J23-63型曲柄滑块压力机设计含5张CAD图
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J23
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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Abstract Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion 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 metallurgy. 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 录摘 要1Abstract1第一章 绪论31.1曲柄滑块压力机简介31.2设计的目的51.3研究内容51.4设计步骤61.5基本设计技术参数的确定6第二章 曲柄滑块机构的运动和受力分析72.1曲柄滑块机构72.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析92.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系92.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系102.3曲柄压力机滑块机构的受力分析112.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析112.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析12第三章 曲柄滑块结构设计153.1曲柄轴强度设计153.2曲轴强度计算163.3曲轴刚度计算173.4调节螺杆计算183.5轴承计算19第四章 大连杆结构设计204.1连杆和封闭高度调节装置的结构204.2连杆的计算214.3连杆及球头调节螺杆的强度计算224.4调节螺杆的螺纹234.5调节螺杆的螺纹计算244.6连杆上的紧固螺栓24第五章 滑动轴承的设计245.1滑动轴承的结构255.2滑动轴承的计算25第六章 滑块结构设计27第七章 机械传动设计287.1传动系统分析287.2 V带传动设计297.3齿轮传动设计327.4 转轴的设计347.5 平键连接387.6 滚动轴承的选择39总 结41参考文献421.1曲柄滑块压力机简介压力机是用来对放置于模具中的材料进行压力加工的机械，具有用途广泛，生产效率高等特点，压力机可广泛应用于切断、冲孔、落料、弯曲、铆合和成形等工艺。机械压力机工作平稳、工作精度高、操作条件好、生产率高，易于实现机械化、自动化，适于在自动线上工作。机械压力机在数量上居各类锻压机械之首。机械压力机的规格用公称工作力（千牛）表示，它是以滑块运动到距行程的下止点约1015毫米处（或从下止点算起曲柄转角约为1530时）为计算基点设计最大工作力。曲柄滑块机构运动简图如图：图：曲柄滑块机构运动简图 曲轴压力机工作原理：机械压力机工作时(图2)机械压力机工作原理图,由电动机通过三角皮带驱动大皮带轮（通常兼作飞轮）,经过齿轮副和离合器带动曲柄滑块机构,使滑块和凸模直线下行。锻压工作完成后滑块回程上行,离合器自动脱开，同时曲柄轴上的自动器接通，使滑块停止在上止点附近。每个曲柄滑块机构称为一个“点”。最简单的机械压力机采用单点式，即只有一个曲柄滑块机构。有的大工作面机械压力机，为使滑块底面受力均匀和运动平稳而采用双点或四点的。本课题以单个曲柄滑块机构为研究对象。机械压力机的载荷是冲击性的，即在一个工作周期内锻压工作的时间很短。短时的最大功率比平均功率大十几倍以上，因此在传动系统中都设置有飞轮。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。锻压工作完成后，飞轮再次加速积蓄动能，以备下次使用。机械压力机上的离合器与制动器之间设有机械或电气连锁,以保证离合器接合前制动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和寸动（微动），大多数是通过控制离合器和制动器来实现的。滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距离（称为封密高度），可以通过螺杆调节。1.2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：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。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。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。1.3研究内容内容包括：选择电动机型号，曲柄滑块运动和受力分析，曲柄滑块结构设计，大连杆结构设计，并绘制装配图及零件图，在设计中完成了以下工作：1 曲柄滑块压力机装配图2 零件工作图五张（大连杆、轴、齿轮、曲轴、滑块）3 撰写设计说明书一份1.4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 压力机装配图 连杆零件图 轴的零件图齿轮零件图 曲轴零件图 滑块零件图1.5基本设计技术参数的确定项目名称 单位 J23-63 公称力 千牛 kN 630 公称力行程 毫米 mm 4 滑块行程 毫米 mm 130行程次数 次 / 分 SPM 80最大封闭高度 毫米 mm 320 封闭高度调节量 毫米 mm 70工作台板厚度 毫米 mm 65立柱间距离 毫米 mm 275工作台板至导轨间距离 毫米 mm 370工作台板 前后 F.B. 毫米 mm 420 左右 L.R. 毫米 mm 630 工作台孔尺寸 前后 F.B. 毫米 mm 150 左右 毫米 mm 300 直径 毫米 mm 200滑块底面 前后 F.B. 毫米 mm 260 左右 L.R. 