J23-10开式双柱可倾曲柄压力机设计（全套含CAD图纸）
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下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985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）二一四年五月下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985毕业设计评阅书题目J2310开式双柱可倾曲柄压力机设计机电系机械设计制造及自动化专业姓名设计时间2014年3月25日2014年6月1日评阅意见成绩指导教师（签字）职务200年月日下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985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答辩内容问题摘要评议情况记录员（签名）成绩评定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。专业答辩组组长（签下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985名）200年月日下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985I摘要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，机械制造下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985II下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985IIIABSTRACTCRANKPRESSUREMACHINEISPASSCRANKASLIPPERYPIECEORGANIZATIONTOREVOLVEELECTRICMOTORCONVERSIONFORSLIPPERYPIECEOFSTRAIGHTLINEBACKANDFORTHSPORT,CARRIESTHEFORMEDPROCESSINGTOTHESEMIFINISHEDMATERIALSTHEFORGINGANDSTAMPINGMACHINERYTHECRANKPRESSMOVEMENTISSTEADY,THEWORKISRELIABLE,WIDELYUSESINCRAFTSANDSOONRAMMING,EXTRUSION,DROPFORGINGANDPOWDERMETALLURGYITSSTRUCTUREISSIMPLE,THEEASEOFOPERATION,THEPERFORMANCEISRELIABLETHECOUPLINGPARTUSESTHERIGIDITYTOTRANSFERTHEKEYTYPECOUPLING,THEUSESERVICEISCONVENIENTKEYWORDSPRESSUREMACHINE,CRANKORGANIZATION,MACHINEMANUFACTURING下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985IV前言毕业设计是对学生在毕业之前所进行的一次综合设计能力的训练，是为社会培养合格的工程技术人员最后而又及其重要的一个教学环节。通过毕业设计可以进一步的培养和锻炼我们的分析问题能力和解决问题的能力，这对我们今后走向工作岗位有很大的帮助。我们这次是一般选型和专题设计相结合的设计，涉及内容广泛，几乎四年所学知识或多或少涉及到。这次设计我们将本着独立分析，相互探讨，仔细推敲，充分吃透整体设计的整体过程，使这次设计反映出我们的设计水平，并充分发挥个人的创新能力。作为一名未来的工程技术人员，应当从现在开始做起，学好知识，并不断的丰富自己的专业知识和提高实际操作能力。在指导老师的精心指导下，我们较为圆满的完成了这次设计工作，由于学识和经验的不足，其中定会出现很多问题，不足之处恳请各位老师加以批评和指导。下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985V目录第一章设计任务书1第一节曲柄压力机设计的目的1第二节曲柄压力机设计的内容1第三节曲柄压力机设计设计步骤1第二章电动机选择和飞轮设计2第一节压力机电力拖动特点2第二节电动机的选择3第三节飞轮转动惯量及尺寸的计算5第三章机械传动设计11第一节传动系统分析11第二节V带传动设计12第三节齿轮传动设计14第四节转轴设计17第五节平键连接20第六节滚动轴承的选择21第四章曲柄滑块机构22第一节曲柄滑块机构的运动和受力分析22第二节曲柄轴的设计计算24第三节连杆和封闭高度调节装置27第四节滑动轴承的设计31第五节滑块与导轨的形式34第五章机身设计35第一节机身结构35第二节机身计算36第六章离合器与制动器40第一节离合器与制动器的作用原理40第二节离合器的选用41第三节制动器的选用43第七章过载保护装置44第八章润滑系统50外文资料53中文翻译59下载后包含有CAD图纸和说明书,咨询Q197216396或11970985VI参考文献651第一章设计任务书第一节曲柄压力机设计的目的曲柄压力机设计是机械类专业和部分非机械类专业学生的一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节,其基本目的是一、通过曲柄压力机的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实践知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所说知识，得到进一步巩固，深化和扩展。