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摘要
雙柱液壓機由主機及控制機構(gòu)兩大部分組成。液壓機主機部分包括液壓缸、橫梁、立柱及充液裝置等。動力機構(gòu)由油箱、高壓泵、控制系統(tǒng)、電動機、壓力閥、方向閥等組成。液壓機采用PLC控制系統(tǒng)，通過泵和油缸及各種液壓閥實現(xiàn)能量的轉(zhuǎn)換，調(diào)節(jié)和輸送，完成各種工藝動作的循環(huán)。該系列液壓機具有獨立的動力機構(gòu)和電氣系統(tǒng)，并采用按鈕集中控制，可實現(xiàn)手動和自動兩種操作方式。
該液壓機結(jié)構(gòu)緊湊，動作靈敏可靠，速度快，能耗小，噪音低，壓力和行程可在規(guī)定的范圍內(nèi)任意調(diào)節(jié)，操作簡單。在本設計中，通過查閱大量文獻資料，設計了液壓缸的尺寸，擬訂了液壓原理圖。按壓力和流量的大小選擇了液壓泵，電動機，控制閥，過濾器等液壓元件和輔助元件。
關(guān)鍵詞：壓力機 沖壓 機械
Abstract
The two-pillars hydraulic press is divided into two parts,host machine and control mechanism. Hydraulic press host machine is make up of hydraulic cylinder, beam,upright, prefill valve and so on. Dynamic mechanism is make up of tank, high pressure pump,control systems, electric moto, pressure value,direction value and so on. Hydraulic press control system adopt . It will be come true energy conversion, regulate and transport, all kinds of technical motions cycle,through control pump, hydraulic cylinder and all kinds of technical value . The series hydraulic machine is an independent body and the electrical power system , and centralized control buttons used, achieve both manual and automatic operation mode.
Keywords: pressing machine punching machinery
第1章 緒論 1
1.1 課題背景 1
1.2 沖壓設備的發(fā)展現(xiàn)狀 2
1.3 設計任務 2
第2章 確定總體傳動方案 3
2.1 方案的確定 3
2.1.1 執(zhí)行機構(gòu)的方案確定 3
2.1.2 傳動方案的確定 4
第3章 執(zhí)行機構(gòu)的設計與計算 7
3.1 執(zhí)行機構(gòu)的運動分析和受力分析 7
3.1.1 執(zhí)行機構(gòu)的運動分析 7
3.1.2 執(zhí)行機構(gòu)受力分析 9
3.1.3連桿設計計算 11
3.2 電動機的確定 14
3.2.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 14
第4章 傳動裝置的設計與計算 16
4.1 帶傳動的設計與計算及帶輪的設計 16
4.1.1 帶傳動的設計及計算 16
4.1.2 V帶輪的設計 19
4.2 直軸的設計計算及較核 31
4.2.1軸的設計 31
4.3 曲軸的設計計算及校核 41
第5章 機身的設計 46
第六章 離合器的設計 48
第7章 制動器 49
總結(jié) 52
參考文獻 54
0
第1章 緒論
1.1 課題背景
現(xiàn)代世界各國間的競爭主要表現(xiàn)為綜合國力的競爭。要提高我國的綜合國力，就要在一切生產(chǎn)部門實現(xiàn)生產(chǎn)的機械化和自動化，這就需要創(chuàng)造出大量的、種類繁多的、新穎優(yōu)良的機械來裝備各行各業(yè)，為各行各業(yè)的高速發(fā)展創(chuàng)造有利條件。