毫米 mm 300 模柄孔尺寸 直径 毫米 mm 50深度 毫米 mm 70第二章 曲柄滑块机构的运动和受力分析2.1曲柄滑块机构如图1-1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： 将上式对时间t微分，可求的滑块的速度： 式中：连杆系数；曲柄的角速度。 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力,即： 滑块导轨的反作用力为： 式中：摩擦系数，；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和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即：式中：理想当量力臂；摩擦当量力臂；曲轴支承颈半径。则曲柄滑块机构的当量力臂为： 曲轴扭矩为： 如果上式取和（公称压力，公称压力角），则曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为： 2.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构, A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接点,AB表示连杆长度. 滑块的位移为s。a为曲柄的转角。习惯上有曲柄最底位置（相当于滑块在下死点处），沿曲柄旋转的相反方向计算。2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为而 令 则而 所以 代入整理得: 代表连杆系数。通用压力机一般在0.10.2范围内.故上式整理后得:式子中 s滑块行程.(从下死点算起) a曲柄转角, 从下死点算起,与曲柄旋转方向相反者为正. R曲柄半径 连杆系数 L连杆长度(当可调时取最短时数值) 因此,已知曲柄半径R和连杆系数时,便可从上式中求出对应于的不同a角的s值.有余玄定理知2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系 求出滑块的位移与曲轴转角的关系后,将位移s对时间t求导数就可求得到滑块的速度v.即: 而 所以 式中 v滑块速度 曲柄的角速度 又因为所以式中 n曲柄的每分钟转数从上式可看出,滑块的速度V是随曲柄转角a角度变化的。在a=0时 V=0 , a角增大时V随之显著增大；但在a=之间时，V的变化很小,而数值最大.因此常常近似取曲柄转角的滑块的速度当作最大速度。用表示即上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速n，曲柄半径R成正比，n越高，R越大，滑块的最大速度Vmax也越大。 本压力机滑块的最大速度2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是否符合要求外，还有很重要的一点就是要校核它的强度。而进行强度校核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行力学分析。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况。其中P1料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束反力，这三个力交于B，组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N、Pab之间关系如下： 有上式知 当时，取到最大值 一般曲柄压力机，负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为： 上面两式便成为： 例如求公称压力角时,曲轴上齿轮传递的扭矩因为在时,滑块能承受的最大负荷是40KN,所以坯料抵抗变形的反作用力也允许达到这个数值,即P=40KN 可查表2-2得 因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为: 上面,我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中,都没考虑各活动部位的摩擦.这种处理问题的方法,对于分析连杆和滑块受力,来说,误差很小.且简化了计算公式,完全可应用.但是,在计算曲轴所需传递的扭矩时,不考虑摩擦的影响,却会带来较大的误差,因此计算时,应考滤由于摩擦所增加的扭矩.2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析曲柄滑块机构的摩擦主要发生在四处:1）.滑块导向面与导轨之间的摩擦.如下图所示,摩擦力的大小等于滑块对导轨的正压力,与摩擦系数的乘积,摩擦力的方向与滑块的运动方向相反.工作行程时,滑块向下运动,导轨对滑块的摩擦力朝上,形成对滑块运动的阻力.2）. 曲轴支承劲与轴承之间的摩擦.轴旋转时,轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算: 由于小齿轮的作用力远小于,所以可以认为两个支反力的和 于是上式可变为:3）曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦,它和上一种摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式计算:4）连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩: 根据能量守恒的原理,曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等于克服各处磨擦所消耗的功率。即： 式中：曲柄的角速度； 滑块的速度； 曲柄和连杆的相对角速度，连杆的摆动角速度，所以可以求得的绝对值为：而将上式代入，并取=1，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为： 现以所设计的曲柄压力机的曲柄滑块机构为例,来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下: R=80mm 代入式子中求得方括号内的值,即的值如下: 684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40从以上可以看出, 的值随曲柄转角而变化,但变化较小,在近似计算中,可以将看作不随变化的常数,并取其相当于=时的值.