二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。三、运行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。第二节曲柄压力机设计的内容内容包括选择电动机型号，V带传动设计，齿轮传动设计，曲柄滑块传动设计，压力机机体设计，绘制装配图及零件图，在设计中完成了以下工作一、压力机装配图二、零件工作图六张（连杆、轴、齿轮、带轮、曲轴、滑块）三、设计说明书一份第三节曲柄压力机设计设计步骤它通常是根据任务书拟订若干方案并进行分析比较然后确定一个真确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计书明书表示设计结果。曲柄压力机的设计可按照以下所述的几个阶段进行一、设计准备1、分析设计任务书，明确工作条件，设计要求的内容和步骤。2、了解设计对象，阅读有关资料，图纸，观察事物或模型以进行减速器装拆2试验等。3、熟悉机械零件的设计方案和步骤。4、准备好设计需要的图纸，资料和用具，并拟定设计计划等。二、传动装置总体设计1、确定传动方案2、计算电定机的功率，转速，选择电动机的型号3、确定总传动比和分配各级传动比4、计算各轴的功率，转速和转距三、各级传动零件设计四、压力机装配草图设计1、选择比例尺，合理布置试图，确定压力机和零件的相对位置。2、确定轴上立作用点及支点距离，减速器箱体，曲柄系统及其附件的结构设计。五、零件工作图设计1、压力机装配图2、连杆零件图3、轴的零件图4、齿轮零件图5、曲轴零件图6、滑块零件图第二章电动机选择和飞轮设计第一节压力机电力拖动特点压力机的负载为一冲击载荷，即在一个工作周期内只在较短的时间内承受工作负荷。而在较长的时间内为空运转。若按此短暂的工作时间来选择电动机的功率，则电动机的功率会很大。为了减少电动机功率，在传动系统中设置了飞轮，可以大大减少电动机功率。采用3飞轮后，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。工件冲压后，负荷减少，电动机带动飞轮加速旋转，使其在下一个冲压工作前恢复到原有角速度，节蓄能量。所以冲压时所需的能量不是直接由电动机供给，而是主要由飞轮供给，这样电动机功率可大大减少。第二节电动机的选择一、选择电动机型号根据原始数据可知工作机的工作阻力F100KN100000N，运输带的速度145452MM/MIN13050MM/MIN02175M/S。1、选择电动机功率工作机所需的电动机输出功率为DPWPWF10由电动机至工作机之间的总效率为3421W式中、分别为联轴器、带传动、齿轮传动、一对轴承的效率。取1234099、096、097、098、则34W870970693所以245KWDPWF10为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。在曲柄压力机传动中，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K67315242、确定电动机转速曲轴转速145R/MINWN按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比24，单级齿轮传动比31I2I45，则合理总传动比的范围为620，故电动机转速的可选范围为II（620）145R/MIN8702900R/MINDNW符合这一范围的同步转速由1000R/MIN和1500R/MIN，再根据计算出的容量，由机械设计基础课程设计指导书附表81查出的电动机型号，其技术参数如表21额定功率电动机功率（R/MIN）电动机型号PED/KW同步转速满载转速Y132M1649601000Y112M4414401500表213、选择电动机型号选用的电动机型号为Y112M4二、计算总传动比和分配转动比由选定电动机的满载转速和工作机主轴的转速，可得传动装置的总传动比为MNWN993I总DW1450取3则331I总带齿I带I齿39三、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速1440R/MINDN1440R/MINMIN/480I/3140RRIN带I/15IN/8I齿曲2、各轴的输入功率245KWDPKWD26905215KWP8290624261783曲3、各轴输入转矩MNNPTDD4821405295096MNNPT0245802950186曲曲曲运动和动力参数的计算结果列于下表22表22第三节飞轮转动惯量及尺寸的计算一、曲柄压力机一工作周期所消耗的能量A随着离合器的单次和连续结合，滑块的行程有单次和连续行程。