畢業(yè)設計（論文）J23100開式雙柱可傾曲柄壓力機設計（含）

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1、畢業(yè)設計說明書畢業(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)設計評閱書題目： J23-100開式雙柱可傾曲柄壓力機設計 機電系機械制造與自動化專業(yè) 姓名設計時間： 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：201 年月日畢業(yè)設計答辯記錄卡 機電 系機械制造與自動化專業(yè) 姓名秦曉晨答 辯 內 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：評定成績?yōu)?00分制，指導教師為30%，答辯組為70%。 專業(yè)答辯組組長：（簽名） 201 年月日II前 言畢業(yè)

2、設計是對學生在畢業(yè)之前所進行的一次綜合設計能力的訓練，是為社會培養(yǎng)合格的工程技術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計相結合的設計，涉及內容廣泛，幾乎四年所學知識或多或少涉及到。這次設計我們將本著：獨立分析，相互探討，仔細推敲，充分吃透整體設計的整體過程，使這次設計反映出我們的設計水平，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人員，應當從現在開始做起，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，我們較為圓滿的完成了這次

3、設計工作，由于學識和經驗的不足，其中定會出現很多問題，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，聯系153893706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 convers

4、ion 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 metallur

5、gy. 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 錄第一章 設計任務書1第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的1第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內容1第三節(jié) 曲

6、柄壓力機設計設計步驟1第二章 電動機選擇和飛輪設計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) 飛輪轉動慣量及尺寸的計算5第三章 機械傳動設計10第一節(jié) 傳動系統分析10第二節(jié) V帶傳動設計11第三節(jié) 齒輪傳動設計13第四節(jié) 轉軸設計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22第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析22第二節(jié) 曲柄軸的設計計算23第三節(jié) 連桿和封閉高度調節(jié)裝置26第四節(jié) 滑動軸承的設計30第五節(jié) 滑塊與導軌的形式32第五章 機身設計33第一節(jié) 機身結構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

7、第二節(jié) 離合器的選用39第三節(jié) 制動器的選用41第七章 過載保護裝置42第八章 潤滑系統48外文資料51中文翻譯58總 結63參考文獻64v 太原理工大學陽泉學院畢業(yè)設計說明書第一章 設計任務書第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的 曲柄壓力機設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié),其基本目的是：一、 通過曲柄壓力機的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實踐知識，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。二、 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單

8、機械的設計原理和過程。三、 運行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內容內容包括：選擇電動機型號，V帶傳動設計，齒輪傳動設計，曲柄滑塊傳動設計，壓力機機體設計，繪制裝配圖及零件圖，在設計中完成了以下工作：一、 壓力機裝配圖二、 零件工作圖五張（連桿、軸、齒輪、曲軸、滑塊）三、 設計說明書一份第三節(jié) 曲柄壓力機設計設計步驟它通常是根據任務書擬訂若干方案并進行分析比較然后確定一個真確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計書明書表示設計結果。曲柄壓

9、力機的設計可按照以下所述的幾個階段進行：一、 設計準備 1、分析設計任務書，明確工作條件，設計要求的內容和步驟。 2、了解設計對象，閱讀有關資料，圖紙，觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 3、熟悉機械零件的設計方案和步驟。 4、準備好設計需要的圖紙，資料和用具，并擬定設計計劃等。 二、傳動裝置總體設計 1、確定傳動方案 2、計算電定機的功率，轉速，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，轉速和轉距 三、各級傳動零件設計 四、壓力機裝配草圖設計 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，曲柄系統及其

10、附件的結構設計。 五、零件工作圖設計 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計第一節(jié) 壓力機電力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只在較短的時間內承受工作負荷。而在較長的時間內為空運轉。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，在傳動系統中設置了飛輪，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，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，使其在下一個沖壓工作前恢復到原有角

11、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) 電動機的選擇一、 選擇電動機型號根據原始數據可知工作機的工作阻力F = 300KN = 300000N，運輸帶的速度= 110902mm/min = 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） = 15=15由電動機至工作機之間的總效率為式中、 分別為聯軸器、帶傳動、一對軸承、齒輪傳動的效率。取=0.99、 =0.96、 =0.98、 =0.97、，則 = 所以 = 15= 16.7KW2、確定電動機轉速曲軸轉速 = 45r/min按推薦的合理傳

