开式曲柄压力机设计.docx

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1、开式曲柄压力机是使用十分广泛的材料加工设备，从2000年以来中国压力机设备和 技术水平已有了很大提高，但和兴旺国家相比还有很大距离。此次设计的目的是计算设计 曲柄压力机，按照自己的能力对他进行优化，使其更加平安平稳有效地工作。本次设计为2500KN曲柄压力机，其主要零部件包括；电动机，过载保护装置，离合 器，制动器，机身等主要零部件。在设计时需要研究曲柄压力机的整体结构和运动原理并 且计算相关零部件的尺寸。根据相关尺寸选取一些国标的零件完成装配，并对相关零部件 进行校和验算。关键词：曲柄压力机；传动系统；传动轴；曲轴；滑块传动比i3. 734效率n0. 970. 950. 923.2带传动设计

2、J21250型开式曲柄压力机的电动机功率为30 KW ,转速为960转/分，三角皮带传动比为i=41、确定计算功率5由机械设计表58查的工作情况系数K/1. 2由式修=Ka/ = 1.2*30KW = 36KW其中P为电动机的额定功率，P = 3OKW2、选择V带的型号开式曲柄压力机上常用的三角皮带有0、A、B和C四种型号。由Q.=36KW,转速=960r/niin和图8. 15,确定选用C型普通V带。3、确定带的基准直径(1)按设计要求，由表8.7查得，C型带轮的最小直径为200/加(2)验算带速/.二万二万x96Ox2OO = 048,/s 在525m/s之间，满足带速要求。 60*100

3、060000(3)计算从动带轮基准直径由24=3.73 ,取 二0.02,4/2 = (1 ). i 4 = (1 0.02) x 3.73 x 200 = 731.08 mm按带轮的基准直径系列取 由2 =750.。实际传动比4/2_750-(1-0.02)x200= 3.83传动比误差相对值加=1=383-3.73 = 268%5% (一般允许误差)，所选大带轮i 3.73直径可用。4、确定中心距和带的基准长度(0.55( +dd2)a2ddx +%)ddx + 血2 - 200 + 750 = 950 mm ,522.5mm a 120,满足要求。6、计算皮带的绕行次数1000y 100

4、0 X10.15 今“力/II =2.26 次/ s 20 次/ sLd 45007、确定V带的根数z=5(E) +/)%/式中：益一单根V带的基本额定功率，见机械设计表8. 9,为2. 87 KW o然)一iwl时传递功率的增值，见边表8.11,然)为0.83KW。心一按小带轮包角%查得的包角系数，见表8. 8,纵为0.95。的一长度系数，见表8.3,姓为1.04。所以，Z = 7.22 根，取 z=8 根。8、计算带的张紧力和压轴力单根带的张紧力为 =500 ”（孕-1） + 3以ka=500 X 264械 （三1） + 0.3Kg / 机 X （10.15m/5）2 10.15/12/5

5、x8 0.95=264.987V带轮轴的压轴力F = 2zF（ sin 幺=2 x 8 x 264.98N x sin 78.83 = 4154.89No 29、确定带轮的结构尺寸节宽。尸=19.0mm槽间距e = 25.50.5mm基准线上槽深hamin = 4.8mm 基准线下槽深hfmin = 14.3mm最小轮缘厚度 Rnin = 10 mm 外径 dw = dd + 2ha = 209 6mm带轮宽 8 = （z l）e +2/=（8 1）x25.5 + 2x17 =212.5帆机3.3齿轮传动设计齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。其主要优点是效率高，传动比准 确，结构紧

6、凑，寿命长；主要缺点是制造本钱较高，不适宜于远距离两轴间的传动。3.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数直尺圆柱齿轮的几何尺寸计算由上述计算得出J21250开式曲柄压力机齿轮传动的传动轴的转速4=257r/nin , 从动轴转速% =38r/min ,输入功率P = 28.5KW,每天工作8小时，寿命为10年。a、选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数选择小齿轮材料40G钢，调质处理，硬度241286HBS, 0尸686M, as-490MPu； 大齿轮材料40G钢，调质处理，硬度241286HBS, o/686/4，o-s, =490MPci ；精度8 级。b、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳

