在JG23—40開式曲柄壓力機的轉軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉速，運轉時有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號。 根據條件，預選32210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，徑向負荷產生的內部軸向力S互相抵消，因此，軸向負荷為0。 平均徑向

55、負荷為： 平均軸向負荷 當量動負荷，壽命系數，速度系數 所以 32210軸承的額定動負荷，因此符合要求。 第五節(jié) 滑動軸承 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承，連桿大小端支撐等。 一、滑動軸承的結構 壓力機中常用的滑動軸承有整體式和剖分式兩種。 整體式軸承結構簡單，但磨損后無法調節(jié)軸承間隙，軸只能從端部裝入，這會給粗重的軸或階梯軸的安裝造成困難。 剖分式軸承磨損后，可用改變墊片厚度的方法調節(jié)軸承的間隙，裝配也叫方便。剖分式的軸承中，軸承所承受的徑向載荷方向不得超過軸承中心線35°左右，否那么就應采用斜剖分式滑動軸承。

56、 二、滑動軸承的潤滑及軸瓦結構 滑動軸承必須可靠地潤滑。因此必須正確選擇潤滑劑和潤滑方式。軸和軸承之間要有一定的配合間隙。在軸瓦上要開設油孔和油槽，油孔和油槽應開在壓力最小的位置，不宜開在承載區(qū)，以免降低油膜的承載能力。 軸瓦必須用銷或螺釘定位，防止它在軸向和圓周方向竄動。 三、滑動軸承的計算 曲柄連桿機構中的滑動軸承，速度較低，承受短時頂峰負荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設計中應演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 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

57、〔〕； ——軸承的支承投影面積〔〕，與軸承的結構、尺寸相關。 1、 驗算滑動軸承的單位壓力p: 〔1〕 曲軸支承軸瓦： 〔2〕 連桿大端軸承： 〔3〕 連桿小端軸承〔球頭式〕： 2、滑動軸承軸瓦上的速度： 〔1〕 曲軸軸承的速度： 〔2〕連桿大端支承處的速度： 式中 ——曲軸軸承直徑〔〕； ——曲柄軸頸直徑〔〕； ——曲軸轉速〔〕，； ——連桿系數，

58、。 3、驗算值： 為防止發(fā)熱過于厲害，還應驗算它的值，即 式中 —軸承上的單位壓力； —軸承工作外表見的滑動速度； —許用的值，與材料有關。對材料，。 〔1〕 曲軸軸承： 〔2〕連桿大端軸承：< 所以符合要求。 第五章 機身設計 機身是壓力機的一個最根本部件。所有零部件都裝在它上面，工作時要承受全部工作變形力〔某些下傳動壓力機除外〕。因此，機身的合理設計對減輕壓力機重量，提高壓力機精度，以及減少制造工時，都具有直接的影響。

59、 一、機身結構 開式壓力機的機身有鑄造結構和焊接結構兩種。鑄造結構多用灰鑄鐵制造，也有球墨鑄鐵制造。焊接結構多用Q235鋼板制造。鑄造結構的材料比擬容易供給，消震性能較好。但重量較重，剛度較差。目前，較適合于成批生產。焊接結構與上相反，適于單件小批生產，重量較輕，剛度較好，外形比擬美觀， 但消震性能較差。因此選用焊接機身，材料為Q235-A鋼板。 焊接結構設計的一般原那么： 〔1〕盡量設計成具有對稱的截面和對稱的焊縫位置，以減少焊接變形，特別是扭曲變形； 〔2〕要合理布置筋板，數量不易過多； 〔3

60、〕焊縫應盡量遠離應力集中區(qū)域，盡量防止用焊縫直接承受主要工作載荷； 〔4〕焊縫防止交義與聚集； 〔5〕為工人創(chuàng)造良好的工作條件。 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，特別是有角變形存在，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計的重要問題。提高機身剛度的途徑有三： （1） 合理設計截面。為了提高機身剛度，減少角變形，例如盡量加大截面高度，加大喉口壁厚等。 （2） 采用高彈性模數材料。如孕育鑄鐵球墨鑄鐵、鋼板焊接等。 （3） 改良機身結構形式 。喉口內側加拉桿的開式機身可以大大減小角變形。 二、強度計算 開式壓力機由

61、于是三面敞開的懸臂結構，剛度差，特別是存在角變形，影響沖壓件精度及模具壽命。為便于設計，先進行強度計算，然后進行剛度校驗。 機身危險截面在喉口德橫切面上，如圖5—1所示： 圖5—1 機身強度計算簡圖 危險截面Ⅱ—Ⅱ上受到彎矩M和拉力的作用。 彎矩M為： 式中 —壓力機公稱壓力〔N〕，160； —喉口深度〔〕，； —喉口內緣到截面形心的距離； 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 各塊面積形心至整