機械工業(yè)的生產(chǎn)水平是一個國家現(xiàn)代化建設水平的主要標志之一。工業(yè)、農(nóng)業(yè)、國防和科學技術(shù)的現(xiàn)代化程度都會通過機械工業(yè)的發(fā)展程度反映出來。不論是集中進行大量生產(chǎn)還是迅速完成多品種、小批量生產(chǎn)，都只有使用機器才便于實現(xiàn)產(chǎn)品的標準化、系列化和通用化。機械工業(yè)擔負著向國民經(jīng)濟各個部門提供技術(shù)裝備和促進技術(shù)改造的重要任務,在現(xiàn)代建設的進程中起著主導和決定性的作用。通過大量的設計、制造和廣泛使用各種先進的機器,就能大大的加強促進國民經(jīng)濟發(fā)展的力度,加速我國社會主義現(xiàn)代化建設。
沖壓機械是為實現(xiàn)沖壓工藝服務的。隨著生產(chǎn)的發(fā)展，沖壓機械已越來越廣泛的應用于國民經(jīng)濟各個部門的工業(yè)生產(chǎn)中，除機械制造業(yè)本身外，動力機械工業(yè)、船舶、電機、電器、機車車輛制造業(yè)、航空航天工業(yè)，以及人們?nèi)粘Ｉ蠲芮邢嚓P(guān)的家用電器、日用五金等輕工業(yè)部門，均需要大量的沖壓機械為之服務；隨著科學技術(shù)的進步，需要更多的、更好的各種沖壓機械來進行各種沖壓工藝，這就需要我們設計出各類新型沖壓機械。
1.2 沖壓設備的發(fā)展現(xiàn)狀
性能良好的沖壓設備是提高沖壓生產(chǎn)技術(shù)水平的基本條件。目前主要是從兩個方面予以研究和發(fā)展：一是對目前我國大量使用的普通沖壓設備加以改進，即在普通壓力機的基礎上加上送料機構(gòu)和檢測裝置，以實現(xiàn)半自動化或全自動化生產(chǎn)，改進沖壓設備結(jié)構(gòu)，保證必要的剛度和精度，提高其工藝性能，以提高沖壓工件精度，延長沖模使用壽命；二是積極發(fā)展高速壓力機，沖壓柔性制造系統(tǒng)及各種專用壓力機，以滿足大批量生產(chǎn)的需要。
1.3 設計任務
本次設計的課題是：60噸雙柱可傾壓力機的設計及其執(zhí)行機構(gòu)的計算機輔助設計。設計的主要參數(shù)為：
公稱壓力：160KN；
最大沖程：70mm；
公稱壓力角：30°；
滑塊行程次數(shù)：50次/分。
第2章 確定總體傳動方案
2.1 方案的確定
2.1.1 執(zhí)行機構(gòu)的方案確定
方案一:采用凸輪連桿機構(gòu)為執(zhí)行機構(gòu)
圖2-1 凸輪連桿機構(gòu)
方案二:采用對心曲柄滑塊機構(gòu)為執(zhí)行機構(gòu)
圖2-2 對心曲柄滑塊機構(gòu)
對以上兩種方案進行比較：凸輪輪廓線不易加工，且凸輪和連桿間為點接觸，承受的壓應力很大，凸輪容易磨損，連桿的也會因應力過大，而壞掉；而對心曲柄滑塊機構(gòu)與之比較，在這方面的缺點不是很明顯而且對心曲柄滑塊機構(gòu)已在目前中小型壓力機廣泛采用，技術(shù)比較成熟。
經(jīng)過以上比較，選對心曲柄滑塊機構(gòu)為本設計的執(zhí)行機構(gòu)。
2.1.2 傳動方案的確定
合理的傳動方案首先要滿足工作機的性能要求,適應工作條件,工作可靠,此外還應使傳動裝置的結(jié)構(gòu)簡單,尺寸緊湊,加工方便,成本低廉,傳動效率高和使用維修方便。
目前,沖壓機的傳動方式很多。按傳動級數(shù)有一級傳動和二級傳動；按傳動方式有液壓、氣壓、機械等傳動。雖然液壓、氣壓傳動精度高,但是結(jié)構(gòu)復雜,成本高，而機械傳動結(jié)構(gòu)簡單,操作方面,雖然效率不高,但成本低,適合現(xiàn)在大多數(shù)企業(yè)的需求,所以選用機械傳動。
采用一級傳動，由于傳動比的需要，所設計的大帶輪尺寸太大，不適合本設計要求。所以，本設計采用二級傳動。
當采用由幾種傳動形式組成的多級傳動時，要充分考慮各種傳動形式的特點,合理的分配其傳動順序。
（1）帶傳動的承載能力小，會出現(xiàn)打滑和彈性滑動現(xiàn)象但傳動平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡單，造價低廉、緩沖吸振，在近代機械中廣泛被應用，常布置在高速級。
（2）鏈傳動與屬于帶傳動相比，鏈傳動無彈性滑動和打滑現(xiàn)象，傳動效率較高，在同樣條件下，鏈結(jié)構(gòu)較為緊湊；與齒輪相比，鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本低廉，在遠距離傳動時，其結(jié)構(gòu)比齒輪傳動輕便的多。鏈傳動的主要缺點是：運轉(zhuǎn)時不能保持恒定的瞬時傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒，工作時有噪聲，不宜在負載變化很大和急速反向的傳動中應用。
（3）齒輪傳動是機械傳動中最重要的傳動之一，應用廣泛。其主要的特點是效率高、結(jié)構(gòu)緊湊、工作可靠、壽命長、傳動比穩(wěn)定。
