开式压力机反求设计毕业设计

1、毕业设计（论文）专用纸 毕 业 设 计（论 文）题 目 某公司400KN开式压力机反求设计 姓 名 任 红 强 学 号 1210100909 所在学院 机 械 工 程 学 院 专业班级 机 械 设 计 2 班 指导教师 李 克 勤 日 期 2016 年 6 月 1 日 1摘 要 曲柄压力机是一种最为常见的板料冲压设备，一般用作冷冲压模具的工作平台。随着国家提出的中国制造2025计划的不断推进，基础机械制造行业势必有较大的发展。因此，对于提高传统曲柄压力机的工作效率以及优化其结构型式,是符合市场契机，也是符合国家的战略发展的。市场上曲柄压力机开发设计与生产水平已基本成熟，重新进行整体设计必然耗费

2、大量的时间和精力，因此本论文着重于对传统压力机机械传动系统部分进行改良，并结合查阅的相关文献资料，绘制了传动系统原理图，并对其进行了可行性分析，最终完成了整个曲柄压力机的反求设计。关键词： Abstract Crank press is one of the most common sheet metal stamping equipment, which is used as a working platform for cold stamping die. With the proposed 2025 plan to continue to promote Chinese manufact

3、uring, fundamental machinery manufacturing industry will have great development. Therefore, to improve the efficiency of the traditional crank press and optimize its structure, is in line with market opportunities, but also in line with the national strategy of development. The development of design

4、 and production level of crank press in the market has been basically mature, and the whole design must take a lot of time and energy. And for that reason ,I draw my attention on the improvement of the traditional press mechanical transmission system, and the related literature review, draw the prin

5、ciple diagram of transmission system, and has carried on the feasibility analysis, then , accomplish the final completion of the reverse design of the crank press.Keywords: crank press, transmission system, structure design, reverse design 2 前 言随着国家中国制造2025战略的提出以及机械工业的不断发展，对于机械设备的加工效率、加工精度、自动化水平以及安全

6、性提出了日益严格的要求。但从实际工厂的参观调研发现，传统落后类型的机械设备依然大量存在。本论文主要针对传统机械设备中的曲柄压力机进行反求设计和结构性改良。首先对传统曲柄压力机进行结构分析，并到工厂对生产型的曲柄压力机进行现场测量，综合测量的结果与对该型曲柄压力机的结构分析，发现其传统系统具有改良的潜在可能性，于是给出初步的改良后的传动方案，对其传动系统进行重新设计与验证。依照相关基础课程、专业课程和导师的指导，以及参阅各类开式压力机的相关书籍与相关论文，对反求后的设计方案进行验证和评估，最终完成对整个曲柄压力机的传动系统的反求设计。目 录目 录第一章 设计任务书4第1.1节 曲柄压力机反求设计

7、目的4第1.2节 曲柄压力机反求设计内容4第1.3节 曲柄压力机反求设计的设计步骤5第二章 电动机选择和飞轮设计6第2.1节 曲柄压力机的电力拖动特性分析6第2.2节 电动机的选型62.2.3 传动方案的选择以及传动速比的调配102.2.4 飞轮转动惯量计算及其尺寸的确定13第三章 机械传动设计16第3.1节 传动系统分析16第3.2节 带传动设计17第3.3节 齿轮传动设计20第3.4节 转轴设计22第3.5节 平键连接253.5.1 滚动轴承概述263.5.2 滚动轴承型号选择27第四章 曲柄滑块机构29第4.1节 曲柄滑块机构运动以及受力分析294.1.1 曲柄滑块机构29第4.2节 曲

8、柄轴的设计计算314.2.1 曲轴的大致结构示意图如下图所示314.2.2 曲轴强度校核计算324.2.3 曲轴刚度的计算34第五章 机身设计34第5.1节 机身类型34第5.2节 机身结构35第5.3节 机身定型以及计算36结 论40致 谢41参考文献42第一章 设计任务书第1.1节 曲柄压力机反求设计目的 压力机反求设计是运用逆向工程的方法去反求设计出比母机性能更为优良的压力机，同时这也是我们专业的一次任务量大且知识覆盖面广设计训练，其所体现的在于：一、通过对机的反求设计，归纳和总结出所学的基础课程以及与之相关的专业课程知识，同时充分结合在生产实习中了解到的前沿，养出分析、处理以及解决工程

