曲柄压力机的设计毕业论文.docx

曲柄压力机的设计

学 院 机电工程学院
专 业 微电子制造

2014年11月21日

目录
一、曲柄压力机简介1
二、曲柄压力机技术参数的拟定4
三、曲柄压力机的设计4
1. 能源系统5
1.1 电动机6
2. 传动系统5
2.1 带传动6
2.2 齿轮传动6
2.3 传动轴6
3. 操纵系统5
3.1 离合器6
3.2 制动器6
4. 工作机构5
4.1 曲轴6
4.2 连杆6
4.3 滑块与导轨6
5. 支撑部分5
6. 辅助系统和装置5
6.1 过载保护装置6
6.2 润滑系统6
四、曲柄压力机的建模4
五、团队分工与个人心得4
一、曲柄压力机简介
压力机是一种结构精巧的通用性设备，它具有用途广泛，生产效率高等特点，压力机可分螺旋压力机、液压机和曲柄压力机（机械压力机）三大类。其中，曲柄压力机是成材料冲压生产的主要设备，可用于冲孔、落料、切边、弯曲、浅拉伸和成型等工序，广泛用于国防、航空、汽车、电机、电器等行业中。
曲柄压力机是一种最常用的冷冲压设备，它是通过曲柄滑块机构将电动机的旋转运动转换为滑块的直线往复运动，对坯料进行成形加工的锻压机械。曲柄压力机动作平稳,工作可靠,广泛用于冲压、挤压、模锻和粉末冶金等工艺。
按床身结构形式的不同，曲柄压力机可分为开式曲柄压力机或闭式曲柄压力机；按驱动连杆数的不同可分为单点压力机、双点压力机和四点压力机；按滑块数可分为单动、双动和三动压力机。
因此，本小组选择开式单点单动曲柄压力机作为本次机械装备项目课程设计的研究主题，希望通过本次课程设计能够运用PBL对曲柄压力机有更深入的认识，通过实际测量、设计与建模来巩固专业基础，提高解决问题的能力。

二、曲柄压力机技术参数的拟定
曲柄压力机的技术参数反映其工艺能力、所能加工制件的尺寸范围以及有关生产率指标，同时也是设计压力机重要依据。曲柄压力机的基本参数如下：
1. 标称压力（公称力）：曲柄压力机的标称压力Fg是指曲柄旋转至下止点前，某一特定距离或曲柄转角时，滑块允许的最大作用力。
2. 标称压力行程（公称力行程）：允许发生公称力的特定距离称为标称压力行程。
3. 滑块行程：指滑块从上止点到下止点，所经过的距离，它是曲柄半径或偏心齿轮、偏心轴的偏心距的两倍。
4. 滑块行程次数：指滑块每分钟往复运动的次数。
5. 装模高度：装模高度是指滑块在下止点时，滑块下表面到工作台垫板上表面的距离。装模高度的最大值称为最大装模高度，滑块调整到最低位置时得到最小装模高度。
6. 封闭高度：封闭高度是指滑块在下止点时，滑块下表面到工作台上表面的距离，它与装模高度之差等于工作台垫板的厚度。
7. 装模高度调节量：装模高度调节的距离，称为装模高度调节量。
8. 工作台板及滑块底面尺寸：指压力机工作空间的平面尺寸。工作台板（垫板）的上平面，用“左右×前后”的尺寸表示；滑块下平面，也用“左右×前后”的尺寸表示。
9. 工作台孔尺寸：工作台孔尺寸L1×B1（左右×前后）、D1（直径），用做向下出料或安装顶出装置的空间。
10. 立柱间距：指双柱式压力机立柱内侧面之间的距离。
11. 喉深：喉深是开式压力机特有的参数，它是指滑块中心线至机身的前后方向的距离。
12. 模柄孔尺寸：模柄孔尺寸是“直径×孔深”，冲模模柄尺寸应和模柄孔尺寸相适应。
13. 倾斜角：指可倾压力机工作台面的倾斜角度，也就是机身后斜的角度。利用这个倾斜角度使冲压后的工件能借其自重或其他因素通过两立柱中间从压力机后方排出。

根据国家规定以及网上调研的结果，我们组决定设计型号为J23-80的开式可倾压力机，其具体技术参数如下表：

型号
J23-80
公称力
800 KN
工作台孔尺寸
Φ320X250X420 mm
公称力行程
5 mm
工作台版厚度
100 mm
滑块行程
130 mm
滑块底面尺寸
280X380 mm
滑块行程次数
45 /min
模柄孔尺寸
Φ60X75mm
最大装模高度
290 mm
倾斜角
20°
装模高度调节量
100 mm
喉深
300 mm
工作台尺寸
580X860 mm
立柱间距
410 mm
外形尺寸
长1810 X宽1410 X高2790