12、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，故電動機轉速的可選范圍為 = i =（2042）45r/min = 9001890r/min符合這一范圍的同步轉速由1000 r/min 和1500r/min，再根據計算出的容量，由機械設計基礎課程設計指導書附表8.1查出的電動機型號，其技術參數如表2-1 電動機型號額定功率電動機功率（r/min）Ped/kW同步轉速滿載轉速Y225M-6309801000Y200L-43014701500表2-1 3、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

13、速和工作機主軸的轉速，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1、各軸轉速= 1470r/min= 1470r/min2、各軸的輸入功率 = 16.7KW3、各軸輸入轉矩運動和動力參數的計算結果列于下表2-2 軸號P/KMT/Nmmn/(r/min)電動機軸16.7108.491470軸16.53107.3914700.99軸15.55505.1129450.94曲軸14.783136.64456.530.95表 2-2第三節(jié) 飛輪轉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)結合，滑塊的行程有

14、單次和連續(xù)行程。單次行程時所需的周期能量連續(xù)行程時所需的周期能量式中單次行程周期能量； 連續(xù)行程周期能量； 工件成形能量； 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量； 受力系統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； 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； 離合器結合所消耗的能量； 滑塊停頓，飛輪空轉所消耗的能量。 1. 工件成形所需能量式中 壓力機公稱壓力（）； 板料厚度（），根據經驗公式，對于慢速壓力機。 2. 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運動時，為克服摩擦消耗能量。在工作

15、行程時，曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量，建議按下式計算：式中 公稱壓力角（），； 曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm），由第三章得出； 壓力機公稱壓力（）。 3. 彈性變形所消耗的能量完成工序時，壓力機受力系統產生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序將引起能量損耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質等有關。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（）。 壓力機垂直剛度,對于開式壓力機。4. 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量 無氣墊壓緊裝置，5. 空行程時所消耗的能量 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質量、

16、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調整情況等有關。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。根據通用壓力機空行程損耗的實驗數據。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，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量； 受力系統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； 離合器結合所消耗的能量； 考慮到齒輪傳動的效率。其中：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. 離合器結合所消耗的能量剛性離合器，

17、8. 滑塊停頓，飛輪空轉所消耗的能量根據測試，單動壓力機滑塊停頓飛輪空轉時，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的開式曲柄壓力機，此值偏高。飛輪空轉所消耗的能量為： 式中 飛輪空轉所需功率（）; 壓力機行程次數利用系數（%），連續(xù)行程時，=100%。對手工送料時，行程利用系數按表2-3選取： 壓力機行程 次數4050，彎曲和扭轉時的絕對尺寸影響系數；由機械設計附表5，查得表面質量系數。由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質，所以所以復合安全系數查表查得許用安全系數，對于通用壓力機，對于自動壓力機，因此,軸的疲勞強度亦

18、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接常采用平鍵連接。為避免聯接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應驗算擠壓應力： 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，當Z=2時K=0.75，當Z=1時K=1； 平鍵連接的許用擠壓應力，輪轂材料為鋼時，。對帶輪，材料為鑄鋼，采用C型鍵，查表得 ；，滿足要求。對齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，查表得，滿足要求。 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述滾

19、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

20、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。否則會降低使用壽命。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，否則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。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等級的軸承比價為

21、P0:P6:P5:P41:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據上述的選擇原則，在J2380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。 根據已知條件，預選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，徑向負荷產生的內部軸向力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，速度系數所以 32211軸承的額定動負荷，因此符合要求。第四章 曲柄滑塊機構第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力

22、分析一、 曲柄滑塊機構如圖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部分組成：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；曲軸支承頸半徑。則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 曲軸扭矩為： 如果

23、上式取和（公稱壓力，公稱壓力角），則曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為： 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算一、 曲軸的結構示意圖4-2圖 4-2二、曲柄軸強度設計計算1. 曲柄軸尺寸經驗數據支承頸直徑 （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驗數據實際尺寸（mm）曲柄頸直徑140支承頸長度221曲柄兩臂外側面間的長度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 2. 曲軸強度計算曲軸的危險截面為曲柄頸中央的截面和支承頸端部的截面。截面為彎扭聯合作用，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：彎曲應力

24、及強度條件：由上式可以導出滑塊上許用負荷：截面為扭彎聯合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。扭矩：剪切應力及強度條件：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：式中 曲軸材料屈服極限（MPa），調質處理，； 安全系數，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中部的撓度。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（）； 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J23-800.1720.179表 4-2第三節(jié)

