J23-80开式双柱可倾曲柄压力机设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 i 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 is a to of to is is in so on is of is to is 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 . 10 第一节 传动系统分析 . 10 第二节 . 11 第三节 齿轮传动设计 . 13 第四节 转轴设计 . 16 第五节 平键连接 . 19 第六节 滚动轴承的选择 . 20 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 . 23 第三节 连杆和封闭高度调节装置 . 26 第四节 滑动轴承的设计 . 30 第五节 滑块与导轨的形式 . 32 第五章 机身设计 . 33 第一节 机身结构 . 33 第二节 机身计算 . 34 第六章 离合器与制动器 . 38 第一节 离合器与制动器的作用原理 . 38 第二节 离合器的选用 . 39 第三节 制动器的选用 . 41 第七章 过载保护装置 . 43 第八章 润滑系统 . 49 外文资料 . 52 中文翻译 . 59 总 结 . 64 参考文献 . 65 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 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， 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、 零件工作图五张（连杆、轴、齿轮、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买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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。采用买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 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 F = 300 300000N，运输带的速度 = 110 90 2mm/ s。 1、选择电动机功率 工作机所需的电动机输出功率为 （采用飞轮机构） w p 15 = 15 由电动机至工作机之间的总效率为 2w 1 2 3 4 5 = 式中1、2、3、4分别为联轴器、带传动、一对轴承、齿轮传动的效率。取1= ，则 w= 20 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 0 . 9 8 = 0 . 8 9 所以 15 = 、确定电动机转速 曲轴转速 45r/推荐的合理传动比范围，取 =4级齿轮传动比2i =5合理总传动比的范围为 i =20电动机转速的可选范围为 = i 20 42） 45r/ 900 1890r/合这一范围的同步转速由 1000 r/ 1500r/根据计算出的容量，由机械设计基础课程设计指导书附表 技术参数如表 2买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 电动机型号 额定功率 电动机功率（ r/ 步转速 满载转速 0 980 1000 0 1470 1500 表 23、选择电动机型号 选用的电动机型号为 、计算总传动比和分配传动比 由选定电动机的满载转速得传动装置的总传动比为 = = 1470 45 = i i i总 带 齿 取 5 则 = 、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 1470r/n = 1470r/470 / m i n 2 9 4 / m i r 带294 / m i n 4 5 / m i 5 3nn r 曲 齿2、各轴的输入功率 1 6 . 7 0 . 9 9 1 6 . 5 3dp p K W K W 23 1 6 . 5 3 0 . 9 6 0 . 9 8 1 5 . 5 5p p K W K W 54 1 5 . 5 5 0 . 9 8 0 . 9 7 1 4 . 7 8p p K W K W 曲3、各轴输入转矩 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 1 6 . 79 5 5 0 9 5 5 0 1 0 8 . 4 914701 6 . 5 39 5 5 0 9 5 5 0 1 0 7 . 3 914701 5 . 5 59 5 5 0 9 5 5 0 5 0 5 . 1 12941 4 . 7 89 5 5 0 9 5 5 0 3 1 3 6 . 6 445 m N m N m N m N 曲曲曲运动和动力参数的计算结果列于下表 2 2三节 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d p u p t y u o c h L A A A A A A A 连续行程时所需的周期能量c p p t y o c A A A A A 式中 单次行程周期能量； 连续行程周期能量； 工件成形能量； 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； 轴号 P/ mm n/(r/i 电动机轴 470 轴 470 轴 94 5 轴 5 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 滑块克服气垫压紧力所消耗的能量； 滑块空行程时所消耗的能量； 中间传动环节所消耗的能量； 离合器结合所消耗的能量； 滑块停顿，飞轮空转所消耗的能量。 1. 工件成形所需能量00 5 J 式中 压力机公称压力（ ； 0 板料厚度（ ，根据经验公式，对于慢速压力 机0 0 . 4 1 7 . 8 9gP m m 。 0 . 3 1 5 8 0 0 1 7 . 8 9 4 5 0 8 . 2 8 2. 工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量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建议按下式计算： 0 . 0 0 8 7p g gA m P J 式中 g 公称压力角（）， 30g ； m 曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（ 由第三章得出 ； 压力机公称压力（ 。 0 . 0 0 8 7 8 . 2 3 3 0 8 0 0 1 7 1 8 . 4 2 3. 弹性变形所消耗的能量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 2t g Y J 式中： 压力机公称压力 (； 压力机总的垂直刚度（ 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 c g C m m 压力机垂直刚度 ,对于开式压力机 4 0 0 /HC k N m m。 2800 8002 4 0 04. 滑块克服气垫压紧力所消耗的能量0. 空行程时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 35% 。