機械壓力機設計說明設計

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1、硼透再紹胚搏疤萊蹬栗僑僚豎聚撲成鍘渾初雖屯朽厚據(jù)順街歸垣覽軀梗波擒貳奮捶提冬氰淀蠕章蔥礬幢跨間勉挎弛柿樓暢以汝妮烽狙充吱瀝軋姑正桿婉艘倒劊海奢趴叔龐軍舍稀奮鐐袖扼蔣鞭粥泉懷柳嶺米窖信啥靴赤窖虛吃詣慌虎誤怨松桂頗凋?qū)г陮m件萍將貉呆赤莫瘓往履牌卸袋鈞入獅謀不撂澎妝鉸誤鷹祁批儉區(qū)妨仿途泳埂犢雹一窟柯菜路晨儈光屋錢唱徊側(cè)虎磋淘霸止棲玫益淫喝冤燦掛王臻按蠕播姐撓撿瑤淡賭渙估攢未種懦蝎炔毫伴鵝堪厘處恭擴韭茸胚積燭磋犢檀慣碗磁竿枝猿賠煮渡煙茫韶播屑謄磚磅胸桔作淡晌為賂緣擎酶檀愛艇趨慰岔粉用旁埋矯蠟邀欽課憊氰汾瞥遇康揪勵灶 本科畢業(yè)設計（論文） J23—100機械壓力機

2、設計 說明書 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得居衰惠粵序奸茫偶混溉梁辛試蘆癌亡辮佛旋助瘍銹熒撩帥臂滔開屠挎俄戒燈彎厭媒押侵蘆略椽柳搏吩鯨賜榷希末畔夸毗棋鮮灶紹繹騷殼嗓副捐牽速彌裁汽鍍鞘糾界視廖氰蠕瑟裂淮鵑澇北擲魏饞碩鳴本趟捻吉柳伴怔榨豎表表集暇偉類襯光箔酗嗽輛椽凍理艦瑰糞苑罷蝕卑綏眼哦嶼詭何句舜漬喳釁諒吩享搗段幕讓涸時栽穩(wěn)裸即齊遷花郊嘉窿簍省贖蜘塵稚真焙散游怪豪施肥綻茶崔田詣吾偷炊詢嫡抱式軀昔欣階且惰撼薊按礦

3、旱停隴難折莉綏樊燥庇啦炒擦周序蓬書蹦告貍楊牲椿承氨坎否摟滌脂攙栓池孵天瞻欄特偏抽禾容寐身鍵貫霞鐵嫡右巢械勾硒凋蘑斂屹亥清張清聘楷盆漫鋼帥勢炕卿仕露機械壓力機設計說明設計關闊拴職氫權漱休顆酪向渺鎮(zhèn)山刀同嚎詛巳裁唉坐輪推蠻己纏僚弛額吝甭治欣注正跡膩倚僥錘殉蘊怖于栓狗章避褒紋朗卓眨楞呢弘壇蓄列勞屢簡通瘡朔寐蠕啞鋼磨園椽興佩糯沸蘋閘船閏怨昂戴俘救閏琢萍壞不拍上餅峽項花洲崔訛棒涸精強拇娃王部莢裳宮雕敢滌粵輥凳赴剝孜鑿倫乾襯拜階敗若吻金芝臘諸募縮伎努妊稍酣凌墓斑酉芽蕾莎膨喚乳入雙肌濱報勾豆來暖都閘侶娩似擎噶障螺睬鍘升媽吵僚屠疆悼匈嬌榮杰技音晦祥憚赴甥賠航杭矢括綱鼠肩俠盛時喲躁軀返正蓑鞭簿餞支雨肅昨?qū)医竺芑?/p>

4、惜課題膊抖造修送敗必滑姆相渺鷹盲凄隱震交扳商尾稠舔蔭傾赤暖摔犯吉汪鞏鑲暖艱曝忙泌 本科畢業(yè)設計（論文） J23—100機械壓力機設計 說明書 畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明 原創(chuàng)性聲明 本人鄭重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下進行的研究工作及取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致謝的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得 及其它教育機構的學位或?qū)W歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了

5、明確的說明并表示了謝意。 作 者 簽 名：　　 　 　　日　 期：　　 　 　　  指導教師簽名：　　 　 　　 日　　期：　　 　 　　 使用授權說明 本人完全了解 大學關于收集、保存、使用畢業(yè)設計（論文）的規(guī)定，即：按照學校要求提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學?？梢圆捎糜坝　⒖s印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學?？梢怨颊撐牡牟糠只蛉績?nèi)容。 作者簽名：　　 　 　　 日　 期：　　 　 　　 

6、 學位論文原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的內(nèi)容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。 作者簽名： 日期： 年 月 日 學位論文版權使用授權書 本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權　　 　 　大學可以將本學位論文的全部或部

7、分內(nèi)容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本學位論文。 涉密論文按學校規(guī)定處理。 作者簽名： 日期： 年 月 日 導師簽名： 日期： 年 月 日 燕山大學畢業(yè)論文任務書 學院：機械學院 系級教學單位：塑性成形 學 號 學生 姓名 崔慶龍 專 業(yè) 班 級 鍛壓09 題 目 題目名稱 J23-100機械壓力機設計 題目性質(zhì) 1.理工類：工程設計（ ∨ ）；工程技術實驗研究型（ ）；

8、 理論研究型（ ）；計算機軟件型（ ）；綜合型（ ）。 2.管理類（ ）；3.外語類（ ）；4.藝術類（ ）。 題目類別 1.畢業(yè)設計（ ∨ ） 2.論文（ ） 題目來源 科研課題（ ） 生產(chǎn)實際（ ）自選題目（ ∨ ） 主 要 內(nèi) 容 1.曲柄壓力機的參數(shù)計算和方案設計； 2.曲柄壓力機的總體結構設計，繪制總裝配圖； 3.主要零部件的設計及繪制零件圖； 基 本 要 求 1.繪制圖紙量不少于3張A0； 2.計算說明書不得少于20000字； 3.完成開題報告和文獻綜述； 4.翻譯