单次行程时所需的周期能量DDPUTYUOCHLFAAA连续行程时所需的周期能量轴号P/KMT/NMMN/R/MINI电动机轴245162681440轴2426160891440099轴2282454024803094曲轴2169142855145330956CPTYOCHAA式中单次行程周期能量；D连续行程周期能量；C工件成形能量；PA工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量；受力系统弹性变形所消耗的能量；T滑块克服气垫压紧力所消耗的能量；YA滑块空行程时所消耗的能量；O中间传动环节所消耗的能量；CH离合器结合所消耗的能量；LA滑块停顿，飞轮空转所消耗的能量。F1工件成形所需能量PA0315PGAPJ式中压力机公称压力（）；GKN板料厚度（），根据经验公式，对于慢速压力机632MM。0MGP40JAP08193260152工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量UPA实际机器的曲柄滑块机构运动副之间，存在着摩擦。电动机在拖动曲柄滑块机构运动时，为克服摩擦消耗能量。在工作行程时，曲柄滑块机构摩擦所消耗的能量，UPA建议按下式计算087PGAMPJ式中公称压力角（），；G30G曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（MM），由第三章得出；M2747压力机公称压力（）。GPKNJAP45102743083弹性变形所消耗的能量TA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将引起能量损耗，损耗的多少与压力机刚度、被冲裁的零件材料性质等有关。从偏于安全出发损耗的能量可按下式计算T2TGCAPYJ式中压力机公称压力；KN压力机总的垂直刚度（）。CMGHYPC压力机垂直刚度,对于开式压力机。H40/HCKNMJAT512404滑块克服气垫压紧力所消耗的能量YA无气垫压紧装置，YJ5空行程时所消耗的能量O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。根据通用压力机空行程损耗的实验数据1035。JA206中间传动环节所消耗的能量CHA在传递能量时，皮带、齿轮等中间环节因存在摩擦而引起能量损耗。中间环节所消耗的能量，可按下式近似计算CHA234TY1PLAA式中工件成形能量；成P8工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量；PA受力系统弹性变形所消耗的能量；T滑块克服气垫压紧力所消耗的能量；Y离合器结合所消耗的能量；LA考虑到齿轮传动的效率。其中齿轮啮合效率；一对轴承3443传动的效率考虑到皮带传动的效率。其中皮带效率；一对轴承传动2323的效率JACH140514081979806127离合器结合所消耗的能量LA刚性离合器，LJ8滑块停顿，飞轮空转所消耗的能量F根据测试，单动压力机滑块停顿飞轮空转时，电机所需功率约为压力机额定功率的FN630，刚性离合器一般安置在曲轴上，且常用滑动轴承。所以，对于具有刚性离合器的开式曲柄压力机，此值偏高。飞轮空转所消耗的能量为FA1620FFNANC式中飞轮空转所需功率（），按经验取值。FKWKWNF50压力机行程次数利用系数（），连续行程时，30。NNC对手工送料时，行程利用系数按表23选取压力机行程次数4050，弯曲和扭转时的绝对尺寸影响系数；840,由机械设计附表127，查得表面质量系数。1094由于曲柄压力机的轴所受载荷为脉动循环性质，所以PANMA6610742435325918所以162359103259804611MPAPAKSMA477191KMA复合安全系数96346222S20查表查得许用安全系数，对于通用压力机，对于自动压力机S123S，因此,轴的疲劳强度亦符合要求。146S第五节平键连接在开式曲柄压力机上，齿轮、皮带轮等零件和轴的联接常采用平键连接。为避免联接中较弱零件（一般是轮毂）压坏，应验算挤压应力J12NJMHLDZK式中键所需传递的总扭矩，NMNMN0245键与轮毂的接触高度，；11H键的工作长度，对于C型普通平键，对于A型普通L2BL平键；B键的名义长度；键的宽度；轴的直径；D键的个数为避免加工困难和过分削弱轴的强度，一般；Z2ZK考虑键受载不均匀的系数，当Z2时K075，当Z1时K1；平键连接的许用挤压应力，轮毂材料为钢时，J。1502JMPA对带轮，材料为铸钢，采用C型键，查机械设计表51得；MLHMB50,8,135,48,1ZMDLH，满足要求。JJMPA7891365423对齿轮，材料为钢，采用A型键，查表得；LHB60,8,12140,8,61ZDLH，21，满足要求。JJMPA5148014786253第六节滚动轴承的选择一、滚动轴承概述滚动轴承具有滚动摩擦的特点，因此它的优点有摩擦阻力小，启动及运转力矩小，启动灵敏，功率损耗小且轴承单位宽度承载能力较大，润滑、安装及维修方便等。与滑动轴承相比，滚动轴承的缺点是径向轮廓尺寸大，接触应力高，高速重载下轴承寿命较低且噪音较大，抗冲击能力较差。选择轴承类型时应考虑多种因素。