J31-125闭式单点曲柄压力机设计含4张CAD图
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J31-125闭式单点曲柄压力机设计含4张CAD图,文本
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J31-125曲柄压力机设计The design of J31-125 Crank PressABSTRACT摘要目前，曲柄压力机是现代化矿井工作面主要关键的设备，随着锻压生产自动化、智能化普及和应用，虽然有庞大的社会需求,但闭式曲柄压力机所应用的范围大多偏向低端产品。针对此问题，设计了闭式曲柄压力机。总体方案采用了它主要是用电机将皮带轮旋转,经过二档减速后,根据导轨滑块旋转运动结构,将皮带轮旋转的运动变成导轨滑块左右方向运动,进而得到锻造的产品工件。设计中,根据与设计方案的对比,传动装置采用三级传动系统,末级采用轴向齿轮代替发动机曲轴传动系统。完成皮带轮、离合器、制动装置、轴向齿轮、轴承等关键零件的采用和压力机整体设计,并对其抗压能力和抗弯刚度进行了校对。该计算结果说明该设计符合要求。由摩擦式离合器及其制动装置控制。采用压塌块式保护装置，避免了压力机工作时的过载。使用气动平衡装置防止当滑块往下运动时，因其自重而迅速下降，使传动系统中的齿轮反向力而造成撞击和噪音。应用CAD绘图软件，对液压机的传动装置中的关键元件的尺寸经行绘制。关键词：曲柄压力机；曲柄滑块；齿轮传动46The design of J31-125 Crank PressABSTRACTAt present, crank press is the main key equipment of modern mine working face. With the popularization and application of automation and intelligence in forging production, although there is a huge social demand, the application scope of closed crank press is mostly low-end products. To solve this problem, a closed crank press is designed. The overall scheme adopts it, which mainly uses the motor to rotate the belt pulley. After the second gear deceleration, according to the rotation motion structure of the guide slider, the rotation motion of the belt pulley is changed into the left and right motion of the guide slider, and then the forged product workpiece is obtained. In the design, according to the comparison with the design scheme, the transmission device adopts three-stage transmission system, and the last stage adopts axial gear instead of engine crankshaft transmission system. The belt pulley, clutch, braking device, axial gear, bearing and other key parts were adopted and the overall design of the press was completed, and its compression capacity and bending stiffness were proofread. The calculation results show that the design meets the requirements. It is controlled by friction clutch and its braking device. The collapse block protection device is used to avoid the overload of the press. The pneumatic balance device is used to prevent the slide from falling rapidly due to its self weight when it moves downward, which causes the impact and noise caused by the reverse force of the gear in the transmission system. Using CAD drawing software, the dimensions of key components in the transmission device of hydraulic press are drawnKey words: crank press： Crank press; Crank slider; Gear 目录绪论1第一章 J31-125压力机概述21.1 J31-125压力机工作原理及构件21.2 J31-125压力机主要技术参数4第二章J31-125压力机的方案对比和选择42.1电动机的选择42.2传动系统的对比和设计82.2.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析82.2.2 确定传动系统的布置方式112.2.3 确定传动级数和各传动比的分配132.2.4 选择离合器和制动器的类型15第三章 主要零件的设计与校核173.1 V带和带轮设计173.2齿轮的设计183.2.1概述183.2.2 一级传动齿轮的设计193.2.2偏心齿轮的设计233.3轴的设计263.3.1 大皮带轮轴的设计263.3.2 中间轴的设计283.3.3 偏心齿轮轴的设计303.4滑块与导轨的设计343.5连杆的设计343.5.1连杆及装模高度调节机构343.5.2连杆及调节螺杆的强度校核353.5.3滑动轴承的校核36第四章 机身的设计374.1 机身的比较和选择374.2 机身的强度计算384.2.1 立柱和拉紧螺栓强度校核384.2.2 上梁的强度校核394.2.3 底座的强度校核40第五章 辅助装置的选择415.1 过载保护装置的选择415.2 拉延垫425.3 滑块平衡装置425.4 润滑系统42总 结42谢辞43参考文献44 绪论绿色清洁、环保节能、节能减排是现阶段世界上的共同话题。