7、强度设以2 14II轴的转矩工厂0.73* 10（）n.mm,即小齿轮转矩。为了提高开式齿轮的耐磨性，要求有较大的模数，因而选择少齿数，一般取4 =1720o取齿数4=20,传动比共4, z2 =i-z =4x20 = 80将上式简化，设分=1由机械设计式9. 18得A/ T1 YFaYSa在应用上述公式时，应该注意应对大小齿轮EL ,进行比拟并按照两者中的较大值进行比拟，模数应圆整成标准值。对于传递动力的齿轮，模数一般应大于2nm1。许用弯曲应力口/单向受载时，许用弯曲应力按下式计算:I aFhm YNYX %=-I min其中Mlim为失效率为0.01时，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限。S.m

8、为弯曲疲劳强度 最小平安系数。参考表9.13. %为寿命系数，查9.24彳为尺寸系数查图9.25查图 9. 23 得弯曲疲劳极限oflimi = 600mpa oFlim2 = 450mpa查表9. 13得弯曲疲劳强度平安系数5而埼=5.电=125查图9. 24的弯曲疲劳强度寿命系数：（粗略计算时，按载荷稳定）9N。=60yntn （Y为齿轮没转一周，同一侧面的齿合次数，n为转速）计算应力循环次数N =60nIkLh =60x257x1x10 x300x8 = 3.7xlO8N2 =60n2kLh =60x38x1x10x300x8 = 7.4 xlO7,取 YNl = 0.903 YN2 =

9、 0.945查图6. 25查取尺干系数：KX1 =1Yx2=1查图6. 21有齿形系数：0al =28/=2.24r查图6. 22有应力修正系数：4a1=L54匕2=L78=迫喳& = .600x0,9x1 = 433 44(L 1J 56皿1.25=12为2右2 = 453 6 (N)l 2J SKmin2 1.25二 0.0088ai_ 2.8x1.54 _兀%,2 _ 2.24 x 1.78而P 百。明叱方丁-453.6小齿轮设计校核(查表 6. 16 取 Am =14)查标准模数圆整为4mm,为了补偿磨粒磨损把模数增大10%故取模数为6mmm（Z1 + z9） 中心距a二：一6x(20

10、 + 80)2二 300mm分度圆直径 d1 =mZ =6x20 = 120mm d2 =mz2 =6x80 = 480mm齿顶圆直径da = m(Z +2) = 6 x 22 = 132mm da9 = m (z, + 2) = 6 x 82 = 492mm 1141齿宽取50mm齿根圆直径df=m (Zj - 2.5) = 105mmdf2 = m (z2 - 2.5) = 465mm10齿身h = 2.25m = 13.5mm 齿根身hf二 齿顶高ha = m = 6mm 齿距p = mn=1.25m = 7.5mm=18.84mm71 八m = 9.42mm211齿厚s = |m =

11、9,42mm齿槽高e =第4章 曲柄压力机工作机构设计4.1 曲柄滑块机构的运动分析和受力分析滑块的位移与曲柄转角的关系：滑块经连杆与曲柄的连接，曲轴转动一周，滑块上下 往复运动一次。如图4-1所示，是曲柄滑块机构处于任意位置时的情况。（上死点）。B1（下死点）图4-1曲柄滑块机构R表示曲柄半径，L表示连杆长度。0表示曲柄的转角，习惯上由曲柄最低位置、沿 曲柄旋转的相反方向计算。B点表示连杆小端的中心，也是滑块上的一点。所以B点的位 移可以代表滑块的位移。如果以滑块的下死点Bi作为计算的原点，那么在任意位置时滑块 的位移为：SB = OB QB = OB - (OA+AB)二(R + L)-