25、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43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。 圖4-31、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 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：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

26、主要尺寸的經驗公式見表43：計算部位代號經驗公式實際尺寸球頭調節(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合作用，應當演算其危險截面AA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AA的面積（）； 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（Nm） 式中 摩擦系數，?。?曲柄軸頸

27、同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）； X危險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HBS220250，球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35,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M10012。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

28、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部分，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，螺栓直徑M24.第四節(jié) 滑動軸承的設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、滑動軸承的結構 圖 4-5二、滑動軸承的計算選用牌號為的滑動軸承，曲柄連桿機構中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰負荷，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

29、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（）； 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:曲軸支承軸瓦：連桿大端軸承：連桿小端軸承（球頭式）：2. 滑動軸承軸瓦上的速度：曲軸軸承的速度：連桿大端支承處的速度：式中 曲軸軸承直徑（mm）； 曲柄軸頸直徑（mm）; 曲軸轉速（r/min），； 連桿系數，。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； 軸承工作表面見的滑動速度； 許用的值，與材料有關。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

30、裝上沖模，內部有連桿，推料裝置，有的還要裝設封閉高度調節(jié)裝置，平衡裝置，保險裝置等，是一個復雜的箱型結構。它具有形式隨壓力機的用途，結構特點，公稱壓力大小，導軌形式等而改變。1、 滑塊的典型結構如附圖所示滑塊導軌有關尺寸對照表如表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 機身設計 第一節(jié) 機身結構 開式壓力機的機身由鑄造結構和焊接結構兩種，這里應選用鑄造結構，鑄造結構多用HT20-40灰口鑄鐵制造，這種材料比較容易供應，消震性較好。但重量較重，剛度較差。目前，較適合于成批產。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

31、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是合理設計截面。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，截面的尺寸應合理設計，例如盡量加大截面高度H，加大喉口壁厚等。 圖 5-1 第二節(jié) 機身計算一、計算原則由于開式機身剛度是一個重要問題，因此，應按剛度設計較好，但剛度計算復雜，且要等到整個機身的結構尺寸確定以后才能進行計算。因此，為了設計方便，先進行強度設計，然后進行剛度校核。在強度計算過程中，為了照顧機身剛度，許用應力取得較低，因此，在合理的制造條件和正確的使用條件下，機身是不會產生強度破壞的。所以，一般來說，只需計算危險截面（見圖5

32、-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緣的距離，即喉口深度 -喉口內緣到截面形心的距離 最大應力為： 式中 計算最大拉應力計算最大壓應力H危險截面的高度F危險截面的面積J危險截面的慣性矩開式壓力機機身計算應力與實測應力見表5-1壓力機型號或噸位機身材料危險截面計算應力危險截面實測應力實測應力集中最大值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HabBCJ23-80750175200301306038029

33、0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。圖5-2為機身結構簡圖和計算簡圖。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 a) b) 圖 5-2a結構簡圖 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面積形心至整個危險截面形心的距離各塊面積對本身形心的慣性矩1217.52277011847013130130310572237545037.51687513.582013

34、2109383210612072864048276480360合計134033985488623242355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。 危險截面最大壓應力： 式中 許用壓應力（），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中，一般在飛輪傳動的后面都設有離合器和制動器，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著。每當滑塊需要運動時，則離合器接合，主動部分

35、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。因此，制動器是用來在一個較短的時間內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，而兩者又必須是密切的配合和協調地工作；或當離合器接合前的瞬時，制動器應該松開，這個工作關系是由操縱系統來實現的

36、。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動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構開動或停止。因此，對任何壓力機而言，離合器和制動器不僅是極其重要而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。第二節(jié) 離合器的選用一、 離合器的類型、工作特性及其選用原則在開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：離合器剛性離合器圓盤摩擦離合器嵌牙式滑銷式轉鍵式單盤式（嵌塊式）多盤式（圓盤式）目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉鍵離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結構簡單緊湊、制造維修方便

37、。但是由于受到爪齒、滑銷和轉鍵等連接件零件強度的限制，因而能傳遞的扭矩不大；其次，在離合器軸轉速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產生很大的沖擊，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，相應這些矛盾并不十分突出。因為其一、傳遞扭矩并不大；其二、在安裝和調整模具時，用人工轉動飛輪還是比較容易實現的；其三、為了減低離合器結合時的沖擊速度，剛性離合器一般直接裝在低速的主軸上，同時離合器的連接零件盡可能靠近軸心的位置。更主要的是由于剛性離合器的結構