因此，锻压机械的环保节能具有积极意义。为实现高效生产制造的目标,资本主义国家的锻压机械具有两个发展前景:一是在我国迅速发展出设计更快、频率更高的锻压机,二是在选择采用复合成形制造技术进行加工的趋势。法国、英国、日本等先进的锻压机床陆续研制和设计生产了激光冷冲压复合机床,将冷冲模和激光热轧机的有机化学结合到一起。产品工件可以进行冲孔、冲孔、反面、浅拉、激光切割等多道工序,最大限度地节省了辅助工作时间,特别是适合于孔多、工件复杂的控制面板产品的生产和加工以及各种小批量生产板材。最近几年，我国锻压机械的体积成形设备和钣金加工厂的设备都是并行发展的，尽管非常多的产品早已是高标准、精心制造的锻造设备，锻造设备甚至成套设备生产线，但仍无法改变其是地段，不入流的社会现状。从对我国锻压设备、机械设备发展前景的预测、分析和报告来看,我国锻压设备领域还有很长一段时间社会市场中压力机规格型号基本齐全。但是由于低端工业产品的生产能力严重过剩、高端工业产品的技术缺乏,与目前我国一些工业生产优良的发展国家和发达地区比例相比,我国冲压齿轮机和冲压机械制造设备行业发展还是相对落后。其中的具体表现在就是产品质量低,总数不够,种类不全等。尤其是缺少了大中小型的有效性好的机械装置。因此,必须在今后五年内大力推行曲柄压力机,以充分适应富民强国的要求。压力机的种类很多，按工艺的主要用途分类如下：（1）板料冲压压力机（2）体积模锻压力机（3）剪切机1）板料剪切机，用于裁剪板料。2）棒料剪切机，用于截裁棒料。第一章 J31-125压力机概述1.1 J31-125压力机工作原理及构件曲柄机械压力机就是以机械曲柄为动力驱动器对其进行工作传动的一种新型锻压压力机械,用如下图1-1来详细阐述其整体工作传动原理和机械内部结构。电机1根据传动三角带将其低速运动输送到大型的皮带和齿轮3,经过两级传动齿轮机的加速和减速后,再将其高速运动输送到偏心传动齿轮9。连杆12的结构上部被直接安装在了滚动凸轮上,下部被与滚动滑块13连接,因此根据要求连杆将偏心和右齿轮重复旋转时的运动方式改为左、右齿轮重复直线旋转运动。上模14安装在整个隔板板和滑块的上下两侧,下模15安装在整个隔板16的上侧。因此,当将两种原料分别同时放置于左右两个模具中间时,可以考虑采用手动冲压或其他针对工件的冲压变形等等加工工艺技术。充分考虑生产工艺的具体要求和滑块健身运动的间歇性,安装了离合器5和制动系统4。压力机在具体生产制造中的实际运行时间是合理的。加工工艺的实际运行时间较短。也就是说,工作中的负载时间较短,大部分时间是无负载的失效时间。为了更好地处理这个问题,电机可以合理利用动能,均衡工作。所以安装了飞轮,大皮带轮3就是起飞轮功能。 图1-1 J31-125压力机运动原理图1-电动机 2-小皮带轮 3-大皮带轮 4-制动器 5-离合器 6-小齿轮7-大齿轮 8-小齿轮 9-偏心齿轮 10-芯轴 11-机身 12-连杆 13-滑块 14-上模 15-下模 16-垫片 17-工作台 18-液压气垫上述的原理,参照框架图,曲柄压力机一般主要具备以下六个部件：工作机构曲柄滑块机构，由滑块、连杆、偏心齿轮等零件组合而成传动系统齿轮传动、皮带传动等机构操纵系统离合器、制动器能源系统电动机、飞轮支承部件机身辅助系统润滑器、保护设备以及空气垫块等1.2 J31-125压力机主要技术参数根据老师给的任务说明书得到以下四个重要的技术参数，这些参数可以充分反映这台闭式曲柄压力机的大小，工作的效率，生产工件的大小和精度，以及自身所需的能量和结构强度。这些参数也是压力机的根本，是实际要中面对的需求，是客户在解决生产需求时给研发者提出的问题。公称压力1250 KN滑块行程150mm滑块每分钟行程次数40次/分钟安装高度最大封闭高度为430毫米，封闭高度调节量为120毫米第二章J31-125压力机的方案对比和选择2.1电动机的选择曲柄压力机中的负载种类属于冲击式负载,即在正常工作时间仅短暂地承受到这样的负载,长时间空转。根据这一循环系统的平均消耗能量选择电机，其输出功率为：Nm=A1000t (2-1)式中：Nm有用功率（kW）；A 从头到尾完成一次所耗能量（J）；t 完成一次循环时间（S）； t=60nCn (2-2)式中: n滑块每分钟从下到上，再回到起点的次数；Cn滑块有效行程次数， 为了有能够保证飞轮电动机的安全正常进行运转的同时又不会使压力机的飞轮的最大尺寸太大，以及其他的一些综合因素，故必须将一台飞轮电动机的最大平均功率选得大些，即： N=kNm (2-3)式中：k是一台电动机所需要选用的功率和平均输出功率之间的比值，一般为1.21.6，取k=1.2；压力机一个额定工作寿命周期的额定循环速度需要其所消耗的压力电动机输出能量A由此公式定义为： A=A1+A2+A3+A4+A5+A6+A7 (2-4)（1）工作变形功A1曲柄立式压力机由于机身具有连续冲压承载、拉延、模锻、挤压等多种特点,不同的制造工艺,对于整个工件的动力变形所需要使用工件需要的整体动力和机械能量也不同,冲载时对于整个工件的动力变形可按作用功能分为：A1=0.7Pg （2-5）的尺寸随着板材的可塑性以及冲模间隙尺寸的长短有所改变。通常采用下列方式计算：=0.450 （2-6）式中：Pg 表示压力机的公称压力为1250103N； 表示切断厚度（m）；在大于等于两级的电动机时 0=0.4Pg （2-7）故有：A1=0.315Pg0=0.315125015=5906J（2）拉延垫工作功A2带浅层拉延的拉伸压力机,在对其工件进行浅层式拉延的软件工艺安装操作时,拉延压力垫将其从工件底部压紧到机体边缘,并使其伴随着拉延压力机上的滑块沿着工件坡道线的方向快速往工件下方滑移。所以你需要消耗掉一部分的身体能量。所以其需要同时消耗的总能源的多少与其压力大小主要关系决定于每个拉延压力垫的工作压紧适应力和拉延滑块额定工作压力行程,根据各种数值统计资料的综合推荐,可以将其压力相应地大小选取为拉延压力垫和发电机额定滑块工作收紧压力的1/6及拉延滑块额定工作压力行程的1/6,即： A2=16Pg16S0=PgS036 （2-8）式中：S0表示压力机的滑块行程长度为S0=0.15m。 A2=12500.1510336=5208(J) （3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量A3因为压力机在正常工作的情况下会产生一定的弹性和变形,曲柄滑块的机构在运动中有一个规律性地发生了平还和变化。故我们可以通过近似地将其在工作行程中的曲柄转角p取为压力转角P取为压力机的压力角g，即：P = g。 这样,对于一般的通用压力机,曲柄滑块机构的摩擦作用功率我们可以简单地使用如下的公式来表示：A3=mPmg180 （2-9）式中：Pm工作行程中平均工作变形力（N）； Pm=0.5Pg=0.51250103=625103N故有： A3=0.0087mpgg=0.00870.026125010320=5655(J)（4）压力机在面对弹性变形产生的能量 A4=12Pgyc （2-10）式中：yc压力机总的垂直变形（m）。