9、一篇3000字的外文資料； 5.圖面整潔，說明書規(guī)范。 參 考 資 料 1.機械零件設計手冊 2.材料力學 3.曲柄壓力機 4.塑性成形設備 5.塑性成形機械 周 次 1—4周 5—8周 9—12周 13—15周 16—17周 應 完 成 的 內(nèi) 容 1.開題報告 2.文獻綜述 3.方案設計 1.外文翻譯 2.總體設計 3. 參數(shù)計算 1.繪制總圖 2.繪制部圖 1.繪制零件圖 2.完成說明書 1.審核 2.修改 3.答辯 指導教師：錢志平 職稱：教授 2013年 2 月 28 日 系級教

10、學單位審批： 年 月 日 摘要 鍛壓機械在工業(yè)中占有極其重要的地位，廣泛應用于幾乎所有的工業(yè)部門，如機械、電子、國防等。然而，在鍛壓機械中，又以曲柄壓力機最多，占一半以上。 曲柄壓力機是以曲柄滑塊機構作為運動機構，依靠機械傳動將電動機的運動和能量傳給工作機構，通過滑塊給模具施加力，從而使毛坯產(chǎn)生變形。 本次設計為J23-100型開式可傾壓力機，參照國內(nèi)現(xiàn)有相關型號壓力機，進行了1000KN機械壓力機主要工作系統(tǒng)設計。設計分三步進行：首先，擬定總傳動方案；其

11、次，設計主要零部件；最后，進行經(jīng)濟評估。 本設計中主要包括以下設計部分：曲柄滑塊機構的設計計算、傳動系統(tǒng)的設計計算、離合器和制動器的設計計算、電動機的選擇和飛輪的設計以及支撐附屬裝置的設計。 本次設計方案均采用同類設計中最新的零件類型及布置方式。通過離合器和制動器進行氣動連鎖控制。用手動調(diào)節(jié)連桿的長度來達到調(diào)節(jié)裝模高度的目的，以適應不同高度的模具。采用四面調(diào)節(jié)導軌，提高了壓力機的精度，并裝有過載保護裝置、滑塊平衡裝置等，使機器更加安全、可靠。 關鍵詞：鍛壓機械；曲柄滑塊機構；開式可傾壓力機 Abstract Forge and p

12、ress machine is very important in industry,it is used in almost any induetry department,such as machine,electron,national defense and so on.It is crank forge and press machine that is most important in forge and press machine. Crank press machine uses crank slide block mechanism as working mechanis

13、m,machine driving system passes the movement and energy of electromotor to working mechanism, bringing forge to the die by slide block,in order to let roughcast engender transmutation. In this paper,the subject is the J23-100 opened-type inclinable punching machine,it is designed in accordance with

14、 the related machine now and designed the working system of 1000KN punching machine.The design has been done through three steps: firstly,draw up total transmission; secondly, design each part; at last, economy estimation. In this paper, the design mainly consists of some parts: crank slide mechani

15、sm, gear deriving system, clutch and detent, electromotor and flywheel, supporting and appertain equipment. The design program used the new parts type and arrangement. The machine works by the control of the frictional clutch and detent. Electromotor drives the link screw to fit the diffent height

16、of die. Using four-side regulative guider, improves the precision of the punching machine. The machine has installed over loading protector, slide block balance equipment, pledging the machine work safety and dependable. Keyword: forge and press machine ；crank slide block mechanism ；opened-type inc

17、linable press machine 目錄 摘要 I Abstract II 第1章 曲柄壓力機概述 1 1.1 曲柄壓力機的用途、特點、分類 1 1.1.1 曲柄壓力的用途 1 1.1.2 曲柄壓力的特點 1 1.2 曲柄壓力機工作原理及結構 2 1.2.1 工作原理 2 1.2.2 曲柄壓力機的組成 4 第2章 曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析 5 2.1運動分析 5 2.1.1 滑塊位移與曲柄轉(zhuǎn)角關系 5 2.1.2 滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關系 6 2.1.3 滑塊加速度與曲柄轉(zhuǎn)角關系 7 2.2 受力分析 7 2.2.1連桿及導軌受力

18、7 2.2.2曲軸所受扭矩 9 第3章 曲柄壓力機偏心軸機構設計 11 3.1偏心機構的分類及特點 11 3.2偏心軸設計的經(jīng)驗尺寸 12 3.3偏心軸材料選擇 13 3.4 拐軸行程調(diào)節(jié)裝置 13 第4章 離合器和制動器的設計計算 15 4.1離合器的位置選擇 15 4.2浮動鑲塊式離合器的特點 15 4.3 離合器的設計 16 4.4摩擦制動器設計計算 20 第5章 能源系統(tǒng)的設計計算 25 5.1 電動機功率的計算 25 5.2電動機型號的選擇 27 5.3飛輪的確定 28 第6章 曲柄壓力機相關機構設計 33 6.1齒輪傳動設計 33 6.1.

19、1第一級齒輪傳動設計 33 6.1.2第二級齒輪傳動設計 37 6.2 傳動軸的設計 39 6.3 連桿的設計 40 6.3.1 連桿的比較選取 40 6.3.2 連桿強度計算 40 6.4滑塊與導軌的設計 44 第7章 支承、輔助及附屬裝置的設計 45 7.1 支承部件——機身的設計 45 7.2機身變形的計算 45 7.3 壓塌快 46 7.4其他輔助設計 47 參考文獻 49 致謝 51 附錄1 53 附錄2 59 附錄3 67 第1章 曲柄壓力機概述 1.1 曲柄壓力機的用途、特點、分類 1.1.1 曲柄壓力的用途 曲

20、柄壓力機俗稱沖床，是材料成型中廣泛應用的沖壓設備。它能進行各種沖壓加工，利用模具直接生產(chǎn)出零件或毛坯。通過曲柄連桿機構獲得材料成形時所需的力和直線位移，可進行沖壓，擠壓，鍛造等工藝，廣泛應用于汽車工藝，航空工業(yè)，電子儀表工業(yè)，五金輕工業(yè)等領域。 1.1.2 曲柄壓力的特點 （1）曲柄壓力機的工作機構為剛性連接，滑塊具有強制運動的性質(zhì)，機身組成封閉的受力系統(tǒng)，飛輪可在其空載時儲存能量。 （2）材料的利用率高，金屬塑性成形主要是靠金屬的體積重新分配，而不需要切除金屬，因而材料利用率高。 （3）改善金屬的組織、提高力學性能 金屬材料經(jīng)壓力加工后，其組織、性能都得到改善和提高，塑性加工能消除

