J23-10開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含5張CAD圖

J23-10開式雙柱可傾曲柄壓力機設計含5張CAD圖,j23,10,開式雙柱可傾,曲柄,壓力機,設計,cad J23-10開式雙柱可傾曲柄壓力機設計 摘 要 曲柄壓力機是通過曲柄滑塊機構將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復運動，對胚料進行成行加工的鍛壓機械。曲柄壓力機動作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結構簡單，操作方便，性能可靠。 關鍵詞：壓力機，曲柄機構，機械制造 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 前 言 畢業(yè)設計是對學生在畢業(yè)之前所進行的一次綜合設計能力的訓練，是為社會培養(yǎng)合格的工程技術人員最后而又及其重要的一個教學環(huán)節(jié)。通過畢業(yè)設計可以進一步的培養(yǎng)和鍛煉我們的分析問題能力和解決問題的能力，這對我們今后走向工作崗位有很大的幫助。 我們這次是一般選型和專題設計相結合的設計，涉及內(nèi)容廣泛，幾乎四年所學知識或多或少涉及到。這次設計我們將本著：獨立分析，相互探討，仔細推敲，充分吃透整體設計的整體過程，使這次設計反映出我們的設計水平，并充分發(fā)揮個人的創(chuàng)新能力。 作為一名未來的工程技術人員，應當從現(xiàn)在開始做起，學好知識，并不斷的豐富自己的專業(yè)知識和提高實際操作能力。在指導老師的精心指導下，我們較為圓滿的完成了這次設計工作，由于學識和經(jīng)驗的不足，其中定會出現(xiàn)很多問題，不足之處懇請各位老師加以批評和指導。 目錄 第一章 設計任務書 1 第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的 1 第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內(nèi)容 1 第三節(jié) 曲柄壓力機設計設計步驟 1 第二章 電動機選擇和飛輪設計 2 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 2 第二節(jié) 電動機的選擇 3 第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸的計算 5 第三章 機械傳動設計 11 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分析 11 第二節(jié) V帶傳動設計 12 第三節(jié) 齒輪傳動設計 14 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設計 17 第五節(jié) 平鍵連接 20 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 21 第四章 曲柄滑塊機構 22 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 22 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 24 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 27 第四節(jié) 滑動軸承的設計 31 第五節(jié) 滑塊與導軌的形式 34 第五章 機身設計 35 第一節(jié) 機身結構 35 第二節(jié) 機身計算 36 第六章 離合器與制動器 40 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 40 第二節(jié) 離合器的選用 41 第三節(jié) 制動器的選用 43 第七章 過載保護裝置 44 第八章 潤滑系統(tǒng) 50 外文資料 53 中文翻譯 59 參考文獻 65 v 第一章 設計任務書 第一節(jié) 曲柄壓力機設計的目的 曲柄壓力機設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生的一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性教學環(huán)節(jié),其基本目的是： 一、 通過曲柄壓力機的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實踐知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所說知識，得到進一步鞏固，深化和擴展。 二、 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 三、 運行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖，熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、 標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 第二節(jié) 曲柄壓力機設計的內(nèi)容 內(nèi)容包括：選擇電動機型號，V帶傳動設計，齒輪傳動設計，曲柄滑塊傳動設計，壓力機機體設計，繪制裝配圖及零件圖，在設計中完成了以下工作： 一、 壓力機裝配圖 二、 零件工作圖六張（連桿、軸、齒輪、帶輪、曲軸、滑塊） 三、 設計說明書一份 第三節(jié) 曲柄壓力機設計設計步驟 它通常是根據(jù)任務書擬訂若干方案并進行分析比較然后確定一個真確、合理的設計方案，進行必要的計算和結構設計，最后用圖紙表達設計結果，用設計書明書表示設計結果。曲柄壓力機的設計可按照以下所述的幾個階段進行： 一、 設計準備 1、分析設計任務書，明確工作條件，設計要求的內(nèi)容和步驟。 2、了解設計對象，閱讀有關資料，圖紙，觀察事物或模型以進行減速器裝拆試驗等。 3、熟悉機械零件的設計方案和步驟。 4、準備好設計需要的圖紙，資料和用具，并擬定設計計劃等。 