經(jīng)過以上比較，考慮各方面，選擇帶傳動和直齒圓柱齒輪進行兩個減速級的傳動。帶傳動在高速級，直齒圓柱齒輪在低速級。
總體傳動如圖2-3所示：
圖2-3 總體傳動圖
第3章 執(zhí)行機構(gòu)的設計與計算
3.1 執(zhí)行機構(gòu)的運動分析和受力分析
3.1.1 執(zhí)行機構(gòu)的運動分析
設計參數(shù):滑塊行程:120mm，工程壓力:600KN，生產(chǎn)率:50次/分，沖壓角α=30°。
如圖4-1所示為曲柄滑快機構(gòu)的運動簡圖,O點為曲柄的旋轉(zhuǎn)中心。曲柄OA轉(zhuǎn)動時，從上死點A1轉(zhuǎn)到下死點A0，滑塊從B1降到B0，全行程S0=2R。為了計算方便，確定曲柄轉(zhuǎn)到下死點時，轉(zhuǎn)角為零度，曲柄逆運動方向轉(zhuǎn)到上死點時曲柄轉(zhuǎn)角α=180°，連桿中心線與滑快運動方向的夾角為β，曲柄轉(zhuǎn)角α與滑快行程S的關(guān)系表達如下：
S=OB0-OB
=（L+R）-（Rcosα+ Lcosβ）
=L（1-cosβ）+R（1-cosα） (3-1）
圖3-1 曲柄滑快機構(gòu)的運動簡圖
由于曲柄轉(zhuǎn)動時，曲柄轉(zhuǎn)角α變化，β也隨之變化。它們之間的關(guān)系是：
Rsinα=Lsinβ
sinβ=(R/L)sinα
令λ=R/L，則
sinβ=λsinα (3-2)
所以
cosβ== (3-3)
把式（4-2）代入式（4-1）得
S=R[（1-cosα）+（1-）/λ] (3-4)
根據(jù)泰勒級數(shù)展開并取前二項，則
cosβ==1-λ2sin2α/2
把上式代入式（4-3），得
S=R(1-cosα+λsin2λ/2)
= R[(1-cosα)+ λ（1-cos2α）/4] （3-5）
式中 S——滑快位移，從上死點算起，向上方向為正；
α——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正；
R——曲柄半徑；
λ——連桿系數(shù)。
為保證所設計的沖壓機能產(chǎn)生所要的公稱壓力，由第九章[6]可知，連桿系數(shù)λ一般在0.1到0.2之間，即L=600到300之間。初取L=550mm，則λ=R/L=0.11。
當α=αp=30°時，其對應的板厚為Sp。
把α=30°代入式（3-5），可算得Sp=8.865mm。
將式（3-4）對時間求導數(shù)，可得滑塊速度：
V=ds/dt=={R[(1-cosα)+（1-cos2α）]}
因為
=W
所以
V=WR（sinα+sin2α） （3-6）
式中 V——滑塊速度；
W——曲柄角速度，W=2πn/60。
將式（3-6）對時間求導數(shù)，可得滑塊加速度：
(3-7)
3.1.2 執(zhí)行機構(gòu)受力分析
曲柄壓力機在進行工作時，工件變行抗力P通過上模傳到滑塊上，連桿以推力PAB推動，滑塊沿導軌向下運動。導軌對滑塊產(chǎn)生一個大小為Q的阻力，方向垂直于導軌。作用在滑塊上的力有三個。拉如圖(3-2)所示.
圖3-2 執(zhí)行機構(gòu)的受力分析
根據(jù)力平衡原理得出：
PAB=P/cosβ
由式（3-2）有：
sinβ=λsinα
當α=αp=30°時， β=atcsinλsinα=3.15°
PAB==P/cosβ=600.9KN
曲柄的曲柄頸所受的力PAB=PAB
所以：曲柄的曲柄頸所受扭矩為：
T=（L+R-SP）sinβPAB
=（550+60-8.865）10-3sin3.15°600.9103
=19849.2Nm
在向下沖壓的過程。制動器不起制動的作用，大齒輪所受的扭矩與曲柄頸所受的扭矩相等，即
T1=T=19849.2Nm
小齒輪所受扭矩為 ：
T2=Tr/R （3-8）
3.1.3連桿設計計算
在中小型壓力機上，連桿常用材料為鑄鐵，大型壓力機的連桿則常用鑄鋼或鋼板焊接。長度可變連桿的球頭式調(diào)節(jié)螺桿常用45鋼鍛造，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。球頭表面淬火。
壓力機一工作循環(huán)所消耗的能量A為
A=
式中：-----工件變形功（屬有效能量）
-----拉延墊工作功，即進行拉延工藝時壓邊所需的功（屬有效能量）
------工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量
------工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量
------壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量
