压力机设计毕业论文
第 1 章 绪论..................................................................................................................1 1.1 课题背景.........................................................................................................1 1.2 冲压设备的发展现状......................................................................................2 1.3 设计任务.........................................................................................................2 第 2 章 确定总体传动方案.........................................................................................51 2.1 方案的确定.....................................................................................................51 2.1.1 执行机构的方案确定...........................................................................51 2.1.2 传动方案的确定...................................................................................52 第 3 章 执行机构的设计与计算...................................................................................55 3.1 执行机构的运动分析和受力分析................................................................55 3.1.1 执行机构的运动分析...........................................................................55 3.1.2 执行机构受力分析...............................................................................57 3.1.3 连杆设计计算........................................................................................59 3.2 电动机的确定...............................................................................................59 3.2.1 选择电动机的类型和结构形式...........................................................61 第 4 章 传动装置的设计与计算.................................................................................61 4.1 带传动的设计与计算及带轮的设计............................................................62 4.1.1 带传动的设计及计算...........................................................................62 4.1.2 V 带轮的设计.....................................................................................62 4.2 直轴的设计计算及较核................................................................................69 4.2.1 轴的设计...............................................................................................69 4.3 曲轴的设计计算及校核..................................................................................79 第 5 章 机身的设计....................................................................................................84 第六章 离合器的设计................................................................................................86 第 7 章 制动器............................................................................................................87 总结................................................................................................................................88 参考文献..........................................................................................错误!未定义书签。
第 第 1 章 绪论 1.1 课题背景 现代世界各国间的竞争主要表现为综合国力的竞争。要提高我国的综合国力，就要在一切生产部门实现生产的机械化和自动化，这就需要创造出大量的、种类繁多的、新颖优良的机械来装备各行各业，为各行各业的高速发展创造有利条件。
机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一。工业、农业、国防和科学技术的现代化程度都会通过机械工业的发展程度反映出来。不论是集中进行大量生产还是迅速完成多品种、小批量生产，都只有使用机器才便于实现产品的标准化、系列化和通用化。机械工业担负着向国民经济各个部门提供技术装备和促进技术改造的重要任务,在现代建设的进程中起着主导和决定性的作用。通过大量的设计、制造和广泛使用各种先进的机器,就能大大的加强促进国民经济发展的力度,加速我国社会主义现代化建设。
冲压机械是为实现冲压工艺服务的。随着生产的发展，冲压机械已越来越广泛的应用于国民经济各个部门的工业生产中，除机械制造业本身外，动力机械工业、船舶、电机、电器、机车车辆制造业、航空航天工业，以及人们日常生活密切相关的家用电器、日用五金等轻工业部门，均需要大量的冲压机械为之服务；随着科学技术的进步，需要更多的、更好的各种冲压机械来进行各种冲压工艺，这就需要我们设计出各类新型冲压机械。
1.2 冲压设备的发展现状 性能良好的冲压设备是提高冲压生产技术水平的基本条件。目前主要是从两个方面予以研究和发展：一是对目前我国大量使用的普通冲压设备加以改进，即在普通压力机的基础上加上送料机构和检测装置，以实现半自动化或全自动化生产，改进冲压设备结构，保证必要的刚度和精度，提高其工艺性能，以提高冲压工件精度，延长冲模使用寿命；二是积极发展高速压力机，冲压柔性制造系统及各种专用压力机，以满足大批量生产的需要。
1.3 设计任务 本次设计的课题是：60 吨双柱可倾压力机的设计及其执行机构的计算机辅助设计。设计的主要参数为：
公称压力：160KN； 最大冲程：70mm； 公称压力角：30°； 滑块行程次数：50 次/分。
第 第 2 章 确定总体传动方案 2.1 方案的确定 2.1.1 执行机构的方案确定 方案一:采用凸轮连杆机构为执行机构 图 2-1 凸轮连杆机构 方案二:采用对心曲柄滑块机构为执行机构
图 2-2 对心曲柄滑块机构 对以上两种方案进行比较：凸轮轮廓线不易加工，且凸轮和连杆间为点接触，承受的压应力很大，凸轮容易磨损，连杆的也会因应力过大，而坏掉；而对心曲柄滑块机构与之比较，在这方面的缺点不是很明显而且对心曲柄滑块机构已在目前中小型压力机广泛采用，技术比较成熟。
经过以上比较，选对心曲柄滑块机构为本设计的执行机构。
2.1.2 传动方案的确定 合理的传动方案首先要满足工作机的性能要求,适应工作条件,工作可靠,此外还应使传动装置的结构简单,尺寸紧凑,加工方便,成本低廉,传动效率高和使用维修方便。
目前,冲压机的传动方式很多。按传动级数有一级传动和二级传动；按传动方式有液压、气压、机械等传动。虽然液压、气压传动精度高,但是结构复杂,成本高，而机械传动结构简单,操作方面,虽然效率不高,但成本低,适合现在大多数企业的需求,所以选用机械传动。
采用一级传动，由于传动比的需要，所设计的大带轮尺寸太大，不适合本设计要求。所以，本设计采用二级传动。
当采用由几种传动形式组成的多级传动时，要充分考虑各种传动形式的特点,合理的分配其传动顺序。
（1）带传动的承载能力小，会出现打滑和弹性滑动现象但传动平稳，结构简单，造价低廉、缓冲吸振，在近代机械中广泛被应用，常布置在高速级。
（2）链传动与属于带传动相比，链传动无弹性滑动和打滑现象，传动效率较高，在同样条件下，链结构较为紧凑；与齿轮相比，链传动的制造与安装精度要求较低，成本低廉，在远距离传动时，其结构比齿轮传动轻便的多。链传动的主要缺点是：运转时不能保持恒定的瞬时传动比，磨损后易发生跳齿，工作时有噪声，不宜在负载变化很大和急速反向的传动中应用。