12、(Reos 6+Leos 0 )- R (1 -cos 9 )+L (1-cos 0 )=R (l-cos 0 )+ L/R(1-cos B )令R/L=M连杆系数），代入上式得：SB = R （1-cos 0 ）+（l-cos B ） / 人:其中。是连杆与中心线OBi夹角，它的值可以从三角形OAB中求得: sin B= A A /L = Rsin O /L- X sin 0故cosp =，l sip,代入上式得：cos3 = 71-Vsin20 所以 SB = R(l-cos 0 )+(l-71-2sin29/ X ；而：71-Vsin2el-Z2sin29/2;所以：SB = R(l-c

13、os0)+Rsin20/(2L) ；(4-1)即曲柄半径R和连杆系数九时一，便可从上式求出对应于不同的9角和SB值。4.2 曲柄、连杆和滑块的受力情况分析判断曲柄滑块机构能不能满足工艺的要求，除了检验它的运动规律是否符合要求以 外，还应该有很重要的一点就是要校核它的强度。进行强度计算之前，必须首先确定机构 中主要零件所受的力。忽略摩擦力和零件本身重量滑块的受力情况如图4-2所示。口上模图4-2滑块的受力情况分析其中P】是材料抵抗变形的反作用力，N是导轨对滑块的约束反力，Pab是连杆对滑块 的约束反力，这三个力交于B点，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力P、N和Pa

14、b之间的关系：Pab =Pcos0, N = Pjtgp ;由si呻二九sin知，当8=90。时，0到达最大值。如取九=0.3,由90时,0=17。28。一般曲柄压力机入0.3,负荷到达公称压力时的曲柄转角。仅30。左右，因此曲柄压力机 负荷最重时的P角远小于17。2鼠所以可认为13cospa l , tgp sinp = Xsin0 ,上面两式便成为:PAB b Pp N p 入RsinO ;式中Pab为连杆对滑块的约束反力，也等于连杆所收受的作用力；Pi为材料抵抗变形的反作用力；N为导轨对滑块的约束反力，也等于滑块对导轨的正压力；Z一为连杆系数；0为曲柄转角。在不计摩擦和零件本身重量时对曲

15、轴进行受力分析如图4-3(a),图4-3(b)opab 连杆大齿轮图4-3(a)曲轴连杆机构大齿轮小齿轮图4-3(b)曲轴受力分析其中Pab连杆对曲柄的约束反力，它与上面所说的力Pab大小相等而方向相反；Ri与R2分别是曲轴支承1和支承2的支反力；Pn小齿轮对大齿轮的作用力。这几个力虽然14 不在同一个平面上，但却彼此却平衡，因而组成了一个空间平衡力系。为了解决这个空间 的力系的问题，将力P AB从A点平移到曲柄的回转中心O点。根据力学中力平移的原理得知，平移后还需加上一个力偶，这个力偶矩Mo=0点到力 P AB作用线的垂直距离mo(即OC)与力Pab的乘积，即：M(产P,ABXmo由于Pab

16、=PabPi ，所以上式又可写成：MoPiXmoo即该扭矩就是曲柄所需传递的扭矩，也就是大齿轮所需传递的扭矩。其中mo可从几何关系中求出，在三角形OAC中，由于NOAC=9+0, OA=R, 所以有：irO = R sin(0 + P) = R(sin0(sin +cos0os9sB又 cosp 1, sinp=Xsin0,所以上式可以成为：mO = R(sin0 + Xcos0sin0)= R(sin0 + Xsin20/2);(4-2)即在不计摩擦力时曲轴所需传递的扭矩为：MO = P1 R(sin9 + Xsin29/2);查参考文献表2-2得sin。+九sin29/2 = 0.2;在计