------單行程時滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量
------單次行程時滑塊時離合器接合所消耗的能量
下面對這些能量分別計算：
1）工件變形功=0.315(焦)
式中 -----為壓力機公稱壓力（牛）
------為板料厚度（米）
對于快速壓力機（毫米）
故=63000（焦）、
2）拉延墊工作功
式中 -----為壓力機公稱壓力（牛）
-----為壓力機滑塊行程長度（米）
故=833.3（焦）
3）工作行程時由于曲柄滑塊機構(gòu)的摩擦所消耗的能量
式中 -----摩擦當量力臂（米）
------公稱壓力（牛）
------公稱壓力角（度）
故 =2088（焦）
4）工作行程時由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量為：
式中 -----壓力機公稱壓力（牛）
-----壓力機總的垂直變形（米）
-----壓力機垂直剛度
故=1250（焦）
5）壓力機空程向下和空程向上時所消耗的能量
根據(jù)曲柄壓力機空程損耗功及飛輪空轉(zhuǎn)損耗功率表知=100（焦）
0.16(千瓦)
6）滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時所消耗的能量（千米）
式中 ----壓力機單次行程時的循環(huán)周期（秒）
----曲軸回轉(zhuǎn)一周所需時間（秒）
-----壓力機行程次數(shù)及行程利用系數(shù)。
故 =11400（焦）
7）單行程時，離合器接合所消耗的能量（焦）
綜上所述：
總功 A=
63000+833.3+2088+1250+100+11400+
故A=102089焦
3.2 電動機的確定
3.2.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式
選用的電動機的類型和機構(gòu)形式應根據(jù)電源種類、工作條件、載荷大小和性質(zhì)變化、啟動性能、制動、正反轉(zhuǎn)的頻率程度等條件來選擇。
電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源,，本設計采用三相交流電動機。
電動機功率計算：
其中：------平均功率（千瓦）
A -------工作循環(huán)所需的總能量（焦）
t ------- 工作循環(huán)時間（秒）
k一般為1.2---1.6 ，本文中取1.6
式中 n 為壓力機滑塊行程次數(shù)
為壓力機行程利用系數(shù)，采用自動化送料為1，本文中取0.6
第4章 傳動裝置的設計與計算
4.1 帶傳動的設計與計算及帶輪的設計
4.1.1 帶傳動的設計及計算
帶傳動是兩個或多個帶輪之間用帶作為撓性拉曳零件的傳動，工作時借助零件之間的摩擦（或嚙合）來傳遞運動或動力。根據(jù)帶的截面形狀不同，可分為平帶傳動、V帶傳動、同步帶傳動、多楔帶傳動等。
帶傳動是具有中間撓性件的一種傳動，其優(yōu)點有：
1）能緩和載荷沖擊；
2）運行平穩(wěn)，無噪聲；
3）制造和安裝不像嚙合傳動那樣嚴格；
4）過載時將引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞；
5）可增加帶長以適應中心距較大的工作條件（可達15m）。
由于本設計中要求轉(zhuǎn)速高，為保證穩(wěn)定傳動皮帶不打滑，選用V帶傳動，計算如下：
（1）定V帶型號和帶輪直徑
1）工作情況系數(shù)
由機械設計第4版（P188）表11.5得，
2）計算功率
3）選帶型號
由機械設計第4版（P188）查看圖11.15選C型。
4）小帶輪直徑
由機械設計第4版（P189）表11.6取=400mm
5）大帶輪直徑
（設=0.01）
6）大帶輪轉(zhuǎn)速
（2）計算帶長
初取中心距=650mm
帶長
由機械設計第4版（P179）圖11.4得基準長度
（3）求中心距和包角
1）中心距
2）小輪包角
（4）求帶根數(shù)
帶速
由機械設計第4版（P191-192）表11.8查得；
由機械設計第4版（P191-192）表11.8查得；
由機械設計第4版（P194-195）表11.12查得；
由機械設計第4版（P193）表11.10查得
故帶根數(shù)
取根
（5）求軸上載荷
張緊力
（由機械設計第4版（P179-180）表11.4查得帶質(zhì)量）
軸上載荷
4.1.2 V帶輪的設計
設計V帶輪時應滿足的要求有：質(zhì)量小，結(jié)構(gòu)工藝性好，無過大的鑄造內(nèi)應力，質(zhì)量分布的均勻，轉(zhuǎn)速較高時要考慮動平衡，輪槽工作面要精細加工，以減小帶的磨損，各槽的尺寸和角度應保持一定的精度，以使載荷分布較為均勻等。