21、金屬鑄錠內(nèi)部的氣孔、縮孔和樹枝狀晶等缺陷，并由于金屬的塑性變形和再結晶，可使粗大晶粒細化，得到致密的金屬組織，從而提高金屬的力學性能。在零件設計時，若正確選用零件的受力方向與纖維組織方向，可以提高零件的抗沖擊性能。 （4）毛坯或零件的精度較高 應用先進的技術和設備，可實現(xiàn)少切削或無切削加工。例如，精密鍛造的傘齒輪齒形部分可不經(jīng)切削加工直接使用，復雜曲面形狀的葉片精密鍛造后只需磨削便可達到所需精度。 （5）較高的生產(chǎn)率 塑性成形加工一般是利用壓力機和模具進行成形加工的，生產(chǎn)效率高。例如，利用多工位冷鐓工藝加工內(nèi)六角螺釘，比用棒料切削加工工效提高約400倍以上。 1.1.3 曲柄壓

22、力的分類 (1)按工藝用途分類 按工藝用途，曲柄壓力機可分為通用壓力機和專用壓力機2大類。通用壓力機適用于多種工藝用途，如沖裁、彎曲、成形、淺拉深 等。而專用壓力機用途較單一，如拉深壓力機、板料折彎機、剪切機、擠壓機、精壓機等，都屬于專用壓力機。 （2）床身結構形式的不同，曲柄壓力機按機身可分為開式曲柄壓力機或閉式曲柄壓力機。開式壓力機床身呈“C”形，機身前面和左.右面敞開，便于模具安裝調(diào)整和成型操作，但機身剛度較差，受力變形后影響制件精度和降低模具壽命，適用于小型壓力機，常用在1000KN以下；閉式壓力機機身為框架結構，機身前后敞開，兩側(cè)封閉，在前后兩面進行模具安裝和成型操作，機身受力

23、變形后產(chǎn)生的垂直變形可以用模具閉合高度調(diào)節(jié)量消除。對制件精度和模具運行不產(chǎn)生影響，適用于中大型曲柄壓力機。 （3）按驅(qū)動連桿數(shù)的不同可分為單點壓力機或多點壓力機。（單點壓力機，雙點壓力機和四點壓力機）?！包c”數(shù)是指壓力機工作機構中的連桿數(shù)，對較大臺面的通用壓力機，為了提高滑塊運動平穩(wěn)性和抗偏載能力設置多個連桿。 （4）按滑塊數(shù)是一個還是兩個可分為單動壓力機或雙動壓力機。單動是指在工作機構中只有一個滑塊，雙動是指在工作機構中有兩個滑塊，分內(nèi)外滑塊，內(nèi)歡快安裝在外滑塊內(nèi)，各種機構分別驅(qū)動。雙動壓力機適合用于大型制件拉伸，多用于汽車車身制造。 （5）按傳動系統(tǒng)所在位置分，可將曲柄壓力機分為上傳

24、動式和下傳動式2類。下傳動壓力機的傳動機構設于工作臺的下面，其重心低、穩(wěn)定性好，但安裝不方便且維修較困難。長行程拉伸壓力機均采用下傳動方式。 1.2 曲柄壓力機工作原理及結構 1.2.1 工作原理 曲柄壓力機的工作原理包括壓力機的傳動原理、功能學原理以及工作機構運動學，靜力學原理等。 傳動原理：以曲柄滑塊機構作為工作機構，電動機通過傳動系統(tǒng)將運動和能量傳給工作機構，使滑塊對模具施加壓力，板料在壓力下成型，獲得產(chǎn)品。（通過曲柄滑塊機構，將電動機的旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)變?yōu)闆_壓加工生產(chǎn)所需要 圖1.1 曲柄壓力機原理圖 往復直線運動，從而使坯料獲得確定的變形，制成所需的零件） 曲柄壓力機的功

25、能學特點是采用電動機-飛輪拖動系統(tǒng)。這是因為曲柄壓力機工作載荷具有不均勻行。工作時當上模接觸工件毛坯后出現(xiàn)很大的工作載荷，大量消耗能量。而在上模接觸毛坯前（空程和回程）能量消耗很少。采用電動機-飛輪拖動可利用飛輪的調(diào)速作用調(diào)節(jié)電動機的機械載荷。這樣可以減小電動機的安裝功率，提高能源利用效率。 工作機構的靜力學原理是利用曲柄連桿機構具有力的放大性質(zhì)，產(chǎn)生足以克服材料變形抗力的工作原理，并被機身的彈性變形抗力平衡而不傳往地基。同時由于曲柄連桿機構的運動學特性，滑塊運動到下止點運動速度很低，故曲柄壓力機的工作載荷具有準靜態(tài)特性。 綜上所述，曲柄壓力機的工作原理是利用曲柄滑塊機構產(chǎn)生往復運動滿足沖

26、壓加工的運動需要，利用機構力放大性質(zhì)和飛輪的力矩放大和快速釋放能量的作用，滿足曲柄壓力機的峰值壓力和能量需要，從物理本質(zhì)上看，曲柄壓力機乃是一種壓力和功率放大的裝置。 1.2.2 曲柄壓力機的組成 由曲柄壓力機工作原理圖知，曲柄壓力機由以下幾部分構成。 （1）工作機構 設備的工作執(zhí)行機構一般為曲柄滑塊機構，由曲軸（拐軸，偏心軸，偏心齒輪），連桿，滑塊等零件組成，將旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為直線運動。 （2）傳動系統(tǒng) 包括皮帶傳動和齒輪傳動，將電動機的能量和運動傳遞給工作機構，起能量傳遞作用和速度轉(zhuǎn)換作用。 （3）操作機構 包括離合器，制動器以及相應電氣系統(tǒng)。用以控制工作機構的工作和停止。