9、中实题的能力，同时将所学的知识，作更为深一步的展与巩固。二、充分理解并掌握机械设计所涉及到的常规方法与步骤，掌握简单机械零部件、械零部件以及简易传动传动装置的设理和程。三、锻炼和熟练机械设计基程，诸如计算CAD制图、三维仿真等。熟练运用设计手册、图册、互联网搜索等手段，明确使用标准和规范，经验公式进验估据处理的方法。第1.2节 曲柄压力机反求设计内容内容主要包括：电动选择、带传动齿轮传曲机构部分设计以及压身设完成完整的图及其，所涉及到的主要如下：一、 压力机总装配图（图纸1张）二、 各零部件图共五张（皮带轮、轴、齿轮、曲轴）三、 书一份基本设计参数如下表：名称 单位 量值公称压力 KN 400

10、滑块行程 mm 90 行程次数 次/分钟 50封闭高度 mm 320 滑块底面尺寸 mm左右：300 前后：260第1.3节 曲柄压力机反求设计的设计步骤按照给定的任务书初步给出几个备选方案对比分析，从而确定至少正确、合的设方案。对于最终选择的方须设计所要求的核算，并最终用图纸、设计书的方式表达最终的设计方案。机的反求设计过程，大致可按照下述流程：一、 前期准备 1、认真分析设务书，理解反求的思路，并拟定设计步骤 2、明确反求设计的对象，阅读相关资料，看懂图纸，并现场参观相应的曲柄压力机原机 3、 4、根据资料绘制零件图、装配图，并拟定设计计划 二、传动装置总体设计 1、初步拟定传动方案 2、

11、选择电动机的型号 3、传动系统，各级比 4、计算各轴的功率、转速以及转矩 三、各级传动零件的设计 四、绘制压力机装配草图 1、适当选取比例尺，布局视图配好各零件应位置 2、找出转轴上力的作用点，明确支点距离，对于减速器箱体、曲柄滑块部分 及其等进行形式的设计 五、零件工作图设计 1、压力机装配图 2、皮带轮零件图 3、轴段零件图（外附三维图1份） 4、齿轮零件图 5、曲轴零件图（外附三维图1份） 第二章 电动机选择和飞轮设计第2.1节 曲柄压力机的电力拖动特性分析曲柄压的载荷，它属于性负载，也就意味着在单个循环中较短暂内承受载荷，在相当长的里均为空行程旋转，假如根据该极为短暂的工作时间来对电动

12、机进行选型，那么最终选择的电动率会比实际所需功率大得多。有效地降低电机功率，可在设计的传中安装飞轮，于是电动功率将会有很大幅度的降低。通过使用飞轮装置后块不动的状态下，电动机带动飞轮缓慢旋转，将电机的部分能力存储的动能中。压进行的那个短暂时间里，依靠飞轮释放存储的动能。待加工经冲压过后荷会明显下降，从而导致机带动飞轮加快旋转，使飞轮在紧接着的工作循环前重新达到原有速度，这个过程就完成了贮存能量的释放。因此，实际生产的曲柄压力机进行时所需的能量并非由电动接供给，其主要由飞轮供给，当进行上述结构上的改良后动机功率便能有较大幅度的降低。第2.2节 电动机选型与飞轮尺寸确定若要合理计算出压力机电动机的

13、功率，首先得算出其工作一个循环所消耗的总能量（用A表示）以及各分部分的能量消耗。工作周期损耗的总为 此式中 工件变形功 拉伸垫进行压边工艺时所需要的能量 因曲柄滑块机构工作行程期间受摩擦而消耗的能量 因曲柄压力机在工作行程时受力而发生系统弹性变形，发生变形所消耗的能量 压力机空行程向上以及空行程向下期间所损耗能量的总和 在一个工作行程期间，滑块停顿、飞轮空转所消耗能量的总和 在一个工作行程期间，离合器接合处能量消耗的总和对于压力机的工进行程，则一个周期损耗的总能量： 而对于工进行程的那一段时间，压力机损耗的总能量： 1、 工件的变形功 式中 压力机初始给定的公称压力 板料厚度使用经验公式:快速