（3）齿轮传动是机械传动中最重要的传动之一，应用广泛。其主要的特点是效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比稳定。
经过以上比较，考虑各方面，选择带传动和直齿圆柱齿轮进行两个减速级的传动。带传动在高速级，直齿圆柱齿轮在低速级。
总体传动如图 2-3 所示：
图 2-3 总体传动图
第 第 3 章 执行机构的设计与计算 3.1 执行机构的运动分析和受力分析 3.1.1 执行机构的运动分析 设计参数:滑块行程:120mm，工程压力:600KN，生产率:50 次/分，冲压角α=30°。
如图 4-1 所示为曲柄滑快机构的运动简图,O 点为曲柄的旋转中心。曲柄 OA 转动时，从上死点 A 1 转到下死点 A 0，滑块从 B 1 降到 B 0，全行程S 0 =2R。为了计算方便，确定曲柄转到下死点时，转角为零度，曲柄逆运动方向转到上死点时曲柄转角α=180°，连杆中心线与滑快运动方向的夹角为β，曲柄转角α与滑快行程 S 的关系表达如下：
S=OB 0-OB =（L+R）-（Rcosα+ Lcosβ）=L（1-cosβ）+R（1-cosα）(3-1）
βα 图 3-1 曲柄滑快机构的运动简图 由于曲柄转动时，曲柄转角α变化，β也随之变化。它们之间的关系是：
Rsinα=Lsinβ sinβ=(R/L)sinα 令λ=R/L，则 sinβ=λsinα(3-2)所以 cosβ= 2sin-1 = 2 2sin 1(3-3)把式（4-2）代入式（4-1）得 S=R[（1-cosα）+（1- 2 2sin 1）/λ](3-4)根据泰勒级数展开并取前二项，则 cosβ= 2 2sin 1 =1-λ2 sin 2 α/2 把上式代入式（4-3），得 S=R(1-cosα+λsin2 λ/2)= R[(1-cosα)+ λ（1-cos2α）/4]（3-5）式中 S——滑快位移，从上死点算起，向上方向为正； α——曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正；
R——曲柄半径； λ——连杆系数。
为保证所设计的冲压机能产生所要的公称压力，由第九章[6] 可知，连杆系数λ一般在 0.1 到 0.2 之间，即 L=600 到 300 之间。初取 L=550mm，则λ=R/L=0.11。
当α=α p =30°时，其对应的板厚为 S p。
把α=30°代入式（3-5），可算得 S p =8.865mm。
将式（3-4）对时间求导数，可得滑块速度：
V=ds/dt=ds dd dt ={R[(1-cosα)+4（1-cos2α）]}dtd 因为 dtd =W 所以 V=WR（sinα+2sin2α）（3-6）式中 V——滑块速度； W——曲柄角速度，W=2πn/60。
将式（3-6）对时间求导数，可得滑块加速度：
(cos cos2)dv dv da wRdt d dt (3-7)3.1.2 执行机构受力分析 曲柄压力机在进行工作时，工件变行抗力 P 通过上模传到滑块上，连杆以推力 P AB 推动，滑块沿导轨向下运动。导轨对滑块产生一个大小为Q 的阻力，方向垂直于导轨。作用在滑块上的力有三个。拉如图(3-2)所示.`β ββα图 3-2 执行机构的受力分析 根据力平衡原理得出：
P AB =P/cosβ 由式（3-2）有：
sinβ=λsinα 当α=α p =30°时，β=atcsinλsinα=3.15° P AB= =P/cosβ=600.9KN 曲柄的曲柄颈所受的力 P"AB =P AB 所以：曲柄的曲柄颈所受扭矩为：
T=（L+R-S P） sinβ P"AB =（550+60-8.865） 10-3 sin3.15° 600.9 10 3 =19849.2Nm 在向下冲压的过程。制动器不起制动的作用，大齿轮所受的扭矩与曲柄颈所受的扭矩相等，即 T 1 =T=19849.2Nm 小齿轮所受扭矩为 ：
T 2 =T r/R（3-8）
3.1.3 连杆设计计算 在中小型压力机上，连杆常用材料为铸铁，大型压力机的连杆则常用铸钢或钢板焊接。长度可变连杆的球头式调节螺杆常用 45 钢锻造，经调质处理。球头表面淬火。
压力机一工作循环所消耗的能量 A 为 A= 1 2 3 4 5 6 7A A A A A A A 式中：1A-----工件变形功（属有效能量）2A-----拉延垫工作功，即进行拉延工艺时压边所需的功（属有效能量）3A------工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 4A------工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量 5A------压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量 6A------单行程时滑块停顿飞轮空转所消耗的能量 7A------单次行程时滑块时离合器接合所消耗的能量 下面对这些能量分别计算：
1）工件变形功1A =0.315gP (焦)式中 gP-----为压力机公称压力（牛）------为板料厚度（米）对于快速压力机 0.2gP （毫米）故1A =63000（焦）、2）拉延垫工作功 2 01 16 6gA P s （焦）式中 gP-----为压力机公称压力（牛）0s-----为压力机滑块行程长度（米）故2A =833.3（焦）