17、算曲轴所需的传动扭矩时，如果不考虑摩擦力的影响，会带来较大的误差，所以计 算时，因考虑摩擦力所增加的扭矩Mp.在曲柄滑块机构中的摩擦力主要发生在四个地方： 滑块导向面与导轨之间的摩擦力;曲轴支承颈与轴承之间的摩擦力;曲柄颈与连杆大端轴承 之间的摩擦力;连杆销与连杆小端轴承之间的摩擦力。上述四处的摩擦力都会使曲轴增加所 需传递的扭矩，由经验可知摩擦扭矩Mpi是不计摩擦时的扭矩Mo的5%,所以曲柄所需传 递的总扭矩M 总=1.05 MO = 1.05x 2500x 100x0.2 = 52500 NM(4-3)4.3 曲轴设计选取曲轴材料为40Cr(调质)。根据参考文献1表4-10查得曲轴的许用弯

18、曲应力b =140 MPa, i=100 MPa,单边传 动。15AbstractOpen crank press is a widely used material processing equipment. Since 2000, Chinese press equipment and technology level has been greatly improved, but there is still a long way to go compared with developed countries. The purpose of this design is to calcul

19、ate the design of crank press, according to their own ability to optimize him, so that it is more safe and stable and effective work.This design for 2500KN crank press, its main parts include; Motor, overload protection device, clutch, brake, fuselage and other main parts. It is necessary to study t

20、he overall structure and movement principle of crank press and calculate the dimensions of relevant parts in the design. Select some gb parts according to the relevant size to complete assembly, and check and calculate the relevant parts.Key words ： Crank Press;Transmission System;Transmission Shaf;

21、Crankshaft;Slide支承径曲柄臂曲柄颈图4-4曲轴1、曲柄轴尺寸经验数据支承颈直径44)=(4.5 5“( mm )式中 Pg压力机公称压力(KN), H = 2500 KN 取o = 225 nun。其他各局部尺寸见下表4-1曲轴尺寸经验数据表4-1曲轴各局部尺寸名称代号经验数据实际尺寸曲柄颈直径d a(1.1 l.4)d0248支承颈长度A)(1.5 2.2) Jo338曲柄两臂外侧面间的长I 3:Lq(2.5 3.0)d0562.5曲柄颈长度4(1.3 l.7)d0292.516圆角半径r(0.08 0.10)418曲柄臂的宽度a(1.3 l.8)d292.52 .强度校核计

22、算由参考文献1表4-11曲柄径轴强度计算公式得crA_A = (lq -1A + 8r)Fg/(0.4 dA2 )(4-5)o-A_A = (562.5 -292.5 + 8x 18) x2500/(0.4 x247.5 2) 12.86MPa n=140 MPa 符合要求t =5Mrt/d03xl03(4-6)=5x52500/225 3xl0323 MPa i 100 MPa符合要求17第5章 连杆和封闭高度调节装置5.1 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1 5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

23、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。5.2 连杆的计算1、连杆的作用力？B：d4连杆简图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下表32：(2)连杆总长度L确实定确定连杆长度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2 = 0.08-0.12 ,即连杆长度 L二(12.5 8. 34)1。取；1 = 0.1,即, R 100 八L-=mm = 1000mm0

24、.1 0.118Ln2 =+ 50 mm = 1050 nunIll dA11111计算部位代号经验公式实际尺寸球头 调节螺杆mm(3.9 5.7)也1954(0.67 0.83)1604(1 O.83)Jo132。2(0.9 1.0)4144连杆mm4(1.5 2.0)4240H(1.73.O6)Jo2725.3 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0V:b =%FA式中 Pab连杆作用力（KN）;Fa危险截面AA的面积（m2 ）；Fa =乃(4了 =3.14x(图 产

25、=20096帆疗% =p = 240 8 X1()62AMPay Fa 20096x10-6 aaa19危险截面的弯曲应力bw ：式中也一危险截面的截面模数，圆形截面W = 0.14)3= 0.1 X 160-3 =409600Ma危险截面的弯矩QN,m)/, L 7式中一摩擦系数，取4 = 0.05；小rB一曲柄轴颈同连杆下支承端轴颈的半径(mm)；195 100 ”rA = 97.5mm ； rB = 50mmX 一危险截面到连杆下支承轴颈中心的距离(/加)，匹)2_&)2 = 55.7mm 22=0.05 x 2500 x 50 - 78.74x r97.5 + 50、1050 2= U