yc=PgCn1 （2-11）Cn1压力机垂直刚度（KN/mm），参考文献7表7-3；取Cn1=700 KN/mm 。 yc=1250700=1.8mm A4=1212501031.8103=1125(J)（5）当压力发动机在空程中向下并且在空程中向上运行时所需要消耗的电动机能量A5在制动压力机正常运转运行过程内其中的制动能源利用损耗主要与制动压力机部分制动零件体的结构尺寸大小、表面的油处理量、润滑制动性能等等情况,皮带的拉紧度、制动器的温度调节性能情况等多种主要影响损耗因素密切相关。根据本文试验室的结果,通用重型压力机连续额定运转一个行程中所用的需要连续消耗的平均功率大约为本文所设计通用压力发动机连续额定功率的10%35%,参考文献7中如图7-6或者是如图7-4所示均为实验室的数据分析提供了一个依据可以将其作为一个概略性质的地图来计算其在各种通用重型压力机的运转空程中需要损耗之用,由此见图7-6得： A5=3100(J)（6）在制动滑块上进行停顿或者使用飞轮制动进行高速空转制动过程中所有的需要同时消耗的制动能量系数A6根据相关试验,通用涡轮压力机在空载飞行用的汽车中或电动飞轮上空高速转动时,其通用电动机飞轮需要同时消耗的额定功率大约应该是飞机额定功率的6%30%。通用式高功率压力涡轮发动机在高速飞轮上需要进行高速空转所产生需要大量消耗的各种能源： A6=1000N6(tt1) （2-12）式中：由参考文献7中的图7-7可以得出N6=1.35kW； t1=60n t=60nCn t1=6040=1.5(S) t=60400.65=2.3(S)故有： A6=10001.35(2.31.5)=1080(J)（7）离合器在减程时于电机连接消耗的的能量： A7=0.2A （2-13）（8）总功A A=A1+A2+A3+A4+A5+A6+A7 A=5906+5208+5655+1125+6100+1080+0.2A A=1790810.2=22385(J)电动机功率： Nm=A1000t=2238510001.84=12(kW) N=kNm=1.212=15(kw)查机械设计手册选用Y160L-4电动机；Ne=15kw，ne=1460r/min。2.2传动系统的对比和设计电动机选定后，就是传动系统的设计了。传动系统相当于一个人的心脏，所以我在设计时必须考虑周全，要在满足生产的条件下，合理布置传动系统，将压力机的各个空间都利用起来，再考虑到美观的同时，更要注重使用中的耐用性，要有抗腐蚀，不容易老化等特性。传动系统的功能是将电机的驱动能量直接传递到曲柄滑块的机构上,降低了电机转速比,使滑块能够得到必要的行程和次数。曲柄式压力机的工作传动系统存在四个明显的缺点,这些都是因为我们需要对其进行具体分析和澄清,使所有工作压力功能紧凑、易于维护、性能良好、外观设计美观。下面那我们就对具体问题进行具体分析，在比较各个方案，综合考虑得到最好的结果。2.2.1 确定滑块上加力点的数目及机构的运动分析首先来确定滑块上连杆的个数。根据压力机在滑块上侧位移点的多少,即连杆上移点的多少,可以将其划分为单点、双定定位或四点定位三种类型的压力机。(1)滑块的各个面的边长尺寸都是小于 1700mm 这一标准，而且垫板的每个边长尺寸都是小于 2000mm这一规格 ,绝大多数情况都是单点来连接的。(2) 滑块的各个面的边长尺寸都是小于 2000mm 这一标准，而且垫板的每个边长尺寸都是小于 2000mm这一规格 ,绝大多数情况都是双点来连接的。(3) 滑块的各个面的边长尺寸都是大于 2000mm 这一标准，而且垫板的每个边长尺寸都是小于 2000mm这一规格 ,绝大多数情况都是四点来连接的。结合任务书的关键参数，最终选择单点式。曲柄滑块的关键在于它是由偏心式传动的齿轮、中心轴、连杆及滑块等部件所组成。偏心式传动齿轮偏心颈在相对于心轴具有一定的偏心,相当于曲柄的半径。将心轴两侧拧紧到整个机身。心轴上偏心颈转动等同于曲柄上偏心颈转动,滑块根据连杆作左右运动。1）曲柄滑块机构的选择结点的末端正置与摆放结点偏置主要来说是一种区别于曲柄式新型滑块设计机构的两种设计形式;本次结点设计方案主要选择了一个结点正置或放置的新型曲柄式式滑块机构作为结点设计滑块机构。图2-1为连杆结点中心正置图对曲柄连杆滑块与带动连杆机构之间的轴向运动中心关系轨迹进行基本计算简化如图(这里的连杆结点中心正置也就是固定指在带动滑块与曲柄连杆之间的滑块连接点中心b上，即要求其在带动曲柄滑块旋转时的滑块中心o与滑杆连接点中心b上之间有一条相同的轴向运动关系轨迹。滑块的轴向位移与其在曲柄上的旋转角之间的轴向运动没有关系我们通常可以用到如下式式来表示滑块形成： 图2-1 结点正置的曲柄滑块机构示意图S=R+L(Rcos+Lcos) （2-14）而 sin=RsinL令 RL=则 sin=sin而 cos=1sin2所以 cos=12sin2代入式（1-13）整理得： S=R1cos+1112sin2 （2-15）由于正常情况下是小于0.3的，对于一般压力机，一般在0.1-0.2之间，故式可进行简化。由二项式定理，取 12sin21122sin2代入式（2-14）整理得： S=R1cos+141cos2 （2-16）式中：S表示滑块行程，从下死点开始算； 表示曲柄转角，从下死点开始算，与曲柄旋转方向相反是正；R表示曲柄的半径；L 表示连杆的长度。 S0=2RS0为滑块行程150mm；所以 R=S02=1502=75mm因为 RL=；其中取L=1450mm；则 RL=2001450=0.138计算结果得出在0.1-0.2范围内，可以证明L=1450mm是满足条件的。2.2.2 确定传动系统的布置方式（1）传动系统的安放位置曲柄式压力机的传动系统一般可以放在工作台之上或在工作台之下,前者通常被称为上部传动,后者通常被称为下部传动。上传动具有以下几个突出的优点:其一就是它们的重量还算轻,成本也相对比较低;其二个特点就是安装与维修操作起来都还是相当方便的;其三就是在地基设计方面比较简单。但它也有其他一些方面的缺陷,上传动最主要的缺陷就是由于在压力机中的地面以上得部分相对较高,不能够平稳地进行。下传动具有以下几个突出的优点:其一是由于压力机的传动重心相对较低,能够在运行中比较好地保持平稳,而且产生的振动和噪音也比较小;其二特别是滑块的操纵精确性和准确度高,延长了模具使用寿命,提高了模具工作的效率和质量;其三种就是由于在压力机中将地面以上的一些部分进行了减小,在高度相对较低的设备车间中也能够正常使用;最后就是立柱与上梁两端的受力状态良好。下传动虽然在一定程度上已经解决了上传动的一些缺陷,但他也有自己并非完美,他也还存在着其他的缺陷,有以下几个主要的方面:其一就是它的体积大,总重量也会逐渐变大;其二个问题就是维护起来不方便,而且由于制动器和摩擦离合器在汽轮缸内的散热状态非常糟糕;其三个问题就是地基很庞大,造价也非常高。综上所述,上传动与下传动之间是有很大的优缺点互补,在进行选择时要充分结合实际应用环境,综合考虑。