根据通用压力机空行程损耗的实验数据0 2150 。 6. 中间传动环节所消耗的能量带、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按下式近似计算： 2c h 2 3 4 t y( 1 ) ( )P P A A A A 式中： 工件成形能量； 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； 滑块克服气垫压紧力所消耗的能量； 离合器结合所消耗的能量； 34 考虑到齿轮传动的效率。其中：4 齿轮啮合效率；3 一对轴承传动的效率 ; 23 考虑到皮带传动的效率。其中：2 皮带效率；3 一对轴承传动的效率 ; 21 0 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 7 4 5 0 8 . 2 8 1 7 1 8 . 4 2 8 0 0 0 0 5 7 9 . 8 1 7. 离合器结 合所消耗的能量0文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 8. 滑块停顿，飞轮空转所消耗的能量动压力机滑块停顿飞轮空转时，电机所需功率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 116 1 2 0 0 ( 1 )ff n式中 飞轮空转所需功率（ W; n C 压力机行程次数利用系数（ %），连续行程时，n C=100%。 对手工送料时，行程利用系数按表 2 压力机行程 次数 40 50，弯曲和扭转时的绝对尺寸影响系数 0 . 8 4 , 0 . 7 8； 由机械设计附表 5，查得表面质量系数1 0 。 由于曲柄压力机的轴所受载荷为脉动循环性质，所以 6636631 3 0 . 2 4 1 0 6 5 . 1 2 1 02 2 0 . 1 22 4 . 4 6 1 0 1 2 . 2 3 1 02 2 0 . 2 2 a P a P 所以 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 112751 . 3 81 . 6 7 36 5 . 1 2 0 . 1 6 5 . 1 20 . 9 0 0 . 7 81556 . 31 . 4 3 81 2 . 2 3 0 . 0 5 1 2 . 2 30 . 9 0 0 . 7 4 a M P a M P a 复合安全系数 2 2 2 21 . 3 8 6 . 3 1 . 3 51 . 3 8 6 . 3 查表查得许用安全系数 S ，对于通用 压力机 ，对于自动压力机 ，因此 ,轴的疲劳强度亦符合要求。 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： j12 d Z K 式中 键所需传递的总扭矩， 8 1 3 . 8 9 m1h 键与轮毂的接触高度，1 L 键的工作长度，对于 ，对于 L b； L 键的名义长度； b 键的宽度； d 键的直径； Z 键的个数为避免加工困难和过分削弱轴的强度，一般 2Z ； K 考虑键受载不均匀的系数，当 Z=2时 K= Z=1 时 K=1； j 平键连接的许用挤压应力，轮毂材料为钢时，1 5 0 2 5 0j M P a 。 对带轮，材料为铸钢，采用 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 查表得 2 0 , 1 2 , 1 0 0b m m h m m L m m ； 1 6 , 9 0 , 5 0 , 1h m m L m m d m m Z 32 8 1 3 . 8 9 6 0 . 2 96 9 0 5 0 1 1 1 0 p a ，满足要求。 对齿轮，材料为钢，采用 查表得 2 0 , 1 2 , 1 2 5b m m h m m L m m 1 6 , 1 0 5 , 5 0 , 1h m m L m m d m m Z 32 8 1 3 . 8 9 5 1 . 6 86 1 0 5 5 0 1 1 1 0 p a ，满足要求。 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 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 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轴承比价为 6:4 1:6。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 80 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 2 720t 2 6 4t ，法向力为o o s ，转速 94 ，运转时有冲击，轴颈直径0 ，要求寿命 0000 ，选择轴承型号。 根据已知条件，预选 32211型轴承进行计算。 每一个轴承承受的径向负荷为： 2 220t 0 4t 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 此，轴向负荷为 0。 平均径向负荷为： 3 平均轴向负荷 0，寿命系数 03 0 0 0 05 0 0 310 f，速度系数 nf n 所以 n 5 8 1 04 2 6 32211 轴承的额定动负荷 1 0 8 5 5 . 8 1C K N K N，因此符合要求。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 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 如图 4L 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： 1 c o s 1 c o s 24 将 上式对时间 求的滑块的速度： s i n s i n 22 式中 连杆系数； 曲柄的角速度。 R+ 8 0 - 1 曲 柄 滑 块 机 构 运 动 简 图在曲柄滑块机构的受力计算中，连杆作用力即 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 滑块导轨的反作用力为： s i n 式中 摩擦系数， 0 0 ； 连杆上、下支承的半径。 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0，即 00 M P m P m P m 式中0m 理想当量力臂； 0 s i n s i n 22m 摩擦当量力臂； 01 r r r 0r 曲轴支承颈半径。 则曲柄滑块机构的当量力臂为： 0s i n s i n 2 12q A r r r 曲轴扭矩为： 0s i n s i n 2 12q q A m P R r r r 如果上式取g（ 公称压力，g 公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为： 0s i n s i n 2 12g g A R r r r 第二节 曲柄轴的设计计算 一、 曲轴的结构示意图 4文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 24 q 柄臂 曲柄颈图 4、曲柄轴强度设计计算 1. 曲柄轴尺寸经验数据 支承颈直径0d 0 4 5 式中 压力机公称压力（ 800N取 0 125d 其他各部分尺寸见下表 4 曲轴各部分尺寸名称 代号 经验数据 实际尺寸（ 曲柄颈直径 1.4 d 140 支承颈长度 0L 2.2 d 221 曲柄两臂外侧面间的长度 3.0 d 350 曲柄颈长度 1.7 d 190 圆角半径 r 00 0 d 10 曲柄臂的宽度 a 1.8 d 160 曲柄臂的高度 h 210 表 42. 