14、型压力机（例如，一级传动机）式中压力机初始给定的公称压力慢速型压力机（例如，两级或以上型传动压力机）式中压力机初始给定的公称压力2、 拉伸垫的工作功 式中 式中压力机初始给定的公称压力 S滑块整个工作行程的长度3、 在进行工进期间，因曲柄滑块机构受到的摩擦而损耗的能量式中 机初始给定的压力 摩擦当量力臂 公称压力角 4、在进行工进期间，因压力机发生弹性形变而所损耗的能量式中 压力机初始给定的公称压力 压力机的垂直变形 压力机垂直刚度。倘若是开式型压力机，则优先选取推荐值400；倘若是闭式型压力机，则优先选取推荐值7005、 压力机空行程向上以及空行程向下期间所损耗能量的总和 压力机空行程期间损

15、耗的总能量，与其构造型式、其表面的加工状况、皮带的松紧程度、压力机润滑状态以及对制动器的调整的情况等诸多因素有关。一般根据压力机在连续工进期间，其所损耗的平均功率的十分之一到三分之一之间进行计算6、 在一个工作行程期间，滑块停顿、飞轮空转所消耗能量的总和式中压力机一个工进行程所用的时间曲轴转一周所需时间7、 在一个工作行程期间，离合器接合处能量消耗的总和 式中 从动部分所算出的当量动量飞轮角速度根据一些实验资料表明，近似等于总功的20%。因此，在进行初步设计时可取 1、综合后开始计算各功的组成（1） 工件变形功 J（2） 拉伸垫工作功 J（3） 工作行程摩擦功 J（4） 弹性变形功mm故=20

16、0 j（5） 滑块空行程功查表6-4得= 500 J（6） 飞轮空转功 查表6-4得查表5-6可知 s s故 J（7） 离合器接合过程的功（8） 总功故即 J2、 电动机功率选择：查表6-1选择k=1.4故根据机械设计课程设计中的电动机选型查询可知，最合适且满足设计要求的电动机为：Y132S型三相异步电机。其主要参数为：表2-1电动定速定率Y132S5.5KW1440r/min0.042.2.3 传动方案的选择以及传动速比的调配2.2.3.1 传动方案的选择传统的曲柄压力机主要来是自苏联时期的产品，大多过于老旧，结构形式复杂，通常有三到四级机械传动，传动效率低，传动精度无法保障。而随着当今机械

17、工业的不断发展，对压力机的精度、可靠性、可维护性，生产效率等有了较大的要求，因此传统压力机无法满足现今的生产要求。于是，根据对传统曲柄压力机结构的仔细分析，对其现场的实物测量，以及接合查阅的大量文献资料，对传统压力机的传统方案进行改进，提出了如下的二级传动方案2.2.3.2 根据所选电机确定总的传动，同时调配每一级的传动比根据曲柄压力机的行程次数50次/每分钟,以及选出的电动机转速1440转/每分钟，故：根据目前普通直齿圆柱齿轮传动以及带传动所允许的传动比范围（对于直齿圆柱齿轮传动，传动比小于8可选择一级传动，普通V带最大传动比7，通常取35），因此可粗取级部分比：则第一级传动比为：2.2.2

18、.3 确定每一个传动轴部分动力参数及其传动功率1、 各轴转速= 1440r/min= 1440r/min2、 计算各轴输入功率 从电动机开始，到每一个工作机之间传动的总效率：其中，、 各代表联轴单对轴承率。可取=0.99， =0.96， =0.98， =0.97，故 = 选用的电动机功率：3、 计算各轴输入转矩：将每一个轴的动力参数制成表如下：表2-2 轴动力参数表 轴P/KMn/(r/min)T/Nmm电动机轴5.5144036.476-轴5.445144036.111-0.99轴5.123360135.940.94曲轴4.86750952.51770.952.2.4 飞轮转动惯量计算及其尺