1. 小帶輪的設計
（1）確定帶輪的結(jié)構(gòu)形式
已知小帶輪的基準直徑dd1=180 mm<300 mm,
故采用腹板式機構(gòu)。
（2）選擇帶輪的材料
由表13-1-6[2] 查得外徑da=185.5 mm
V=Wda/2=×2π××185.5×10-3=9.32 m/s<20 m/s
可選用鑄鐵，材料牌號為HT150。
（3）帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸
根據(jù)皮帶為SPA型窄V帶。由表8-10[1]查得輪槽尺寸如下：
基準寬度： =11 mm
基準線上槽深： =2.75mm
基準線下槽深： =11.0 mm
槽間距： =150.3 mm
第一槽對稱面到端面的距離 f=10 mm
最小輪緣厚 =6 mm
輪槽角度 ±
（4）確定輪緣及輪轂的尺寸
帶輪寬 B=（Z-1）e+2f
=（2-1）×15+2×10
=35 mm
輪緣外徑 185.5 mm
輪轂外徑 =（1.8～2）d
取 =2d=2×38=76 mm
輪轂長度 B=35 mm〈=57 mm
L=B=35 mm
===5～8.75 mm
取 =8 mm
結(jié)構(gòu)圖如圖（4-1）所示：
圖（4-1） 小帶輪結(jié)構(gòu)圖
2. 大帶輪的結(jié)構(gòu)構(gòu)設計
（1）帶輪的材料確定
V=Wda/2=×2π×××805.5×10-3=10.1 m/s<20 m/s
可選用鑄鐵，材料牌號為HT150。
（2）結(jié)構(gòu)尺寸
由dd=800>300mm，采用輪輻式。
大帶輪在本設計中兼有飛輪的作用。
沖壓時阻力所做的功為Wr≤Fh=×600×10×8.865×10
=2659.5 J
式中 h——沖壓的最大板厚。
所以 W=2659.5 J
安裝飛輪后，電動機所需功率P===2.22KW
其中 T——沖壓間隙，T=60/50=1.2s。
沖頭在接觸工件這段時間內(nèi)電動機所做的功 W=1000Pt1
式中 t1——實際沖壓工件所需的時間，一般取T/5。
所以 W=1000PT/5=1000×2.22××1.2=532.8 J
最大盈虧功 [W]=W-W=2659.5-532.8=2126.7 J
最大轉(zhuǎn)動慣量J===23.6 kgm
式中 [δ]——不均勻系數(shù)的使用值。
由表7-2[5]取[δ]=1/7。
試取平均平均直徑D=550mm
因為 m=
所以 HB====2.58×10 m
式中 ρ——鑄鐵的密度。
取H/B=1.5，則H=1.5B。
所以 1.5B=2.58×10
解得 B=0.131m=131 mm
所以 H=1.5B=196.5 mm
=（1.8～2）d
取 =2d=2×92=184 mm
d為直軸的直徑。采用同步設計，在軸的設計中算出d=92mm。
取輪輻數(shù)Z=5，
h=290=47.4 mm
b=0.4 h=0.4×47.4=18.96 mm
取 b=19mm
b=0.8 b=0.8×19=15.2 mm
因為 B=131<1.5×92=138
所以 L=B=131mm
h=0.8h=0.8×47.4=37.92 mm
f=0.2h=0.2×47.4=9.48 mm
結(jié)構(gòu)圖如圖（4-2）所示：
圖（4-2） 大帶輪結(jié)構(gòu)圖
4.3 直軸的設計計算及較核
4.3.1軸的設計
軸是組成機器的主要零件之一。一切做回轉(zhuǎn)運動的傳動零件，都必須安裝在軸上才能進行運動及動力的傳遞，軸主要是支撐回轉(zhuǎn)零件及傳遞運動和動力。
1. 軸的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩，傳遞的功率P
前面已算出 轉(zhuǎn)速=240r/min
轉(zhuǎn)矩 =4128.6
功率P===115.5KW
2. 求作用在齒輪上的力
小齒輪的分度圓直徑mm
齒輪的周向力 N
齒輪的徑向力N
3. 選擇軸的材料
由表15-1[1] 選擇軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。
查表15-3[1] 取A=111
4. 確定軸的最小直徑
≥
式中 ——軸傳遞的功率（kW）
——曲軸的轉(zhuǎn)速（r/min）
于是≥mm
5. 軸的結(jié)構(gòu)設計
（1） 軸上零件的裝配方案
床身是鑄造而成，滑動軸承是整體式。為了使軸能夠安裝竟去，擬采用如圖（4-4）所示的裝配方案。
軸上的零件裝配如圖4-4所示：