1、载荷条件载荷较大时，一般选用线接触的滚子轴承，反之选择点接触球轴承；轴承受纯径向载荷或主要承受径向载荷，通常选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承；受纯轴向载荷时选用推力球轴承，轴向力大时选用推力滚子轴承；当轴承同时受径向和轴向载荷时应选用角接触轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，通常选用四点接触球轴承或推力球轴承与深沟球轴承的组合结构。2、轴承转速通常轴承的工作转速应低于其极限转速。否则会降低使用寿命。一般转速较高、载荷较小、要求旋转精度高时，宜选用极限转速较高的球轴承。超过极限转速较多时，应选用特制高速滚动轴承。转速低、载荷大获冲击载荷时应选用滚子轴承。3、调心性能各种轴承使用时允许的偏斜角应控制在允许范围内，否则会引起轴承的附加载荷而降低轴承的寿命。4、安装和拆卸要求为了便于轴承的安装、拆卸和调整间隙，选用内、外圈可分离的轴承。若轴承装在长轴上，为了便于装拆和紧固，可选用带内锥孔或带紧固套的轴承。5、经济性选用轴承时应考虑经济性。球轴承比滚子轴承便宜，同型号不同公差等级的22轴承比价为P0P6P5P411526。选用高精度轴承时应慎重。二、滚动轴承型号选择根据上述的选择原则，在J2310开式曲柄压力机的转轴上选用一对圆锥滚子轴承作支撑，轴承径向力，法向力为NFTR1627540TAN756AN，转速，运转时有冲击，轴颈直径NFTN805947620COSMI/48R，要求寿命，选择轴承型号。MD4HLH3根据已知条件，预选32210型轴承进行计算。每一个轴承承受的径向负荷为NFTR3260TAN8724AN由于齿轮是直齿，所以忽略外加轴向力；又由于每端轴承是成对使用，径向负荷产生的内部轴向力S互相抵消，因此，轴向负荷为0。平均径向负荷为NKFPRM138795360212754360平均轴向负荷A当量动负荷，寿命系数，速度NPRM138794235031HLF系数4508310ZNF所以NFFCRMNRH1206387912332210轴承的额定动负荷，因此符合要求。K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23如图41所示，L连杆长度；R曲柄半径；S滑块全行程；滑块的位移，由滑块的下死点算起；曲柄转角，由曲柄轴颈最低位BS置沿曲柄旋转的相反方向算起。从图中的几何关系可以得出滑块位移的计算公式1COS1COS24BSR将上式对时间T微分，可求的滑块的速度SINI2BV式中连杆系数；RL曲柄的角速度。RLS2BA0L0R180O图1曲柄滑块机构运动简图在曲柄滑块机构的受力计算中，连杆作用力通常近似地取等于滑块作用ABP力,即PAB滑块导轨的反作用力为SINABNRPL24式中摩擦系数，；046连杆上、下支承的半径。ABR和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0M在摩擦所引起的附加扭矩，即M00QQMPM式中理想当量力臂；0SINI2MR摩擦当量力臂；01ABRM274曲轴支承颈半径。0R则曲柄滑块机构的当量力臂为0SINI21QABMRR曲轴扭矩为0SINI21QABMPR如果上式取和（公称压力，公称压力角），则曲柄GGPG压力机所允许传递的最大扭矩为0SINI21GABPRR第二节曲柄轴的设计计算一、曲轴的结构示意图4225LAOQODODRDORRAH支承径曲柄臂曲柄颈图42二、曲柄轴强度设计计算1曲柄轴尺寸经验数据支承颈直径（MM）0D045GDP式中压力机公称压力（KN），GPKN10取。M50其他各部分尺寸见下表41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AD014D60支承颈长度0L52100曲柄两臂外侧面间的长度Q03D140曲柄颈长度A1775圆角半径R008D5曲柄臂的宽度B1375曲柄臂的高度H100表41262曲轴强度计算曲轴的危险截面为曲柄颈中央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MNPRLMGAQW2651048751048弯曲应力及强度条件MPAPADRAGQ14053120648751408933由上式可以导出滑块上许用负荷NRLPAQ21587514086933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MMMG731527,400，NPMGG1313剪切应力及强度条件MPAADG027052037滑块上许用应力AMPG6978731930考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算MPANASS2045017式中曲轴材料屈服极限（MPA），调质处理，；S40CR50SMPA27安全系数，取。SN253三、曲轴刚度计算曲轴的刚度计算用摩尔积分法计算曲柄颈中部的挠度。