二、傳動裝置總體設計 1、確定傳動方案 2、計算電定機的功率，轉(zhuǎn)速，選擇電動機的型號 3、確定總傳動比和分配各級傳動比 4、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距 三、各級傳動零件設計 四、壓力機裝配草圖設計 1、選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機和零件的相對位置。 2、確定軸上立作用點及支點距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結構設計。 五、零件工作圖設計 1、壓力機裝配圖 2、連桿零件圖 3、軸的零件圖 4、齒輪零件圖 5、曲軸零件圖 6、滑塊零件圖 第二章 電動機選擇和飛輪設計 第一節(jié) 壓力機電力拖動特點 壓力機的負載為一沖擊載荷，即在一個工作周期內(nèi)只在較短的時間內(nèi)承受工作負荷。而在較長的時間內(nèi)為空運轉(zhuǎn)。若按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率會很大。 為了減少電動機功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪，可以大大減少電動機功率。采用飛輪后，當滑塊不動時，電動機帶動飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備能量。而在沖壓工作的瞬時，主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負荷減少，電動機帶動飛輪加速旋轉(zhuǎn)，使其在下一個沖壓工作前恢復到原有角速度，節(jié)蓄能量。所以沖壓時所需的能量不是直接由電動機供給，而是主要由飛輪供給，這樣電動機功率可大大減少。 第二節(jié) 電動機的選擇 一、 選擇電動機型號 根據(jù)原始數(shù)據(jù)可知工作機的工作阻力F = 100KN = 100000N，運輸帶的速度= 145×45×2mm/min =13050mm/min=0.2175m/s。 1、選擇電動機功率 工作機所需的電動機輸出功率為 = = 由電動機至工作機之間的總效率為 式中、、、 分別為聯(lián)軸器、帶傳動、齒輪傳動、一對軸承的效率。取=0.99、 =0.96、 =0.97、 =0.98、則 = 所以 = = 24.5KW 為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪。在曲柄壓力機傳動中，飛輪的慣性拖動的扭矩占總扭矩的85%以上，所以所需電動機的輸出功率為 2、確定電動機轉(zhuǎn)速 曲軸轉(zhuǎn)速 = 145r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動的傳動比＇=2-4，單級齒輪傳動比＇=3-5，則合理總傳動比的范圍為＇=6-20，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 ＇= i· =（6～20）×145r/min = 870～2900r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速由1000 r/min 和1500r/min，再根據(jù)計算出的容量，由《機械設計基礎課程設計指導書》附表8.1查出的電動機型號，其技術參數(shù)如表2-1 電動機型號 額定功率 電動機功率（r/min） Ped/kW 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 Y132M1-6 4 960 1000 Y112M-4 4 1440 1500 表2-1 3、選擇電動機型號 選用的電動機型號為Y112M-4 二、計算總傳動比和分配轉(zhuǎn)動比 由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機主軸的轉(zhuǎn)速，可得傳動裝置的總傳動比為 = = = 9.93 取=3 則= = 3.31 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1>、各軸轉(zhuǎn)速 = 1440r/min == 1440r/min 2>、各軸的輸入功率 = 24.5KW 3>、各軸輸入轉(zhuǎn)矩 運動和動力參數(shù)的計算結果列于下表2-2 軸號 P/KM T/N·mm n/(r/min) 電動機軸 24.5 162.68 1440 Ⅰ軸 24.26 160.89 1440 0.99 Ⅱ軸 22.82 454.02 480 3 0.94 曲軸 21.69 1428.55 145 3.3 0.95 表 2-2 第三節(jié) 飛輪轉(zhuǎn)動慣量及尺寸的計算 一、曲柄壓力機一工作周期所消耗的能量 隨著離合器的單次和連續(xù)結合，滑塊的行程有單次和連續(xù)行程。 單次行程時所需的周期能量 連續(xù)行程時所需的周期能量 式中——單次行程周期能量； ——連續(xù)行程周期能量； ——工件成形能量； ——工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量； ——受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量； ——滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量； ——滑塊空行程時所消耗的能量； ——中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量； ——離合器結合所消耗的能量； ——滑塊停頓，飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量。 1. 工件成形所需能量 式中 ——壓力機公稱壓力（）； ——板料厚度（），根據(jù)經(jīng)驗公式，對于慢速壓力機6.32mm。 2. 工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量 實際機器的曲柄滑塊機構運動副之間，存在著摩擦。電動機在拖動曲柄滑塊機構運動時，為克服摩擦消耗能量。