三、曲柄压力机的设计
1、能源系统
1.1 电动机
压力机工作过程中，作用在滑块上的负荷是剧增和剧减的周期交替变化着，并且有很短的高峰负载时间和较长的空载时间，若依此短暂的工作时间来选择电动机的功率，则其功率将会很大。为了减小电动机的功率，在传动系统中设置了飞轮。当滑块不动时，电动机带动飞轮旋转，使其储备能量，而在冲压工作的瞬时，主要靠飞轮释放能量。工件冲压完毕后负载减小，于是电动机带动飞轮加速旋转，使其在冲压下一个工件前恢复到原来的角速度。这样冲压工件所需的能量，不是直接由电动机供给，而是主要由飞轮供给，所以电动机所需的功率便可大大减小。

电动机的选择
根据人们对压力机的统计分析，得到压力机的电动机功率可以用如下简单公式来确定：
P =K1*Pg
 K1——比例系数（变化范围为0.08～0.12）      
 Pg ——压力机公称压力（kN） 
代入数据得：P=4（0.08～0.12）*80=（6.4～9.6）KW为使电动机公给足够的功率，根据《机械设计基础课程设计指导书》表16.1中选择功率为11kw的电动机，由表16-1确定电动机型号为：Y160M-4，各项参数如下：

型号
额定功率
转速
效率
功率因子
额定电流
堵转转矩
最大转矩
Y160M-4
11KW
1460
88%
0.84
22.6
2.2
2.3
2、传动系统
传动系统是压力机的主要组成部分，在很大程度上决定着机器的使用性能、外形尺寸、重量、加工装配劳动量和制造成本。设计传动系统需要考虑以下几个方面：
1) 确定滑块上加力点的数目
分为单点、双点和四点压按压力机滑块上加力点的数目（即连杆的数目）力机；对于滑块和工作台前后尺寸和左右尺寸都比较小的压力机，可采用单点；对于滑块和工作台前后尺寸较小，而左右尺寸比较大的，为了改善滑块与上横梁的受力情况，避免工作时滑块产生歪斜，应采用双点；对于前后和左右尺寸都比较大的，则采用四点。本J23-80压力机采用单点受力。
2) 采取何种传动方式
上传动是指传动系统在工作台上方，其优点：重量较轻，成本低，安装、维修都比较方便，地基较为简单；缺点：压力机地面以上的高度较高，运行不平稳。下传动是指传动系统在工作台下方，其优点：压力机的重心低，运转平稳，震动和噪音较小，从结构上看，有增加滑块高度和导向长度的可能性，因而能提高滑块的运动精度，延长模具的使用寿命，改善工件的质量，传动系统全部放在地坑之中，因此压力机地面以上的高度减小，有用于高度较低的车间，由于工作载荷只要由拉杆和工作台承受，所以立柱和上横梁的受力情况得以改善；缺点：安装、维修不方便，地基要求较为复杂。本J23-80压力机采用上传动。
3) 主轴和传动轴与压力机正面的位置关系
大多数闭式压力机选用偏心齿轮，所以传动轴垂直于压力机正面；开式压力机大多选用曲轴，所以传动轴平行于压力机正面。但平行布置方式曲轴和传动轴比较长，受力点与支承轴承的距离比较大，受力条件恶化，压力机平面尺寸较大。本J23-80压力机采用传动轴平行压力机正面。
传动方案的选择
传动方案可选择带传动、齿轮传动与链传动。带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点；齿轮传动具有效率高，结构紧凑，传动比稳定且工作可靠寿命长等特点，因此，本J23-80压力机采用带传动与一级齿轮传动。
4) 齿轮的安放位置
传动齿轮放在机身之内称为闭式传动，反之为开式传动。闭式传动的齿轮工作条件好，可将齿轮浸泡在轴中，大大降低工作噪音，磨损小，寿命长，外形较美观。但安装维修困难；开式传动的齿轮工作条件差，但安装、维修方便。本J23-80压力机选用开式传动。
5) 齿轮的传动方式
单边传动的加工齿轮要求不是太高；双边传动的齿轮尺寸可减小，传动总体尺寸下降，重量下降，但加工装配较单边传动要求高。本J23-80压力机采用单边传动。

故传动系统设计如下：
连杆数目
单点受力
传动方式
上传动
主轴与传动轴的位置关系
平行压力机正面
传动方案
带传动+一级齿轮传动
齿轮安放位置
开式传动
齿轮传动方式
单边传动