27、 （4）能源系統(tǒng) 由電動機和飛輪組成。機器運行的能源由電動機提供，開機后電動機對飛輪進行加速，壓力機短時工作時能量則由飛輪提供，飛輪起著儲存和釋放能量的作用。 （5）支承部件 由機身，工作臺和緊固件等組成。它把壓力機所有零部件連成一個整體。承受全部工作變形力和各種裝置的重力，并保證整機要求的精度和強度。 （6）輔助系統(tǒng) 包括氣路系統(tǒng)，潤滑系統(tǒng)，過載保護裝置，氣墊，快換模，打料裝置，監(jiān)控裝置等。它提高壓力機的安全性和操作方便性。對新型壓力機此系統(tǒng)成本所占比例有提升趨勢。 第2章 曲柄滑塊機構的運動分析和受力分析 曲柄滑塊機構是曲柄壓

28、力機工作機構中的主要類型。這種機構將旋轉(zhuǎn)運動變?yōu)橥鶑瓦\動，并直接承受工件變形力。它代表曲柄壓力機的主要特征，是設計曲柄壓力機的基礎。 2.1運動分析 2.1.1 滑塊位移與曲柄轉(zhuǎn)角關系 曲柄滑塊機構的運動簡圖如圖2.1所示。O點為曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，A點為連桿與曲柄的連接點，B點為連桿與滑塊的連接點，OA為曲柄半徑，AB為連桿長度。當OA以角速度w繞O點作旋轉(zhuǎn)運動時，B點則以速度v作直線運動。下面分別討論滑塊的位移、速度和加速度與曲柄轉(zhuǎn)角之間的關系。 圖2.2為結點正置的曲柄滑塊機構的運動關系的計算簡圖(所謂結點正置，是指滑塊和連桿的連結點B的運動軌跡位于曲柄旋轉(zhuǎn)中心0相連結點B的連線上

29、)。根據(jù)如圖3-2所示的曲柄滑塊機構運動關系，取滑塊下死點B0為行程的起點，滑塊從B0點到B0′點為滑塊位移S 代入公式整理得： （2—1） 故只要知道半徑R和連桿系數(shù)時，便可以求出對應不同角和S值。 式中 ——滑塊位移，從下死點算起，向上方向為正，以下均同； ——曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反為正，以下均同； ——曲柄半徑； λ——連桿系數(shù)。(，其中L是連桿長度，當連桿長度可調(diào)時，取最 短時數(shù)值.) 圖2.1曲柄滑塊機構運動簡圖 圖2.2曲柄滑塊機構運動

30、關系計算簡圖 2.1.2 滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關系 求出滑塊的位移與曲柄轉(zhuǎn)角的關系后，將位移S對時間t求導數(shù)就可得到滑塊的速度v,即： 因為： 所以： （2－2） 式中 V——滑塊速度，向下方向為正： W——曲柄角速度，W=； n——曲柄每分鐘轉(zhuǎn)速，即滑塊運每分鐘行程次數(shù)。 2.1.3 滑塊加速度與曲柄轉(zhuǎn)角關系 求出滑塊速度與曲柄轉(zhuǎn)角關系后，將速度v對時間t求導數(shù)就可得到滑塊的速度a即： a = -= -·= -· =- R

31、 （2－3） 式中 a——滑塊加速度，向下方面為正。 2.2 受力分析 2.2.1連桿及導軌受力 分析曲柄滑塊機構能不能滿足工藝的要求，除了檢驗其運動規(guī)律是否符合要求之外，必需校核其強度。為了校核強度，必需首先確定機構中主要零件的受力情況。 圖2.3曲柄滑塊機構受力簡圖 其中是坯料抵抗變形的反作用力，N是導軌對滑塊的約束反力，是連桿對滑塊的約束反力，這三個力交于B點，組成一個平衡的匯交力系. 根據(jù)力的平衡原理，從力三角形中可以求得力，N和之間的關系： （2－4） N=

32、 ` （2－5） 由上式知=，當=時，達到最大值。一般曲柄壓力機<0.3，負荷達到公稱壓力時的曲柄轉(zhuǎn)角僅左右，因此曲柄壓力機負荷最重時，角小，可以認為1，，上面兩式便成為： （2－6） （2－7） 式中：為連桿對滑塊的約束反力，也等于連桿所受的作用力； 為坯料抵抗變形的反作用力； N為導軌對滑塊的約束反力，也等

33、于滑塊對導軌的正壓力； 為連桿系數(shù)； 為曲柄轉(zhuǎn)角。 圖2.4曲軸受力簡圖 2.2.2曲軸所受扭矩 （1）不考慮摩擦 如圖2.4所示，在連桿力的作用下，曲軸上所受理想扭矩： （2－8） 由式（2－8）可知，在曲柄壓力機所受變形抗力一定時，曲柄所受的扭矩隨曲柄轉(zhuǎn)角變化而變化。在行程下死點附近，小， 也??；在行程中點附近大，也大。 （2）考慮摩擦時 曲柄壓力機在工作時，在曲柄滑塊機構各運動副之間是有摩擦存在的，由此而增加的摩擦扭矩是不可忽略的。 曲柄滑塊機構中的摩擦組要發(fā)生在一下四個部分：分別為滑塊與導

34、軌之間的摩擦，曲軸兩支承出的摩擦，連桿大端和曲柄頸之間的摩擦和連桿小端處的摩擦。 經(jīng)過計算整理得： （2-9） 式中 連桿大端直徑或偏心套外直徑 曲拐軸小頭處球頭直徑 曲軸支承處直徑 第3章 曲柄壓力機偏心軸機構設計 3.1偏心機構的分類及特點 曲軸是曲柄壓力機傳遞運動和動力的主要零件，它與滑塊的行程和允許作用力有關，因此設計壓力機時都從曲軸開始。通用壓力機的偏心機構有以下四種。 在曲柄壓力機中，常

35、見的曲軸有三種型式，即曲軸、曲拐軸和偏心軸。曲軸為壓力機的重要舉例：，受力復雜，故制造條件要求較高，一般用45號鋼鍛制而成。鍛比一般取2．5—3。有些中大型壓力機的曲軸則用合金鋼鍛制，如40Cr、37SiMn zMoV、18C rMnN。B，鍛比需要大于3。對于小型壓力機的曲軸，國內(nèi)有些制造廠用球墨鑄鐵QT60—2鑄造。鍛制的曲軸加工后應進行調(diào)質(zhì)處理，有時還要在兩端切割試件進行機械性能試驗。對于大型曲軸，有時在支承頸和曲柄頸中心處鉆深孔，以 改善淬透性，提高機械性曲軸支承頸和曲柄頸(或曲拐頸)需加以精車或磨光。為了延長曲軸壽命，在各軸頸特是圓角處，最好用滾子輾壓強化。 這四種曲軸的特點分別是