333312312422GPYRRBRRBREJJ2344ALBM第一项很小，可以忽略，故简化公式为12RJ223333242441BRLBRJBRRJRBEPYAG式中压力机公称压力（KN）G弹性模量，对钢曲轴；1220ENM支承颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩（）；123J、4403322261ADJAHFCC45333224712443011078512506605MAHCFJMDJCA曲柄臂形心至曲柄颈形心的距离（MM）。CC所以MY1370第三节连杆和封闭高度调节装置28一、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43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。图431、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29二、连杆的计算1连杆的作用力ABP单点压力机KNG102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表43计算部位代号经验公式实际尺寸BD3957GP480068BD3610138球头调节螺杆MM2D9B483052D63连杆MMH173686表43（2）连杆总长度L的确定确定连杆长度L时，应根据压力机的工作特点，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,即连杆长度0812。RL125834取，即0ML5201MINAXI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，应当演算其危险截面AA的合成力使HHYWMPA30危险截面的压应力YABYPF式中连杆作用力（KN）AB危险截面AA的面积（）；2M222036107DFAMPAMNY9836172危险截面的弯曲应力WAWM式中危险截面的截面模数，圆形截面；A33306451MDWA危险截面的弯矩（NM）AABBRMPXL式中摩擦系数，取；05曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（MM）；ARB、M3260MRB248X危险截面到连杆下支承轴颈中心的距离（MM），；DB871524202L连杆的总长度（MM），对于长度可调的连杆。ML50AXNMMA2150243871240531MPAMNW052410645239YH318球头调节连杆常用45钢锻造，调质处理HBS220250，球头表面淬火，硬度为42HRC。连杆体采用ZG35,正火处理。1802MPA四、调节螺杆的螺纹调节螺杆的螺纹，常采用强度较高的特种锯齿形螺纹和梯形螺纹。因为压力机是在重载情况下工作，故采用梯形螺纹，尺寸为M5012。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（即长度可调连杆的连杆体，或调节螺母）的弯曲应力。0125ABWWDSPHH式中、螺纹的外径和内径；01S螺距；H螺纹最小工作高度，；MH150H螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹；635HS连杆体或调节螺母螺纹的许用应力，对铸钢ZG35，W。80MPA326157107280265WWMPAPA103015823六、连杆上的紧固螺栓连杆上端分成两部分，应用紧固螺栓连接。紧固螺栓承受的载荷较为复杂，一般不予计算。查阅相关资料并参考，螺栓个数4个，螺栓直径M2432第四节滑动轴承的设计滑动轴承承受冲击载荷的能力强，主要用于曲轴的主轴承、连杆大小端支承等。如图44所示。ABC图44一、滑动轴承的结构图45二、滑动轴承的计算选用牌号为的滑动轴承，曲柄连杆机构中的滑动轴承，速度较低，10UNZCSP承受短时高峰负荷，轴承处在边界摩擦的状况下工作，设计中应演算轴承轴瓦上33的单位压力P使2PNMF式中轴承上的单位压力（）；2作用在该轴承上的压力（N）；轴瓦的许用单位压力（）；P2NM轴承的支承投影面积（），与轴承的结构、尺寸相关。F1验算滑动轴承的单位压力P曲轴支承轴瓦2702700/14/101052MNPMNMKNLDPPAB连杆大端轴承2727/105/27560PDPAAAB连杆小端轴承（球头式）272722/10/10481MNPMNMKDPPBBA2滑动轴承轴瓦上的速度V曲轴轴承的速度SRNDV/1079360IN/145603连杆大端支承处的速度SMRMA/105I/13式中曲轴轴承直径（MM）；0D曲柄轴颈直径（MM）A曲轴转速（R/MIN），；NIN/145R连杆系数，。03验算值PV34为防止发热过于厉害，还应验算它的值，即PVPVNMS式中轴承上的单位压力；轴承工作表面见的滑动速度；V许用的值，与材料有关。对材料，PPV10UNZCSP。4150VNMS曲轴轴承PVSMNSM/793/10793/4327连杆大端轴承VPA1025第五节滑块与导轨的形式滑块上部与连杆相连，下底面安装上冲模，内部有连杆，推料装置，有的还要装设封闭高度调节装置，平衡装置，保险装置等，是一个复杂的箱型结构。它具有形式随压力机的用途，结构特点，公称压力大小，导轨形式等而改变。