2.1 带传动
带传动的设计涉及到V带的设计以及带轮的设计，具体步骤如下：
（1）确定计算功率
根据工作情况，查表8-7，取KA=1.1，故
kw
（2）选择V带的带型
根据计算功率Pca和小带轮转速n1，从图8-11选取普通V带的带型，选择B型。
（3）确定带轮基准直径d1和d2并验算带速
①初选小带轮的基准直径d1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径d1=132mm
②验算带速v。根据式（8-13），验算带的速度
m/s
因为5m/s＜V＜25m/s，故带速合适。
③计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径d2
d2=i×d1=5×132=660(mm)
（4）确定V带的中心距a和基准长度Ld
由式（8-20） 0.7（d1+d2）≦a0≦2（d1+d2）得
554.4≦a0≦1584
初定中心距a0=1000mm
由式（8-22）计算带的基准长度
mm
由表8-2选取基准长度L=4820mm
计算实际中心距
mm
（5）验算小带轮上的包角

所以合适
（6）确定带的根数z

查得 P0=1.70（kw）;P0=0.3（k w）; Ka=0.95; KL=0.98
代入得，z=3.07。取整数，z=4根。
（7）确定初拉力F0
查得B型带的单位长度质量q=0.18 (kg/m)
N
(8) 计算轴上的压力
N
(9) 带轮的结构设计
①小带轮采用实心式，查机械设计手册得电动机的轴D0=42mm，V带轮的
轮毂宽L带轮=（1.5～2）D0=63mm～84mm
其最终尺寸结合安装带轮的直径的轴段来确定
轮缘宽B带轮=（z-1）e+2f=80mm
②大带轮采用孔板式结构，轮缘宽与小带轮的相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行

带传动各设计参数如下：
计算功率
12.1 kw
V带带型
B型
大带轮直径
660 mm
小带轮直径
132 mm
中心距
1131.7 mm
带的根数
4 根
初拉力
264.7 N
压轴力
2574.5 N

2.2齿轮传动
2.2.1 传动比的分配
① 总的传动比 
    由前面选取的电动机的情况知: 
电动机的转速为n=1440转/fen,滑块的行程次数为45次/分。所以总的传动比为： 
i总=1460/45=32.444

② 分配传动比 
由式i总 =i带i齿轮
又i带=5，则齿轮传动比：
i齿轮=i总/i带=6.489

2.2.2压力机传动系各轴转速、功率、转矩计算 
① 各轴的转速：
高速轴n1=ni带=14605=292.0 r/min
低速轴n2=ni齿轮=292.06.489=45.0 r/min

② 各轴的输入功率：
高速轴p1=p电∙η1=11×0.94=10.34 kw
低速轴 p2=p1∙η2∙η2=10.34×0.98×0.98=9.93 kw

③ 各轴的输出转矩：
高速轴T1=9550p1n1=955010.34292.0=338.17 KN∙m
低速轴 T2=9550p2n2=95509.9345.0=2107.37 KN∙m

2.2.3 齿轮设计计算 
① 选择齿轮材料、热处理及精度等级
大、小齿轮均采用45钢，小齿轮调质，大齿轮正火处理。小齿轮硬度为236HBS，大齿轮硬度为190HBS，精度等级为8级。

② 初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。公式为：

（1）小齿轮传递转矩为T1=338.17 N·mm
（2）因v未知，试选载荷系数
（3）选取齿宽系数
（4）由表查得弹性系数
（5）查取区域系数
（6）齿数比u=6.489
（7）初选z1=20,则z2=uz1=129.78，选取z2=130
则端面重合度为
轴向重合度为

由表查得
（8）计算许用应力
查表可得，
查得寿命系数，,取安全系数,则小齿轮与大齿轮的许用接触应力

取较小值

（9）初算小齿轮分度圆直径

③ 确定传动尺寸
（1）计算载荷系数

查表可得;;;
载荷系数为
（2）修正d1t 因K与Kt差异较大，故对d1t进行修正，则

（3）确定模数

取
（4）计算传动尺寸
中心距为
分度圆直径：

取b2=100mm,b1=110mm

④ 齿根弯曲疲劳强度

（1）K、T1、mn和d1同前
（2）齿宽b=b2=100
（3）齿形系数YF和应力修正系数YS。
查表得YF1=2.80,YF2=2.25;YS1=1.55,YS2=1.83
（4）查得重合度系数
（5）许用弯曲应力为