3）工作行程时由于曲柄滑块机构的摩擦所消耗的能量 30.5 0.0087180gg g gA m P m P 式中 m -----摩擦当量力臂（米）gP------公称压力（牛）g------公称压力角（度）故 3A =2088（焦）4）工作行程时由于压力机受力系统的弹性变形所消耗的能量为：
41(2g cA P y 焦）式中 gP-----压力机公称压力（牛）cy-----压力机总的垂直变形（米）mmgchPyC（）hC-----压力机垂直刚度 故4A =1250（焦）5）压力机空程向下和空程向上时所消耗的能量5A 根据曲柄压力机空程损耗功及飞轮空转损耗功率表知5A =100（焦）6N 0.16(千瓦)6）滑块停顿飞轮空转时所消耗的能量6A6 11000()N t t （千米）式中 t----压力机单次行程时的循环周期（秒）1t----曲轴回转一周所需时间（秒）160 600.061000tn 60 600.151000 0.4ntnC n nC-----压力机行程次数及行程利用系数。
故 6A =11400（焦）
7）单行程时，离合器接合所消耗的能量70.2 A A （焦）综上所述：
总功 A=1 2 3 4 5 6 7A A A A A A A 63000+833.3+2088+1250+100+11400+ 0.2A 故 A=102089 焦 3.2 电动机的确定 3.2.1 选择电动机的类型和结构形式 选用的电动机的类型和机构形式应根据电源种类、工作条件、载荷大小和性质变化、启动性能、制动、正反转的频率程度等条件来选择。
电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于生产单位一般多采用三相交流电源,，本设计采用三相交流电动机。
电动机功率计算：
1000mkANt 其中：mN------平均功率（千瓦）A-------工作循环所需的总能量（焦）t-------工作循环时间（秒）60()ntnC 秒 k 一般为 1.2---1.6，本文中取 1.6 式中 n 为压力机滑块行程次数 nC 为压力机行程利用系数，采用自动化送料为 1，本文中取0.6
第 第 4 章 传动装置的设计与计算 4.1 带传动的设计与计算及带轮的设计 4.1.1 带传动的设计及计算 带传动是两个或多个带轮之间用带作为挠性拉曳零件的传动，工作时借助零件之间的摩擦（或啮合）来传递运动或动力。根据带的截面形状不同，可分为平带传动、V 带传动、同步带传动、多楔带传动等。
带传动是具有中间挠性件的一种传动，其优点有：
1）能缓和载荷冲击； 2）运行平稳，无噪声； 3）制造和安装不像啮合传动那样严格； 4）过载时将引起带在带轮上打滑，因而可防止其他零件的损坏； 5）可增加带长以适应中心距较大的工作条件（可达 15m）。
由于本设计中要求转速高，为保证稳定传动皮带不打滑，选用 V 带传动，计算如下：
（1）定 V 带型号和带轮直径 1）工作情况系数AK 由机械设计第 4 版（P188）表 11.5 得，1.2AK 2）计算功率cP 1.2 27.22 32.664()c AP K P kW 3）选带型号 由机械设计第 4 版（P188）查看图 11.15 选 C 型。
4）小带轮直径1D 由机械设计第 4 版（P189）表 11.6 取1D =400mm 5）大带轮直径2D
2 1 0(1)D Di (1 0.01)400 3 1188()mm （设 =0.01）6）大带轮转速2n 120(1)nni 1000(1 0.01)3 330(/min)r （2）计算带长 1 2400 1188794()2 2mD DD mm 2 11188 400394()2 2D Dmm 初取中心距 a =650mm 带长 22mL D aa 2394794 2 650650 4031.96()mm 由机械设计第 4 版（P179）图 11.4 得基准长度 4000dL mm （3）求中心距和包角 1）中心距 a 2 21()84 4mmL Da L D 2 24000 794 1(4000 794)8 3944 4 630.3()mm
2）小轮包角1 2 11180 60o oD Da 1188 400180 60630.3o o 105 o （4）求带根数 z 带速 1 160 1000D nv 400 100060 1000 20.93(/)m s 由机械设计第 4 版（P191-192）表 11.8 查得013.67 P kW ； 由机械设计第 4 版（P191-192）表 11.8 查得 0.76ak ； 由机械设计第 4 版（P194-195）表 11.12 查得 1.02Lk ； 由机械设计第 4 版（P193）表 11.10 查得00.83 P kW 故带根数 0 0()ca LPzP P k k 32.664(13.67 0.83)0.76 1.02 2.89 取 3 z 根（5）求轴上载荷 张紧力 202.5500()c aaP kF qvvz k 232.664 2.5 0.76500()0.30 20.9320.93 3 0.76