26、200N 加awMa 11200A 409600 xlO-9Pa=Z13MPacyw =%.+。卬=124.4 + 27.3, =151.7,球头调节连杆常用45钢锻造，调质处理HBS220250,匕=180220M4，球头外表淬火，硬度为42 HRC。连杆体采用ZG 35,正火处理。5.4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M100X12。5.5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20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

27、杆体, 或调节螺母）的弯曲应力。1.5(4-4相7iHdh2式中 、&螺纹的外径和内径；s螺距；H螺纹最小工作高度，H = 272mm；h螺纹牙根处高度，对于梯形螺纹力。0.635S ；3/ 连杆体或调节螺母螺纹的许用应力，对铸钢ZG35,= 3S.5MF j9-55xl06p = C3/Z 0.2r7/i V n式中：%一切应力，MPa ；T一轴所受的转矩，Nmm； 叫一轴的抗扭截面系数，mm3； n一轴的转速，r/min ； P一轴传递的功率，KW； d一轴的计算直径，nun； 丁一许用切应力，MP, c一与轴材料有关的系数。代入上式得d 2(118106)1里 =56.6mmV 2572

28、2考虑到轴的最小直径有键的存在，而且为单键，所以d应增大5%7%,故取d=56.6X (1+0. 07) =60. bnvny 圆整为 60帆舞。3、按弯扭联合作用核算强度齿轮的法向作用力为：=工 cosa其中切于分度圆的圆周力耳=笠=2X1060000 N = 17666N4120分度圆压力角 a - 20,那么 cosez = cos20 =0.94所以求得月=3翳 N = 18793N皮带作用力比齿轮作用力小得多，所以忽略不计。根据死和扭矩7；绘出转轴的受力图。所以此截面最危险。下面核算I由于1 1截面的弯矩和扭矩最大，直径又比拟小,I截面的强度。由弯矩产生的弯曲应力为：bw = 187

29、93三=“0.1J3 0.1x603x10-9 a a由扭矩产生的剪应力为：23当量弯曲应力为:= JbJ+3酊 2 = J.+3x243 = 136Mp轴的材料是45钢(调质)，旧W，5=(1-)x355 =221.875-253.57MP ,因此 d n s 1.4 1.6符合要求。4、核算疲劳强度由于I I截面有台阶，应力集中现象比拟严重，且直径最小（4_尸60.），弯矩有比拟大，扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲劳强度。由开式压力机设计表219查得材料对循环载荷的敏感系数匕=0.05,由表 220 查得% =0.75,=0.73,由表 221,据 = = 0.033,查得K0=2.

30、6, /C =1.65, rd 60由表223查得/ =以=0.90。又因cw Mw2x0.W3 2x0.1x63x10-6=266Mp431.2922x0.2d3 2xO.2x63xW6=4.99MB所以n =老乙+兀5B5257yv= 2.44155_121 i 6s-零一nn 2.44x12.1. . 一 1n = / := /= = 2.4 LI 1.372.442+12.12所以疲劳强度也符合要求。6.2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联接。为防止联接中较弱零件（一般是轮毂）压坏，应验算挤压应力:lLdZK24式中：M一键所需传递的总扭矩，M = 4

31、3L29Mm；4一键与轮毂的接触高度；力一键的工作长度，对于圆头普通平键，因为两端的圆部头局部与轮毂上的键槽不接触，所以L = L B,对于C型键，L=L-；2L一键的名义长度，考虑到受力不均匀的原因，其最大长度应限制为max（1.61.8）D；B一键的宽度；。一轴的直径；Z一键的个数，为防止加工困难和过分削弱轴的强度，一般Z2；K一考虑键受载不均匀的系数，当Z=2时，K=0.75, Z=1时，K=l；%平键联接的许用挤压应力，由于曲柄压力机上的联接键不是经常处于满 载的情况下工作，所以%可取得较高。轮毂材料为钢时，% = 150250M2（有的压力 机，轮毂材料为ZG45,丐高达335MB）