查得，
寿命系数YN1=YN2=1，安全系数SF=1.25,故

⑤ 计算齿轮传动其他的几何尺寸
齿顶高
齿根高
全齿高
顶隙
齿顶圆直径为

齿根圆直径为

齿轮设计各参数如下：

小齿轮
大齿轮
材料
45钢（调质）
45钢（正火）
齿数
20
130
模数
5 mm
5 mm
压力角
20°
20°
齿宽
110 mm
100 mm
分度圆直径
100 mm
650 mm
齿顶圆直径
110 mm
660 mm
齿根圆直径
87.5 mm
637.5 mm
中心距
375 mm

2.3传动轴
2.3.1 确定轴的装配方案
传动轴上从左到右的装配顺序应为：飞轮、滑动轴承1、锁紧挡圈1、锁紧挡圈2、滑动轴承2、小齿轮。

2.3.2 轴的设计与计算
① 初算轴的最小直径
（1）从上述计算结果已知P1=10.34kw,转速n1=292.0r/min,齿轮分度圆直径d1=93.333mm，齿轮宽度b1=104mm。
（2）因为传递的功率不大且无其他特殊要求，所以高速轴选用45钢（调质），硬度217~255HBS。
（3）初步高速轴的最小直径，取

考虑到键槽的影响，将最小直径增大，所以mm，同时考虑到轴段1将与V带轮的轮毂配合，为了满足轴承寿命的要求，初步设定轴最小的直径为42mm。

② 轴的结构设计
（1）轴段Ⅰ-Ⅱ的设计
初定轴段Ⅰ-Ⅱ的轴径d1=55 mm。带轮轮毂宽度（1.5～2）d1=82.5mm～110mm，结合带轮结构L带=63mm～84mm，则带轮的轮毂宽度为L带=83mm，则轴段①的长度应略小于轮毂的宽度，取L1=80mm。
（2）轴段Ⅱ-Ⅲ、Ⅲ-Ⅳ、Ⅴ-Ⅵ、Ⅵ-Ⅶ的设计
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。根据轴的尺寸选定轴承代号为6213，其中d=65 mm，D=120mm，B=23mm，由于装配的需要所以确定轴Ⅲ-Ⅳ与轴Ⅴ-Ⅵ的长度L3=L5=50mm，直径d3=d5=65mm，轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=4mm，故轴Ⅱ-Ⅲ与轴Ⅵ-Ⅶ的直径d2=d6=57mm，长度L2=L6=40mm。
（2）轴段Ⅳ-Ⅴ、Ⅶ-Ⅷ的设计
初定齿轮处的轴段的直径为d7=55 mm，齿轮的左端用轴肩定位，齿轮宽度为110mm，右端用轴端档圈定位，所以确定轴Ⅶ-Ⅷ的长度L7=105mm。 初步确定传动轴的总长度为1161mm，则可确定轴Ⅳ-Ⅴ的长度L4=856mm，直径d4=75mm
③ 键的选择
飞轮与轴间采用A型普通平键连接，查机械设计手册得键的型号为16×50 GB/T 1096-1990；齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查机械设计手册得键的型号为16×90 GB/T 1096-1990。

传动轴各参数如下：

长度L
直径d
轴段Ⅰ-Ⅱ
L1=80mm
d1=55 mm
轴段Ⅱ-Ⅲ
L2 =40mm
d2= 57mm
轴段Ⅲ-Ⅳ
L3= 50mm
d3=65mm
轴段Ⅳ-Ⅴ
L4=856mm
d4=75mm
轴段Ⅴ-Ⅵ
L5=50mm
d5=65mm
轴段Ⅵ-Ⅶ
L6=40mm
d6=57mm
轴段Ⅶ-Ⅷ
L7=105mm
d7=55 mm