38、比較簡單，便于制造和維修，又離合器操縱無需壓縮空氣能源，所以剛性離合器是比較廣泛應用在壓力100噸以下和滑塊行程次數（即曲軸轉速）200次/分以下的開式曲柄壓力機上。通過上述所述，結合所設計壓力機的型號和功用，選擇采用轉鍵離合器。二、 雙轉鍵離合器的結構雙轉鍵離合器中，轉鍵之一是主鍵用以傳遞工作扭矩；轉鍵之二是副鍵用以防止曲軸對飛輪或傳動齒輪的超前，以及調整模具時可使曲軸反轉。如圖61所示，離合器是安裝在曲軸的右端上。離合器的主動部分有飛輪2，中套3（用7鍵固定在飛輪上）和青銅襯套5、6（各壓入飛輪端孔內）等組成。從動部分有曲軸和內外軸套1、4（用鍵固定在曲軸上）等組成。中套的內孔有四個半圓槽

39、。內外軸套內控和曲軸上亦各有兩個軸線互相垂直的半圓槽，兩個半圓槽組合成為安插兩轉鍵（主鍵8和副鍵9）用的孔。轉鍵的兩端為圓柱形，可在軸與軸套所形成的圓孔內轉動；轉鍵中段截面為半圓形，鍵的里邊與軸上的半圓槽配合，外邊與軸形成一個整圓。主鍵和副鍵傳動的方向是相反的，它們的動作是互相聯鎖的，因此在轉鍵的右端各裝有尾板12和14，兩件用拉桿13連接成為聯動，主鍵的左端裝有鍵尾11，與裝在內軸套的拉簧10聯結。拉簧的作用使主鍵和副鍵各繞其軸線轉過45（轉鍵的轉動角度由內軸套喇叭口所限位），于是兩轉鍵的背部突出于曲軸圓周之外，以便與中套的半圓槽相結合，起到使離合器相結構的狀態(tài)。 圖 6-1離合器在未接合時

40、，主鍵和副鍵剛好全部臥入曲軸的半圓槽內，因此，飛輪在內外軸套上空轉。當壓力機工作時，必須使操縱結構的凸輪當塊（虛線畫出）轉離主鍵的鍵尾，主鍵在拉簧10的作用下，轉出曲軸半圓槽之外（轉過45），由于連鎖的關系，副鍵亦同樣轉出，這樣連續(xù)旋轉的飛輪中套半圓槽便于主鍵相結合，則飛輪便帶動曲軸轉動。如凸輪檔塊轉回復位，則主鍵的鍵尾碰到凸輪當塊，由此彈簧拉長，主鍵和副鍵又轉回（45）并臥入曲軸的半圓槽內，由此，離合器即處于脫開狀態(tài)，則飛輪仍在內外軸套上空轉。轉鍵在離合器接合時承受很大的沖擊載荷，為了保證有足夠的沖擊韌性和耐磨性，轉鍵用T7，經熱處理淬火硬度為RHC=5257,兩端回火至RHC=3540。主

41、鍵的鍵尾和凸輪當塊的材料同樣用合金鋼40Cr。內、外軸套和中套的材料一般用45鋼。轉鍵離合器所能傳遞扭矩的大小，即取決于轉鍵（主鍵）的強度。第三節(jié) 制動器的選用一、 制動器的類型、工作特性及其選用原則在曲柄壓力機上的制動器有兩個作用：1. 當離合器脫開后，將正運轉著的傳動零件（如滑塊、曲軸、齒輪、中間軸等）的動能立即轉化為消耗在制動器上的摩擦功，并且相當在曲軸轉角515的范圍內將滑塊、曲柄連桿機構和傳動零件停止運動。2. 當滑塊運動停止后，防止滑塊由于自重而下降。在開式壓力機上常用的制動器有三種結構形式：閘瓦式制動器、帶式制動器和圓盤式制動器。按其制動器工作表面相互作用來看，在這些制動器中有連續(xù)制動器和周期制動器的兩種工作情況。在周期制動的制動器中，制動作用僅僅發(fā)生在滑塊行程的某一部分，或者當滑塊接近回到上死點相當于曲柄轉角515的范圍內，在這里選用偏心輪帶式制動器。二