所以在仔细地比较了以上的各种优缺点后,本次我们所要求的选择是一种普通的压力机,所以最终选择了上传动。（2）曲柄轴和传动轴的布置方式曲柄传动轴与电机传动轴既甚至可以是垂直于同轴压力机的主轴正面传动位置,又甚至可以与曲柄平行于轴相反方向的位置。当传动压力机的传动曲柄转弯轴和轴的传动轴均完全平行于传动压力机的曲轴正面传动位置时,曲轴和轴的传动轴均相对较长,受到压力点与传动支撑曲柄轴之间的传动距离也相对较大,因此传动刚度不高。这种轴向垂直于曲轴压力传动机机体正面的曲轴位置垂直形式,克服了前一种曲轴位置垂直形式的不足,曲轴和压力传动中心轴的作用刚度更高。本公司设计的机床是一种中型同轴压力机,采用偏心传动齿轮,故在机床安装时我们采用了齿轮竖向安装放置在整个压力箱和机床的正面。（3）曲柄轴上齿轮的传动形式和安装部位曲柄轴上的双边齿轮动力传动器的解决办法方案主要是使它可以分别同时设计为单边齿轮传动或者同时是单轴双边齿轮传动两种。当机器采用两对双边齿轮传动时,齿轮传动大小大幅减小,压力驱动发电机高度大大下降,机器结构紧凑,还因此使用可以大大提高机器受力传动性能,但两对大型齿轮传动需要同时进行精确的配合加工,装配使用过程中还需要特别注意尽量保证与齿轮运动的速度同步,加工及材料装配时在技术上的要求相对较高。曲柄轴上的各个传动轴和齿轮,既不仅可以直接安放在传动机身外,也甚至可以直接安置在传动机体内。前一种使用类型,齿轮的正常运行工作环境状态相对条件较差,机器的直观外形不够美观,但是机器安装和维护检修相对比较方便;后一种使用类型,齿轮的正常工作状态环境空气条件相对较好,外表也更加美观,但是机器安装、维护都比较困难;现在由于人们越来越多的喜欢后一种。本设计工程所需要设计的不仅是一种中型通用压力机,而且又是一种目前国际上广泛通用的单轴经济型通用压力机,综合分析考虑其正常工作时的压力与制造成本,采用单边传动齿轮系统进行动力传动,而且这些单边齿轮被单独安置在整个机身内。2.2.3 确定传动等级和各传动比的分配曲柄压力机传动级数以及不同等级上的传动分配,取决于每个传动滑块固定行程的传动次数及其中所选定的四轴飞轮传动转速。一般来说,滑块的每个行程启动次数应该控制在70次/分以上,采用单级传动;7028次/分的用两级传动,齿轮式传动时其传动比不应大于79。按照本设计中所需的工况和参数要求,选择了三级传动。所选用的电动机转速应该是1460 rap/mim。根据参考文献4表1-2确定的各个组成部分的轴承传动转速效率系数的公式各为:v带轴承传动转速效率系数1=0.96滚动转向轴承丝带传动转速效率系数2=0.9闭式偏心圆柱齿轮轴承传动转速效率系数 3=0.97偏心圆柱齿轮轴承滑动转向轴承转速效率系数1） 传动装置的总传动比压力机滑块的转速：n =40r/min总传动比：i总=nm/n=1460/40=36.52） 分配各级传动比根据参考文献4表1-3参考传动比的范围，选择V带传动i1= 6.2,一级圆柱齿传动比：i2 = 4.78；则二级齿轮传动比为： i3=i总/i1i2=36.5/6.2=5.93） 计算传动装置的运动参数和动力参数 0轴电动机轴： P0=Pd=15kW n0=nm=1460r/min T0=9550P0n0=9550151460=98.11Nm 1轴齿轮轴： P1=P001=150.96=14.4kW n1=n0i1=14606.2=235.5r/min T1=9550P1n1=955014.4235.5=583.9Nm 2轴高速轴： P2=P112=P123=14.40.990.97=13.82 kw n2=n1i2=235.55.9=39.92r/min T2=9550P2n2=955013.8239.92=3306.2Nm 3轴偏心齿轮轴： P3=P223=P245=19.280.990.96=18.32kw n3=n2i3=94.624.7=40r/min T3=9550P3n3=955018.3220.51=8530.3Nm将计算的运动参数和动力参数列表1-1：表1-1运动和动力参数表 轴 名参 数0 轴1 轴2 轴3 轴转 速 （r / min）1460233.539.9240输入功率(kW)1514.413.8218.32输入转矩(N.m)98.11583.93306.28530.3传 动 比i6.25.94.72.2.4 选择离合器和制动器的类型设计方案主要采用三级齿轮传动系统,末级传动齿轮主要采用皮带轴向齿轮传动的中级齿轮,因此主要采用三轴波浪型插入式齿轮摩擦传动离合器和齿轮制动器,安装在较大的三轴皮带式齿轮轴上。曲柄式压力机的离合器是由五个主要的部分共同组成:主动机构、从动机械、连接机械以及控制机构。本次设计的中压电动机采用摩擦离合器-制动器的结构,其试验方法根据实际应用可以划分为干式试验和湿式试验。干式实验时离合器与制动装置之间的摩擦表面暴露于空气中,而湿式实验时将汽车浸入加油液中。根据它们的摩擦表面积外观,有一个圆盘式、波块式和锥体式。现阶段常见的盘式和波片式摩擦离合器制动器。离合器的主动部分包括一个大皮带盘、一个主动摩擦盘和一个环形活塞。从动部分是从动盘、从动轴和制动器内盘等。紧密连接的片式正摩擦片并嵌在从动盘上。其控制机构由气缸、活塞环和空气压缩自动控制系统组成。制动器悬挂在支架外侧，气缸与制动座相连，活塞按导向销与制动盘相连。当离合器特定情况下一定要与活塞紧接时,控制电动磁感应的气体多路阀,使空气压缩机提前移到制动缸,活塞向左移动,使制动系统的黄簧减小,制动失灵。制动系统的作用;然后通过空气压缩机从从驱动轴中间的孔隙和连接管开始进入一个离合器气缸,以消除松开黄色弹簧的相互作用力。环形活塞向右移动,将波形嵌件夹在一个正摩擦片上。借助它们之间的摩擦力而产生的摩擦力矩,通过一个较大的皮带车轮来将从驱动轴转移。必须在松开离合器的气缸时,控制电磁感应气体多路阀,以便使得离合器气缸首先排出。在松开一个黄色弹簧的作用下,环形活塞向左方位对齐,从而松开了活塞、波形镶嵌件和主动式摩擦盘。大带盘的转速较高;然后就是制动气缸排气管,在制动系统的作用下,制动盘夹住波形嵌件,从动轴停止运动。离合器和制动器的工作要协调，它们之间的工作顺序由联锁自动控制系统完成。如果链条出现故障，会导致耐磨材料变热并严重损坏，甚至可能造成机械设备损坏和人身安全事故。因此,对离合器、制动器连锁并且是自动化的操控系统要求是；稳定可靠、回应灵敏。离合器与制动器刚性联锁,工作可靠,控制系统软件简单快捷。当摩擦片与离合器进行紧密接触时,除了能够保证摩擦片夹紧所需要的工作压力外,油缸还必须摆脱制动系统的摩擦阻力。油缸在一定程度上的制动能力不可以在飞轮与离合器之间形成闭合力关系。要想产生一个开合力系统,滚子轴承必须能够承受与扭簧相同的径向扭矩;此外,离合器和制动机构必须选择空心轴,有时摆杆的长度受到了孔轴规格。（1） 离合器的选择离合器所需要的扭矩： Ml=Mqi （2-17） Ml=1.1231636.3522.50.94=12047.28Nm 由参考文献5选择公称扭矩为Ml=13200Nm的浮动嵌块离合器。