在工作行程時，曲柄滑塊機構摩擦所消耗的能量，建議按下式計算： 式中 ——公稱壓力角（°），； ——曲柄滑塊機構的摩擦當量力臂（mm），由第三章得出； ——壓力機公稱壓力（）。 3. 彈性變形所消耗的能量 完成工序時，壓力機受力系統(tǒng)產(chǎn)生的彈性變形是封閉高度增加，受力零件儲藏變形位能對于沖裁工序?qū)⒁鹉芰繐p耗，損耗的多少與壓力機剛度、被沖裁的零件材料性質(zhì)等有關。從偏于安全出發(fā)損耗的能量可按下式計算： 式中：——壓力機公稱壓力()； ——壓力機總的垂直剛度（）。 ——壓力機垂直剛度,對于開式壓力機。 4. 滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量 無氣墊壓緊裝置， 5. 空行程時所消耗的能量 壓力機空行程中能量消耗與壓力機零件結構尺寸、表面加工質(zhì)量、潤滑情況、皮帶拉緊程度、制動器調(diào)整情況等有關。通過實驗。通用壓力機連續(xù)行程所消耗的平均功率約為壓力機額定功率的。根據(jù)通用壓力機空行程損耗的實驗數(shù)據(jù)。 6. 中間傳動環(huán)節(jié)所消耗的能量 在傳遞能量時，皮帶、齒輪等中間環(huán)節(jié)因存在摩擦而引起能量損耗。中間環(huán)節(jié)所消耗的能量，可按下式近似計算： 式中：——工件成形能量；成 ——工作行程時，曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的能量； ——受力系統(tǒng)彈性變形所消耗的能量； ——滑塊克服氣墊壓緊力所消耗的能量； ——離合器結合所消耗的能量； ——考慮到齒輪傳動的效率。其中：——齒輪嚙合效率；——一對軸承傳動的效率; ——考慮到皮帶傳動的效率。其中：——皮帶效率；——一對軸承傳動的效率; 7. 離合器結合所消耗的能量 剛性離合器， 8. 滑塊停頓，飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量 根據(jù)測試，單動壓力機滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)時，電機所需功率約為壓力機額定功率的6-30%，剛性離合器一般安置在曲軸上，且常用滑動軸承。所以，對于具有剛性離合器的開式曲柄壓力機，此值偏高。飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量為： 式中 ——飛輪空轉(zhuǎn)所需功率（），按經(jīng)驗取值。 ——壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（%），連續(xù)行程時，=30%。 對手工送料時，行程利用系數(shù)按表2-3選取： 壓力機行程 次數(shù) <15 20-40 40-70 70-100 200-500 行程利用系數(shù) 0.7-0.85 0.5-0.65 0.45-0.55 0.35-0.45 0.2-0.4 表2-3 ——壓力機行程次數(shù)（次/min）。 該設計壓力機沒有拉伸墊裝置，具有剛性離合器的通用開式曲柄壓力機。按單次行程工作方式計算： 二、飛輪軸上轉(zhuǎn)動慣量 電動機選定后，設計飛輪。這時有兩個假設： 1、 工作行程時所需能量全部由飛輪供應。 2、 工序結束時，電機軸負載扭矩達到最大值，但不大于電機最大允許轉(zhuǎn)矩。 實際上，沖壓時電動機放出一部分能量，所以飛輪轉(zhuǎn)動慣量應按下式計算： 式中 ——工作行程時所需能量 ——電動機在額定轉(zhuǎn)速下飛輪的角速度 ——飛輪轉(zhuǎn)速相對波動情況的轉(zhuǎn)速不均勻系數(shù) 其中 ——實際電機系數(shù); 實際電機系數(shù) ——電機額定轉(zhuǎn)差率，； ——電機軸到飛輪軸用三角皮帶傳動時，三角皮帶的當量滑動系數(shù)，； ——修正系數(shù)，。 ——公稱壓力角（°）； ——壓力機行程次數(shù)利用系數(shù)（%） 三、飛輪尺寸計算 根據(jù)求得的折算到飛輪軸上的轉(zhuǎn)動慣量設計飛輪。曲柄壓力機上，一般飛輪形狀如圖2—1所示，圖中： Ⅰ是輪緣部分，其轉(zhuǎn)動慣量為； Ⅱ是輪輻部分，其轉(zhuǎn)動慣量為; Ⅲ是輪轂部分，其轉(zhuǎn)動慣量為。 飛輪外徑由小皮帶輪和速比決定，由第二章已知，輪緣部分寬度。 圖 2-1 飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量，其中輪緣部分是主要的，要比、大的多。故在近似計算中只考慮更趨于安全。 而 所以 式中 ——金屬密度（），對鑄鋼：。 四、飛輪輪緣線速度驗算 飛輪是回轉(zhuǎn)體，為避免回轉(zhuǎn)時產(chǎn)生壞裂，必須驗算輪緣線速度： 式中：——飛輪最大直徑； ——飛輪轉(zhuǎn)速； ——許用線速度，對鑄鋼飛輪。 第三章 機械傳動設計 第一節(jié) 傳動系統(tǒng)分析 J23-10的傳動系統(tǒng)由皮帶傳動、齒輪傳動、軸和軸承等組成。J23-10傳動示意圖 如圖 此傳動系統(tǒng)采用上傳動，J23-10總傳動比為： 采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。 第二節(jié) V帶傳動設計 已知電動機功率為3.67KW，轉(zhuǎn)速=1440r/min，設備要求帶的傳動比=3. 1、確定計算功率 由《機械設計》表8.6查得工作情況系數(shù)=1.3 由《機械設計》式（8.18）=1.3×3.67KW=4.77KW 2、選擇V帶型號 由=4.77KW， =1440r/min和《機械設計》圖8.15，確定選用A型普通V帶。 3、確定帶輪基準直徑機械 1)、按設計要求，由《機械設計》表8.7，A型帶輪的最小直徑為75mm，再參看《機械設計》圖8.15及表8.7，選擇小帶輪=100mm。 2)、驗算帶速v 在5～25m/s之間，滿足帶速要求。 3)、計算從動帶輪基準直徑 由《機械設計》式（8.15）得 ==（1-0.02）×3×100mm=294mm，按帶輪基準直徑系列取=300mm。 由《機械設計》式（5-17），實際傳動比 傳動比誤差相對值 一般允許誤差5℅，所選大帶輪直徑可用。 4、確定中心距和帶的基準長度 由《機械設計》式（8.18） V帶的高度h=8mm 取=600mm。