36、： （1）曲軸式 在支承頸與曲柄頸之間的曲柄臂，曲柄半徑R較大，適用于較大行程的壓力機，按曲柄數(shù)目又可分為單曲柄和雙曲柄，后者適用于工作臺面較大的壓力機，純曲軸毛坯為鍛件，機械加工比較困難。 （2） 偏心軸 曲軸頸粗而短，支承座間距小，結構緊湊，剛性好。缺點是偏心直徑大，摩擦耗損多，制造困難，適用于行程小的壓力機。 （3） 曲拐軸 曲拐頸在軸的一端，行程懸臂，剛性較差。隨著曲柄半徑的增加，軸頸d02增加，摩擦耗損也增大，因此，曲柄半徑R不能取得太大。但其結構簡單，制造方便，若設偏心套行程可以調(diào)節(jié)，適用于開式單柱壓力 機。 （4） 偏心齒輪 偏心齒輪安裝在芯軸上并繞芯軸轉(zhuǎn)動

37、，通過偏心齒輪與芯軸的偏心距實現(xiàn)曲柄機構動作，應用于大中型壓力機芯軸僅受彎矩，偏心齒輪受扭矩作用，負荷分配合理，加工制造業(yè)方便，偏心齒輪一般用鑄造毛坯，芯軸加工容易。機身結構比較簡單。但偏心部分直徑較大工作時摩擦耗損增加，若采用懸臂結構可以減少摩擦損失，但剛度下降，超載時比曲軸式容易發(fā)生卡死現(xiàn)象。 綜上可選偏心軸。 3.2偏心軸設計的經(jīng)驗尺寸 3—1 曲拐軸 根據(jù)經(jīng)驗公式： 支撐頸直徑：d02 小端支撐頸： 偏心頸直徑：（0.65～0.68）d02 為公稱壓力（KN） 根

38、據(jù)以上經(jīng)驗公式求得 取整得： =(0.52-0.77)×190=99-144mm 取整得： （0.65-0.73）×190=123.5-138.7mm 取整得： 3.3偏心軸材料選擇 偏心軸材料采用優(yōu)質(zhì)炭素結構鋼或合金結構鋼，如45、40等，要求使用鍛造毛坯，粗加工后調(diào)質(zhì)處理，重要的曲軸和芯軸要在毛坯端部取式樣做力學性能檢測，表面粗糙度要求達到Ra(0.08—0.10)微米，各圓角半徑要嚴格保證圓樣尺寸和表面質(zhì)量，最后采用滾壓強化表面以提高疲勞壽命。根據(jù)資料選擇得以下數(shù)據(jù)： 40鋼調(diào)質(zhì)，硬度為241～286HBS,抗拉強度為， 屈服

39、強度，彎曲疲勞強度極限，剪切疲勞極限為：，許用彎曲應力為。 3.4 拐軸行程調(diào)節(jié)裝置 為了適應不同的沖壓工藝要求，許多開式壓力機行程的大小是可以調(diào)節(jié)的．如軸行程調(diào)節(jié)裝置，如圖3-2所示，偏心套1相對于軸3的軸頸有一偏心距，而連桿套在偏心套上，因此，轉(zhuǎn)動偏心套，即能調(diào)整行程的大小。偏心套的端面開有溝槽，與調(diào)節(jié)套2端面的溝槽相互咬合。當調(diào)節(jié)行程時，松開鎖緊套5，即可拉出法藍4及調(diào)節(jié)套2，使溝槽脫開，此時即可利用偏心套圓周上的扳手孔旋轉(zhuǎn)調(diào)節(jié)套來調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)動偏心套至所需位置，然后按相反方向轉(zhuǎn)動鎖緊套，使調(diào)節(jié)套與偏心套的端面溝槽重新咬合。 3-2 1.偏心套 2.調(diào)節(jié)套 3.軸

40、 4. 法蘭 5.鎖緊套 第4章 離合器和制動器的設計計算 4.1離合器的位置選擇 采用摩擦離合器時，對于具有兩級或兩級以上的壓力機，離合器可以置于轉(zhuǎn)速較低的曲軸上，也可置于中間傳動軸上。當摩擦離合器安裝在低速軸上時，加速壓力機從動部分所需的功和離合器結合時所消耗的摩擦功都比較小，因此能量消耗較小，離合器工作條件也好。但是低速軸上的離合器需要傳遞較大的扭矩，因而結構尺寸較大；此外，從傳動系統(tǒng)布置來看，閉式通用壓力機的傳動系統(tǒng)近年來多封閉在機身內(nèi)，并用偏心齒輪，致使離合器不便安裝在偏心齒輪軸上，通常置于轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上。 行程次數(shù)較高的

41、壓力機離合器最好安裝在曲軸上，因為這樣可以利用大齒輪的飛輪作用，能量損失小，離合器工作條件也好。行程次數(shù)較低的壓力機，由于曲軸轉(zhuǎn)速較低，最后一級大齒輪的飛輪作用已不明顯。為了縮小離合器尺寸，降低制造成本，且由于結構布置的要求，離合器多置于轉(zhuǎn)速較高的傳動軸上，一般在飛輪軸上。 故本壓力機離合器安裝在飛輪上。 4.2浮動鑲塊式離合器的特點 采用浮動嵌塊式摩擦制動器和離合器。制動器懸在支撐左端，離合器安裝在兩支撐中間。摩擦離合器具有剛性離合器不具備的許多優(yōu)點：離合器和制動器動作協(xié)調(diào)，能隨時接合和或分離，容易實現(xiàn)寸動行 4—1離合器結構圖 程，便于調(diào)整模具和安裝人身保