因此,上式可简化为已知P=40KN 与不记摩擦的扭矩比较,最后的到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩: 以上式子中:R曲柄半径;曲柄的转角;连杆系数;摩擦系数,一般取0.05曲轴支承颈的直径曲轴颈的直径连杆销的直径坯料抵抗变形的反作用力.第三章 曲柄滑块结构设计曲轴的结构示意图：3.1曲柄轴强度设计曲柄轴尺寸经验数据，支承颈直径： （mm）式中：压力机公称压力（KN），取 。其他各部分尺寸见下表： 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221曲柄两臂外侧面间的长度350曲柄颈长度190圆角半径10曲柄臂的宽度160曲柄臂的高度2103.2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：弯曲应力及强度条件：由上式可以导出滑块上许用负荷：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：剪切应力及强度条件：滑块上许用应力：考虑疲劳和应力集中的影响，许用应力如下计算：式中：曲轴材料屈服极限（MPa），调质处理，； 安全系数，取。3.3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。第一项很小，可以忽略，故简化公式为： 式中：压力机公称压力（KN）; 弹性模量，对钢曲轴； 支承颈、曲柄臂、曲柄颈的惯性矩（）； 曲柄臂形心至曲柄颈形心的距离（mm）。曲轴计算挠度与实测挠度见下表：压力机型号或吨位计算挠度实测挠度J23-630.1720.1793.4调节螺杆计算调节螺杆示意图如图： 取： 取 强度计算： 查表，45钢（调质热处理）(18012200)，符合要求。调节螺杆螺纹计算： 采用特种锯齿螺纹 尺寸 选用 3.5轴承计算(1)曲轴轴承： (2)连杆大端轴承： (3)连杆小端轴承： 查表：有： ， 所以可以选用。第四章 大连杆结构设计4.1连杆和封闭高度调节装置的结构1、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。4.2连杆的计算连杆的作用力:单点压力机： 2 确定连杆及调节螺杆主要尺寸的经验公式：球头式调节螺杆主要尺寸的经验公式见下表：计算部位代号经验公式实际尺寸球头调节螺杆mm136102109129连杆mm179243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。取，即4.3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： 危险截面的压应力：式中：连杆作用力（KN）; 危险截面AA的面积（）； 危险截面的弯曲应力:式中：危险截面的截面模数，圆形截面； 危险截面的弯矩（Nm）： 式中：摩擦系数，取； 曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径（mm）； X危险截面到连杆下支承轴颈中心的距离（mm），； L连杆的总长度（mm），对于长度可调的连杆。 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。4.4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M10012。4.5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。式中：、螺纹的外径和内径； S螺距； H螺纹最小工作高度，； h螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹； 连杆体或调节螺母螺纹的许用应力，对铸钢ZG35，。4.6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M24。第五章 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。如图所示： 5.1滑动轴承的结构 5.2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，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的单位压力p使：式中：轴承上的单位压力（）； 作用在该轴承上的压力（N）； 轴瓦的许用单位压力（）； 轴承的支承投影面积（），与轴承的结构、尺寸相关。5.2.1验算滑动轴承的单位压力p曲轴支承轴瓦：连杆大端轴承：连杆小端轴承（球头式）：5.2.2滑动轴承轴瓦上的速度曲轴轴承的速度：连杆大端支承处的速度：式中：曲轴轴承直径（mm）； 曲柄轴颈直径（mm）; 曲轴转速（r/min），； 连杆系数，。验算值：为防止发热过于厉害，还应验算它的值，即：式中：轴承上的单位压力； 轴承工作表面见的滑动速度； 许用的值，与材料有关。对材料，。曲轴轴承：连杆大端轴承：第六章 滑块结构设计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。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： 开式压力机导轨的形式如图所示： 第七章 机械传动设计7.1传动系统分析J23-40的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。J23-40传动示意图如图：此传动系统采用上传动，J23-63总传动比为：采用刚性离合器，离合器将放在曲轴上。7.2 V带传动设计已知电动机功率为26.3KW，转速=1470r/min，设备要求带的传动比=5.1、确定计算功率由机械设计表5-8查得工作情况系数=1.2由机械设计式（5-21）=1.226.3KW=31.56KW2、选择V带型号 由=31.56KW， =1470r/min和机械设计图5-10，确定选用C型普通V带。