19、寸的确定前面已论述，压力机在进行工进动作时，飞轮能量的释放起到了主要作用，倘若略去电动机在此过程中能量的输出，那么有：式中工进行程过程中损耗的能量飞轮转动惯量工进过程起始期间和完成之后飞轮的角速度由于，与压力机自身的很多因素有关，因此要或得准确的旋转角速度是比较难的。但从压力机的工作特性曲线分析可知，可取两者之间的中间值来进行替代，于是：式中电机额定转速i轴到轴部分两轴速度的比值于是转动惯量式可改写为：式中 代表不均匀系数，当其数值愈高，则表明飞轮角速度所产生的波动愈大从以上各式不难发现，不均匀系数的数值愈大，那么它需要的的飞轮转动惯量就愈小，进而飞轮部分的尺寸将会大幅度减小。然而，不均匀系数

20、极值是会受电机性能的影响的，亦即会受限于电机的过载以及发热条件：式中所选电动机的标准滑差率k所选电机在实际运行过程的功率与其平均功率比值修正系数，与k有关机以额定转矩运转时，因皮动而产生的当量滑以上取值可根据下表选取 表2-1 值k1.21.31.41.60.850.90.95表2-2皮带滑动当量滑差率压力机结构型式不带拉伸垫压力机0.04带拉伸垫压力机0.02因此，在选好电机后，则所需飞轮的转动惯量为：=1008J+1000J+2721.3J+200J=4920.3J而故飞轮转量以后，便可初步设计飞轮结构。飞轮大致结构如图2-3所示：图2-3 飞轮结构示意图图中飞轮外径D2通常取决于速比分配

21、系数，按经验公式有：D2 = iD1式中D1确定好的小皮带轮直径（小齿轮的直径亦可），此次设计选择小皮带轮直径（即将大皮带轮看作是飞轮） i传动速比图中：A是轮缘部分，转动惯量为；B是轮辐部分，转动惯量为;C是轮毂部分，转动惯量为。其中，飞轮自身的，因转动惯量的值集中在轮缘部分，因此远大于、。因此，在计算精度要求不太高的情况下，允许只考虑。 而而所以式中 代表金属的密度，单位为，飞轮采用HT 200，故。四、验算飞轮轮缘的线速度因飞轮工作时会不停旋转免其回转时因离心力而发生坏裂其轮缘度是必要的工作：式中：飞轮最大直径； 飞轮转速；允许的最大线速度，对于铸钢飞轮而言，取。 第三章 机械传动设计第

22、3.1节 传动系统分析绘制传动系统大致简图如下：图3-1 传动系统简图1、 Y132S型三相异步电动机皮带轮直齿圆柱齿轮5、连杆6、工作滑块7、滑块内壁8、假想待冲压件9、压力机模拟工作台初步拟定传动系统如上图，其总的传动比（前面已计算出）：离合器选用刚性型，安放在曲轴上。第3.2节 带传动设计按照电机可知，其定功KW速，分配的传动比为：1、确定计算功率 代表传递中的标称功率，其综合考量载荷特性、电动机类型以及日常运转的时间周期等因素而确定的，所以：根据机械设计（王为版，以下未注明处皆引自此）表5-9，查得该工作情况系数=1.4 P为传递名义功率，因所选的电动机为5.5KW，按带传动效率为92

23、%计算，则：故2、选择V带型号 由=7.084KW以及 =1440r/min，,查机械设计中图5-9、图5-10可明确，普通A带是可行性选择。3、小带轮的直径的确定 1)、依据设计所要求，翻阅机械设计中表5-10可得，其中A型带轮最为75，然后根据机械设计中的表5-6和图5-10，考虑到要满足飞轮的设计要求，最后确定小带轮直径=150mm。 2)、验算带速v 因属于的区间段，因此符合带速允许值。 3)、计算从动大带轮基准直径，根据机械设计式（5-17）得=（1-0.02）4.11150mm=604.17mm，按带轮基准直径系列选取带轮直径标准值=600mm。根据机械设计式（5-17），实际传动

