毕业设计（论文）J23100开式双柱可倾曲柄压力机设计（含全套CAD图纸）.doc

毕业设计说明书毕业生姓名：专业：机械制造与自动化学号：指导教师：所属系（部）：机电系二一二年五月毕业设计评阅书题目： J23-100开式双柱可倾曲柄压力机设计 机电系机械制造与自动化专业 姓名设计时间： 2012 年2月27日-2012 年5月11日 评阅意见：成绩： 指导教师：（签字） 职务：201 年月日毕业设计答辩记录卡 机电 系机械制造与自动化专业 姓名秦晓晨答 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：（签名） 201 年月日前 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。全套完整版CAD图纸，联系153893706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 V带传动设计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42第八章 润滑系统48外文资料51中文翻译58总 结63参考文献64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 = 300KN = 300000N，运输带的速度= 110×90×2mm/min = 0.33m/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） = ×15=×15由电动机至工作机之间的总效率为式中、 分别为联轴器、带传动、一对轴承、齿轮传动的效率。取=0.99、 =0.96、 =0.98、 =0.97、，则 = 所以 = ×15= 16.7KW2、确定电动机转速曲轴转速 = 45r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比=4-6，单级齿轮传动比=5-7，则合理总传动比的范围为=20-42，故电动机转速的可选范围为 = i· =（2042）×45r/min = 9001890r/min符合这一范围的同步转速由1000 r/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8.1查出的电动机型号，其技术参数如表2-1 电动机型号额定功率电动机功率（r/min）Ped/kW同步转速满载转速Y225M-6309801000Y200L-43014701500表2-1 3、选择电动机型号选用的电动机型号为Y200L-4二、计算总传动比和分配传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 = = = 32.67 取=5 则= = 6.53三、计算传动装置的运动和动力参数1>、各轴转速= 1470r/min= 1470r/min2>、各轴的输入功率 = 16.7KW3>、各轴输入转矩运动和动力参数的计算结果列于下表2-2 轴号P/KMT/N·mmn/(r/min)电动机轴16.7108.491470轴16.53107.3914700.99轴15.55505.1129450.94曲轴14.783136.64456.530.95表 2-2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连续行程时所需的周期能量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； 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. 工件成形所需能量式中 压力机公称压力（）； 板料厚度（），根据经验公式，对于慢速压力机。 2. 工作行程时，曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量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，建议按下式计算：式中 公称压力角（°），； 曲柄滑块机构的摩擦当量力臂（mm），由第三章得出； 压力机公称压力（）。 3. 弹性变形所消耗的能量完成工序时，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：式中：压力机公称压力()； 压力机总的垂直刚度（）。 压力机垂直刚度,对于开式压力机。4. 滑块克服气垫压紧力所消耗的能量 无气垫压紧装置，5. 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。根据通用压力机空行程损耗的实验数据。6. 中间传动环节所消耗的能量在传递能量时，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：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； 考虑到齿轮传动的效率。其中：齿轮啮合效率；一对轴承传动的效率; 考虑到皮带传动的效率。其中：皮带效率；一对轴承传动的效率;7. 离合器结合所消耗的能量刚性离合器，8. 滑块停顿，飞轮空转所消耗的能量根据测试，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6-30%，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： 式中 飞轮空转所需功率（）; 压力机行程次数利用系数（%），连续行程时，=100%。对手工送料时，行程利用系数按表2-3选取： 压力机行程 次数<1520-4040-7070-100200-500行程利用系数0.7-0.850.5-0.650.45-0.550.35-0.450.2-0.4表2-3 压力机行程次数（次/min）。 该设计压力机没有拉伸垫装置，具有刚性离合器的通用开式曲柄压力机。按单次行程工作方式计算：二、飞轮轴上转动惯量电动机选定后，设计飞轮。这时有两个假设：1、 工作行程时所需能量全部由飞轮供应。2、 工序结束时，电机轴负载扭矩达到最大值，但不大于电机最大允许转矩。实际上，冲压时电动机放出一部分能量，所以飞轮转动惯量应按下式计算： 式中 工作行程时所需能量 电动机在额定转速下飞轮的角速度 飞轮转速相对波动情况的转速不均匀系数 其中 实际电机系数;实际电机系数 电机额定转差率，； 电机轴到飞轮轴用三角皮带传动时，三角皮带的当量滑动系数，；修正系数，。 公称压力角（°）； 压力机行程次数利用系数（%） 三、飞轮尺寸计算根据求得的折算到飞轮轴上的转动惯量设计飞轮。曲柄压力机上，一般飞轮形状如图21所示，图中：是轮缘部分，其转动惯量为；是轮辐部分，其转动惯量为;是轮毂部分，其转动惯量为。飞轮外径由小皮带轮和速比决定，由第二章已知，轮缘部分宽度。 图 2-1飞轮本身的转动惯量，其中轮缘部分是主要的，要比、大的多。故在近似计算中只考虑更趋于安全。 而所以式中 金属密度（），对铸钢：。四、飞轮轮缘线速度验算飞轮是回转体，为避免回转时产生坏裂，必须验算轮缘线速度：式中：飞轮最大直径； 飞轮转速；许用线速度，对铸钢飞轮。 第三章 机械传动设计第一节 传动系统分析J23-80的传动系统由皮带传动、齿轮传动、轴和轴承等组成。J23-80传动示意图如图3-1图3-1此传动系统采用上传动，J23-80总传动比为：采用刚性离合器，离合器将放在曲轴上。第二节 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）=1.2×26.3KW=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）×5×200mm=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 第三节 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 第四节 转轴设计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3-2： 图 3-2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。3、 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。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： 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。 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轴承比价为P0:P6:P5:P41:1.5:2:6。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J2380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，转速，运转时有冲击，轴颈直径，要求寿命，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：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： 平均轴向负荷当量动负荷，寿命系数，速度系数所以 32211轴承的额定动负荷，因此符合要求。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4-1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： 第二节 曲柄轴的设计计算一、 曲轴的结构示意图4-2图 4-2二、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）式中 压力机公称压力（KN），取 。其他各部分尺寸见下表4-1 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210 表4-1 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。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。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表4-2压力机型号或吨位计算挠度实测挠度J23-800.1720.179表 4-2第三节 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4-31、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：2. 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球头调节螺杆mm136102109129连杆mm179243表4-3 （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。取，即三、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： 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（N·m） 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。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M100×12。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，。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M24.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4-4所示。 a) b) c) 图 4-4一、滑动轴承的结构 图 4-5二、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，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