由《機械設計》式（8.1）， 帶長 由《機械設計》表8.3，選取帶的基準長度為=2000mm。 由《機械設計》式（8.2）計算實際中心距a 5、校核小帶輪包角 由《機械設計》式(8.2) 滿足要求。 6、確定V帶的根數(shù) 由《機械設計》式（8.20） 由《機械設計》表8.9，；由《機械設計》表8.11， 由《機械設計》表8.8， 由《機械設計》表8.3 1.03 取Z=4根 7、計算帶的張緊力和壓軸力 由《機械設計》式（8.19）單根帶的張緊力為 由《機械設計》式（8.21）帶輪軸的壓軸力為 8、A型V帶小帶輪的基本尺寸 基準寬度 基準線上槽深 基準線下槽深 槽間距 第一槽對稱面至端面的最小距離 最小輪緣厚 帶輪寬度 帶輪的基準直徑 外徑 孔徑 第三節(jié) 齒輪傳動設計 已知：主軸轉(zhuǎn)速，從動軸轉(zhuǎn)速，輸入功率，每天工作8小時，壽命10年。 1、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù) 由《機械設計》表9.6，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)制處理，硬度241～286HBS，平均取260HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)制處理，硬度229～286HBS，平均取240HBS。精度8級。 2、 按齒根彎曲疲勞強度設計 由《機械設計》公式（9.17） 已知轉(zhuǎn)矩 取齒數(shù)， 取 實際傳動比 傳動比相對誤差= 齒數(shù)選擇滿足要求 由《機械設計》表9.12，軟齒面齒輪，懸臂安裝，取齒寬系數(shù)，由表9.7查得，工況系數(shù)；參照圖9.10，試取動載系數(shù)；由表9.9，按齒面未硬化，直齒輪，齒間載荷分配系數(shù)。由圖9.15，。由《機械設計》公式（9.6）載荷系數(shù) 由《機械設計》圖9.21查得小齒輪齒形系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù) 。由圖69.22查得，小齒輪應力修正系數(shù)，大齒輪應力修正系數(shù) 由，由《機械設計》式（9.18） 重合度系數(shù) 由圖9.23（c）彎曲疲勞極限，，總工作時間，由《機械設計》公式（9.12），其中齒輪轉(zhuǎn)一周嚙合次數(shù)，故應力循環(huán)次數(shù)為 ,，由圖9.24得彎曲壽命系數(shù),,由圖9.25得尺寸系數(shù)，由表9.13得彎曲最小安全系數(shù)。 按《機械設計》式（9.19）計算彎曲疲勞許用應力得 ， 比較, 應按大齒輪計算齒輪彎曲疲勞強度 按《機械設計》表6-1 取標準模數(shù)m=6mm 中心距 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 按計算結果校核前面的假設 齒輪節(jié)圓速度 查得，與原值一致。 齒寬 小齒輪齒寬取50,大齒輪齒寬取45。 齒頂高 齒根高 齒高 齒距 齒原 齒槽高 第四節(jié) 轉(zhuǎn)軸設計 1、 材料選擇 根據(jù)上述分析選擇軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表12.1，12.2，許用扭轉(zhuǎn)應力，抗拉強度，屈服強度，彎曲疲勞極限剪切疲勞極限。 2、 初步計算 由上述計算得，按許用切應力計算，軸的扭轉(zhuǎn)強度約束條件為 考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當加大，取 3、 按彎鈕聯(lián)合作用核算轉(zhuǎn)軸的強度 經(jīng)過初算和進行結構設計后的轉(zhuǎn)軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此基礎上，還須進一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強度，以便判斷初步設計是否恰當。 齒輪的法向作用力為： 皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計。 根據(jù)和扭矩繪制轉(zhuǎn)軸的受力圖3-2： 圖 3-2 由于Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較小（），所以此截面最危險。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強度。 由彎矩產(chǎn)生的彎曲應力為： 由扭矩產(chǎn)生的剪應力為： 當量彎曲應力為： 由于曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸不是長期滿載工作，許用當量彎曲應力可取為： 式中 ——轉(zhuǎn)軸材料屈服極限（），軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），屈服極限 ——安全系數(shù)，一般取。 因此，符合要求。 3、 核算軸的疲勞強度 由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺階，應力集中現(xiàn)象比較嚴重，且直徑最?。ǎ瑥澗赜直容^大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強度。 由《機械設計》表12.1查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限 由《機械設計》表12.1查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時材料對循環(huán)載荷的敏感系數(shù)； 由《機械設計》附表12.2，，查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時圓角處的有效應力集中系數(shù)； 由《機械設計》附表12.4，材料為碳鋼，毛皮直徑>40～50，彎曲和扭轉(zhuǎn)時的絕對尺寸影響系數(shù)； 由《機械設計》附表12.7，查得表面質(zhì)量系數(shù)。 