3、确定带轮基准直径 1)、按设计要求，由机械设计表5-2，C型带轮的最小直径为200mm，再参看机械设计图5-10及表5-6，选择小带轮=200mm。 2)、验算带速v 在525m/s之间，满足带速要求。 3)、计算从动带轮基准直径，由机械设计式（5-17）得=（1-0.02）5200mm=980mm，按带轮基准直径系列取=1000mm。由机械设计式（5-17），实际传动比传动比误差相对值一般允许误差5，所选大带轮直径可用。4、确定中心距a0和带的基准长度Ld由机械设计式（5-22） =200+1000mm=1200mm， 取。由机械设计式（5-23），带长由机械设计表5-4，选取带的基准长度为=5000mm。由机械设计式（5-24）计算实际中心距a5、校核小带轮包角由机械设计式(5-25) ,满足要求。6、确定V带的根数由机械设计式（5-26） 由机械设计表5-6，；由机械设计表5-9，由机械设计表5-11， 由机械设计表5-12 取Z=4根7、计算带的张紧力和压轴力由机械设计式（5-27）单根带的张紧力为由机械设计式（5-28）带轮轴的压轴力为8、C型V带小带轮的基本尺寸基准宽度 基准线上槽深 基准线下槽深 槽间距 第一槽对称面至端面的最小距离 最小轮缘厚 齿槽宽 带轮的基准直径 外径 孔径 7.3齿轮传动设计已知：主轴转速，从动轴转速，输入功率，每天工作8小时，寿命10年，每年工作250天1、 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数由机械设计表6-5、6-6，选择小齿轮材料40Cr钢，调制处理，硬度241286HBS， ，；大齿轮材料ZG35CrMo铸铁，调制处理，硬度179241HBS，；精度8级。 按齿根弯曲疲劳强度设计2、 齿根弯曲疲劳强度设计由机械设计公式（6-20）已知 取齿数， 取实际传动比传动比相对误差=齿数选择满足要求由机械设计表6-10，软齿面齿轮，悬臂安装，取齿宽系数由机械设计表6-7查得，使用系数；参照图6-6b，试取动载系数；由图6-8a，按齿轮悬臂布置，取齿向载荷分布系数。由表6-8，按齿面未硬化，直齿轮，齿间载荷分配系数。由式（6-4）载荷系数由机械设计图6-18查得小齿轮齿形系数，大齿轮齿形系数。由图619查得，小齿轮应力修正系数，大齿轮应力修正系数由机械设计图612、图613查得，代入20，得， 由机械设计图6-20查得，重合度系数按机械设计式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力按图624i、g,查得齿轮材料弯曲疲劳极限应力，由机械设计表613计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数小齿轮应力循环次数 大齿轮应力循环次数 由机械设计图625查取尺寸系数，由机械设计式（614）取 弯曲疲劳强度系数，按机械设计表612，取 比较，应按大齿轮计算齿轮弯曲疲劳强度 按机械设计表6-1 取标准模数m=6mm中心距分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 按计算结果校核前面的假设 齿轮节圆速度 查得，与原值一致。齿宽 小齿轮齿宽取50,大齿轮齿宽取45。 齿顶高 齿根高 齿高 齿距 齿原 齿槽高 7.4 转轴的设计1、转轴的初步设计转轴所需传递的扭矩：式中 曲轴在公称压力角下的扭矩；从所计算转轴至曲轴的传动比，；从所计算转轴至曲轴各级齿轮传动的传动效率（包括轴承的摩擦损耗）， 其中滚动轴承、齿轮传动、滑动轴承； 轴选用45钢制造，调制处理，许用扭转应力。所以轴的初步计算最小直径为：考虑轴上零件的固定方式，将初步确定的最小直径d适当加大，取。2、按弯钮联合作用核算转轴的强度经过初算和进行结构设计后的转轴，各段的直径和长度已初步确定。但在此基础上，还须进一步按弯钮联合作用核算轴的强度，以便判断初步设计是否恰当。齿轮的法向作用力为：皮带作用力比齿轮作用力小得多，所以可以忽略不计。根据和扭矩绘制转轴的受力图： 由于截面的弯矩和扭矩最大，直径又比较小（），所以此截面最危险。下面核算截面的强度。由弯矩产生的弯曲应力为： 由扭矩产生的剪应力为： 当量弯曲应力为：由于曲柄压力机的转轴不是长期满载工作，许用当量弯曲应力可取为： 式中 转轴材料屈服极限（），轴的材料是45钢（调质），屈服极限； 安全系数，一般取。因此，符合要求。1、 核算轴的疲劳强度由于截面有台阶，应力集中现象比较严重，且直径最小（），弯矩又比较大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲劳强度。由机械设计表25查得轴材料的弯曲和剪切疲劳极限； 由机械设计表22查得弯曲和扭转时材料对循环载荷的敏感系数；由机械设计附表3，查得弯曲和扭转时圆角处的有效应力集中系数；由机械设计附表4，材料为碳钢，毛皮直径4050，弯曲和扭转时的绝对尺寸影响系数；由机械设计附表5，查得表面质量系数。由于曲柄压力机的轴所受载荷为脉动循环性质，所以所以复合安全系数查表查得许用安全系数，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。7.5 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： 式中 键所需传递的总扭矩， 键与轮毂的接触高度，； 键的工作长度，对于C型普通平键，对于A型普通平键； 键的名义长度； 键的宽度； 键的直径； 键的个数为避免加工困难和过分削弱轴的强度，一般； K考虑键受载不均匀的系数，当Z=2时K=0.75，当Z=1时K=1； 平键连接的许用挤压应力，轮毂材料为钢时，。对带轮，材料为铸钢，采用C型键，查表得 ；，满足要求。对齿轮，材料为钢，采用A型键，查表得，满足要求。 7.6 滚动轴承的选择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
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