1、滑块的典型结构如附图所示滑块导轨有关尺寸对照表如表44表44352、开式压力机导轨的形式如图46所示图46第五章机身设计第一节机身结构开式压力机的机身由铸造结构和焊接结构两种，这里应选用铸造结构，铸造结构多用HT2040灰口铸铁制造，这种材料比较容易供应，消震性较好。但重量较重，刚度较差。目前，较适合于成批产。开式压力机的主要优点是操作方便。而主要问题是刚度较差，特别是角变形存在，影响工件精度和模具寿命。因此提高压力机和机身刚度就成为机身设计的重要问题。提高机身刚度的途径是合理设计截面。图51中的截面一般为危险截面。为了提高机身刚度，减少角变形，截面的尺寸应合理设计，例如尽量加大截面高度H，加大喉口壁厚等。1B36图51第二节机身计算一、计算原则由于开式机身刚度是一个重要问题，因此，应按刚度设计较好，但刚度计算复杂，且要等到整个机身的结构尺寸确定以后才能进行计算。因此，为了设计方便，先进行强度设计，然后进行刚度校核。在强度计算过程中，为了照顾机身刚度，许用应力取得较低，因此，在合理的制造条件和正确的使用条件下，机身是不会产生强度破坏的。所以，一般来说，只需计算危险截面（见图52）即可。二、强度计算把机身看作承受偏心立身作用的杆系，则截面见图52上受到弯矩M和拉力P的作用。弯矩M为GCPCY式中公称压力GKN10C滑块中心线到机身喉口内缘的距离，即喉口深度MC5037喉口内缘到截面形心的距离CY最大应力为ELMYPFJYH式中计算最大拉应力L计算最大压应力YH危险截面的高度F危险截面的面积J危险截面的惯性矩开式压力机危险截面尺寸见表51压力机型号或吨位H1B1HAB22HBCJ2310400708045164016200130表51三、刚度计算在强度计算和画出机身零件图后，再进行刚度核算。图52为机身结构简图和计算简图。AB、BC和CD各通过截面、和的形心。截面是这样选取的，它通过导轨长度AB的中点E而垂直于图中斜面FG。J1J2和J3为截面、和的惯性矩。根据摩尔积分法，喉口的相对角变形为3822131232312SINSINGGGGPLPLEJJEJ式中公称压力GP机床计算简图如图52所示AB图52A结构简图B计算简图39截面面积序号宽IBCM高IH面积2IFC各块面积形心坐标IYCM面积与形心坐标乘积IF3各块面积形心至整个危险截面形心的距离ICIAYCM2IFA4CM各块面积对本身形心的惯性矩312IIBHJ4CM1212517425853612585307001023522256532532510562515578080114430323525175637510837546753824791合计76751525875147027124674CMFYYIC8195762MNM39800010333危险截面惯性矩22714267CAFJII危险截面截面积25CMI危险截面最大计算拉应力PAAJMYFPCGL68243101027910576最大实际拉应力4012LLKMPA式中截面形状系数，取，；134135K动载系数，取15；2许用系数，对于钢板。PA802MPAAL341096531危险截面最大压应力YCGYPAJYCMFP684310310279810576式中许用压应力（），对于钢板。YPA54Y第六章离合器与制动器第一节离合器与制动器的作用原理在曲柄压力机的传动系统中，一般在飞轮传动的后面都设有离合器和制动器，用来控制滑块的运动和停止。离合器和制动器一般是设在飞轮轴上或主轴上。压力机开动后，电动机和起蓄能作用的飞轮是在一直不停地旋转着。每当滑块需要运动时，则离合器接合，主动部分的飞轮通过离合器使从动部分零件（如传动轴、齿轮、曲轴和滑块等）得到运动并传递工作时所必要的扭矩；当滑块需要停止在所需的位置上（滑块行程的上死点或行程中的任意位置），则离合器脱开，主动部分的飞轮和从动部分零件即不发生联系，因而不能再传递运动和扭矩。但是离合器脱开后，离合器部分从动部分以后的零件还储有一定的能量，会使曲轴继续旋转。因此，制动器是用来在一个较短的时间内吸收从动部分零件的能量，以使滑块停止在所需要的位置上。所以，在压力机传动系统中的离合器和制动器是保证压力机正常工作的必要部件，而两者又必须是密切的配合和协调地工作；或当离合器接合前的瞬时，制动器应该松开，这个工作关系是由操纵系统来实现的。一般压力机在不工作时，离合器总是处在脱开状态，而制动器则总是处在制动状态中。由此可见，离合器和制动器部件是用于电动机和飞轮不停地转动情况下，使41压力机的曲柄连杆机构开动或停止。因此，对任何压力机而言，离合器和制动器不仅是极其重要而不可缺少的部件，而且还决定着压力机的操作规范。第二节离合器的选用一、离合器的类型、工作特性及其选用原则在开式压力机上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘摩擦离合器，其主要类型如下离合器刚性离合器圆盘摩擦离合器嵌牙式滑销式转键式单盘式（嵌块式）多盘式（圆盘式）目前，常见的刚性离合器有嵌牙离合器、滑销离合器和转键离合器。刚性离合器主要的优点是结构简单紧凑、制造维修方便。但是由于受到爪齿、滑销和转键等连接件零件强度的限制，因而能传递的扭矩不大；其次，在离合器轴转速处于较高的情况下，刚性离合器在接合时会产生很大的冲击，离合器的连接零件常常易于磨损或损坏；此外，刚性离合器只能允许滑块停止在上止点的位置，而不能进行寸动行程。显然刚性离合器是有很多不足之处，在应用上有一定的局限性。