二、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（1）為了滿足小齒輪和飛輪的軸向定位要求，且定位可靠，且不影響軸的疲勞強度，軸端的最小直徑為 86.99mm。
因ⅠⅡ，ⅦⅧ都開有一個鍵槽，當d≤100mm時，有一個鍵槽，軸徑增大5%～7%，所以91.3≤d=d≤93.08。取d=d=92mm。
因為B大帶輪=131mm，為使軸端擋圈只壓在飛輪上，而不壓在端面上，應略小于B大帶輪，取lⅠⅡ=129mm，同理，取lⅦⅧ=178mm。
ⅠⅡ段的右側(cè)要制出一軸肩。定位軸肩的高度h一般取h1=（0.07～0.10）d ，所以6.44≤h1≤9.2 。取h1=9mm，故dⅡⅦ=101mm。
由表21.14-9[10]知道滑動軸承的寬徑比為B/d=1～2之間，即：B=1～2d=101mm～202mm。取B=140mm。
（2）軸上零件的周向定位
小齒輪、大V帶輪和軸的周向定位均采用鍵聯(lián)接。
大帶輪：按mm，由表5-4[3]查得平鍵的截面為。鍵槽是用鍵槽銑刀來加工的，由表5-4[3] 取長為100mm。
小齒輪：按mm，由表5-4[3]查的平鍵截面為。
鍵槽是用鍵槽銑刀來加工的，由表5-4[3] 取長為120mm
（3）確定軸上的圓角和倒角尺寸
參考表15-2[1]，取軸端的倒角為2.5×45°，各軸肩處的圓角半徑為R=2.5mm。
（4）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖
軸水平面受力如圖4-5所示：
圖4-5軸水平面受力
皮帶輪 N
齒輪的周向力 N
齒輪的徑向力N
由
解得 F=15457.9N
F=5250.7N
畫出水平面彎矩圖4-6：
圖4-6 水平面彎矩
軸垂直面受力如圖4-7 所示：
圖4-7軸垂直面受力
由
F+ F= F+ F
解得 F=-2636.9N
F=40196.9N
畫出垂直面彎矩圖，如圖4-8所示：
圖4-8 垂直面彎矩
可得
畫出總彎矩圖，如圖4-9所示：
圖4-9總彎矩
作出扭矩圖，如圖4-10所示：
圖4-10 扭矩圖
（5）按彎矩合成應力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即危險截面C的強度。
≤
式中 ——折合系數(shù);
——軸的計算應力（MPa）
——軸所受的彎矩（）
——軸所受的扭矩（）
——軸的抗彎截面系數(shù)（）
——對稱循環(huán)變應力時軸的許用應力（MPa）
當扭矩切應力為靜應力時，??；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時，??；若扭轉(zhuǎn)切應力為對稱循環(huán)變應力時，取。本設計取。
抗彎截面系數(shù) =
軸的計算應力
=
=67 MPa
前面選定軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1[1]得=70 MPa，因此﹤，故軸安全。
（6）校核軸的疲勞強度
一、判斷危險截面
鍵槽，軸肩所引起的應力集中，均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕設計的，所以截面Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、均無需校核。
從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅱ、Ⅶ處的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大，但應力集中不大，故C截面不必校核；截面Ⅱ、Ⅶ受到的應力集中相近，但截面Ⅱ受到的扭矩比截面Ⅶ小的多，故截面Ⅶ不必校核。所以該軸只需校核截面Ⅶ左右兩側(cè)即可。
二、截面Ⅶ左側(cè)
抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù)
截面Ⅶ左側(cè)的彎矩
截面Ⅶ上的扭矩
截面上的彎曲應力MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力MPa
軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1[1]得抗拉極限強度=685MPa，彎曲疲勞極限MPa，剪切疲勞極限MPa。
查表19.3-6[10]
由，得
有效應力集中系數(shù)：
由附圖3-2[1]得尺寸系數(shù)2
由附圖3-3[1]得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，由附圖3-4[1]得表面質(zhì)量系數(shù)
軸未經(jīng)表面強化處理，既，則綜合系數(shù)值為