32、；轮毂材料为铸铁时，匕/=80100M修。大皮带轮的材料为HT250,采用单圆头普通平键（C型），查表得键的宽度3=14刖, 名义长度L = 100吹加，键与轮毂大皮带轮的接触高度九=3.5mm ,轴的直径0 = 60根机，Z = 19 L =100 7 = 93mm ；2 x 431.29xl03 _ _ 4yl “n r 廿口南十% = 3.5 x 93 x 60x1x1尸俩足要求。对于齿轮，材料为钢制，采用A型键，查表得宽度6 = 14勿加2,名义长度 = 125皿n,1 - 3.5mm , D = 60mm , Z = l, L =125-14 = 11 mm ；2 x 431.29

33、xlQ33.5x111x50x1x1MPa=44AMPaaj.满足要求。6.3离合器和制动器结构设计刚性离合器不适合在高速下工作，一般安装在曲轴上，此时制动器也随之安装在曲轴上。25目录摘要IAbstractII第1章绪论11.1 论文研究的背景及意义11.2 国内外开展和现状11.3 论文研究的主要内容及研究设想21 ,设计内容22 .研究设想2第2章 曲柄压力机总体方案设计32.1 曲柄压力机总体方案设计32.2 曲柄压力机的组成31 .机身32 ,动力传动系统33 .工作机构34 .操纵系统32.3 曲柄压力机的工作原理4第3章 曲柄压力机传动系统设计53.1 电动机规格的选取53.2

34、带传动设计63.3 齿轮传动设计8选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数8a、选择齿轮材料、热处理、齿轮精度等级和齿数9b、开式齿轮按齿轮弯曲疲劳强度设9第4章 曲柄压力机工作机构设计124.1 曲柄滑块机构的运动分析和受力分析124.2 曲柄、连杆和滑块的受力情况分析134.3 曲轴设计151、曲柄轴尺寸经验数据162 .强度校核计算17第5章 连杆和封闭高度调节装置185.1 连杆和封闭高度调节装置的结构185.2 连杆的计算185. 3连杆及球头调节螺杆的强度计算195. 4调节螺杆的螺纹205. 5调节螺杆的螺纹计算205.6连杆上的紧固螺栓21第6章曲柄压力机主要零部件结构设计226.1

35、 传动轴设计226.1.1 按扭转强度条件计算226.2 平键连接246.3 离合器和制动器结构设计25第7章机身设计27离合器的工作原理它的主动局部包括大齿轮，镶块，滑动轴承等；从动局部包括曲轴、从动盘等；接合 件是滑销；操纵机构由滑销弹簧、闸楔、拉杆等组成。离合器处于脱开状态，大齿轮空转, 曲轴不动。假设要离合器接合，操纵机构通过拉杆、将闸楔压下，使之从滑销和从动盘之间 退出，在滑销弹簧的作用下，推动滑销插入大齿轮侧的销槽中，从而使大齿轮驱动曲轴转 动。假设要使离合器脱开，只要让闸楔向上顶住从动盘颈部的外外表。通常由弹簧实现上顶 动作，图中未画出），当滑块跟随曲轴转至闸楔时，在滑销随曲轴转

36、动的同时，闸楔便插入 滑销侧面的斜面槽，通过斜面的作用将滑销从大齿轮侧的销槽中拔出。从上述滑销离合器的工作过程看出，这种离合器必须有能使曲轴准确停止旋转的制动 装置，可选用带式制动器与其密切配合和协调工作。刚性离合器的接合零件常用合金钢 40Cr、50Cr或碳素工具钢T8、T10制造，热处理硬度为5055HRC,但在两端3040mm 长度处回火至3050HRC。带式制动器的工作原理偏心带式制动器它由制动轮、制动带、摩擦材料、制动弹簧和调节螺钉等组成。摩擦材料钾接在制动带上，制动带的紧边7固定在机身上，松边3用制动弹簧张紧， 制动轮与曲轴用平键连接，其外圆对曲轴轴颈有一偏心距，当曲轴靠紧上止点时

