郑州雨辰学院毕业设计（论文） 60吨压力机机械结构设计
图4.3.2 压力机曲轴结构示意图
选轴承的宽径比：取左、右轴承的宽径比B/d=1.54。 计算轴承的宽度：B左=B右=1.54×130=200mm。 计算轴径圆周速度：左轴承速度V1，右轴承速度V2。
1
??1=??2=60×1000=
??????3.14×130×5060×1000
=0.34mm/s
计算轴承的工作压力：左轴承工作压力P1，右轴承工作压力P2。 P1=P2=d⑤选择轴承的材料
在保证P≤ P ，V≤ V ，PV≤ PV 的情况下，选定轴承的材料为ZCuSn10P1 ，该材料用于中速、重载及受变载荷的轴承。已知支架的总宽，可初选lⅢ~Ⅵ=205mm，初选曲柄的直径d=125mm，lⅣ~Ⅴ=190mm，偏心δ=30mm，初选曲柄两端轴肩长lⅢ~Ⅳ=lⅤ~Ⅵ=80mm，dⅢ~Ⅳ=dⅤ~Ⅵ=205mm,偏心距δ=30mm。至此，已初步确定轴的各段长度和直径。
⑥确定轴的圆角及倒角
取轴端倒角为3×45°，为易于装配和易于加工，取Ⅲ处的倒角为3×45°。由于曲轴横截面沿轴线方向急剧变化，使应力分布不均匀，尤其在曲柄臂和轴径的过渡圆角部分及附近会产生严重的应力集中。在循环应力的作用下，在应力集中区可能产生疲劳破坏
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F
1b
=
60×103×9.82×0.13×0.2
=11.3MPa
。实践证明：弯曲和扭转疲劳断裂是曲轴的主要破坏形式，因此，必须
选择适当大的曲轴和过渡圆角R=8mm，并加工完善过渡圆角。软化处理曲轴，提高抗疲劳强度的效果，同时提高轴径的耐磨性。
⑦曲轴的校核
对于大行程的压力机，不能忽略扭矩的影响，这时 C-C 截面的应力计算为：
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?=
Pg lq?la+8r + R sinα+sin2α
0.1d2A
1
4212λ22 （4.14）
式中 R ——曲柄半径（60mm）； λ ——连杆系数（取 0.1）； α ——曲柄转角(α=30°)。 带入得?=80.4MPa。
在 B-B 截面上受到的弯矩的联合作用，但与 C-C 截面的受力状态相反，扭矩大于弯矩，故可忽略弯矩的影响。B-B 截面的扭矩为Mg=Pgmg。
剪应力 τ=W=
ρ
MgPgmg0.2d30
（4.15）
式中 Pg——公称压力（kN）； d0——支撑颈直径（mm）； Mg——当量力臂； Wρ——抗扭截面系数。 将数值代入得τ=55.5MPa。
前面选定轴的材料为40Cr，曲轴的许用应力 ??1 =140~200MPa， τ =100~150MPa。因为?< ??1 ，τ< τ ,所以满足要求。
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5 润滑方式的选择
压力机所有有配合相对运动的部分必须进行润滑，以减少零件的磨损，提高机器的使用寿命，保持正常的工作精度，降低能量消耗和维修费用。
按照润滑油种类可以分为稀油和稠油润滑两种。稀油润滑的优点是内摩擦系数较小，因而消耗于克服摩擦力的能量较小；流动性较好，易进入摩擦表面的各个润滑点；采用循环润滑系统时冷却作需要请咨询学号数字企鹅用好，并可将粘附在摩擦表面上的杂质和由于研磨产生的金属微粒带走
[21]
。
本文压力机的设计中采用浓油集中润滑，采用集中润滑的压力机，有些部分是分散润滑的，如滚动轴承是定期用油枪注入稠油，开式齿轮是定期用人工涂上稠油。还有些部位是自动润滑的，如空气分配阀，离合器的活塞和平衡缸的活塞等润滑油经油雾器随压缩空气自动喷入。还有些部位是长期浸油润滑的，如闭式传动中的齿轮，装模高度调节机构中的蜗轮蜗杆等。
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结 论
(1)首先对压力机的总体方案进行了确定，选择以带传动带动齿轮传动进行传动和储存能量，最后通过对心曲柄滑块机构完成运动。
(2)其次对执行机构进行了分析和计算，计算出执行机构应该消耗的最大能量为5.20KJ,确定出连杆的最小直径为66mm。然后还进行了电动机的选择，型号为Y132??2-6，额定功率为5.5KW，满载转速为960r/min。
(3)然后主要是对各个传动器件的设计和校核。其中包括带传动的设计计算与校核、V 带轮的设计，V带轮型号为SPZ型、齿轮传动计算及校核、齿轮的结构设计、后轴的计算及校核、曲轴的计算及校核等。
(4)最后是对压力机的润滑方式的选择，本文设计的压力机采用浓油集中润滑，其中有些部分是分散润滑的，如滚动轴承是定期用油枪注入稠油，还有些部位是自动润滑的，如空气分配阀，还有些部位是长期侵油润滑的，如闭式传动中的齿轮。
(5)本文设计的压力机也有不足之处，由于自身的知识储备很浅薄，所以在执行机构和传动装置的设计中还有一些漏洞。
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