根據(jù)第三章第一節(jié)[1]知道：碳鋼的特性系數(shù)： ；合金鋼的特性系數(shù)：。取。
，所以
于是，計算安全系數(shù)。
=
=3.58
=
=10.05
=
=3.37
——設計安全系數(shù)
，用于材料均勻，載荷與應力計算精確時；
，用于材料不夠均勻，計算精確度較低時；
，用于材料均勻性及計算精確度很低，或軸的直徑
﹥200mm。
取=1.5，﹥ 故可知其安全。
三、截面Ⅶ右側(cè)
抗彎截面系數(shù) =7.79×10
抗扭截面系數(shù)
截面Ⅶ右側(cè)的彎矩
截面Ⅶ上的扭矩
截面上的彎曲應力40.6MPa
截面上的扭轉(zhuǎn)切應力29.45MPa
查附表3-8[1]用查值法求出，取，于是得，。
軸按磨削加工，由附圖3-4[1]得
故得綜合系數(shù)值為
于是，計算安全系數(shù)
=
=2.67
=
=4.85
=
=2.34﹥=1.5
故該軸在截面Ⅱ右側(cè)的強度也是足夠的。
4.4 曲軸的設計計算及校核
曲軸在曲柄壓力機的主要部件，工作時受力狀態(tài)較為復雜，它的制造條件要求較高。一般采用鑄造，經(jīng)粗加工后進行調(diào)質(zhì)處理。為了提高曲軸的使用壽命，各個軸頸及圓角過渡出，應用滾子碾壓強化。
1.本設計選曲軸的材料為40Cr經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。對于曲柄壓力機的曲柄，人們在使用中積累了許多經(jīng)驗，并獲得一些經(jīng)驗公式。本設計先安表9-3[6]提供的經(jīng)驗公式進行初步設計 ，再對其進行校核。
曲軸的示意圖如下圖（4-11）所示：
圖4-11 曲軸的示意圖
支承頸直徑d=（4.4～5）
曲柄頸直徑d≈（1.1～1.4）d
支承頸長度l≈（1.5～2.2）d
曲柄兩臂外側(cè)面間的長度l≈（2.5～3.0）d
曲柄頸長度l≈（1.3～1.7）d
圓角半徑r≈（0.08～0.10）d
曲柄臂寬度a≈（1.3～1.8）d
?。篸=5=122.5mm
d=1.3 d=159.3mm
l=2 d=245mm
l=2.8 d=343mm
l=1.6 d=196mm
r=0.09 d=11mm
a=1.5 d=183.75mm
大齒輪與曲軸的軸向定位采用軸間定位。軸間高度一般為（0.07～0.1）d。d為連接大齒輪的軸段直徑。所以：
=122.5/1.07=114.5
122.5/1.1=111.4
取 d=114 mm
取 d=d=144 mm
2.校核
對曲軸的校核只需校核其向下沖壓工件的過程，不需要對其整個運動周期進行校核。
由于在向下沖壓的過程中，制動器不起制動作用，其摩擦力及制動力矩在這個過程可以忽略不計。
假設連桿給曲軸的作用力為兩個集中力，大小個為Pg/2，力作用點在距曲柄臂內(nèi)側(cè)2r處，r為曲軸圓角半徑。把曲軸看成簡支梁，支點在曲柄臂的外側(cè)2r處。如圖（4-12）所示。
圖4-12 曲軸的受力分析及扭矩圖
對C-C截面進行校核。
Mw=（l-l+8r）
=×（343-196+8×11）
=35250Nm
在執(zhí)行機構(gòu)的分析中已算出 T=19849.2 Nm
所以 δ=
W=0.1d
取α=0.6 則
δ=
=×
=9.57×10Pa=95.7M Pa
由表9-5查得[δ]=100～140
所以 δ<[δ]
故C-C截面安全。
對B-B截面進行強度校核。
在B-B截面上受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用。彎矩相對于扭矩很小，可以忽略彎矩的影響。
B-B截面的扭矩為： T=19849.2Nm
τ=
=
=5.4×10Pa=54M Pa
式中 W——抗扭截面系數(shù)，W=0.2d
查得 [τ]=75～100
所以 τ〈[τ]
故：B-B截面安全。
對A-A截面進行校核。
在A-A截面上受到彎矩和扭矩的聯(lián)合作用。彎矩相對于扭矩很小，可以忽略彎矩的影響。
A-A截面的扭矩為： T=19849.2Nm
τ=
=
=6.7×10Pa=54M Pa
式中：W為抗扭截面系數(shù)，W=0.2d
查的 [τ]=75～100
所以 τ〈[τ]
第5章 機身的設計
機身在一臺機器的總質(zhì)量中占有很大的比例，同時在很大程度上影響著機器的工作精度及抗振性能。
機身有鑄造和焊接兩大類。鑄造機身材料常用HT200、QT400-15及ZG270-500等。它們的消震性能良好，但由于許用應力低，鑄鐵及球墨鑄鐵的彈性模量也低，所以重量較大，剛度也差些，但適合批量生產(chǎn)。在結(jié)構(gòu)設計中，應當注意壁厚均勻，不要有突然的變化，要適當加大過渡圓角，以減少應力集中。