37、，制动带 绷得最紧，制动力矩最大。曲轴转在其他角度时，制动带也不完全松开，仍然保持一定的 制动力矩，用以克服刚性离合器的“超前”现象。制动力矩的大小可用调节螺钉进行调节。 带式制动器的摩擦材料多为石棉铜，制动带材料为Q235,制动轮用铸铁制造。26第7章机身设计机身是压力机的一个最基本部件。所有零部件都装在它上面，工作时要承受全部 工作变形力（某些下传动压力机除外）。因此，机身的合理设计对减轻压力机重量，提高 压力机精度，以及减少制造工时，都具有直接的影响。7.1 机身结构开式压力机的机身有铸造结构和焊接结构两种。铸造结构多用灰铸铁制造，也有 球墨铸铁制造。焊接结构多用Q235钢板制造。铸造结

38、构的材料比拟容易供应，消震性能 较好。但重量较重，刚度较差。目前，较适合于成批生产。焊接结构与上相反，适于单件 小批生产，重量较轻，刚度较好，外形比拟美观，但消震性能较差。因此选用焊接机身, 材料为Q235-A钢板。开式压力机的主要优点是操作方便。而主要问题是刚度较差，特别是有角变形存 在，影响工件精度和模具寿命。因此提高压力机和机身刚度就成为机身设计的重要问题。 提高机身刚度的途径有三：（1）合理设计截面。为了提高机身刚度，减少角变形，例如尽量加大截面高度，加 大喉口壁厚等。（2）采用高弹性模数材料。如孕育铸铁球墨铸铁、钢板焊接等。（3）改进机身结构形式。喉口内侧加拉杆的开式机身可以大大减小

39、角变形。7.2 机身计算7.2.1、 强度计算开式压力机由于是三面敞开的悬臂结构，刚度差，特别是存在角变形，影响冲压件精 度及模具寿命。为便于设计，先进行强度计算，然后进行刚度校验。机身危险截面在喉口德横切面上，如图71所示：27图71机身强度计算简图危险截面II - II上受到弯矩M和拉力P的作用。弯矩M为:M = Pg(C+Yc) (N.加)式中4一压力机公称压力(N), 2500MV；C一喉口深度(mm), C = 440mm；%喉口内缘到截面形心的距离；28面积号宽(cm)高hi(cm)面积Fi (c/n?)各块 面积 形心 坐标X- (cm)面 积与形 心坐标 乘积月其 卜/7?)各

40、块 面积形心 至整个危 险截面形 心的距离 ai=yc-yi(cm)耳卜川)各 块面积 对本身 形心的 惯性矩 八亚 12卜加II2 X2517850171445017245650204702X5656506039000243744002288542X757095332575393750145.8计1570567751013800249469= X = 56775 = 36cmZ耳 1570M = 2500 xlO3 x(440xl0-3+360 xlO3)A-m = 2000000 N-m危险截面惯性矩：J = Z J, + Z= 249469+1013800= 126326%/危险截面截面

41、积：F =1570cm2危险截面最大计算拉应力：lg MYC _ 2500 xio3 f7 -J- 1570 x IO-42000000 x 36x10-2HQ1263269 xW8Pa = 21.5xlO6Pa= 21.5MPa最大29实际拉应力:aL = KxK,（y cy（MPa）式中&截面形状系数，取1.31.4, K1 =1.35；K2动载系数，取1.5；a 许用系数（MPa）,对于钢板a = 80 120（MP）。6 = 41.9MP（I a危险截面最大压应力：/_M（CY）= 2500x1。:2000000 （。型-产匚加血 Q3MP ,） F J 1570 x1041263269 xlO-8式中许用压应力（P），对于钢板。=（4060）xl（）5为。30第8章过载保护装置设计曲柄压力机在使用过程中，由于种种原因可能产生过载现象，如压力机吨位选用 不当，模具安装调整不正确，