24、比传动比误差相对值通常允许误差在5的区间内，因此选取的大带轮直径符合要求。4、 从动轮转速（r/min）5、 确定中心距/mm和带长初步拟定中心距，依据机械设计推荐值=750mm初算带长即 2745mm根据机械设计中的表5-6、表5-7查询可知，带基准长度可定为于是中心距可定为：6、验算小带轮包角由机械设计式(5-25) 故满足要求。7、确定V带的根数根据机械设计式（5-26） 根据机械设计表5-3，得，表5-4，得根据机械设计表5-8，表5-6、表5-7 依照计算结果元整取普通v带根数为Z=4根8、计算带的张紧力和压轴力由机械设计式（5-27）单根带的张紧力为依照机械设计中，为：9、确定A型

25、V带中小基本参数：基准宽度为： 基准线上槽深为： 基准线下槽深为： 槽间距为： 槽对称端面的最小距离为： 最小轮缘厚为： 齿宽为： 带轮的基准直径为： 外径为： 孔径为： 第3.3节 齿轮传动设计根据前面已知：主轴转速，且初步设计二级为7，而实际此处传动比应为：，根据前期对曲柄压力机的实物测量，与实际产品的传动比相似，为避免重新设计的巨大工作量，此处先定其传动比，以及大小齿轮模数和齿数，然后进行校核。根据反求设计的特性，初步拟定大小齿轮的模数为8，小齿轮齿数为13，考虑到曲柄压力机承受的是变载荷，为了保证齿面磨损均匀，应使大、小齿轮的齿数为质数，故可取大齿轮齿数为90.在进行校核前需要进行材料

26、的选择1、 选料、热、齿度等级数根据设计，考虑到该齿轮传动磨损较大，且有冲击载荷，故可选择将大小齿轮材料均选为40Cr钢，表面淬火处理，平均齿面硬度52HRC， ，大齿轮精度8级，小齿轮精度7级。2、大小齿轮的强度校核 由于小齿轮是闭式硬齿面齿轮传动，故应按齿面接触疲劳强度校核。由机械设计式6-9得： 式中各参数为：经计算后分别为：2.36,135.9,0.3,101，7区域系数;查询表6-3可知许用接触应力由式6-18，即按查图6-14可得接触疲劳极限查图6-16中曲线得寿命系数取安全系数,则：故满足。考虑到小齿轮齿数小于13，因此需要采用才可让其不发生根切，依照书中推荐，经计算，可选择正变

27、位系数为0.3，可选择负变位系数变为-0.3。以及小齿轮各如下表： 表3-5 大小齿轮参数表名称代号小齿轮大齿轮模数88压力角2020齿数1390分度圆直径104720变位系数0.3-0.3齿顶圆直径124.8731.2齿根圆直径88.8695.2齿宽6050 第3.4节 转轴设计1、初步设计转轴根据机械设计轴的，转轴所需要传递的：式中 在给定的公称压力角下的从所计算转轴开始至曲轴的传动比，由算转轴开始到、以及每一级齿动的传动效率，其中的轴承包括在内： 式中滚承，齿动 轴采用常见的45钢材料，调质处理，查询相关标准知其许转应力。根据转轴设计公式，初步估算轴最小直径：考上零件定方式以及键对轴的削

28、弱作用，可将初步确定的最径d增大10%，最后取。2、根据弯钮共同，校核转轴的初步计算并进行结计后，每一部分的直度已初步明确。对于同时受弯矩和扭矩作用的转轴，可针对某些危险截面（即弯矩大、有应力集中或截面直径相对较小的截面），按弯扭合成强度进行校核计算。先计算齿轮的为：依照法力以及扭矩绘制力图3-2： 图 3-2 轴弯矩扭矩图考虑到截面的弯扭矩最大，且直很小（），故此截面险。下面核算截面的强度由弯矩产生的弯曲应力： 由扭矩产生的剪应力：故当量弯曲应力： 因曲柄压轴并非长期满功率运行，故许用应力可以取 式中 为转材屈服极限，且，其中轴材料选的45钢质的热处理 安全系数，一般可取。因此，符合要求。1