（2） 制动器的选择 制动器所需扭矩： MzJcz22zi=Atzi （2-18） Mz=81180.08722.5=4147.1Nm 由参考文献5选择公称扭矩为Mzh=6180Nm的浮动嵌块制动器。第三章 主要零件的设计与校核3.1 V带和带轮设计1）确定计算功率Pca 由参考文献2表8-6查得工作情况系数K=1.2，故 Pca=KAP=1.230=36kW2）选取窄V带带型 根据Pca、n由参考文献2图8-9确定选用SPA型。3）确定带轮基准直径 由参考文献2表8-3和表8-7取主动基准直径dd1=280mm。 根据参考文献2式（8-15），从动轮基准直径dd2； dd2=idd1=3.25280=910mm 按参考文献2式（8-13）验算带的速度 v=dd1n1601000=2801460601000=21.39m/s35m/s 带的速度合适。4）确定窄V带的基准直径和传动中心距根据0.7(dd1+dd2)a0120 主动轮上的包角合适。6）计算窄V带的根数z 由参考文献2式（8-22）知 z=Pca(P0+P0)KKL由n1=1460r/min、dd1=280mm、i=3.25，查参考文献2表8-5c和表8-5d得： P0=8.15kW， P0=1.07kW查参考文献5表8-8得K=0.97，表8-2得KL=1.06，则 z=36(8.15+1.07)0.911.07=4.0取z=4根。7）计算预紧力F0由参考文献2式（8-23）知 F0=500Pcavz(2.5K1)+qv2 查表8-4得q=0.12kg/m，故 F0=5003621.44(2.50.911)+0.1221.42=422.37N8）计算作用在轴上的压轴力FP由参考文献2式（8-24）得 FP=2zF0sin2=24422.37sin137.12=3144.92 N3.2齿轮的设计3.2.1概述因为压力机的工作压力很大，如果使用正齿轮，其规格很大，但只会产生径向力，不会产生轴向力；如果选用锥齿轮，虽然可以减小一定的规格，但会产生很大的轴向力，从而改变轴向传动齿轮的方向，扩大其在主箱体上的滑动摩擦力，使其不能正常工作。现在加工厂生产的压力机大多采用正齿轮，因此采用直齿轮作为压力机的传动设备。旧压力机多采用曲轴作为传动系统的最后一级，但是其摩擦很大，现在的大、中型压力机上采用偏心齿轮来代替曲轴作为最后一级传动，优点如下：（1） 造价低。（2） 在恶劣条件下也能良好受力。（3） 有良好的密封性。综上所述，偏心齿轮结构优势更明显。 3.2.2 一级传动齿轮的设计（1）齿轮加工加工精度等级和齿轮材料的确定1）选择材料：小齿轮选用材料是布氏硬度为280的40Cr， 大齿轮采用材料是布氏硬度为240的45钢；2）根据参考文献2表10-1：压力机为通用机械，选取7级精度；3）选取齿轮齿数为：Z1=18大齿轮齿数：Z2=uZ1=4.7818=86.04，取Z2=86；（2）按齿面接触强度设计 按参考文献2式(10-21)算得: d1t2.233ktT1du1uZEH2确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩取 T1=7.5105N.m3）由参考文献2表10-7得d =1；4）由参考文献2表10-6得 ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得: Hlim1=600MPa； Hlim2=550MPa； 6）由参考文献2式(10-13)得应力循环次数: N1=60n1jL=60449.21(2830015)=1.94109 N2=1.94109/4.78=4108 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.92，kHN2 =0.97； 8）计算接触许用应力: 取失效概率为100,安全系数S=1； 由参考文献2式(10-12)得: H1=kHN1Hlim1S=0.926001=552MPa H2=kHN2Hlim2S=0.975501=533.5MPa H=H1+H22=542.8MPa 计算：1）计算小齿轮分度圆直径d1t:d1t2.323ktT1du+1uZEH2=2.3231.36.110515.784.78189.85432=113.5mm2）计算圆周速度: v=d1tn1601000=3.14113.5449.2601000=2.67m/s3）计算齿宽b及模数mn: b=dd1t=1113.5=113.5mm mn=d1tZ1=113.518=6.31mm =2.25mn=2.256.31=14.2mm b=113.514.2=8 4）计算载荷系数k：已知使用系数: KA=1；根据=2.67m/s，7级精度；由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.1；由参考文献2表10-4查得KH的计算公式为:kH=1.1+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103bkH=1.1+0.18(1+0.612)12+0.23103111.12=1.414 由参考文献2图10-13查得: KF=1.3； 由参考文献2表10-3查得: KH= KF=1.2； 故载荷系数：k=kAkvkHkH=11.11.21.414=1.866 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献2式(10-10a)得: d1=d1t3kkt=113.531.8661.3=128mm6）计算模数m:m=d1Z1=12818=7.1mm 故查参考文献5取标准模数: m=14mm。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核: F=kFtYFaYSabm 确定公式内个计算数值: 1）Ft=2T1d1=26.1105128=9531N 2）b=dd1=1128=128mm 3）k=kAkVkFkF=11.11.21.3=1.716 4）由参考文献2图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1=500MPa，FE2=380MPa； 5）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85，kFN2=0.88； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 F1=kFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPa F2=kFN2FE2S=0.883801.4=238.8MPa 7）查取齿形系数由1表10-5查得YFa1=2.91，YFa2=2.18；Ysa1=1.53，Ysa2=1.79； YFa1YSa1F1=2.911.53303.57=0.01467 YFa2YSa2F2=2.181.79238.86=0.01634 比较可知 F=238.86MPa。 