3、操纵系统
在曲柄压力机的传动系统中，一般在飞轮传动的后面都设有离合器和制动器，用来控制滑块的运动和停止。离合器和制动器一般是设在飞轮轴上或主轴上。
压力机开动后，电动机和起蓄能作用的飞轮是在一直不停地旋转着。每当滑块需要运动时，则离合器接合，主动部分的飞轮通过离合器使从动部分零件（如传动轴、齿轮、曲轴和滑块等）得到运动并传递工作时所必要的扭矩；当滑块需要停止在所需的位置上（滑块行程的上死点或行程中的任意位置），则离合器脱开，主动部分的飞轮和从动部分零件即不发生联系，因而不能再传递运动和扭矩。但是离合器脱开后，离合器部分从动部分以后的零件还储有一定的能量，会使曲轴继续旋转。因此，制动器是用来在一个较短的时间内吸收从动部分零件的能量，以使滑块停止在所需要的位置上。所以，在压力机传动系统中的离合器和制动器是保证压力机正常工作的必要部件，而两者又必须是密切的配合和协调地工作；或当离合器接合前的瞬时，制动器应该松开，这个工作关系是由操纵系统来实现的。一般压力机在不工作时，离合器总是处在脱开状态，而制动器则总是处在制动状态中。
由此可见，离合器和制动器部件是用于电动机和飞轮不停地转动情况下，使压力机的曲柄连杆机构开动或停止。因此，对任何压力机而言，离合器和制动器不仅是极其重要而不可缺少的部件，而且还决定着压力机的操作规范。
由于工作上和使用上的要求，要求压力机有下列操作规范：如单次行程、连续行程、自动连续行程和寸动行程。离合器和制动器部件的设计必须尽量满足上述的操作规范，同时还应充分考虑以下的具体要求：
1、工作可靠性
在保证离合器各工作部分零件强度和持久性的前提下。传递压力机曲轴所必要的最大扭矩。
2、操作安全性
为了确保操作者的安全，在手工送料时，不允许发生连冲现象，则离合器要能允许压力机有单次行程的可能。其次，为了避免使操作者的双手伸入危险工作区城，必须相应采用开动连锁装置，如双手按钮激活多按钮的电气操作及安全联锁装置等。
3、使用方便性
为了安装和调整模具的方便，特别是较大的压力机应该就具有寸动行程的可能；对于某些工作，或者在自动送料时，则要求有连续的或自动连续的行程。
显然，离合器和制动器是在很大程度上决定着压力机的工作可靠性、操作安全性和使用方便性的重要部件。

3.1 离合器
在开式压力机上广泛采用的离合器有刚性离合器和圆盘摩擦离合器，其主要类型如下：

目前，常见的刚性离合器有嵌牙离合器、滑销离合器和转键离合器。刚性离合器主要的优点是结构简单紧凑、制造维修方便。但是由于受到爪齿、滑销和转键等连接件零件强度的限制，因而能传递的扭矩不大；其次，在离合器轴转速处于较高的情况下，刚性离合器在接合时会产生很大的冲击，离合器的连接零件常常易于磨损或损坏；此外，刚性离合器只能允许滑块停止在上止点的位置，而不能进行寸动行程。下面一一介绍：

1.刚性离合器
　　刚性离合器授接合零件的型式不同，可分为转键式和滑销式。滑销式离合器安全性较好，但由于技术原因目前压力机较少使用。压力机常用转键式离合器，按转键的数目分为单键和双键两种。接转键的形状又分为半圆形转键和矩形转键(又称为切向转键)。
关键元件的配合工作关系是这样的：中套的内壁有四个缺月形槽，曲轴的外壁有两个丰月形的槽，内政h套的内壁各有两个缺月形槽，曲轴及中、内、外套的槽直径相同。转键的中部为丰月形实体，两端为圆柱形轴颈，轴颈支承在由曲轴上的槽与内、外套的槽共同形成的圆形轴孔中;转键中部的丰月形实体与曲轴的丰月形槽配合，并在操纵机构控制下可绕转键自身的轴线在曲轴槽内转动。这样可能出现两种情况，当转键的丰月形实体与曲轴的丰月形槽完全重合时，转键与曲轴共同组成一个实整圆，该整圆可相对中套滑动，曲轴不随大齿轮转动，离合器处于分离状态;当大齿轮中套缺月形槽与曲轴丰月形槽对正成完整圆槽时，如恰好转键转动。
l 刚性离合器的安全要求：
　　①刚性离合器承受冲击的零件(如转键、滑销、牙碳等)应在材质及热处理方面采取措施，提高其强度和冲击韧性。必要时应对其内在质量进行无损探伤检查。
　　②刚性离合器的单次行程工作机构必须安全、可靠。
　　③刚性离合器的操纵机构的支架，必须安装正确、牢固，不得因受振动而产生松动。
④键离合器的操纵机构的关闭器应与转键的键尾接触良好。
　　⑤转键在键槽内的转动应灵活、可靠。在单次行程操作后，应能及时复位。在非操作的情况下，应不会被其他外力推动而转动。