焊接機身目前常用的材料為Q235及16Mn鋼板。由于不需要木模，更適合單件生產(chǎn)。焊接機身設計時，鋼板分塊應盡量少，要設計成對稱截面和對稱焊縫，以減少焊接變形；焊縫要避開應力集中區(qū)，避免讓焊縫直接承受主要的工作載荷。焊縫不要交叉，并且要考慮到焊接施工的方便，留有足夠的焊接空間，以改善工人的勞動條件。復雜的焊接件先分成幾個組件焊接，然后拼焊在一起。
無論選用什么結(jié)構(gòu)，機身設計時應注意下面幾點：
（1）在滿足強度、剛度的條件下，降低自重、節(jié)約金屬；
（2）結(jié)構(gòu)力求簡單、美觀、便于加工制造，并使裝在機身上的各種零部件易于安裝、調(diào)整及維修；
（3）有足夠的底面積，以保證沖壓機器的穩(wěn)定性；
（4）結(jié)構(gòu)設計力求減少振動和噪音。
本設計的機身材料選即便于施工又廉價的鑄鐵。查表3-2[3]采用HT200，鑄造而成。
為增加機身的剛度和強度，一般情況下，增加壁厚可以達到，但不如加設肋板有利。因為加設肋板，既可增大強度和剛度，又可較增大壁厚時減小質(zhì)量。肋板布置的正確與否對于加設肋板的效果有著很大的影響。如果布置不當，不僅不能增大機座和箱體的強度和剛度，而且會造成浪費工料及增加制造困難。
肋的主要作用如下：
（1）以提高機架的剛度、強度和減輕機架的質(zhì)量；
（2）在薄壁截面內(nèi)設置肋可以減小其截面畸變，在大面積的薄壁上布置肋可縮小局部變形和防止薄壁震動及降低噪音；
（3）對于鑄造機架，使鑄件壁厚均勻，防止金屬堆積而產(chǎn)生縮孔、裂紋等缺陷，做為補縮通道，擴大冒口的補縮范圍。
第六章 離合器的設計
電動機在啟動后不再隨時開停，而滑塊每分鐘實際的行程次數(shù)與工人技術(shù)、上下料機械化程度等諸多因數(shù)有關(guān)。所以，在傳動系統(tǒng)中都安裝離合器。
常用的離合器有剛性離合器和摩擦離合器。
本設計采用切線轉(zhuǎn)鍵離合器。
1. 離合器的設計要求
（1）接合平穩(wěn)，分離迅速而徹底。
（2）調(diào)節(jié)和修理方便。
（3）外廓尺寸小。
（4）質(zhì)量小。
（5）耐磨性好，有足夠的散熱能力。
（6）操縱方便省力。
2. 離合器的類型選擇
離合器的類型很多，常用的可分為牙嵌式和摩擦式，根據(jù)實際情況此壓力機選用雙轉(zhuǎn)鍵離合器。
離合器的主要尺寸可以從《機械設計手冊》中查得。
第7章 制動器
制動器的主要作用是克服曲柄及滑塊運動中的慣性，防止在滑塊下行時曲軸超前并使曲軸能停在上死點位置。
帶式制動器是剛性制動器中較好的一種，它由于結(jié)構(gòu)簡單，安裝調(diào)節(jié)方便，造價低等原因，在中小型開式曲柄壓力機中得到廣泛的應用。常用的帶式制動器有偏心輪帶式制動器，凸輪帶式制動器及氣動帶式制動器三種。
本設計采用帶式凸輪周期性制動器。制動器用鍵緊固在曲軸的軸端。制動帶用銅絲石棉帶和鋼帶鉚合在一起，借彈簧之力與制動輪貼合。制動力的大小，可調(diào)節(jié)彈簧尾部的螺母。
凸輪是為產(chǎn)生周期性的作用力矩而裝置的。凸出部分是根據(jù)不同位置所需的制動力而確定的。工作時應注意調(diào)節(jié)彈簧松緊，其調(diào)節(jié)程度以曲軸不超前，無摩擦聲為標準。如調(diào)節(jié)過緊時，會使制動帶產(chǎn)生過熱現(xiàn)象。
注意在制動帶與制動輪的接觸面不要沾染油污。
總結(jié)
經(jīng)過近兩個月的畢業(yè)設計，在指導老師的指導下，完成了本次的畢業(yè)設計。本次設計是對四年所學知識的綜合應用，發(fā)現(xiàn)了所學知識的疏漏和不夠深入之處。通過設計可以鞏固先前所學的專業(yè)知識，拓展了視野，更進一不了解機械行業(yè)。
在本次畢業(yè)設計過程中詳細的了解了壓力機的結(jié)構(gòu)和工作原理，并借鑒以往的設計經(jīng)驗，加以改進，使設計更加完善。在大量設計計算和校核后，使我對機床設計過程、思路和方法都有很深的認識。從生產(chǎn)實踐、畢業(yè)調(diào)研和查閱大量相關(guān)資料，獲得了大量的知識。
這次畢業(yè)設計，使我在理論知識與生產(chǎn)實踐方面的到鍛煉，豐富了生產(chǎn)實踐知識，為今后在機械領域有所發(fā)展奠定堅實的基礎。
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致謝
在本次設計過程中，指導老師給予了細心指導和大力支持，另外，也得到機械學院其他老師的無私相助。在畢業(yè)調(diào)研中，得到工人師傅們熱心的幫助。在設計過程中，同學們團結(jié)互助，共同探討，提出許多寶貴意見。
本次設計順利、及時的完成，得益于以上人員的支持和幫助，在此，對他們表示衷心的感謝！