726.9()N （由机械设计第 4 版（P179-180）表 11.4 查得带质量 0.30 / q kg m ）轴上载荷 01052 sin2oQF zF 1052 3 726.9 sin2o 3460.1()N 4.1.2 V 带轮的设计 设计 V 带轮时应满足的要求有：质量小，结构工艺性好，无过大的铸造内应力，质量分布的均匀，转速较高时要考虑动平衡，轮槽工作面要精细加工，以减小带的磨损，各槽的尺寸和角度应保持一定的精度，以使载荷分布较为均匀等。
1.小带轮的设计（1）确定带轮的结构形式 已知小带轮的基准直径 d d1 =180 mm<300 mm, 故采用腹板式机构。
（2）选择带轮的材料 由表 13-1-6[2] 查得外径 da=185.5 mm V=W da/2=60960×2π×21×185.5×10-3 =9.32 m/s<20 m/s 可选用铸铁，材料牌号为 HT150。
（3）带轮的结构尺寸 根据皮带为 SPA 型窄 V 带。由表 8-10[1] 查得轮槽尺寸如下：
基准宽度：
db =11 mm 基准线上槽深：
min ah =2.75mm
基准线下槽深：
min fh =11.0 mm 槽间距：
e =15 0.3 mm 第一槽对称面到端面的距离 f=1021 mm 最小轮缘厚 min =6 mm 轮槽角度 38 ±1（4）确定轮缘及轮毂的尺寸 带轮宽 B=（Z-1）e+2f =（2-1）×15+2×10 =35 mm 轮缘外径 185.5 mm 轮毂外径 1d =（1.8～2）d 取 1d =2d=2×38=76 mm 轮毂长度 B=35 mm〈 d 5.1 =57 mm L=B=35 mm ＇C = B)41~71(= 35)41~71( =5～8.75 mm 取 ＇C =8 mm 结构图如图（4-1）所示：
图（4-1）小带轮结构图 2.大带轮的结构构设计（1）带轮的材料确定 V=Wda/2=60960×2π×41×21×805.5×10-3 =10.1 m/s<20 m/s 可选用铸铁，材料牌号为 HT150。
（2）结构尺寸 由 d d =800>300mm，采用轮辐式。
大带轮在本设计中兼有飞轮的作用。
冲压时阻力所做的功为 W r ≤21Fh=21×600×103 ×8.865×10 3 =2659.5 J 式中 h——冲压的最大板厚。
所以 Wmax r=2659.5 J 安装飞轮后，电动机所需功率 P=TW r1000=2.1 10005.2659=2.22KW 其中 T——冲压间隙，T=60/50=1.2s。
冲头在接触工件这段时间内电动机所做的功 W=1000Pt 1 式中 t 1——实际冲压工件所需的时间，一般取 T/5。
所以 W=1000P T/5=1000×2.22×51×1.2=532.8 J
最大盈亏功 [W]=Wmax r-W=2659.5-532.8=2126.7 J 最大转动惯量 J F =] [] [ 9002 2 nW=7 / 1 2402126.7 9002 2 =23.6 kgm2 式中 [δ]——不均匀系数的使用值。
由表 7-2[5] 取[δ]=1/7。
试取平均平均直径 D=550mm 因为 mA =24党建 F 所以 HB= Dm A= 34党建 F=7000 10 5506.23 43 3 ）（=2.58×102 m2 式中 ρ——铸铁的密度。
取 H/B=1.5，则 H=1.5B。
所以 1.5B2=2.58×102 解得 B=0.131m=131 mm 所以 H=1.5B=196.5 mm 1d =（1.8～2）d 取 1d =2d=2×92=184 mm d 为直轴的直径。采用同步设计，在轴的设计中算出 d=92mm。
取轮辐数 Z a =5，h 1 =290 35 24095.0 5.5=47.4 mm b 1 =0.4 h 1 =0.4×47.4=18.96 mm 取 b 1 =19mm b 2 =0.8 b 1 =0.8×19=15.2 mm
因为 B=131<1.5×92=138 所以 L=B=131mm h 2 =0.8h 1 =0.8×47.4=37.92 mm f 1 =0.2h 1 =0.2×47.4=9.48 mm 结构图如图（4-2）所示：
图（4-2）大带轮结构图 4.3 直轴的设计计算及较核 4.3.1 轴的设计 轴是组成机器的主要零件之一。一切做回转运动的传动零件，都必须安装在轴上才能进行运动及动力的传递，轴主要是支撑回转零件及传递运动和动力。
1.轴的转速1n 及转矩1T，传递的功率 P 1
前面已算出 转速1n =240r/min 转矩 1T =4128.6 m N· 功率 P 1 =95501 1 nT=95507.4594=115.5KW 2.求作用在齿轮上的力 小齿轮的分度圆直径 3001 d mm 齿轮的周向力 41110 2.32887.4594 2 2 dTF t N 齿轮的径向力4 410 16.1 20 10 2.3 tg tg F Ft r N 3.选择轴的材料 由表 15-1[1] 选择轴的材料为 40Cr，调质处理。