29、、 核算轴的疲劳强度考虑截面部分存在轴肩，将会产生较为明显的应力集中现象，且直径，弯矩的数值又很大，考虑到扭矩与另外的截面大致相同，故仅校核该截面疲劳强度便可满足设计要求。依照机械设计中表2-5，翻阅得轴材料弯曲与剪切疲限 依照中表2-2可查得弯曲和扭转时，材料对循环载荷的敏感系数；根据机械设计中附3，可以知道其发生弯曲与扭转时，有系数；根据机械设计中附4：对于碳钢材料，其毛径4050，发生弯曲以及扭转时，其绝对响系数分别为：；依照机械设计附5，可以知晓其表系数。考虑到曲机轴承受的负载为脉环，因此所以复合安全系数依照机械设计查表后得许用的安数。自动型压力机取，通用型压力机取，因为,故轴疲劳强度

30、也满足设计的要求。第3.5节 平键连接于一般型式的开式压力机，带轮、齿轮等零部件同轴的相互连接通常采取平键相联接。为了防止连接中强度较差的零件发生损坏，还应该校核挤应力： 式中 键传递的总矩， 键与轮毂的接触高度， 键工作的有效长度，A型普通平键取，C型普通平键取键的直径 键的名义长度 键的宽度 所需键的数目，考虑到要兼顾轴的强度，通常 因键所承受的载荷波动较大，故取Z=2时，K=0.75；取Z=1时，K=1 平键连接产生的挤力，倘若轮毂的材料选为，则 当材料为铸铁时， 对于带，其材料选取的是HT200，初步选用键：根据机械设计课程设计表11-28得 ；，故满足要求。同理对于齿轮，材料为40G

31、r，采用A型键，根据机械设计课程设计表11-28得，故同样满足要求。3.6节 滚动轴承的选择3.5.1 滚动轴承概述考虑到滚动轴承的滚动摩擦其启动、运行的力矩小，且摩擦不大、启动灵活、效率高，轴承单位能力很强，润滑时方便，并拥有较为优良的互换性。对比于滑动轴承，滚动轴承的抗干扰能力差，接触应力大，且其径向的轮寸偏大，倘若压力机处于高速重载的特殊环境，那么轴承磨损会加剧，从而寿命会急剧降低，在此过程中所产生的噪音较大，击能力也不理想。3.5.2 滚动轴承型号选择对于选择轴承，应该综合考虑各种情形。1、 载荷条件载荷不太大就选择；如果轴承承受的为，可优先选取，若轴向力很大，可以；如果轴承的是的载荷

32、或者主要为径向，一般采用圆柱滚子轴承、深沟球轴承，或者滚针轴承；如果轴承既承受径向，又同时承受轴向载荷,那么应该考虑角接触轴承以及圆锥滚子轴承：若承受的轴向载荷很大，通常也可采取四点接触球轴承、深沟球轴承以及推力球轴承的相互配合形成的组合式结构。2、 轴承转速情况下，轴承的极速应高于轴承工作的转速。否则会影响使用寿命。当旋转精度要求高、转速快、且承受载荷较小时，可选取极限转速高的球轴承。倘若超出非常多，那么应该考虑；若是载荷大，但转速不高，且有一定的冲击载荷，那么应该选取滚子轴承。3、 调心特性每一类轴承的偏转角应该控制在允许值以内，倘若超过允许值，则会产生轴承附荷，此附加载荷会使轴承的寿命显

33、著降低。4、 安装以及拆卸要求为使安装、拆卸轴承以及调整轴承间隙的过程更为简洁，优选采取内、外圈可相分离的轴承。假如轴承处于长轴上，可选取带内或固套的滚动轴承以简化装拆与紧固过程。5、 经济性。通常来说，滚子轴承要比球轴承贵，型号一样但公差等级不一样的轴承价格比大概为：P0:P6:P5:P41:1.5:2:6。因此，采取高精度轴承时应着重考虑其经济性。 依照以上的五大取用原则，压力机转轴上宜采用单对圆柱滚子轴承进行，轴承所承受的力，作用力：，转速，运行期间有，处，。 依照以上要求以及轴的设计，采用NU212E型轴承，并校核验算。每一个轴承承受的径向负荷为：考虑到齿轮选取的为直齿圆柱齿轮，故可略