8）计算 代入数值得: F=kFtYFaYSabm=1.7295312.181.7912814=35.7MPaF 故弯曲强度符合要求。（4）几何尺寸计算1）计算中心矩:a=Z1+Z2m2=18+86142=728mm 则圆整后取a =730mm。 2）计算大,小齿轮分度圆直径: d1=Z1m=1814=252mm d2=Z2m=8714=1218mm 3）计算齿轮宽度:b=dd1=1252=252mm 圆整后取B2=252mm，B1=257mm.4）验算:Ft=2T1d1=26.1105252=4841.3N kAFtb=14841.3252=19.21N/mm100N/mm ,合适。3.2.2偏心齿轮的设计（1）确定齿轮精度等级及材料1）材料选择：小齿轮材料为40cr(调质)硬度280HBS 大齿轮材料为40cr调质)硬度280HBS2）精度由参考文献2表10-1 ：压力机为通用机械，选取7级精度；3）选取齿轮齿数为：Z1=17 ，大齿轮齿数：Z2=uZ1=4.717=79.9，取Z2=80；（2）按齿面接触强度设计 按参考文献2式(10-21)算得: d1t2.233ktT1du1uZEH2确定公式内各计算数值 1）试选:Kt =1.3； 2）小齿轮传递的转矩: T1=2.6106N.m；3）由参考文献2表10-7选取齿宽系数：d =1；4）由参考文献2表10-6查得材料的弹性影响系数:ZE =189.8MPa1/2； 5）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得: 小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=600MPa； 6）由参考文献2式(10-13)计算应力循环次数: N1=60n2jL=6093.981(2830015)=4108 N2=4108/4.7=8.6107 7）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数:kHN1 =0.96，kHN2 =0.98； 8）计算接触许用应力: 取失效概率为1%,安全系数S=1； 由参考文献2式(10-12)得: H1=kHN1Hlim1S=0.966001=576MPa H2=kHN2Hlim2S=0.986001=588MPa H=H1+H22=582MPa （4）几何尺寸计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t:d1t2.323ktT1du+1uZEH2=2.3231.32.610615.74.7189.85822=181.03mm2）计算圆周速度: v=d1tn1601000=3.14181.0393.98601000=0.89m/s3）计算齿宽b及模数mn: b=dd1t=1181=181mm mn=d1tZ1=18117=10.6mm =2.25mn=2.2510.6=23.85mm b=18123.85=7.59 4）计算载荷系数k：已知使用系数: KA=1；根据=0.89m/s，7级精度；由参考文献2图10-8查得动载系数Kv =1.05；由参考文献2表10-4查得KH的计算公式为:kH=1.1+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103bkH=1.05+0.18(1+0.612)12+0.23103188.1=1.38 由参考文献2图10-13查得: KF=1.28； 由参考文献2表10-3查得: KH= KF=1.2； 故载荷系数：k=kAkvkHkH=11.051.21.38=1.74 5）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径由参考文献2式(10-10a)得: d1=d1t3kkt=18131.741.3=199.5mm6）计算模数m:m=d1Z1=199.517=11.7mm 故查参考文献5取标准模数: m=20mm。（3）按齿根弯曲疲劳强度校核: F=kFtYFaYSabm 确定公式内个计算数值: 1）Ft=2T2d1=22.6106199.5=26065.2N 2）b=dd1=1199.5=199.5mm 3）k=kAkVkFkF=11.051.21.28=1.61 4）由参考文献2图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：FE1=500MPa，FE2=500MPa； 5）由参考文献2图10-18查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.91，kFN2=0.91； 6）许用弯曲应力：取S=1.4 F1=kFN1FE1S=0.915001.4=325MPa F2=kFN2FE2S=0.915001.4=325MPa 7）查取齿形系数由参考文献2表10-5查得YFa1=2.97，YFa2=2.19；Ysa1=1.52，Ysa2=1.785； YFa1YSa1F1=2.971.52325=0.01389 YFa2YSa2F2=2.191.785325=0.01202比较可知 F=325Mpa。8）计算 代入数值得: F=kFtYFaYSabm=1.6126065.22.191.785199.520=41.1MPaF故弯曲强度符合要求。（4）几何尺寸计算1）计算中心矩:a=Z1+Z2m2=17+80202=970mm 2）计算大,小齿轮分度圆直径: d1=Z1m=1720=340mm d2=Z2m=8020=1600mm 3）计算齿轮宽度:b=dd1=1340=340mm 圆整后取B2=340mm，B1=345mm。4）验算:Ft=2T1d1=22.6106340=15294.1N kAFtb=115294.1340=44.98N/mm100N/mm ，合适。3.3轴的设计3.3.1 大皮带轮轴的设计（1）确定轴的直径开始进行设计时,可以根据固定扭矩长度来确定预选各个转向传动轴的固定长度,由来的参考文献7式（5-5）有： d=3Mn0.2 （3-1）式中：Mn 作用在轴上的最大扭矩（Nm），Mn=13200 Nm； 许用剪应力，参考文献7取如下值： 45钢调质 =500105Pa d=3132000.2500105=0.109m=109mm输出端和轴承在最大受力和扭最大受力位置不同处的试取直径分别定义为在轴上安装自动离合器时,试取直径d=110mm;该输出轴的机械设计和自动校正相关参数分别可以在详见图3-1和详见图3-2中进行查看。图3-1 大皮带轮轴图3-2 轴的载荷分析图（2）轴的强度校核由此我们从两个轴的的轴向结构图和轴的弯矩与轴向扭转的应力图中我们已经可以清楚地能够看到,截面中以c为方向轴的一个危险点是横向的截面。