查表 15-3[1] 取 A0 =111 4.确定轴的最小直径 d ≥ 3110nPA 式中 1P——轴传递的功率（kW）1n——曲轴的转速（r/min）于是mind ≥ 99.862405.11511033110 nPA mm 5.轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案 床身是铸造而成，滑动轴承是整体式。为了使轴能够安装竟去，拟采用如图（4-4）所示的装配方案。
轴上的零件装配如图 4-4 所示：
二、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足小齿轮和飞轮的轴向定位要求，且定位可靠，且不影响轴的疲劳强度，轴端的最小直径为 86.99mm。
因ⅠⅡ，ⅦⅧ都开有一个键槽，当 d≤100mm 时，有一个键槽，轴径增大 5%～7%，所以 91.3≤d ⅠⅡ =d ⅦⅧ ≤93.08。取 d ⅠⅡ =d ⅦⅧ =92mm。
因为 B 大带轮 =131mm，为使轴端挡圈只压在飞轮上，而不压在端面上，应略小于 B 大带轮，取 l ⅠⅡ =129mm，同理，取 l ⅦⅧ =178mm。
ⅠⅡ段的右侧要制出一轴肩。定位轴肩的高度 h 一般取 h 1 =（0.07～0.10）d，所以 6.44≤h 1 ≤9.2。取 h 1 =9mm，故 d ⅡⅦ =101mm。
由表 21.14-9[10] 知道滑动轴承的宽径比为 B/d=1～2 之间，即：B=1～2d=101mm～202mm。取 B=140mm。
（2）轴上零件的周向定位 小齿轮、大 V 带轮和轴的周向定位均采用键联接。
大带轮：按 92 Ⅱ Ⅰd mm，由表 5-4[3] 查得平键的截面为14 25 h b。键槽是用键槽铣刀来加工的，由表 5-4[3] 取长为 100mm。
小齿轮：按 92 ⅦⅧd mm，由表 5-4[3] 查的平键截面为14 25 h b。
键槽是用键槽铣刀来加工的，由表 5-4[3] 取长为 120mm（3）确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考表 15-2[1]，取轴端的倒角为2.5×45°，各轴肩处的圆角半径为R=2.5mm。
（4）求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图 轴水平面受力如图 4-5 所示：
154.5 594 179
图 4-5 轴水平面受力 皮带轮 8.13921 P yF F N 齿轮的周向力 410 2.3 tF N 齿轮的径向力410 16.1 rF N 由 4 2 3 1 y y y yF F F F 1 4 3154.5(594 179)594y y yF F F 解得 F3 y=15457.9N F2 y=5250.7N 画出水平面弯矩图 4-6：
图 4-6 水平面弯矩 轴垂直面受力如图 4-7 所示：
图 4-7 轴垂直面受力 由 F2 z+ F3 z= F4 z+ F1 z 1 23 24154.5 594(594 179)zF F F 解得 F2 z=-2636.9N F3 z=40196.9N 画出垂直面弯矩图，如图 4-8 所示：
图 4-8 垂直面弯矩 2 2z yM M M 可得 2 2 6max max max6.36 10y zM M M mm N· 画出总弯矩图，如图 4-9 所示：
图 4-9 总弯矩 作出扭矩图，如图 4-10 所示：
4594.7 图 4-10 扭矩图（5）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面 C 的强度。
WT MWTWMca222)()2(4)( ≤ ] [1 式中 ——折合系数;ca——轴的计算应力（MPa）M——轴所受的弯矩（mm N·）T——轴所受的扭矩（mm N·）W——轴的抗弯截面系数（3mm）
] [1 ——对称循环变应力时轴的许用应力（MPa）当扭矩切应力为静应力时，取 3.0 ；当扭转切应力为脉动循环变应力时，取 6.0 ；若扭转切应力为对称循环变应力时，取 1 。本设计取 6.0 。
抗弯截面系数 W =331.032dd 轴的计算应力WT Mca22)( =3 2 23 3(6.36 10)(0.6 4594.7)0.1(101 10) =67 MPa 前面选定轴的材料为 40Cr，调质处理，查表 15-1[1] 得] [1 =70 MPa，因此ca ﹤ ] [1 ，故轴安全。
（6）校核轴的疲劳强度 一、判断危险截面 键槽，轴肩所引起的应力集中，均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕设计的，所以截面Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅱ、Ⅶ处的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大，但应力集中不大，故 C 截面不必校核；截面Ⅱ、Ⅶ受到的应力集中相近，但截面Ⅱ受到的扭矩比截面Ⅶ小的多，故截面Ⅶ不必校核。所以该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧即可。
二、截面Ⅶ左侧 抗弯截面系数 4 3 310 01.1 10 101 1.0 1.0 d W3m 抗扭截面系数 4 310 02.2 2.0 d W T3m