34、去附加的轴向力；与此，由于轴承的成对，其引起的轴向力S能反向消除，故轴向的总负荷等于。计算所得平均径向负荷为： 平均轴向负荷：当量动负荷：，寿命系数：，速度系数：所以 查询机械设计基础课程设计知30212型轴承负荷：，经校验，满足设计要求。第四章 曲柄滑块机构第4.1节 曲柄滑块机构运动以及受力分析4.1.1、曲柄滑块机构画出曲柄滑块模型简图如下如图，其中，S为， R为，点为滑块止点，为曲角，起始点为曲柄轴颈最低旋转相反的。不难推出： ，： 式中 图4-1简易视图对曲柄滑块机构进行受时，连用力一般能让其取滑块的作用力,因此 滑块导轨的反作用力为： 式中，；可以近似看作由：无摩擦机构所需的扭矩

35、由于存在摩擦而引起的附加扭矩，即式中为理想当量力臂为摩擦当量力臂为曲轴支承颈半径故曲柄滑块机构的当量力臂为： 曲轴的扭矩为： 将上述式子取，因此曲力机所允许传最大扭矩为： 第4.2节 曲柄轴的设计计算4.2.1、的大致结构示意图如下图所示图 4-2 曲轴各尺寸参数图4.2.2、曲轴强度校核计算1. 曲柄轴设计的经验数据支承颈直径为： （mm）式中为给定的压力机标称压力（KN），取 。按经其他尺寸如下表所示： 表4-1 曲轴各部分尺寸表 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140支承颈长度200曲柄两臂外侧面间的长度280曲柄颈长度150圆角半径10曲柄臂的宽度160曲柄臂的

36、高度2802. 曲轴强度计算曲轴面位于曲柄颈中央的截面与支承颈端部的截面之间。截面处存在弯扭联合考虑到扭矩比弯矩小得多，因此可略去因扭矩产生的应力。弯矩：弯曲应力及强度条件：根据上述式子不难推出滑块上许：截面有弯扭联用，但因其弯矩比扭矩小得多，因此仅计算扭矩即可。扭矩：故剪切应力及强度校核：滑块上的许用应力：疲劳与应力集中等因素，其许用应力应按如下式子进行：式中 材料屈服极限，单位为MPa，材料选取，； 安全系数，取。4.2.3、曲轴刚度的计算。因首项很小，几乎可略去不计，因此简化后公式如下： 式中 给定的; 弹性模量，对钢曲轴； 、； ，单位mm第五章 机身设计第5.1节 机身类型力机机身主

37、要分为两大类：开式机身和闭式机身。对于开式机身，其三面都是敞开布置简便，但其刚度较差，仅中小型压力机适合采用；而对于闭式机身，其两侧封闭，刚度较好，但是操作的便捷性不及开式压力机，其适用于中大型压力机和部分对精度有特殊要求的小机。在此次反求设计中，考虑到设计的该型压力机吨位不大，且对精度要求控制并没有太高，故选择开式压力机机身。第5.2节 机身结构 对于开式压力机而言，其机身大致分为焊接以及铸造结构，考虑到吨位较大，且后期维护和经济性要好，初步选取铸造结构。对于型结构，实际应用中多采用HT200来进行铸造。HT200供应源广且充足、价格合适，且能较好地消震。其缺点主要在于质量较大，刚度不够理想

38、。目前成批产生产采取该种铸铁。对比于闭式压力机，开式压力机明显优点在于使用便捷，存在最关键的问题就是刚度不够理想，尤其是因角变形存在，能显著地影响工件的制造精度以及模具。因此机身设计中最重要的点在于合理设计机身，并在此基础上提高刚度。是提高的最佳途径。如下图图中的截面所示的通常为危险。若要从结构型式上提高机身刚度以及降低角变形量，合理设计截面尺寸是及其重要的，采取的措施可包括增大截面的高度，适量增加喉口壁厚。 图 5-2-1 机身结构简图第5.3节 机身定型以及计算一、计算原则鉴于压力机的开式机身刚度是影响压力机加工性能的关键点，因此按刚度进行设计是正确的选择，然而考虑到刚度运算过程过于繁琐，