由于曲柄壓力機的軸所受載荷為脈動循環(huán)性質(zhì)，所以 所以 復合安全系數(shù) 查表查得許用安全系數(shù)，對于通用壓力機，對于自動壓力機，因此,軸的疲勞強度亦符合要求。 第五節(jié) 平鍵連接 在開式曲柄壓力機上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵連接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應驗算擠壓應力： 式中 —— 鍵所需傳遞的總扭矩， —— 鍵與輪轂的接觸高度，； ——鍵的工作長度，對于C型普通平鍵，對于A型普通平鍵； ——鍵的名義長度； ——鍵的寬度； ——軸的直徑； ——鍵的個數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強度，一般； K——考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當Z=2時K=0.75，當Z=1時K=1； ——平鍵連接的許用擠壓應力，輪轂材料為鋼時，。 對帶輪，材料為鑄鋼，采用C型鍵，查《機械設計》表5.1得 ； ，滿足要求。 對齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，查表得 ； ，滿足要求。 第六節(jié) 滾動軸承的選擇 一、滾動軸承概述 滾動軸承具有滾動摩擦的特點，因此它的優(yōu)點有：摩擦阻力小，啟動及運轉(zhuǎn)力矩小，啟動靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動軸承相比，滾動軸承的缺點是徑向輪廓尺寸大，接觸應力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。 選擇軸承類型時應考慮多種因素。 1、 載荷條件 載荷較大時，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點接觸球軸承；軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；受純軸向載荷時選用推力球軸承，軸向力大時選用推力滾子軸承；當軸承同時受徑向和軸向載荷時應選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，通常選用四點接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結構。 2、 軸承轉(zhuǎn)速 通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應低于其極限轉(zhuǎn)速。否則會降低使用壽命。一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時，應選用特制高速滾動軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時應選用滾子軸承。 3、 調(diào)心性能 各種軸承使用時允許的偏斜角應控制在允許范圍內(nèi)，否則會引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。 4、 安裝和拆卸要求 為了便于軸承的安裝、拆卸和調(diào)整間隙，選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內(nèi)錐孔或帶緊固套的軸承。 5、 經(jīng)濟性 選用軸承時應考慮經(jīng)濟性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號不同公差等級的軸承比價為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時應慎重。 二、滾動軸承型號選擇 根據(jù)上述的選擇原則，在J23—10開式曲柄壓力機的轉(zhuǎn)軸上選用一對圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉(zhuǎn)速，運轉(zhuǎn)時有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號。 根據(jù)已知條件，預選32210型軸承進行計算。 每一個軸承承受的徑向負荷為： 由于齒輪是直齒，所以忽略外加軸向力；又由于每端軸承是成對使用，徑向負荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力S互相抵消，因此，軸向負荷為0。 平均徑向負荷為： 平均軸向負荷 當量動負荷，壽命系數(shù)，速度系數(shù) 所以 32210軸承的額定動負荷，因此符合要求。 第四章 曲柄滑塊機構 第一節(jié) 曲柄滑塊機構的運動和受力分析 一、 曲柄滑塊機構 如圖4-1所示，L——連桿長度； R——曲柄半徑；S——滑塊全行程；——滑塊的位移，由滑塊的下死點算起；α——曲柄轉(zhuǎn)角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從圖中的幾何關系可以得出滑塊位移的計算公式： 將上式對時間t微分，可求的滑塊的速度： 式中——連桿系數(shù)； ——曲柄的角速度。 在曲柄滑塊機構的受力計算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力,即 滑塊導軌的反作用力為： 式中——摩擦系數(shù)，； ——連桿上、下支承的半徑。 曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機構所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即 式中——理想當量力臂； ——摩擦當量力臂； ——曲軸支承頸半徑。 則曲柄滑塊機構的當量力臂為： 曲軸扭矩為： 如果上式取和（——公稱壓力，——公稱壓力角），則曲柄壓力機所允許傳遞的最大扭矩為： 第二節(jié) 曲柄軸的設計計算 一、 曲軸的結構示意圖4-2 圖 4-2 二、曲柄軸強度設計計算 1. 曲柄軸尺寸經(jīng)驗數(shù)據(jù) 支承頸直徑 （mm） 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）， 取 。 