62、個危險截面形心的距離 各塊面積對本身形心的慣性矩 Ⅱ—Ⅱ 1 2× 17 425 30700 10235 2 2× 65 325 78080 114430 3 2× 38247 合計 147027 124674 危險截面慣性矩： 危險截面截面積： 危險截面最大計算拉應力： 最大實際拉應力： 式中 ——截面形狀系數，取，； ——動載系數，取1.5； ——許用系數，對于鋼板。 危險

63、截面最大壓應力： 式中 ——許用壓應力〔〕，對于鋼板。 第一節(jié) 壓力機的工作原理和用途 本壓力機是以曲柄連桿機構作為工作機構，曲柄連桿機構是剛性的，因此滑塊的運動是強制性的，滑塊的每分鐘行程次數及滑塊的運動曲線都是固定不變的。 第二節(jié) 壓力機主要部件的結構及調整方法 一、機身 機身部件由機身、工作臺板、左右導軌等組成。 機身采用鋼板焊接，工作臺及臺板上有落料孔，用以落出制品或廢料。機身工作臺裝有工作臺板，工作臺板上設有“T〞型槽，供安裝模具用。 機身導軌為矩形六面導軌，精度高，抗偏載能力強，利用機身兩側的調整螺釘和墊在導軌下面的調整墊片，可進行

64、導軌的間隙調整，以保證滑塊的運動精度。 打料桿裝在機身導軌兩側，用來退料模具上的制品或廢料。打料桿的調節(jié)必須保證滑塊在上死點時，滑塊內的打料棒與打料桿之間必須有一定的距離，以免發(fā)生事故。 二、傳動 本壓力機采用兩級傳動，前一級為V帶傳動，后一級為齒輪傳動，調節(jié)支撐電機座的螺釘可調節(jié)V帶的張緊力大小。 三、離合器 離合器為雙切向鍵〔矩形鍵〕式的剛性離合器，配有棘輪式平安制動裝置。離合器部件由棘輪、內套、中套、主鍵、輔鍵等組成。離合器內套用平鍵固定在曲軸上，在套上開有安裝轉鍵的凹槽，主轉鍵和輔鍵可以臥在槽內。其露在內套外側的一端，分別裝有鍵柄和輔助鍵柄，兩鍵柄是以扇形齒輪相嚙合傳

65、動，鍵柄掛有拉力彈簧，使鍵柄拉向結合位置。操縱器的滑鍵插入棘輪的第一個齒槽時，棘輪上的凸塊迫使主鍵帶動輔鍵一同臥入離合器內套的槽內，此時，大齒輪在曲軸上空轉，曲軸在制動器的作用下，停止在上死點位置。操縱鍵的滑鍵脫開棘輪時，在彈簧的作用下，將主鍵和鍵從內套的凹槽中轉出，進入中套的槽內，這時離合器結合，大齒輪與曲軸同時運轉，并帶動滑塊作往復運動。當需要反轉時，可使離合器結合〔電動機必須在停止狀態(tài)〕，用手扳動飛輪，通過輔鍵帶動曲柄反轉。棘輪式平安制動裝置，是由特制的棘輪和電磁控制機構組成，本裝置具有使滑塊在工作方向行程的任意位置緊急停止的功能。棘輪和內套，套裝在壓力機大齒輪內側的曲軸上。從曲軸伸出的

66、工作鍵鍵柄，緊貼與棘輪的兩側槽內?；瑝K一般停止于上死點，滑鍵的前端部此時插入棘輪的第一齒槽內。當滑塊處于上死點時，滑鍵的前角與棘輪的第一個齒面相貼，當壓力機電磁鐵通電吸合時，滑鍵向下移動與棘輪脫離。同時，由于內套上拉簧的作用，工作鍵進入中套的內槽，曲軸通過工作鍵與大齒輪結合，壓力機正常工作。當電磁鐵失電時，滑鍵在壓簧的作用下向上彈出，使滑鍵的前角與棘輪齒槽嚙合，棘輪迫使工作鍵與大齒輪別離，壓力機滑塊速度被制動。 四、滑塊 滑塊內裝有壓塌式保險器，當壓力機超載時，保險器被壓塌，從而保證了壓力機的主要零件不受損壞。此時，將滑塊前面蓋板翻開，用螺釘吊出被壓塌的保險器，才能繼續(xù)工作。 對開式連桿軸瓦中裝有墊片，可以調整軸與軸瓦之間的間隙。 調節(jié)裝模高度時，先松開連桿下端緊定螺釘，再松開左右鎖緊螺套的禁固螺母和螺栓，然后用攀車桿扳動棘輪套使球頭螺桿轉動，從而得到所需的高度。 五、平衡器 平衡器是為了防止滑塊下行程快落，制動器失靈，連桿折斷等不良影響，該平衡器為彈簧式，該機床采用兩套平衡器。 平衡力的調節(jié)，利用拉桿上端的螺母調節(jié)，滑塊在上死