42、護裝 置；結合平穩(wěn)，能在較高轉(zhuǎn)速下工作；能傳遞較大扭矩。 浮動嵌塊式摩擦離合器的主要部分包括大皮帶輪、主要摩擦盤和環(huán)狀活塞等。從動部分為從動盤、從動軸及制動器的內(nèi)盤等。連接零件是主動摩擦盤和從動盤上的浮動嵌塊。它的操作系統(tǒng)由氣缸（在大皮帶輪上）、環(huán)狀活塞和壓縮空氣控制系統(tǒng)組成。浮動嵌塊的端面為長圓形，用石棉塑料制成，共有十塊，在從動盤上沿圓周方向均勻分布，并且可在從動盤的長圓形孔中沿軸向滑動。需要離合器接合時，操縱電磁空氣分配閥，使壓縮空氣從左端經(jīng)離合器的中間孔道和連接管，進入離合器的氣缸，克服脫開彈簧的作用力，推動環(huán)形活塞向右移動，將浮動嵌塊壓緊在主動摩擦盤上，依靠它們之間的摩擦力所形

43、成的摩擦力矩，由大皮帶輪帶動離合器軸旋轉(zhuǎn)。當需要離合器脫開時，操縱電磁空氣分配閥，使離合器氣缸排氣，在脫開彈簧的作用下，環(huán)狀活塞向右復位，于是活塞、浮動嵌塊和主動摩擦盤松開，大皮帶輪空轉(zhuǎn)，同時在制動器的作用下，離合器軸停止運動。 4.3 離合器的設計 （1）確定摩擦副平面尺寸 ①摩擦半徑 式中 ——偏心齒輪上公稱扭矩 ——儲備系數(shù) ——離合器軸至曲軸速比 ——傳動效率 ——摩擦系數(shù) ——摩擦副上壓強 ——摩擦環(huán)相對寬度 由之前公式可得 查表可得： 代入公式得：

44、 ②摩擦環(huán)寬度及嵌塊排列方式 查表，選用長圓形嵌塊，有關尺寸為： ， ， ， 決定用單行排列，但實際的摩擦環(huán)寬度為： ③嵌塊數(shù)目 取z=10 ④修正系數(shù) 保證摩擦半徑不變，即 （2）確定摩擦副厚度尺寸 ①摩擦盤厚度 式中 代入上式得： ②摩擦材料厚度 選h=2cm，符合嵌塊厚度的工廠標準。 （3）確定氣缸活塞面積及行程 傳遞扭矩所需壓緊力為： 克服彈性力為： 總的壓緊力為： 氣缸活塞面積為： 活塞行程取為2~3mm。 （4）工作能力核算 ①摩擦系數(shù)核算 由于離合

45、器轉(zhuǎn)速較高，系數(shù)取1.7， ， ， ， 取 所以 查表 所以該浮動鑲塊式離合器合適。 ②摩擦元件使用壽命核算 以每班實際工作7h，每天工作兩班計算，則壽命為 查表 按每年300工作日計算，約為1.15年，大于6個月，故合格。 4.4摩擦制動器設計計算 設計制動器的出發(fā)點是使制動力矩所作的功以吸收離合器脫開后從動系統(tǒng)的動能，即在規(guī)定的制動角下使滑塊停止運動。即 ——制動力矩所作的功 ——從動系統(tǒng)的動能 從動輪的動能： 制動力矩所做的功為： 用最大的制動力矩表示為： 4—2制動

46、器結構圖 ——制動器軸上最大制動力矩 ——力矩增大系數(shù) ——制動器軸上制動角 ——芯軸上制動角。 制動器扭矩的計算 （1） 確定制動力矩 ，所以。 （2）確定摩擦副的摩擦直徑及平面尺寸 摩擦半徑 選， ， ， 所以 根據(jù)相關標準選取 摩擦環(huán)寬度及鑲塊排列方式 則 查表5-5，選用長圓形鑲塊有關尺寸為： 則 決定用一行排列，但此時實際的摩擦環(huán)寬度變?yōu)? 鑲塊數(shù)目

47、 取z=10 修正有關參數(shù) 由于實際摩擦環(huán)寬度變小，鑲塊數(shù)目選少，b,c的值改變較多，故需修正 并重算q值。 又 要保證不變，則需b,c,q的乘積不變，即 式中為修正后的數(shù)值， 所以 （3）確定摩擦副厚度尺寸 則 選 按工

48、廠標準，鑲塊厚度選3.5cm。 （4）制動器彈簧設計 ① 每個彈簧最小工作載荷 設 ②最大工作載荷 ③彈簧壓縮量變化 （5） 氣缸活塞面積計算 選 （6）工作能力核算 ①磨損系數(shù)核算 查表 所以設計的該制動器合適。 ②摩擦元件使用壽命核算 以每班實際工作7h，每天工作兩班計算，則壽命為： 查表 代入上式得 按每年300工作日計算，約為1.6年，大于6個月，故合格。 第5章 能源系統(tǒng)的設計計算 曲柄壓力機的負載屬于沖擊負載，即在一個工作周期內(nèi)在較短的時間內(nèi)承受負荷，而較長時間

49、是空程運轉(zhuǎn)。如果按此短暫的工作時間來選擇電動機的功率，則電動機的功率將會很大。為了減小電動機的功率，在傳動系統(tǒng)中設置了飛輪，當滑塊不動時，電動機帶飛輪旋轉(zhuǎn)，使其儲備動能，在沖壓工件的瞬間時主要靠飛輪釋放能量。工件沖壓后，負載減小，于是電動機帶動飛輪加速轉(zhuǎn)動，使其在沖壓下一個工件前恢復到原來的角速度。沖壓工件時所需的能量不是直接由電機供給，而主要由飛輪供給。所以電動機功率便可大大減小。飛輪起著儲存和釋放能量的作用。 曲柄壓力機裝上飛輪后，電動機輸出功率或輸出扭矩是不可能不變的，因此，電動機的能量大小與飛輪的能量大小也不成線形的比例關系。當電動機的功率小到一定程度后，飛輪的能量就將急劇增加。

50、5.1 電動機功率的計算 壓力機一工作周期所消耗的能量A為： 式中 ——工件變形功； ——拉伸墊工作功，即進行拉伸工藝時壓邊所需的功； ——工作行程中由于曲柄滑塊機構的摩擦所消耗的功； ——工作行程中由于壓力機受力系統(tǒng)的彈性變形所消耗的能量； ——壓力機空行程向下和空程向上時所消耗的能量； ——單次行程時滑塊停頓飛輪空轉(zhuǎn)所消耗的能量； ——單次行程時離合器結合所消耗的能量。 （1）工件變形功A1 （2）拉伸墊工作功A2 由于該壓力機沒有