其他各部分尺寸見下表4-1 曲軸各部分尺寸名稱 代號 經(jīng)驗數(shù)據(jù) 實際尺寸（mm） 曲柄頸直徑 60 支承頸長度 100 曲柄兩臂外側面間的長度 140 曲柄頸長度 75 圓角半徑 5 曲柄臂的寬度 75 曲柄臂的高度 100 表4-1 2. 曲軸強度計算 曲軸的危險截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。 Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計算出來的應力。 彎矩： 彎曲應力及強度條件： 由上式可以導出滑塊上許用負荷： Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計算扭矩的作用。 扭矩： 剪切應力及強度條件： 滑塊上許用應力： 考慮疲勞和應力集中的影響，許用應力如下計算： 式中 ——曲軸材料屈服極限（MPa），調(diào)質(zhì)處理，； ——安全系數(shù)，取。 三、曲軸剛度計算 曲軸的剛度計算用摩爾積分法計算曲柄頸中部的撓度。 第一項很小，可以忽略，故簡化公式為： 式中 ——壓力機公稱壓力（KN）; ——彈性模量，對鋼曲軸； ——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩（）； ——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離（mm）。 所以. 第三節(jié) 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置 一、 連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構 由設計條件知連桿長度可調(diào)，就用改變連桿長度的方法改變壓力機的封閉高度。如圖4—3所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結構，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機的封閉高度。 圖4-3 1、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊 二、連桿的計算 1. 連桿的作用力: 單點壓力機： 2. 確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式： （1） 球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見表4—3： 計算部位 代號 經(jīng)驗公式 實際尺寸 球頭調(diào)節(jié)螺桿 mm 48 36 38 48 連桿 mm 63 86 表4-3 （2）連桿總長度L的確定 確定連桿長度L時，應根據(jù)壓力機的工作特點，結構型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機的連桿系數(shù),即連桿長度。 取，即 三、連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強度計算 連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿受到壓應力和彎曲應力的聯(lián)合作用，應當演算其危險截面A—A的合成力使： 危險截面的壓應力： 式中 ——連桿作用力（KN）; ——危險截面A—A的面積（）； 危險截面的彎曲應力: 式中——危險截面的截面模數(shù)，圓形截面； ——危險截面的彎矩（N·m） 式中 ——摩擦系數(shù)，取； ——曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）； X——危險截面到連桿下支承軸頸中心的距離（mm），； L——連桿的總長度（mm），對于長度可調(diào)的連桿。 球頭調(diào)節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理HBS220～250，，球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35,正火處理。 四、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 調(diào)節(jié)螺桿的螺紋，常采用強度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因為壓力機是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M50×12。 五、調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計算 由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差，同時標準梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強度均比擠壓強度，剪切強度低，所以一般只計算螺母（即長度可調(diào)連桿的連桿體，或調(diào)節(jié)螺母）的彎曲應力。 式中 、——螺紋的外徑和內(nèi)徑； S——螺距； H——螺紋最小工作高度，； h——螺紋牙根處高度，對于梯形螺紋； ——連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應力，對鑄鋼ZG35，。 六、連桿上的緊固螺栓 連桿上端分成兩部分，應用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復雜，一般不予計算。查閱相關資料并參考，螺栓個數(shù)4個，螺栓直徑M24. 第四節(jié) 滑動軸承的設計 滑動軸承承受沖擊載荷的能力強，主要用于曲軸的主軸承、連桿大小端支承等。 如圖4-4所示。 a) b) c) 圖 4-4 一、滑動軸承的結構 圖 4-5 二、滑動軸承的計算 選用牌號為的滑動軸承，曲柄連桿機構中的滑動軸承，速度較低，承受短時高峰負荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設計中應演算軸承軸瓦上的單位壓力p使 式中 ——軸承上的單位壓力（）； ——作用在該軸承上的壓力（N）； ——軸瓦的許用單位壓力（）； ——軸承的支承投影面積（），與軸承的結構、尺寸相關。 