2.摩擦离合器
　　摩擦离合器是借助摩擦副的摩擦力来传递扭矩。压紧摩擦元件，在结合面形成摩擦副，产生摩擦力，使离合器主动部分与从动部分结合;压紧力解除，结合面分离，摩擦力消失，离合器的动力切断。按工作情况，摩擦离合器分为干式(摩擦面暴露在空气中)和湿式(摩擦面浸在油里)两种。按摩擦面的形状，又可分为圆盘式、浮动镶块式和圆锥式多种类型。
　　摩擦式还可以将离合器和制动器设计成一体，实现二者的联锁动作。
l 摩擦离合器的安全要求：
　　①离合器与制动器的联锁控制动作应灵活、可靠，不得相互干涉;
　　②制动器的制动弹簧工作性能应可靠，并应能防止弹簧飞出;
　　③干式摩擦离合器应有措施，能防止油脂、水等进入摩擦面上;
　　④气动摩擦离合器中气动摩擦片(或块)的比压、工作温升及线速度，应在摩擦材料允许的范围内。
　　摩擦离合器结合平稳，冲击和噪声小，构件不会突然损坏，传递扭矩大，滑决可停止在行程的任意位置。其缺点是结构复杂，造价较高，需要压缩空气作动力能源。
通过上述所述，结合所设计压力机的型号和功用，选择采用圆盘式离合器。具体结构如下图：

3.2 制动器
在曲柄压力机上的制动器有两个作用：
1. 当离合器脱开后，将正运转着的传动零件（如滑块、曲轴、齿轮、中间轴等）的动能立即转化为消耗在制动器上的摩擦功，并且相当在曲轴转角5°～15°的范围内将滑块、曲柄连杆机构和传动零件停止运动。
2. 当滑块运动停止后，防止滑块由于自重而下降。在开式压力机上常用的制动器有三种结构形式：闸瓦式制动器、带式制动器和圆盘式制动器。按其制动器工作表面相互作用来看，在这些制动器中有连续制动器和周期制动器的两种工作情况。
在周期制动的制动器中，制动作用仅仅发生在滑块行程的某一部分，或者当滑块接近回到上死点相当于曲柄转角5°～15°的范围内，在这里选用偏心式带式制动器。
常用的制动器有圆盘式制动器、带式制动器及闸瓦式制动器等。
曲柄压力机上常用的制动器主要有两种类型：圆盘式制功器和带式制动器。圆盘式制动器一般与圃盘式摩擦离合器配合使用，其结构特征在前面已述。带式制动器一般与刚性离合器配合使用，主要安装于小吨位的压力机上。
带式制动器有三种形式：偏心带式制动器、气动带式制动器和凸轮带式制动器。
(1)偏心带式制动器
图示的是偏心带式制动器。偏心带式制动器由制动轮6、制动带4、摩擦材料5、制动弹簧2和调节螺钉1等组成。

摩擦材料铆接在制动带内层，制动带的紧边固定在机身上，松边3用制动弹簧张紧，制动轮的中心相对曲轴中心有一偏心距，制动轮和曲轴用平键相连，这种制动器的制动作用作周期性变化，而其周期性制动作用是靠制动轮的偏心距来实现的。即当曲轴靠近上止点（上止点前约10°位置）时，制动带绷得最紧，制动力矩大，使曲轴在上止点停止转动，这就是采用刚性离合器的压力机其滑块停止在上止点的原因。曲轴在其他角度（一般情况下）时，制动带也不完全松开，仍然保持一定的制动力矩，用于克服刚性离合器的“超前”现象，制动力矩的大小可用调节螺钉进行调节。这种制动器的结构简单，但因经常有制动力矩作用，增加了压力机的能量损耗，还会加速摩擦材料的磨损。摩擦材科的磨损会使制动力矩减小，严重时滑块超越上止点位置才停止，因此必须经常对制动带进行调整，既不能过松，也不能过紧。在使用压力机时，严禁往制动带上涂油和其他物质，以免制动带打滑，影响制动效果。

(2)气动带式制动器

气动带式制动器有一套张紧、松开制动带的装置，它由气缸、活塞、弹簧和螺套组成。气缸进气，推动活塞压缩制动弹簧，制动带松开；排气时，在制动弹簧的作用下拉紧制动带，产生制动作用。气动带式制动器一般与摩擦离合器配合使用，可在任意角度制动曲轴。这种制动器在非制动时，制动带与制动轮完全不接触，故能量损耗最小。

(3)凸轮带式制动器

图示的是凸轮带式制动器，制动轮5与曲轴是同心的，凸轮6根据需要制成一定的轮廓曲线，一般滑块在上止点时制动带张得最紧。当滑块下行时，制动带不完全松开，保持一定的张紧力，防止连杆滑块的“超前”运动。当滑块上行时，制动带完全松开，减少能量的损耗。这种制动器一般与刚性离合器配合使用。
带式制动器的摩擦材料多为石棉铜，制动带多用Q23s或50钢制造，制动轮用铸铁材料制造。
带式制动器的结构比较简单，散热条件好，但制动力矩较小，故只适用于小型压力机。一般制动器的制动作用都是由弹簧产生的，因为具有弹簧的制动器比只用气缸制动的制动器工作更可靠。
通过上述所述，结合所设计压力机的型号和功用，选择采用偏心带式制动器。