39、其计算需在机身整体外形设计完成后方可开始。因此，考虑到设计的便捷性，首先采取强度设计，之后再采取刚度核。当进行计算时，为充分考虑机身自身，其许用取值当略微降低。在保证可行的条件以及规范的使用条件下，压力机机身不会因强度不足而导致损坏的。所以，只需计算危险截面即可。二、强度计算将压力机机身近似类比为，那么截面（见图5-2-1）上会承受弯矩与拉力的共同作用。其弯矩M为：式中公称压力（单位KN） C 故最大应力为： 式中 H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机身的应力如下表所示表 5-3-1HT200224230 开式压力机危险截面尺寸如下表：压力机型号或吨位HabBC400KN8

40、001752003013060380290表 5-3-2 三、刚度校核 当强度计算并且机身零件图绘制完成后，可开始刚度校核。下图即为。其中AB、与CD分别穿过截面、以及、与J3分别为截面、与的矩。 依照曲柄压力机上关于摩尔积分法有，喉口处相对角变形： 式中 机身核算简图如下： a) b) 图 5-3-3a结构简图 b校核简图截面面积序号宽高面积各块面积形心坐标面积与形心坐标乘积各块面积形心至整个危险截面形心的距离各块面积对本身形心的惯性矩1217.52277011847013130130310572237545037.51687513.58201321093832106120728640482

41、76480360合计134033985488623242355危险截面惯性矩：危险截面截面积：危险截面最大计算拉应力： 最大实际拉应力：式中 截面形状系数，通常取，； 动载系数，通常取1.5； 许用系数，对于钢板，。 危险截面最大压应力： 式中 许用压应力，对于钢板。结 论毕业设计即将结束，回顾此次毕业设计，感慨良多。记得刚拿到开式压力机反求设计的论文题目时，我头脑里是一片空白。虽然在 整个大学期间，我个人的学习成绩尚可，但要说让自己整体地去设计某一个机器或者零部件，心中实在没底。纵使在大二大三的每年期末都有课程设计，但这不足以撑起此次毕业设计。在迷茫了一段时间后，深知自己再不能这样磨磨蹭蹭了

42、。以前没认真做课程设计，现在终于算是体会到恶果了。于是，在三月末，立刻去图书馆借了好几本关于此次毕业设计的书，譬如曲柄压力机，压力机结构设计等书。借书是一方面，上网查资料才是这次毕设的重头戏。由于图书馆关于此方面的资料少之又少，我不得不依靠于万能的互联网。互联网改变了我们传统的学习思路，在书本上找不到的某些知识，确实可以再互联网上寻到踪迹。在准备好了资料后，自己对整个论文的主题以及着重点有了大概的了解，知道自己该如何下手。预想是美好的，当我真正开始实施的时候，我才发现，太多的位置没有想象的那么简单。怎么选电机的？电机根据功率选。可曲柄压力机的动力特性决定了不能按照传统的方式去选合适的电机，因为

43、飞轮的储能性质会改变对电机的高功率要求。于是，就得先开始设计飞轮，然而飞轮也没那么容易确定，各种转动惯量的计算，而不同的结构又会影响转动惯量的计算刚刚下手，我就被那一环套一环的设计思路给绕晕了。即便我是进行反求设计，但有些固定的设计思路还是得走一遍。大量的计算，纷繁复杂的公式，以及不间断地查表，看图，搜参数等过程，让我深知，作为一名机械设计工作者，要考虑的因素是何其的多，对知识广度的把握得是何其的大。整个设计过程无疑是让我受益颇多的。对于之前学习的专业课，譬如工程图学、互换性、机械原理、机械设计，材料力学、工程材料等是一次很好的回顾。综合了里面很多的内容，纵使从结果上来看，我还有很多的地方没有较好地掌握，以至于此次毕业设计在艰难中缓慢挺进。幸好，有李克勤老师的悉心指导，有很多的问题在他的帮助下