1. 驗算滑動軸承的單位壓力p: 曲軸支承軸瓦： 連桿大端軸承： 連桿小端軸承（球頭式）： 2.滑動軸承軸瓦上的速度： 曲軸軸承的速度： 連桿大端支承處的速度： 式中 ——曲軸軸承直徑（mm）； ——曲柄軸頸直徑（mm）; ——曲軸轉(zhuǎn)速（r/min），； ——連桿系數(shù)，。 3.驗算值： 為防止發(fā)熱過于厲害，還應驗算它的值，即 式中 ——軸承上的單位壓力； ——軸承工作表面見的滑動速度； ——許用的值，與材料有關。對材料，。 曲軸軸承： 連桿大端軸承： 第五節(jié) 滑塊與導軌的形式 滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內(nèi)部有連桿，推料裝置，有的還要裝設封閉高度調(diào)節(jié)裝置，平衡裝置，保險裝置等，是一個復雜的箱型結構。它具有形式隨壓力機的用途，結構特點，公稱壓力大小，導軌形式等而改變。 1、 滑塊的典型結構如附圖所示 滑塊導軌有關尺寸對照表如表4-4 表 4-4 2、開式壓力機導軌的形式如圖4-6所示 圖 4-6 第五章 機身設計 第一節(jié) 機身結構 開式壓力機的機身由鑄造結構和焊接結構兩種，這里應選用鑄造結構，鑄造結構多用HT20-40灰口鑄鐵制造，這種材料比較容易供應，消震性較好。但重量較重，剛度較差。目前，較適合于成批產(chǎn)。 開式壓力機的主要優(yōu)點是操作方便。而主要問題是剛度較差，特別是角變形存在，影響工件精度和模具壽命。因此提高壓力機和機身剛度就成為機身設計的重要問題。提高機身剛度的途徑是合理設計截面。圖5-1中的截面一般為危險截面。為了提高機身剛度，減少角變形，截面的尺寸應合理設計，例如盡量加大截面高度H，加大喉口壁厚等。 圖 5-1 第二節(jié) 機身計算 一、計算原則 由于開式機身剛度是一個重要問題，因此，應按剛度設計較好，但剛度計算復雜，且要等到整個機身的結構尺寸確定以后才能進行計算。因此，為了設計方便，先進行強度設計，然后進行剛度校核。 在強度計算過程中，為了照顧機身剛度，許用應力取得較低，因此，在合理的制造條件和正確的使用條件下，機身是不會產(chǎn)生強度破壞的。所以，一般來說，只需計算危險截面（見圖5-2）即可。 二、強度計算 把機身看作承受偏心立身作用的桿系，則截面見圖5-2上受到彎矩M和拉力P的作用。 彎矩M為： 式中-公稱壓力 C-滑塊中心線到機身喉口內(nèi)緣的距離，即喉口深度 -喉口內(nèi)緣到截面形心的距離 最大應力為： 式中 —計算最大拉應力 —計算最大壓應力 H—危險截面的高度 F—危險截面的面積 J—危險截面的慣性矩 開式壓力機危險截面尺寸見表5-1 壓力機型 號或噸位 H a b B C J23-10 400 70 80 16 40 16 200 130 表 5-1 三、剛度計算 在強度計算和畫出機身零件圖后，再進行剛度核算。圖5-2為機身結構簡圖和計算簡圖。AB、BC和CD各通過截面、和的形心。截面是這樣選取的，它通過導軌長度ab的中點e而垂直于圖中斜面fg。J1J2和J3為截面、和的慣性矩。 根據(jù)摩爾積分法，喉口的相對角變形為： 式中 —公稱壓力 機床計算簡圖如圖5-2所示 a) b) 圖 5-2 a—結構簡圖 b—計算簡圖 截面 面積 序號 寬 高 面積 各塊面積形心坐標 面積與形心坐標乘積 各塊面積形心至整個危險截面形心的距離 各塊面積對本身形心的慣性矩 Ⅱ—Ⅱ 1 2×12.5 17 425 8.5 3612.5 8.5 30700 10235 2 2×2.5 65 325 32.5 10562.5 15.5 78080 114430 3 2×3.5 2.5 17.5 63.75 1083.75 46.75 38247 9.1 合計 767.5 15258.75 147027 124674 危險截面慣性矩： 危險截面截面積： 危險截面最大計算拉應力： 最大實際拉應力： 式中 ——截面形狀系數(shù)，取，； ——動載系數(shù)，取1.5； ——許用系數(shù)，對于鋼板。 危險截面最大壓應力： 式中 ——許用壓應力（），對于鋼板。 第六章 離合器與制動器 第一節(jié) 離合器與制動器的作用原理 在曲柄壓力機的傳動系統(tǒng)中，一般在飛輪傳動的后面都設有離合器和制動器，用來控制滑塊的運動和停止。離合器和制動器一般是設在飛輪軸上或主軸上。 壓力機開動后，電動機和起蓄能作用的飛輪是在一直不停地旋轉(zhuǎn)著。每當滑塊需要運動時，則離合器接合，主動部分的飛輪通過離合器使從動部分零件（如傳動軸、齒輪、曲軸和滑塊等）得到運動并傳遞工作時所必要的扭矩；當滑塊需要停止在所需的位置上（滑塊行程的上死點或行程中的任意位置），則離合器脫開，主動部分的飛輪和從動部分零件即不發(fā)生聯(lián)系，因而不能再傳遞運動和扭矩。但是離合器脫開后，離合器部分從動部分以后的零件還儲有一定的能量，會使曲軸繼續(xù)旋轉(zhuǎn)。因此，制動器是用來在一個較短的時間內(nèi)吸收從動部分零件的能量，以使滑塊停止在所需要的位置上。所以，在壓力機傳動系統(tǒng)中的離合器和制動器是保證壓力機正常工作的必要部件，而兩者又必須是密切的配合和協(xié)調(diào)地工作；或當離合器接合前的瞬時，制動器應該松開，這個工作關系是由操縱系統(tǒng)來實現(xiàn)的。一般壓力機在不工作時，離合器總是處在脫開狀態(tài)，而制動器則總是處在制動狀態(tài)中。 由此可見，離合器和制動器部件是用于電動機和飛輪不停地轉(zhuǎn)動情況下，使壓力機的曲柄連桿機構開動或停止。因此，對任何壓力機而言，離合器和制動器不僅是極其重要而不可缺少的部件，而且還決定著壓力機的操作規(guī)范。 第二節(jié) 離合器的選用 一、 離合器的類型、工作特性及其選用原則 在開式壓力機上廣泛采用的離合器有剛性離合器和圓盤摩擦離合器，其主要類型如下： 離合器 剛性離合器 圓盤摩擦離合器 嵌牙式 滑銷式 轉(zhuǎn)鍵式 單盤式（嵌塊式） 多盤式（圓盤式） 目前，常見的剛性離合器有嵌牙離合器、滑銷離合器和轉(zhuǎn)鍵離合器。剛性離合器主要的優(yōu)點是結構簡單緊湊、制造維修方便。