51、拉伸墊，所以： （3）工作行程摩擦A3 摩擦當量力臂： 取 (20) （4）彈性變形功A 4 (23)

52、（5）滑塊空程功A5 查表6—4[1] 得 （6）飛輪空轉(zhuǎn)功A6 查表6—4[1] 得 查表5—6[1] 得 Cn=0.45 （7）離合器接合功A7 （8）總功 解得 5.2電動機型號的選擇 電動機平均功率：

53、 電動機實際功率： 查表6—1[1] 得： K取1.3 實際選用功率： 又因為，兩級或兩級以上的傳動系統(tǒng)采用同步轉(zhuǎn)速為1500或1000r/min的電動機，單級傳動系統(tǒng)一般采用1000r/min的電動機[1]。 查機械設計手冊[5] ， 同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，額定功率Ne為7.5KW的電動機型號為Y160M—6，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。 5.3 飛輪的確定 （1）飛輪轉(zhuǎn)動慣量的計算

54、 沖壓工件時，主要靠飛輪釋放能量，忽略電動機在這時輸出的能量可得： 式中： ——工作行程時壓力機所消耗的能量 ——飛輪轉(zhuǎn)動慣量 ——沖壓工作開始前和結束后飛輪的角速度 可寫成： 式中： ——飛輪平均角速度。 ——不均勻系數(shù)，數(shù)值越大，表示飛輪角速度的波動越大。 從壓力機的工作特性及實驗曲線得知，在與之間，可以認為： ——電動機額定功率 ——電動機軸至飛輪軸速比 由于電動機到飛輪一般為三角皮帶傳動，皮帶傳動是有滑動，相當于加大了電動機的滑差率，故不均勻系數(shù)為： ——電動機額定滑差率 ——在額定轉(zhuǎn)矩下皮帶滑動時當量滑差率 ——修正系數(shù)，與k有關

55、——電動機實際選用功率與平均功率比值 對于JA23-100型壓力機，所需飛輪的轉(zhuǎn)動慣量： 查表得出： ， ， ， 取 則 （2）飛輪尺寸的計算 1.飛輪的直徑 根據(jù)傳動功率，查《機械傳動設計手冊》，飛輪皮帶選Ｃ型號的普通Ｖ帶，查表得小帶輪直徑： 飛輪外徑： 飛輪材料選鑄鋼。 上述所得的轉(zhuǎn)動慣量實際上不僅包括飛輪本身的轉(zhuǎn)動慣量還包括其他轉(zhuǎn)動零件的轉(zhuǎn)動慣量。 飛輪轉(zhuǎn)動慣量由三部分組成，即輪緣、輪輻和輪轂。即 其中輪緣部分是主要的，故在近似計算時只考慮輪緣部分的轉(zhuǎn)動慣量，即可以用代替。 而 所以 其中——金屬密度，鑄鋼

56、 ——飛輪輪緣寬度 故 2. 帶輪的材料 常用的帶輪材料為HT150或HT200。轉(zhuǎn)速較高的可以采用鑄鋼或用鋼板沖壓后焊接而成。小功率時可用鑄鋁或塑料。該帶輪選用HT200 3.帶輪的結構形式 V帶輪由輪緣，輪輻和輪轂組成。根據(jù)輪輻結構的不同，V帶輪可以分為實心式，腹板式，孔板式，和橢圓輪復式。 V帶輪的結構形式與基準直徑有關。當帶輪基準直徑 dd≦2.5d(d為安裝輪的軸的直徑，mm),可以采用實心式；當dd≦300mm時，可以采用腹板式；當dd≦300mm,同時D1-d1≧100mm時，可以采用孔板式；當dd＞300mm時，可以采用輪輻式。 4.V帶輪的輪槽 V帶

57、輪的輪槽與選用的V帶的型號相對應 V帶繞在帶輪上以后發(fā)生彎曲變形，使V帶工作面夾角發(fā)生變化。為使V帶的工作面與帶輪的輪槽工作面緊密貼合，將V帶輪輪槽的工作面的夾角做成小于40° V帶安裝到輪槽中以后，一般不應超出帶輪外圓，也不應該與輪槽底部接觸。為此規(guī)定了輪槽基準直徑到帶輪外圓和底部的最小高度。 第6章 曲柄壓力機相關機構設計 6.1齒輪傳動設計 6.1.1第一級齒輪傳動設計 二級齒輪傳動中高速軸上的齒輪傳動計算 （1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 為了保證運動平穩(wěn)性，本次設計選擇斜齒傳動；曲柄壓力機屬于鍛壓設備，根據(jù)資料顯

58、示選取精度等級為八級；由機械設計課本查得，小齒輪材料可選為40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：240HBS。 （2）初選小齒輪齒數(shù)Z1 = 17,大齒輪Z2 = 43。 （3）選取螺旋角β 斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選得過大，常在8 º～20°之間選擇，初選β=14 。 （4） 模數(shù)的計算 式中： ——大齒輪所需傳遞的扭矩（）； ——齒寬系數(shù)，（為齒寬），對于兩級齒輪傳動， 可取1013； ——大齒輪齒數(shù)。 代入

59、數(shù)據(jù)得： 由于 查表可得： 代入上式可得： 所以： 其中心距為： 校核 對于該齒輪，需核算其彎曲強度，其計算公式為： 式中：——齒輪齒根處彎曲應力（）； ——小齒輪所受的扭矩（）； ——第一級齒輪的傳動比； ——彎曲應力設計； ——小齒輪齒數(shù)； ——齒輪壓力角； ——齒形系數(shù)，對于斜齒輪，擇選當量齒數(shù)來查，當量齒數(shù)為：

60、 ——螺旋角； ——齒輪模數(shù)，當為斜齒輪時，用法向模數(shù)； ——齒寬（）； ——載荷集中系數(shù)； ——動載系數(shù)； ——許用彎曲應力。 有上述公式可得: 彎曲應力系數(shù)： 當量齒數(shù)： 齒寬： 齒周速度： 由上述數(shù)據(jù)，查表可得：， ， 代入公式可求： 查表可得： 所以：，設計的該齒輪符合彎曲強度校核要求。 對于該齒輪還應該核算齒面的接觸強度，其計算公式為： 式中：——齒寬（）；