4、工作机构
4.1 曲轴
4.1.1. 曲轴主要尺寸的确定
在设计曲轴时，先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。
曲轴有关的经验公式如表所列：

支承颈直径
=140mm

——标称压力800（kN）
曲轴各部分尺寸名称
代 号
经验数据
曲柄颈直径

(1.1~1.4)=196mm
支承颈长度

(1.5~2.2)=308mm
曲柄两臂外侧面间的长度

(2.5~3.0)=420mm
曲柄颈长度

(1.3~1.7)=238mm
圆角半径
r
(0.08~0.10)=14mm
曲柄臂的宽度（或直径）
a
(1.3~1.8)=252mm
齿轮轴直径
d1
(0.8~0.9)=120mm
4.1.2 曲轴强度计算
(1)截面C—C的强度计算
危险截面C—C的弯矩为：

最大弯曲应力为：

式中：—压力机公称力 N
—曲柄颈长度 m
—曲柄两臂外侧距离 m
d—曲柄颈直径 m
r—圆角直径 m
w—弯曲断面系数 m
带入数值得：

许用弯曲应力、
材料

45调质
1000-1400
750-1000
40Cr
1400-2000
1000-1500
校核结果:，满足强度要求。

在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩的作用，应按弯扭联合作用计算。但由于弯矩比扭矩大的多，故忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩所得的应力相差不多。对于标准行程的通用压力机，用式计算C—C截面的应力足够准确。
以上是计算危险截面C—C计算公式，曲轴除了在曲柄颈的C—C截面上有肯能破坏以外，在支承颈的B—B截面也有可能破坏，故尚需要核算B—B截面的强度。
（2）截面B—B的强度计算
曲轴传递的扭矩由无摩擦机构所需要的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩组合而成。

曲柄颈扭矩计算图

截面B—B的扭矩为：

最大剪切应力为：

式中：—当量力臂 ， NM
—理想当量力臂。mm
—摩擦当量力臂。mm
—曲轴支撑颈半径
—扭转断面系数
曲拐剪切应力为当量力臂的函数。随着曲轴转角的变化而变化
根据、计算值，令，。由上式得：
截面C—C：
截面B—B： 　　　　　　　　　　　　　　　
　—曲轴的支撑半径
p—连杆作用力
—曲轴半径
—连杆球头半径，
u—曲柄连杆机构摩擦系数，对开式压力机：u=0.04
曲轴在公称转角时发生公称力.曲轴传递的扭矩按下式求得：
NM　　　
当开始发生公称力时最大，既扭矩最大。对于一般用途的压力机取=20—30，大多数工厂按=26选取。代入数据得：

校核结果：，满足要求。

4.2连杆
4.2.1 连杆的形式
连杆由连杆体及球头调节螺杆组成，直接用扳手搬动调节螺杆的方式改变二者的相对位置，可以改变连杆长度，从而改变压力机的装模高度。球头式可调连杆加工简单、装配、调整、维修容易，结构紧凑，连杆系数小，滑块导轨所受侧压力及曲轴所受扭矩也较小。
球头式连杆：

球头式连杆
球头式连杆尺寸经验公式
符号
推荐尺寸 mm
实际尺寸mm

140

100

90

95

170
H

190

连杆用铸铁HT200制造，经正火，调节螺杆用45号钢调质处理，球头表面淬火，硬度HRC40—45，螺杆采用三角形普通螺纹。

4.2.2 连杆的校核
连杆的计算简图如图

连杆计算简图

连杆受到压应力及弯曲应力的联合作用。
危险截面A—A处的合成应力由下式计算：
Pa
式中：—危险截面压力 (Pa)其中
—压力机公称压力 (KN)
—危险截面A—A截面积 (mm)
—危险截面弯曲应力 (Pa)其中
—危险截面的截面模数 (m)对圆形截面
—危险截面弯矩 (NM)
其中
u—摩擦系数，取u=0.05
、—连杆大头及球头半径
—危险截面至球头中心距离
—连杆长度