但是对于小型低速开式压力机来说，相应这些矛盾并不十分突出。因为其一、传递扭矩并不大；其二、在安装和调整模具时，用人工转动飞轮还是比较容易实现的；其三、为了减低离合器结合时的冲击速度，刚性离合器一般直接装在低速的主轴上，同时离合器的连接零件尽可能靠近轴心的位置。更主要的是由于刚性离合器的结构比较简单，便于制造和维修，又离合器操纵无需压缩空气能源，所以刚性离合器是比较广泛应用在压力100吨以下和滑块行程次数（即曲轴转速）200次/分以下的开式曲柄压力机上。通过上述所述，结合所设计压力机的型号和功用，选择采用转键离合器。二、双转键离合器的结构双转键离合器中，转键之一是主键用以传递工作扭矩；转键之二是副键用以42防止曲轴对飞轮或传动齿轮的超前，以及调整模具时可使曲轴反转。如图61所示，离合器是安装在曲轴的右端上。离合器的主动部分有飞轮2，中套3（用7键固定在飞轮上）和青铜衬套5、6（各压入飞轮端孔内）等组成。从动部分有曲轴和内外轴套1、4（用键固定在曲轴上）等组成。中套的内孔有四个半圆槽。内外轴套内控和曲轴上亦各有两个轴线互相垂直的半圆槽，两个半圆槽组合成为安插两转键（主键8和副键9）用的孔。转键的两端为圆柱形，可在轴与轴套所形成的圆孔内转动；转键中段截面为半圆形，键的里边与轴上的半圆槽配合，外边与轴形成一个整圆。主键和副键传动的方向是相反的，它们的动作是互相联锁的，因此在转键的右端各装有尾板12和14，两件用拉杆13连接成为联动，主键的左端装有键尾11，与装在内轴套的拉簧10联结。拉簧的作用使主键和副键各绕其轴线转过45（转键的转动角度由内轴套喇叭口所限位），于是两转键的背部突出于曲轴圆周之外，以便与中套的半圆槽相结合，起到使离合器相结构的状态。图61离合器在未接合时，主键和副键刚好全部卧入曲轴的半圆槽内，因此，飞轮在内外轴套上空转。当压力机工作时，必须使操纵结构的凸轮当块（虚线画出）转离主键的键尾，主键在拉簧10的作用下，转出曲轴半圆槽之外（转过45），由于连锁的关系，副键亦同样转出，这样连续旋转的飞轮中套半圆槽便于主键相43结合，则飞轮便带动曲轴转动。如凸轮档块转回复位，则主键的键尾碰到凸轮当块，由此弹簧拉长，主键和副键又转回（45）并卧入曲轴的半圆槽内，由此，离合器即处于脱开状态，则飞轮仍在内外轴套上空转。转键在离合器接合时承受很大的冲击载荷，为了保证有足够的冲击韧性和耐磨性，转键用T7，经热处理淬火硬度为RHC5257,两端回火至RHC3540。主键的键尾和凸轮当块的材料同样用合金钢40CR。内、外轴套和中套的材料一般用45钢。转键离合器所能传递扭矩的大小，即取决于转键（主键）的强度。第三节制动器的选用一、制动器的类型、工作特性及其选用原则在曲柄压力机上的制动器有两个作用1当离合器脱开后，将正运转着的传动零件（如滑块、曲轴、齿轮、中间轴等）的动能立即转化为消耗在制动器上的摩擦功，并且相当在曲轴转角515的范围内将滑块、曲柄连杆机构和传动零件停止运动。2当滑块运动停止后，防止滑块由于自重而下降。在开式压力机上常用的制动器有三种结构形式闸瓦式制动器、带式制动器和圆盘式制动器。按其制动器工作表面相互作用来看，在这些制动器中有连续制动器和周期制动器的两种工作情况。在周期制动的制动器中，制动作用仅仅发生在滑块行程的某一部分，或者当滑块接近回到上死点相当于曲柄转角515的范围内，在这里选用偏心轮带式制动器。二、制动器的典型结构图62为偏心轮带式制动器，一般带式制动器均设置在曲轴左端上。制动轮1对轴线装成偏心E，用键紧固在曲轴左端上。轮缘上包有钢带2，其内层铆有石棉钢摩擦带3钢带的一端铆接在摇板7上，另一端铆在拉杆板4上。摇杆7可以绕固定在机身上的轴6回转，借其制动弹簧8的张力拉紧制动带，张力的大小可通过螺钢9调节其弹簧的压缩量。44图62制动的周期性是借其制动轮的偏心E来实现的。即当曲轴转动时，利用偏心E使制动轮有时张紧制动带，有时放松制动带。当滑块向下运动时，偏心逐渐减小，则制动带松开；当滑块向上运动时，偏心逐渐向上方增大，则制动带张紧而起制动作用，并将滑块停止在上死点的位置上。为了保证制动带在松开情况下，不张紧制动轮（制动轮和制动轮须保持一定间隙）用螺母5给调整。第七章过载保护装置曲柄压力机在使用过程中，由于种种原因可能产生过载现象，如压力机吨位选用不当，模具安装调整不正确，模具刃口变钝，材料厚度增大，同时进行两块坯料等等，结果导致压力机连杆螺纹破坏、调节螺杆弯曲、曲轴弯曲或断裂、机身变形甚至断裂等主要零件的破坏，给生产带来损失。为了防止因压力机过载而产生的设备事故，在压力机上装有过载保护装置。在压力机过载时，保护装置即发生作用，使得作用在压力机上的载荷不继续增加，从而保证压力机的主要零件免遭破坏。过载保护装置的种类很多，按其工作性质可以分为两大类一类是限制滑块45上的作用力，另一类是限制传动系统上的传动扭矩的。前者装在连杆或滑块内，当滑块力超过某一数值后它就发生作用，而与曲柄转角数值无关。后者装在传动系统中，因传动扭矩是滑块力与曲柄转角的函数，所以这类保护装置发生作用的条件是取决于滑块力及曲柄转角两个因素的。在选择保护装置种类时，应根据压力机结构、工艺用途、主要零件的允许负荷曲线等因素。对于小行程的压力机，主要是用于冲孔、落料、浅拉伸等工序，要求工作行程短、通常只采用压力保护装置。