先将已在计算机中得到的三个横向垂切取向截面上在c起点处的三个mh、mv及其mm的横切取向数值分别将其列出放在一个下面的表3-1：表3-1危险截面载荷参数载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3193.74NFNH2=1663.40NFNV1= -219.22NFNV2=1596.29N弯矩MMH=0MV1= -50420.6NmmMV2= 798145Nmm总弯矩M1=0，M2=799736Nmm扭矩TT3=13200000 Nmm进行应力校核时,通常认为只有安装在校验的核轴上面才能够得到承受最大横向弯矩和最小扭转角应力的横梁截面(注意即危险结构横梁的截面强度c)的最大应力,这种最大强度应力可以视为依据以下参考文献7式(5-6)和上述列表中的一个重要数值,轴的应力强度可用来精确计算为其相对于轴的应力： =M22+T32W=7997362+1320000020.11103=99.36MPa许用应力：=sn=4002.5=160MPa因此，故安全。3.3.2 中间轴的设计 （1）确定轴的直径开始进行设计时,可以根据固定扭矩长度来确定预选各个转向传动轴的固定长度,由来的参考文献： d=3Mn0.2式中：Mn 作用在轴上的最大扭矩（Nm），Mn=44248.78Nm； 许用剪应力，参考文献7取如下值： 40Cr调质 =630105Pa d=344248.780.2630105=0.152m=152mm输出机对轴最小的试取直径要求是因为在轴上安装较大的传动齿轮时,试取直径d=155mm;输出轴的结构设计和各段输出线的连接长度及其可靠性参见本文附图。（2）轴的强度校核 由此我们从两个轴的的轴向结构图和轴的弯矩与轴向扭转的应力图中我们已经可以清楚地能够看到,截面中以c为方向轴的一个危险点是横向的截面。先将右图计算器中得到的三个横向垂切取向截面上在c起点处的三个mh、mv及其mm的横切取向数值分别如下列出放在右图下面的表3-2：载 荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-9270.07NFNH2=4177.02NFNV1= 2516.76NFNV2=11476.28N弯矩MMH1=1002484.8 NmmMH2=-355005 NmmMV1= 975369.6Nmm，MV2= 2754307.2Nmm总弯矩M1=2921909.31 Nmm，M2=1063486.87Nmm扭矩TT3=2645100Nmm表3-2危险截面载荷参数在对同轴零件本身进行同轴校核时,通常仅限于校准在核轴上一个能够同时承受最大的转弯矩和最小扭转的应力的同轴截面(注意即危险的同轴截面零件c)。根据国际参考文献7式(5-6)及上述列表中的各种应力,轴的长度计算为下列各种应力： =M22+T32W=2921909.312+264510020.11553=10.58Mpa许用应力：=sn=4002.5=160Mpa因此，故安全。3.3.3 偏心齿轮轴的设计压力机芯轴的选择主要有多种形式,关键在于一体式、二级式和套筒规格式。一体式芯轴的优势是芯轴本身就是一个整体,抗弯刚度好,结构简单。缺陷在于是由于曲轴偏心部分和较大截面的结构规格比曲柄滑块规格更多,所以在这种结构中摩擦应力矩更大。所以,这种结构仅仅是一种小排量压力机。两段型的特征是它们与上面所说的正好相反。心轴被划分为两侧,不与偏心部位交叉。所以,在结构上减小了偏心部件和曲轴的最大端,曲柄和滑块所组织的摩擦应力也就减小。然而,心轴就像一根弯曲刚度很弱的固定梁。因此,这种结构仅限于对行程安排量大的压力机。套筒型中心轴包括两个联轴器和一个中心小轴。它的抗弯刚度比以前的钢框架结构逐步得到提高,但是它的结构很复杂,安装也很复杂,所以很少使用。针对以上各种芯轴的综合性能特点,本设计方案选择了一体式芯轴。芯棒一般采用45号钢，经调质热处理。与偏心传动齿轮活塞销配合的部分必须采用切削加工，光洁度为78。设计时先跟据经验公式预选芯轴直径，进行整体结构设计,然后再对其进行抗压和强度的核验,在设计方案时,首先根据经验公式法确定所有芯轴的长度和直径，最后才对总体结构经行初步定稿，有方向地对所设想的结果经行验证，使其保证实际工作中的强度。1）首先假设采用45号钢的心棒为原材料，根据经验法，结合偏心齿轮的滚动轴承预估出棒芯的直径为 d0(9.512.5)3P0 （3-2）式中：P0连杆上的作用力，P0=Pg=3150（kN）； d0=123P0=1233150=175.9mm试取d0=260mm；进行结构设计如图3-3所示：图3-3 J31-315压力机偏心齿轮计算简图进行强度校核，转化为简支梁的计算如图3-4： 图3-4 芯轴强度的计算简图MB=P2l2ll22+P1l12ll1l2 MA=P2l22ll2+P1l1ll12l2 M2=l2P2ll2+P1l1lll2lMBl2lMAM1=l1P1ll1+P2l2ll1lMBll1lMA上述四式中： P1=P0l3l2ll1l2 P2=P0P1l1=lA12 l2=lA22lA1、lA2芯轴轴瓦长度0.28m。由结构图可知：l1= l2=140mm=0.14m； l3=220mm=0.22m；l =660mm=0.66m；P1=31500.220.141030.660.140.14=663157.89NP2=P0P1=3150000700000=2486842.11NMB=2486842.110.140.660.142+663157.890.1420.660.140.662 =231636.35NmMA=2486842.110.1420.660.14+663157.890.140.660.1420.662 M2=0.142486842.110.660.14+663157.890.140.660.660.140.66MB0.140.66MA M1=0.14663157.890.660.14+2486842.110.140.660.140.66MB0.660.140.66MA =43365.66Nm 2）进行强度校核 由强度计算公式有： =Mmax0.1d3 （3-3）式中：Mmax最大弯矩，一般是MB最大，所以选Mmax=MB=231636.35N.m； 许用弯曲应力，由参考文献7表3-9选取=140MPa。 =231636.350.10.263=131.8MPa所以，强度满足要求。3.4滑块与导轨的设计滑块为箱形结构，上部与曲轴连接，下部安装模具，在全身导轨中左右运动。为了更好地确保滑块的底部与手术台平面之间的水平度,保证了滑块在健身操作中运动的方向及手术台上的水平度,因此滑块的引导面必须是垂直于底部的水平面。导轨上的导向表面与滑块之间应该保持一定的空隙并加以调整。四个引脚导轨都可以独立地调节,由一组推拉门螺丝完成。这种四面可调制动导轨可以大幅度地提高了压力机工作的精确性,但调整难度大。有些压力机的导轨由两个固定的导轨和两个带动侧向摩擦力的可调导轨组成,使得固定的导轨能够承受滑块运动时的侧面摩擦力。这种调整非常轻松,但是精度却会被损坏。闭点式注塑机上部滑块的标准高宽比和总平均空间长度之差大约为1.081.32。为了能够更好地设计和安装模壳,在滑块底部开设一个 t 形凹槽。