截面Ⅶ左侧的弯矩 6179 906.36 3.16 10179M mm N· 截面Ⅶ上的扭矩 7.45942 T m N· 截面上的弯曲应力6 343.16 10 1030.71.01 10bMW MPa 截面上的扭转切应力 7.2210 02.27.459442 TTWT MPa 轴的材料为 40Cr，调质处理。查表 15-1[1]得抗拉极限强度B =685MPa，弯曲疲劳极限1335 MPa，剪切疲劳极限1185 MPa。
查表 19.3-6[10] 由 6.35.292 101rd D，027.0 92 / 5.2 dr得 有效应力集中系数：
88.1 k 57.1 k 由附图 3-2[1] 得尺寸系数6.0 2 由附图 3-3[1] 得扭转尺寸系数78.0 轴按磨削加工，由附图 3-4[1] 得表面质量系数92.0 轴未经表面强化处理，既 1 q，则综合系数值为 12.3 192.0162.088.111 kK 01.3 192.0178.057.111 kK
根据第三章第一节[1] 知道：碳钢的特性系数：2.0 ~ 1.0 ；合金钢的特性系数：
0.2 ~ 0.3 。取 0.2 。
12 ，所以 1 于是，计算安全系数caS。
ma KS 1 =3353.12 29.99 0.1 0 =3.58 m akS 1 =18522.7 22.71.57 0.052 2 =10.05 2 2 S SS SS ca =2 23.58 10.053.58 10.05 =3.37 S——设计安全系数 5.1 ~ 3.1 S，用于材料均匀，载荷与应力计算精确时； 8.1 ~ 5.1 S，用于材料不够均匀，计算精确度较低时； 5.2 ~ 8.1 S，用于材料均匀性及计算精确度很低，或轴的直径 d ﹥200mm。
取 S =1.5，3.37caS ﹥ S 故可知其安全。
三、截面Ⅶ右侧 抗弯截面系数 3 3 310 92 1.0 1.0）（ d W = =7.79×105 3m 抗扭截面系数 4 310 56.1 2.0 d W T3m 截面Ⅶ右侧的弯矩 6179 906.36 3.16 10179M mm N· 截面Ⅶ上的扭矩 2T m N· 7.4594 截面上的弯曲应力6 353.16 10 107.79 10bMW 40.6MPa 截面上的扭转切应力 4210 56.17.4594TTWT 29.45MPa 查附表 3-8[1] 用查值法求出，取 / 8.0 / k k ，于是得 3 k，4.2 3 8.0 k。
轴按磨削加工，由附图 3-4[1] 得92.0 故得综合系数值为 09.3 192.013 11 kK 49.2 192.014.2 11 kK 于是，计算安全系数caS ma KS 1
=3353.09 40.6 0.2 0 =2.67 m akS 1 =18529.45 29.452.49 0.12 2 =4.85 2 2 S SS SS ca =2 22.67 4.852.67 4.85 =2.34﹥ S =1.5 故该轴在截面Ⅱ右侧的强度也是足够的。
4.4 曲轴的设计计算及校核 曲轴在曲柄压力机的主要部件，工作时受力状态较为复杂，它的制造条件要求较高。一般采用铸造，经粗加工后进行调质处理。为了提高曲轴的使用寿命，各个轴颈及圆角过渡出，应用滚子碾压强化。
1.本设计选曲轴的材料为 40Cr 经调质处理。对于曲柄压力机的曲柄，人们在使用中积累了许多经验，并获得一些经验公式。本设计先安表 9-3[6] 提供的经验公式进行初步设计，再对其进行校核。
曲轴的示意图如下图（4-11）所示：
图 4-11 曲轴的示意图 支承颈直径 d 0 =（4.4～5）gP 曲柄颈直径 dA ≈（1.1～1.4）d 0 支承颈长度 l 0 ≈（1.5～2.2）d 0 曲柄两臂外侧面间的长度 l q ≈（2.5～3.0）d 0 曲柄颈长度 l a ≈（1.3～1.7）d 0 圆角半径 r≈（0.08～0.10）d 0 曲柄臂宽度 a≈（1.3～1.8）d 0 取：d 0 =5gP =122.5mm dA =1.3 d 0 =159.3mm l 0 =2 d 0 =245mm l q =2.8 d 0 =343mm l a =1.6 d 0 =196mm r=0.09 d 0 =11mm a=1.5 d 0 =183.75mm
大齿轮与曲轴的轴向定位采用轴间定位。轴间高度一般为（0.07～0.1）d。d 为连接大齿轮的轴段直径。所以：
maxd =122.5/1.07=114.5 mind 122.5/1.1=111.4 取 d=114 mm 取 dD D=d=144 mm 2.校核 对曲轴的校核只需校核其向下冲压工件的过程，不需要对其整个运动周期进行校核。
由于在向下冲压的过程中，制动器不起制动作用，其摩擦力及制动力矩在这个过程可以忽略不计。
假设连杆给曲轴的作用力为两个集中力，大小个为 Pg/2，力作用点在距曲柄臂内侧 2r 处，r 为曲轴圆角半径。把曲轴看成简支梁，支点在曲柄臂的外侧 2r 处。如图（4-12）所示。
图 4-12 曲轴的受力分析及扭矩图 对 C-C 截面进行校核。
Mw=4Pg（l q-l a +8r）