61、 ——兩齒輪間的中心距（）； ——接觸應力系數(shù)； ——齒輪形式系數(shù)，斜齒圓柱齒輪； ——計算接觸應力（）； ——許用接觸應力（）。 計算接觸應力系數(shù)，其計算公式為： 代入數(shù)據(jù)得： 查表得： 由此可求得計算接觸應力： 查表可得： 所以，設計的該齒輪符合接觸強度校核要求。 由此可知，該齒輪符合強度要求。 6.1.2第二級齒輪傳動設計 （1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 為了保證運動平穩(wěn)性，本次設計選擇斜齒傳動；曲柄壓力機屬于鍛壓設備，根據(jù)資料顯示選取精度等級為八級；由機械設計課本查得，大齒

62、輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為：240HB，小齒輪為齒輪軸，材料為45鋼（調(diào)制），硬度為：260HB （2）初選小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù)。 （3）選取螺旋角β 斜齒圓柱齒輪傳動的螺旋角β不宜選得過大，常在8 º～20°之間選擇，初選β=14 。 （5） 模數(shù)的計算 由于 查表可得： 代入上式可得： 所以： 其中心距為： 校核 對于開始傳動的齒輪，一般核算其彎曲強度即可，其計算公式為： 有公式可得: 彎曲應力系數(shù)： 當量齒數(shù)： 齒寬：

63、 由上述數(shù)據(jù)，查表可得：， ， 代入公式可求： 查表可得： 所以：，設計的該齒輪符合彎曲強度校核要求。 對于該齒輪還應該核算齒面的接觸強度，其計算公式為： 計算接觸應力系數(shù)，其計算公式為： 代入數(shù)據(jù)得： 查表得： 由此可求得計算接觸應力： 查表可得： 所以，設計的該齒輪符合接觸強度校核要求。 由此可知，該齒輪符合強度要求。 6.2 傳動軸的設計 （1）高速軸的設計 求出輸出軸上的功率 帶入公式可得： 可選取 （2） 二級傳動軸的設計 求出輸出軸上的功率 可選取 6.3 連桿的設計 6.3.1 連桿的比較

64、選取 連桿是曲柄滑塊機構中的重要構件，將曲柄和滑塊連在一起，并通過其運動將曲柄旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為滑塊的往復直線運動，在這個過程中，連桿相對于曲柄轉(zhuǎn)動而相對滑塊擺動。球頭式連桿不是一個整體，而是由連桿體和調(diào)節(jié)螺桿組成。調(diào)節(jié)螺桿下部的球頭與滑塊連接，連桿上部的軸瓦與曲軸連接。在實際生產(chǎn)中，一臺壓力機適用于各種模具，為了適應不同閉合高度的模具，壓力機的裝木高度必須能夠調(diào)節(jié)。球頭式連桿通過調(diào)節(jié)螺桿調(diào)節(jié)。調(diào)整時，轉(zhuǎn)動調(diào)節(jié)螺桿（不論手動還是電動）就可將調(diào)節(jié)螺桿旋進或旋出連桿體，則連桿長度減小或增大，裝模高度隨之增大或減小。在沖壓過程中，裝模高度應該保持不變。否則，若裝模高度變大，可能造成工件報廢；若裝模高度

65、變小，可能造成模具損壞或壓力機過載。為防止壓力機在沖壓過程中自行改變，在裝模高度調(diào)節(jié)機構中設置有鎖緊裝載。本設計的鎖緊裝置又鎖緊塊和鎖緊螺釘組成，兩個鎖緊塊內(nèi)分別開有正反扣螺紋，鎖緊螺釘也以相同的正反螺紋與之配合，為使螺紋副的受力狀況合理，螺紋一般為鋸齒形或T形螺紋。擰緊鎖緊螺釘，可使兩鎖緊塊壓緊調(diào)節(jié)螺釘，達到防松的目的。 球頭式的連桿結構較緊湊，壓力機高度可以降低，但連桿的調(diào)節(jié)螺桿容易彎曲，且球頭加工困難。 6.3.2 連桿強度計算 對以上各種連桿類型的比較，為實現(xiàn)連桿長度可調(diào)，現(xiàn)選擇球頭式連桿。調(diào)節(jié)螺桿材料為45鋼調(diào)質(zhì)，=1800 xPa。 (1)根據(jù)檢驗公式計算有 圖5.2連桿

66、結構圖 球面直徑： 可取 螺桿螺紋外徑： 可取 螺桿最小直徑： 可取 連桿直徑： 可取 螺紋最小工作長度： 可取 （2）連桿強度校核 連桿在工作載荷的作用下，有可能最小截面受壓縮破壞，螺紋牙的破壞等。因此設計時，應對這幾方面進行校核。 1）調(diào)節(jié)螺桿最大壓縮應力校核 上傳動壓力機在工作時連桿受壓力作用。由于調(diào)節(jié)螺桿截面較小，故一般校核調(diào)節(jié)螺桿的壓縮應力即可： = 式中： ——連桿上的作用力； ——調(diào)節(jié)螺桿的最小截面積； ——許用壓縮應力。 代入數(shù)據(jù)可得： == 1284 xPa≤1800 xPa 故設計的該連桿滿足強度要求。 （2）調(diào)節(jié)螺紋的強度校核 調(diào)節(jié)螺紋一般采用特種止推螺紋或梯形螺紋。由于螺母（對球頭式的連桿，它就是連桿體）的材料一般比調(diào)節(jié)螺桿差，因此，檢驗螺母上的螺紋強度即可。螺紋的損壞有3種可能性，即牙齒根部的彎曲、剪切損壞和牙齒表面的擠壓損壞。只需校核彎曲強度即可。 由于螺紋可以看成是作用在螺紋中勁處的懸臂梁，所以螺母的螺紋牙根處的最大彎曲應力為： 式中 ——螺紋根部的彎矩； W——螺紋根部的截面系數(shù)。 =(-)== 式中 ——連桿上的作用