对于行程大的压力机，主要是用于深拉延工序，工作行程较长，同时也要考虑冲孔、落料等工序，故应同时采用两种保护装置。开式压力机属于前一种情况，通常只装置着压力保护装置。压力保护装置按其结构的作用原理，可以分为剪切破坏式、液压式、气动液压自动恢复式、弹簧滚柱自动恢复式等。这里我选择剪切破坏式过载保护装置，采用单剪切面式剪切块。一,剪切破坏式过载保护装置的结构单剪切面式剪切块过载保护装置，其结构如图71所示。这种装置的基本零件是装在连杆下支承座B下面的剪切块A。压力机连杆C所承受的连杆力是通过下支承座B剪切块A传递给滑块D的。当压力机过载时剪切块就剪切破坏，于是连杆C连同下支承座B对滑块D产生相对位移，而不传递力量，使得连杆力不再增加，保证压力机各主要零件免遭破坏。在设计前切块时，必须使高度尺寸大H于压力机的公称压力行程，尺寸应大于，以使在剪切块破坏后曲轴能带动GSH连杆转过下死点不与滑块发生顶死现象。剪切块破坏后，必须更换新的剪切块才能重新工作。图71A剪切块；B连杆下支承座；C连杆；D滑块46二剪切块的设计计算1剪切块计算力的确定假设剪切块在剪切面上受均匀分布的剪应力，在新的剪切块开始工作时，其破坏是由短时高峰静力超载超载造成，其剪切力为1P1PFN式中剪切断面积（）2M静剪切强度极限（）12/N但是，压力机是在脉动载荷下工作的，长期使用后，剪切块是受疲劳破坏，此时，剪切力已降为2PFN式中疲劳剪切强度极限（）2/NM所以剪切块的剪切力并非恒定。即12PZ值代表剪切块静剪切强度极限与疲劳剪切强度极限之比，值越小，越接Z近1。剪切块的保险精度越高。通过疲劳试验，其剪切强度极限有所降低。对用50钢制造的剪切块降低了20，对铸钢HT200剪切块降低了30，其值分别为125和143，所以目前剪切块均不用铸铁的。因为压力机是在脉动载荷下进行工作的，剪切块的强度很快地就由疲劳而降低，为了充分发挥压力机的工作能力，剪切块的强度应按疲劳破坏的条件考虑，即12GPKNZ式中压力机的公称压力（KN）2剪切块强度极限的确定确定疲劳剪切强度极限，可用试棒测出，再求出，除以即22108BZ208/BZ47或用试样实测力求出值。1P13剪切块剪切断面尺寸的确定单剪切面剪切板结构形式见图72图72D连杆下支承座直径；D（095098）D；剪切名义间隙，（）剪切块取,剪切板取，12DD或或025S01SS剪切断面厚度。剪切块剪切断面尺寸计算表见表71单剪切面剪切块几何尺寸统计表72通过表72可知MD59D041302H7MH6140AX27S948表7149表7250第八章润滑系统润滑系统是保证曲柄压力机正常工作所必不可少的辅助装置。通过润滑可以减少零部件运动中的磨损，提高压力机寿命，保证压力机精度，降低能量损耗，减少维修费用，所以在曲柄压力机上除了摩擦离合器及各种类型制动器的摩擦面之外，一切有相对运动的部位都必须进行润滑。润滑系统有两种分类方法按照所采用的润滑剂种类可分为油润滑和脂润滑，按照润滑的方式可分为分散润滑和集中润滑。在实际应用中，一台压力机上的不同摩擦副之间，根据各自的运动特点和受力状况采用不同的润滑剂和润滑方式。一、油润滑曲柄压力机常用的稀油为20号至50号机械油（GB44364），它的主要性质见表81；油润滑的优点是内摩擦系数小，所以克服摩擦力的能量消耗少，适用于高速运转的零部件；润滑油流动性好，易进入各润滑点的摩擦表面，当采用循环供油时有良好的冷却作用，并可将粘附在摩擦表面上的杂志和由于研磨而产生的金属微粒带走。50时的粘度C凝点名称代号厘沲0EC闪点（开式）20HJ172326331151703381459101804451158910190机械油436GB50J7536427210200表81油润滑的缺点是油膜不能承受大的单位压力，否则润滑油将会从摩擦表面挤走变成了干摩擦，起不到润滑作用；由于油的流动性好，对密封的要求就高，而且不宜用于润滑处于垂直位置的摩擦面，在这种情况下应该采用循环供油。选用某种牌号的机械油应根据具体情况，粘度大的机械油流动时内部阻力51大，所以对于高速运转的摩擦副应易于形成油膜，应该选用粘度小的，以降低高速运动时由于油的内摩擦而引起的功率损耗，当温度升高时油的粘度将会下降，所以当工作温度较高或大载荷并有冲击等情况下，应该选用粘度大的机械油，以利于形成油膜。二、脂润滑曲柄压力机上常用的润滑脂为钙基润滑脂（GB49165）和钠基润滑脂（GB49265），其主要性质见表72；它们的优点是易于密封，在垂直的摩擦面上流失少；受温度的影响不像润滑油那么大，对载荷性质、运动速度的变化有较大的适应范围。缺点是流动性不好，内摩擦系数大所以能量损耗大；在高温下长期工作时会失去润滑性能。名称代号滴点C）（针入度MG10/5,2ZG280265295ZG385220250ZG390175205钙基润滑脂（GB49165）ZG595130160ZN2140265295ZN314022025065492GB钠基润滑脂ZN4150175205表82为了改善润滑脂性能，常在其中加入1530机械油，以获得比较好的综合性能。52J2310润滑指示牌润滑部位润滑剂润滑方式润滑周期左右导轨曲轴轴承连杆轴承3号钙基润滑脂手动干油泵每班三次连杆调节螺杆连杆球头操纵器倾斜螺杆40号
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