但是由于受到爪齒、滑銷和轉(zhuǎn)鍵等連接件零件強度的限制，因而能傳遞的扭矩不大；其次，在離合器軸轉(zhuǎn)速處于較高的情況下，剛性離合器在接合時會產(chǎn)生很大的沖擊，離合器的連接零件常常易于磨損或損壞；此外，剛性離合器只能允許滑塊停止在上止點的位置，而不能進行寸動行程。 顯然剛性離合器是有很多不足之處，在應用上有一定的局限性。但是對于小型低速開式壓力機來說，相應這些矛盾并不十分突出。因為其一、傳遞扭矩并不大；其二、在安裝和調(diào)整模具時，用人工轉(zhuǎn)動飛輪還是比較容易實現(xiàn)的；其三、為了減低離合器結合時的沖擊速度，剛性離合器一般直接裝在低速的主軸上，同時離合器的連接零件盡可能靠近軸心的位置。更主要的是由于剛性離合器的結構比較簡單，便于制造和維修，又離合器操縱無需壓縮空氣能源，所以剛性離合器是比較廣泛應用在壓力100噸以下和滑塊行程次數(shù)（即曲軸轉(zhuǎn)速）200次/分以下的開式曲柄壓力機上。 通過上述所述，結合所設計壓力機的型號和功用，選擇采用轉(zhuǎn)鍵離合器。 二、 雙轉(zhuǎn)鍵離合器的結構 雙轉(zhuǎn)鍵離合器中，轉(zhuǎn)鍵之一是主鍵用以傳遞工作扭矩；轉(zhuǎn)鍵之二是副鍵用以防止曲軸對飛輪或傳動齒輪的超前，以及調(diào)整模具時可使曲軸反轉(zhuǎn)。 如圖6—1所示，離合器是安裝在曲軸的右端上。離合器的主動部分有飛輪2，中套3（用7鍵固定在飛輪上）和青銅襯套5、6（各壓入飛輪端孔內(nèi)）等組成。從動部分有曲軸和內(nèi)外軸套1、4（用鍵固定在曲軸上）等組成。中套的內(nèi)孔有四個半圓槽。內(nèi)外軸套內(nèi)控和曲軸上亦各有兩個軸線互相垂直的半圓槽，兩個半圓槽組合成為安插兩轉(zhuǎn)鍵（主鍵8和副鍵9）用的孔。轉(zhuǎn)鍵的兩端為圓柱形，可在軸與軸套所形成的圓孔內(nèi)轉(zhuǎn)動；轉(zhuǎn)鍵中段截面為半圓形，鍵的里邊與軸上的半圓槽配合，外邊與軸形成一個整圓。主鍵和副鍵傳動的方向是相反的，它們的動作是互相聯(lián)鎖的，因此在轉(zhuǎn)鍵的右端各裝有尾板12和14，兩件用拉桿13連接成為聯(lián)動，主鍵的左端裝有鍵尾11，與裝在內(nèi)軸套的拉簧10聯(lián)結。拉簧的作用使主鍵和副鍵各繞其軸線轉(zhuǎn)過45°（轉(zhuǎn)鍵的轉(zhuǎn)動角度由內(nèi)軸套喇叭口所限位），于是兩轉(zhuǎn)鍵的背部突出于曲軸圓周之外，以便與中套的半圓槽相結合，起到使離合器相結構的狀態(tài)。 圖 6-1 離合器在未接合時，主鍵和副鍵剛好全部臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，因此，飛輪在內(nèi)外軸套上空轉(zhuǎn)。當壓力機工作時，必須使操縱結構的凸輪當塊（虛線畫出）轉(zhuǎn)離主鍵的鍵尾，主鍵在拉簧10的作用下，轉(zhuǎn)出曲軸半圓槽之外（轉(zhuǎn)過45°），由于連鎖的關系，副鍵亦同樣轉(zhuǎn)出，這樣連續(xù)旋轉(zhuǎn)的飛輪中套半圓槽便于主鍵相結合，則飛輪便帶動曲軸轉(zhuǎn)動。如凸輪檔塊轉(zhuǎn)回復位，則主鍵的鍵尾碰到凸輪當塊，由此彈簧拉長，主鍵和副鍵又轉(zhuǎn)回（45°）并臥入曲軸的半圓槽內(nèi)，由此，離合器即處于脫開狀態(tài)，則飛輪仍在內(nèi)外軸套上空轉(zhuǎn)。 轉(zhuǎn)鍵在離合器接合時承受很大的沖擊載荷，為了保證有足夠的沖擊韌性和耐磨性，轉(zhuǎn)鍵用T7，經(jīng)熱處理淬火硬度為RHC=52～57,兩端回火至RHC=35～40。 主鍵的鍵尾和凸輪當塊的材料同樣用合金鋼40Cr。 內(nèi)、外軸套和中套的材料一般用45鋼。 轉(zhuǎn)鍵離合器所能傳遞扭矩的大小，即取決于轉(zhuǎn)鍵（主鍵）的強度。 第三節(jié) 制動器的選用 一、 制動器的類型、工作特性及其選用原則 在曲柄壓力機上的制動器有兩個作用： 1. 當離合器脫開后，將正運轉(zhuǎn)著的傳動零件（如滑塊、曲軸、齒輪、中間軸等）的動能立即轉(zhuǎn)化為消耗在制動器上的摩擦功，并且相當在曲軸轉(zhuǎn)角5°～15°的范圍內(nèi)將滑塊、曲柄連桿機構和傳動零件停止運動。 2. 當滑塊運動停止后，防止滑塊由于自重而下降。 在開式壓力機上常用的制動器有三種結構形式：閘瓦式制動器、帶式制動器和圓盤式制動器。按其制動器工作表面相互作用來看，在這些制動器中有連續(xù)制動器和周期制動器的兩種工作情況。 在周期制動的制動器中，制動作用僅僅發(fā)生在滑塊行程的某一部分，或者當滑塊接近回到上死點相當于曲柄轉(zhuǎn)角5°～15°的范圍內(nèi)，在這里選用偏心輪帶式制動器。 二、制動器的典型結構 圖6-2為偏心輪帶式制動器，一般帶式制動器均設置在曲軸左端上。 制動輪1對軸線裝成偏心e，用鍵緊固在曲軸左端上。輪緣上包有鋼帶2，其內(nèi)層鉚有石棉鋼摩擦帶3.鋼帶的一端鉚接在搖板7上，另一端鉚在拉桿板4上。搖桿7可以繞固定在機身上的軸6回轉(zhuǎn)，借其制動彈簧8的張力拉緊制動帶，張力的大小可通過螺鋼9調(diào)節(jié)其彈簧的壓縮量。 圖 6-2 制動的周期性是借其制動輪的偏心e來實現(xiàn)的。即當曲軸轉(zhuǎn)動時，利用偏心e使制動輪有時張緊制動帶，有時放松制動帶。當滑塊向下運動時，偏心逐漸減小，則制動帶松開；當滑塊向上運動時，偏心逐漸向上方增大，則制動帶張緊而起制動作用，并將滑塊停止在上死點的位置上。 為了保證制動帶在松開情況下，不張緊制動輪（制動輪和制動輪須保持一定間隙）用螺母5給調(diào)整。 第七章 過載保護裝置 曲柄壓力機在使用過程中，由于種種原因可能產(chǎn)生過載現(xiàn)象，如壓力機噸位選用不當，模具安裝調(diào)整不正確，模具刃口變鈍，材料厚度增大，同時進行兩塊坯料等等，結果導致壓力機連桿螺紋破壞、調(diào)節(jié)螺桿彎曲、曲軸彎曲或斷裂、機身變形甚至斷裂等主要零件的破壞，給生產(chǎn)帶來損失。為了防止因壓力機過載而產(chǎn)生的設備事故，在壓力機上裝有過載保護裝置。在壓力機過載時，保護裝置即發(fā)生作用，使得作用在壓力機上的載荷不繼續(xù)增加，從而保證壓力機的主要零件免遭破壞。 過載保護裝置的種類很多，按其工作性質(zhì)可以分為兩大類：一類是限制滑塊上的作用力，另一類是限制傳動系統(tǒng)上的傳動扭矩的。前者裝在連桿或滑塊內(nèi)，當滑塊力超過某