中、小型压力机的导轨滑块一般采用生铁HT20-40制造。大、中、小型压力机导轨滑块一般采用优质生铁HT20-40和优质稀土灰口铸铁，或立即采用A3碳钢板进行弧焊和电焊。大、中、小型压机导轨滑块一般采用A3碳钢板进行弧焊，并在加热前进行退火处理。为了更好地提高和提高导轨滑块的耐磨性，有的压力机在导轨面上镶嵌了含有脲醛树脂的压力层模板。滑轨运动面的关键原材料一般是生铁HT20-40。对于快速、大的径向载荷，采用锻铜ZQZn6 -6-3或锻铜ZHMn58 -2-2生产。对于快速冲床，选择滚针滑块有利于减少摩擦，消除气隙，提高设备的性能水平和滑块运动的精度。3.5连杆的设计3.5.1连杆及装模高度调节机构为了更好地能够更好地调整不同规格的长径比和长径比的模壳熔入压力机中，模壳的长径比必须是可调的。调整曲轴的直径和长度，以达到模块化高宽比的目标。换句话说，曲轴不是一个整体，而是由曲轴体和可调螺钉组成。调整挤出机螺杆下方的滚珠保持架与直线滑轨连接，径向套筒规格上方的缸套连接。您可以通过旋转调节螺钉来调节连杆的长度。导轨滑块和模具装配高度调整机构的关键数据信息见零件图。导轨滑块组件净重：35.8kN，模具高度调整率：84.7mm/min，调整电机输出功率：2.2mW，调整电机速比：750r/min，采用单极涡轮增压蜗轮传动，传动比：i= 85、蜗杆指数：q=12，齿宽：B=25mm。3.5.2连杆及调节螺杆的强度校核1）调节螺杆最大压缩应力校核连杆在运动系统压力机工作时受到工作压力的影响。由于调节螺钉的横截面较小，通常校准调节螺钉减小的接地应力就足够了。连杆接头的原材料为稀土灰口铸铁，螺杆的原材料为45钢。连杆尺寸如图3-5所示：图3-5 J31-315压力机连杆及螺纹图螺杆强度： y=P0FminP04d02 （3-4）式中：d0连杆上最小的直径，d0=155mm。 y=315010340.1552=1670105Pa 由参考文献7取y=1800105Pa。 y=1670105pay=1800105Pa 所以，螺杆强度符合要求。 螺纹强度： =1.5P0Sd0d1Hd02 （3-5）式中：S 螺距； h 螺纹牙根的高度，对于特种锯形螺纹0.8S； 对于梯形螺纹0.635S。则： =1.531501030.010.1710.163.140.30.1710.00642=780105Pa 连杆使用的是球铁QT45-5的原材料材料，这就使它的=700105Pa变大，所以稍微比大点也是被认为可以使用的。3.5.3滑动轴承的校核在常用压力机中，曲柄滑块机构的旋转或摇动率低，但负荷大，因此应检测滚动轴承（或活塞销）上的受压。 1）单点压力机曲柄滑块机构，连杆大端滚动轴承受压为：PA=PgdAl （3-6） 式中：dA轴承直径(m)；l轴承长度(m)；PA=31501030.680.3=15.4MPa由参考文献7表3-14选择材料为ZQSn6-6-3。铸锡锌铝青铜，PA =30MPa。PA=15.4MPaPA=30MPa所以强度满足要求。2）芯轴轴承的强度为：P0=Pg2d0l0 （3-7）式中：d0轴承直径(m)；l0 轴承长度(m)；P0=315010320.280.26=216.3MPa由参考文献7表3-14，知P0=250MPa；P0=216.3MPaP0=250MPa所以强度满足要求3）轴承座压强：PB=Pg4dB2 （3-8）式中：dB轴承底度座轴瓦长度(m)；PB=315010343.140.252=642.9MPa由参考文献7表3-14，知PB=650MPa； PB=642.9MPaPB所以强度符合要求。第四章 机身的设计4.1 机身的比较和选择机身是压机的基本组成部分。所有的零部件都是直接安装到机身上的,工作过程中的所有变形能量必须由人来承担。因此,机身的有效设计对于大大减轻了整机的净重、提高了整机的抗弯刚度、减少制造和施工时间具有直接危害。机身可以划分为全新的开放型测试机体与封闭型测试机体。前者设计为三边展开式,实际上使用方便,但抗弯刚度弱,适用于各种大、中、小型的压力机;后一种采用两侧全封闭型,抗弯刚度好,但是实际运行不如敞开型方便,适用于中、大、中压发动机和一些中小型的压力发动机对精度的要求。设计方案采用全封闭型的机身。4.2 机身的强度计算4.2.1 立柱和拉紧螺栓强度校核立柱和拉紧螺栓的主要尺寸如图4-1所示，立柱采用稀土球铁-作为原材料，拉紧螺栓采用为45号钢原材料。 图4-1 J31-315压力机立柱和拉紧螺栓简图预紧力： Py=zPgFzK1FzdK1+2FlK2 （4-1）式中：Fz立柱的截面积（m2）, Fz=0.0946 m2； Fl立柱的截面积（m2）, Fl=0.0.0122 m2； Fzd当量截面积（m2），Fzd=0.0946 m2；其中 K1=EzEl ， K2=LzLl式中：L1、L2螺栓和立柱工作长度（m）； E1、E2螺栓和立柱弹性模量（N/m2）； K1=0.910112.11011=0.43 K2=2.323.92=0.592所以， Py=1.531501030.09460.430.09460.43+20.01220.592=3500103N立柱强度： z=Py2Fzminz （4-2）式中：Fzmin立柱最小截面面积（m2），Fzmin=0.0655 m2； z 立柱许用压应力，对铸铁取350105Pa； z=350010320.0655=268105Pa因为，z z，故安全。4.2.2 上梁的强度校核 图4-2 J31-315压力机上梁上梁的最大弯矩： MPgL4max （4-3）式中：L上梁长度（m），L=1.53m； M31501031.5346Nmax危险截面的最大应力 l=McmaxJl （4-4） y=McmaxJy （4-5）J=702104cm4。则危险截面最大应力为： l=1.2106(1.790.848)0.072=161105Pa y=1.21060.8480.072=145105Pa因为，ll， y y，故安全。4.2.3 底座的强度校核 图4-3 J31-315压力机底座底座的最大弯矩为： MPgL6max （4-6）强度据算公式为：l=McmaxJl （4-7） y=McmaxJy （4-8） M31501031.5365Nmmax危险截面最大应力为： l=81050.4610.021=176105Pa y=8105(0.990.461)0.021=201105Pa因为，ll， y y，故安全。第五章 辅助装置的选择5.1 过载保护装置的选择压力机工作的时候很有可能会产生过载。如果一台压力机发生了过载,这台压力机很快就会被严重的破坏,比如挤出机的螺杆弯曲,发动机的整个曲轴扭转弯曲或者是破裂,整个机身都会变形。或者是否有破裂等。为了更好地避免电动机的过载,最好是在电动机上安装一个过载保护装置。过载维修设备一般包括塌陷块的维修设备和液压过载的维修设备。本实用新型制作简单、方便。但是,由于破碎质量破坏实际上不仅与导轨滑块上相互作用力的大小有关
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