=4600×（343-196+8×11）=35250Nm 在执行机构的分析中已算出 T=19849.2 Nm 所以 δ=W12 2）（T M w W=0.1d3 取α=0.6 则 δ=W12 2）（T M w =3 310 3.159 1.01）（ ×2 22.19849 6.0 35250）（ =9.57×107Pa=95.7M Pa 由表 9-5 查得[δ]=100～140 所以 δ<[δ] 故 C-C 截面安全。
对 B-B 截面进行强度校核。
在 B-B 截面上受到弯矩和扭矩的联合作用。弯矩相对于扭矩很小，可以忽略弯矩的影响。
B-B 截面的扭矩为：
T B =19849.2Nm τ=WT B =3 310 5.122 2.02.19849）（ =5.4×107Pa=54M Pa 式中 W ——抗扭截面系数，W =0.2d30 查得 [τ]=75～100 所以 τ〈[τ] 故：B-B 截面安全。
对 A-A 截面进行校核。
在 A-A 截面上受到弯矩和扭矩的联合作用。弯矩相对于扭矩很小，可以忽略弯矩的影响。
A-A 截面的扭矩为：
TA =19849.2Nm τ=WT A =3 310 114 2.02.19849）（ =6.7×107Pa=54M Pa 式中：W 为抗扭截面系数，W =0.2d3 查的 [τ]=75～100 所以 τ〈[τ]
第 第 5 章 机身的设计 机身在一台机器的总质量中占有很大的比例，同时在很大程度上影响着机器的工作精度及抗振性能。
机身有铸造和焊接两大类。铸造机身材料常用 HT200、QT400-15 及ZG270-500 等。它们的消震性能良好，但由于许用应力低，铸铁及球墨铸铁的弹性模量也低，所以重量较大，刚度也差些，但适合批量生产。在结构设计中，应当注意壁厚均匀，不要有突然的变化，要适当加大过渡圆角，以减少应力集中。
焊接机身目前常用的材料为 Q235 及 16Mn 钢板。由于不需要木模，更适合单件生产。焊接机身设计时，钢板分块应尽量少，要设计成对称截面和对称焊缝，以减少焊接变形；焊缝要避开应力集中区，避免让焊缝直接承受主要的工作载荷。焊缝不要交叉，并且要考虑到焊接施工的方便，留有足够的焊接空间，以改善工人的劳动条件。复杂的焊接件先分成几个组件焊接，然后拼焊在一起。
无论选用什么结构，机身设计时应注意下面几点：
（1）在满足强度、刚度的条件下，降低自重、节约金属；（2）结构力求简单、美观、便于加工制造，并使装在机身上的各种零部件易于安装、调整及维修；（3）有足够的底面积，以保证冲压机器的稳定性；（4）结构设计力求减少振动和噪音。
本设计的机身材料选即便于施工又廉价的铸铁。查表 3-2[3] 采用HT200，铸造而成。
为增加机身的刚度和强度，一般情况下，增加壁厚可以达到，但不如加设肋板有利。因为加设肋板，既可增大强度和刚度，又可较增大壁厚时减小质量。肋板布置的正确与否对于加设肋板的效果有着很大的影
响。如果布置不当，不仅不能增大机座和箱体的强度和刚度，而且会造成浪费工料及增加制造困难。
肋的主要作用如下：
（1）以提高机架的刚度、强度和减轻机架的质量；（2）在薄壁截面内设置肋可以减小其截面畸变，在大面积的薄壁上布置肋可缩小局部变形和防止薄壁震动及降低噪音；（3）对于铸造机架，使铸件壁厚均匀，防止金属堆积而产生缩孔、裂纹等缺陷，做为补缩通道，扩大冒口的补缩范围
第六章 离合器的设计 电动机在启动后不再随时开停，而滑块每分钟实际的行程次数与工人技术、上下料机械化程度等诸多因数有关。所以，在传动系统中都安装离合器。
常用的离合器有刚性离合器和摩擦离合器。
本设计采用切线转键离合器。
1.离合器的设计要求（1）接合平稳，分离迅速而彻底。
（2）调节和修理方便。
（3）外廓尺寸小。
（4）质量小。
（5）耐磨性好，有足够的散热能力。
（6）操纵方便省力。
2.离合器的类型选择 离合器的类型很多，常用的可分为牙嵌式和摩擦式，根据实际情况此压力机选用双转键离合器。
离合器的主要尺寸可以从《机械设计手册》中查得。
第 第 7 章 制动器 制动器的主要作用是克服曲柄及滑块运动中的惯性，防止在滑块下行时曲轴超前并使曲轴能停在上死点位置。
带式制动器是刚性制动器中较好的一种，它由于结构简单，安装调节方便，造价低等原因，在中小型开式曲柄压力机中得到广泛的应用。常用的带式制动器有偏心轮带式制动器，凸轮带式制动器及气动带式制动器三种。
本设计采用带式凸轮周期性制动器。制动器用键紧固在曲轴的轴端。制动带用铜丝石棉带和钢带铆合在一起，借弹簧之力与制动轮贴合。制动力的大小，可调节弹簧尾部的螺母。
凸轮是为产生周期性的作用力矩而装置的。凸出部分是根据不同位置所需的制动力而确定的。工作时应注意调节弹簧松紧，其调节程度以曲轴不超前，无摩擦声为标准。如调节过紧时，会使制动带产生过热现象。
注意在制动带与制动轮的接触面不要沾染油污。
总结 经过近两个月的毕业设计，在指导老师的指导下，完成了本次的毕业设计。本次设计是对四年所学知识的综合应用，发现了所学知识的疏漏和不够深入之处。通过设计可以巩固先前所学的专业知识，拓展了视野，更进一不了解机械行业。
在本次毕业设计过程中详细的了解了压力机的结构和工作原理，并借鉴以往的设计经验，加以改进，使设计更加完善。在大量设计计算和校核后，使我对机床设计过程、思路和方法都有很深的认识。从生产实践、毕业调研和查阅大量相关资料，获得了大量的知识。
这次毕业设计，使我在理论知识与生产实践方面的到锻炼，丰富了生产实践知识，为今后在机械领域有所发展奠定坚实的基础。