对铸铁连杆验算截面B—B的应力
许用应力由下表选取
许用应力
名称
材料

连杆
HT200-250
600—700
调节螺杆
45调质
1800—2200

由于调节螺纹的抗弯强度均比挤压强度、剪切强度低。且连杆体的材质比螺杆差，所以只需验算连杆体螺纹的弯曲应力。
　　　　　　　　Pa
式中：、—螺纹的外径、内径
S—螺距
H—螺纹连接的最小工作高度
h—螺纹牙根处高度。
对普通螺纹：h=S，对铸铁HT200—250螺纹
4.3滑块与导轨
4.3.1 滑块与导轨的结构
滑块上部与连杆相连，下底面安装上冲模，内部装有装模高度调节装置，推料装置、超载保险装置及平衡保险装置等。是一个复杂的箱体结构，而滑块体外部设有导向面，直接影响滑块导向精度。
滑块导向长度与宽度之比。可参考下表选用

滑块导向长度与宽度之比
开式压力机类型

普通
1.3-1.6
加大行程
2.5-3.2
双点
0.45-0.65

根据上表，普通型开式压力机，选择=1.5
2．导轨的结构如图：

导轨简图

上图中的导轨结构容易调整，精度保持性好，广泛应用于中、小规格的压力机。
由于开式压力机滑块底面尺寸较小，使用较大尺寸的上模板超出滑块底面尺寸。导轨材料为HT200。导轨面上镶有一层锡青铜，以减少磨损。滑块底面为紧固磨具，设有模柄孔及T型槽。模柄孔直径d及深度L按压力机公称力由下表选取：

模柄孔直径d、深度L与压力机公称力关系
公称力（KN）
<400
630—1250
1600—2500
模柄孔直径d （mm）
40
50
65
模柄孔深度L （mm）
75
85
105
则： d=50mm , L=85mm

T形槽宽度A按压力机公称力由下表选取：

T形槽宽度A与压力机公称力关系
公称力（KN）
<160
160—250
400—1250
1600—2500
>2500
T形槽宽度A（mm）
14
18
22
28
36
由表中公称力400-1250KN，则T形槽宽度A=22mm。

T形槽的分布如图所示，间距按公称力及滑块底面尺寸选取为135mm。

T形槽结构简图

5. 支撑部分
5.1 机身危险截面的确定
压力机的支撑部分即压力机的机身，开式压力机的机身由铸造结构和焊接结构两种，这里应选用铸造结构，铸造结构多用HT20-40灰口铸铁制造，这种材料比较容易供应，消震性较好。故本J23-80压力机机身采用HT20-40灰口铸铁。
开式压力机的主要问题是刚度较差，特别是角变形存在，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是合理设计截面。
如图，Ⅱ-Ⅱ截面为危险截面：

为了提高机身刚度，减少角变形，下面确定Ⅱ-Ⅱ截面各尺寸。
5.2危险截面的尺寸
开式机身刚度是一个重要问题，而危险截面的尺寸关系着机身的刚度。根据网上调研结果，危险截面各尺寸如下：

型号
H
b1
h1
a
b
b2
h2
B
C
J23-80
750
175
200
60°
30
130
60
380
290

6. 辅助系统和装置
6.1 过载保护装置
过载保护装置是曲柄压力机不可缺少的一个组成部分，合理的设计过载保护装置标志着曲柄压力机的先进性, 可靠性与安全性的程度。过载保护装置可分为机械式与液压式，机械式又可分为双剪切面形式和单剪切面形式。经综合考虑，本J23-80压力机采用单剪切面形式。
单剪切面式剪切块过载保护装置的基本零件是装在连杆下支承座下面的剪切块。压力机连杆所承受的连杆力是通过下支承座剪切块传递给滑块的。当压力机过载时剪切块就剪切破坏，于是连杆连同下支承座对滑块产生相对位移，而不传递力量，使得连杆力不再增加，保证压力机各主要零件免遭破坏。在设计前切块时，必须使高度尺寸大于压力机的公称压力行程，尺寸h’应大于h，以使在剪切块破坏后曲轴能带动连杆转过下死点不与滑块发生顶死现象。
剪切块破坏后，必须更换新的剪切块才能重新工作。

a—剪切块b—连杆下支承座c—连杆d—滑块

根据网上调研的结果，将剪切块各尺寸确定如下：

材料
HT32-52
D
Φ136
d1
Φ100-0.65-0.40
d2
Φ100+0.40+0.65
H
35+0.17
h
8.2
s
12.8

6.2 润滑系统
润滑系统是保证曲柄压力机正常工作所必不可少的辅助装置。通过润滑可以减少零部件运动中的磨损，提高压力机寿命，保证压力机精度，降低能量损耗，减少维修费用，所以在曲柄压力机上除了摩擦离合器及各种类型制动器的摩擦面之外，一切有相对运