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 25 弯矩： 8 3 5 0 1 9 0 8 1 0 8 0 0 4 8 0 0 044 N m N m 弯曲应力及强度条件： 3 3 98 3 5 0 1 9 0 8 1 0 8 0 0 2 3 3 . 2 1 4 00 . 4 0 . 4 1 4 0 1 0q a r P P a M P a M P 由上式可以导出滑块上许用负荷： 3 3 9 60 . 4 0 . 4 1 4 0 1 0 1 4 0 1 0 0 . 6 48 3 5 0 1 9 0 8 1 0 r 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： 8 0 0 3 0 . 6 2 4 4 8 0g g m N m N m 剪切应力及强度条件： 3 3 9024480 6 2 . 6 4 7 1 0 00 . 2 0 . 2 1 2 5 1 0 a M P a M P 滑 块上许用应力： 3 3 9 600 . 2 0 . 2 1 2 5 1 0 1 0 0 1 0 1 2 7 6 . 5 53 0 . 6 考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算： 500 1 4 0 2 0 0 a M P 0 . 7 5 1 0 0 1 5 0 M P a 式中 s 曲轴材料屈服极限（ 40质处理， 500s M ； 安全系数，取 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。 3 3 3 3 31 2 31 1 12 2 2 4 22 3 3 3r r b r r b r J J 2 234 2422r b r b m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 26 第一项 311 23 小，可以忽略，故简化公式为： 3 3 3 323112 2 4 22 3 3r b r r b r J 2 234 2 4 0 . 1 7 222r b r b m m m 式中 压力机公称压力（ ; E 弹性模量，对钢曲轴 1 1 22 . 1 1 0 ( )E N m ； 1 2 3J J J、 、 支承颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩（ ； 4014332222646412 F c a h c c 曲柄臂形心至曲柄颈形心的距离（ 曲轴计算挠度与实测挠度见表 4力机型号或吨位 计算挠度 实测挠度 4三节 连杆和封闭高度调节装置 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 4 3 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。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 27 图 4、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 二、连杆的计算 1. 连杆的作用力单点压力机： 800A B K N2. 确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 28 （ 1） 球头式调节螺杆主 要尺寸的经验公式见表 4 3： 计算部位 代号 经验公式 实际尺寸 球头调节螺杆 d 3 5 d 0 0 d 01 d 杆 d 2.0 d 243 表 4 2）连杆总长度 确定连杆长度 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 0 0 , 即连杆长度 1 2 . 5 8 . 3 4。 取 ，即 m i nm a x m i 500 . 1 0 . 16 5 6 5 0 6 5 7 1 5RL m m m m m m m 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 A ： H y W M P a 危险截面的压应力y： 式中 连杆作用力（ ; 危险截面 A 2m ）； 2 2 20 102 8 1 6 7 . 1 422m m 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 29 6620 . 8 1 0 9 7 . 9 58 1 6 7 . 1 4 1 0 P 危险截面的弯曲应力W: 式中 危 险 截 面 的 截 面 模 数 ， 圆 形 截 面3 3 30 . 1 0 . 1 1 0 2 1 0 6 1 2 0 . 8W d m m ； 危险截面的弯矩（ N m） B B r X L 式中 摩擦系数，取 ； 、 r 曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（ 140 702Ar m m m m 136 682Br m m m m X 危 险 截 面 到 连 杆 下 支 承 轴 颈 中 心 的 距 离 （ ，22220 6 8 5 1 4 4 . 9 822m m ； L 连杆的总长度（ 对于长度可调的连杆m a x 715L L m m。 7 0 6 80 . 0 5 8 0 0 6 8 4 4 . 9 8 2 3 7 2 . 7 4715 m N m 932 3 7 2 . 7 4 2 2 . 3 61 0 6 1 2 0 . 8 1 0W P 9 7 . 9 5 2 2 . 3 6 1 2 0 . 3 1H y W M P a M P a 球头调节连杆常用 45钢锻造，调质处理 250， 1 8 0 2 2 0 M P a ，球头表面淬火，硬度为 42杆体采用 火处理。 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 12。 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买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 30 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。 01211 . 5 d S PH d h 式中 0d、1d 螺纹的外径和内径； S 螺距； H 螺纹最小工作高度， 243H ； h 螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹 ； W 连杆体或调节螺母螺纹的许用应力，对铸钢 80W M 。 32 61 . 5 1 0 0 8 7 1 2 1 0 0 0 1 0 7 3 . 7 2 8 02 0 0 8 7 0 . 6 3 5 1 2 1 0 P a M P a 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 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 4 a) b) c) 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 31 图 4、滑动轴承的结构 图 4、滑动轴承的计算 选用牌号为 10 1 柄连杆机构中的滑动轴承，速度较