开式压力机反求设计毕业设计

毕业设计（论文）专用纸

毕 业 设 计（论 文）

题目某公司400KN开式压力机反求设计

姓 名 任 红 强 学 号 1210100909 所在学院 机 械 工 程 学 院 专业班级 机 械 设 计 2 班 指导教师 李 克 勤 日 期 2016 年 6 月 1 日

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摘 要

曲柄压力机是一种最为常见的板料冲压设备，一般用作冷冲压模具的工作平台。随着国家提出的《中国制造2025》计划的不断推进，基础机械制造行业势必有较大的发展。因此，对于提高传统曲柄压力机的工作效率以及优化其结构型式,是符合市场契机，也是符合国家的战略发展的。市场上曲柄压力机开发设计与生产水平已基本成熟，重新进行整体设计必然耗费大量的时间和精力，因此本论文着重于对传统压力机机械传动系统部分进行改良，并结合查阅的相关文献资料，绘制了传动系统原理图，并对其进行了可行性分析，最终完成了整个曲柄压力机的反求设计。

关键词： 曲柄压力机传动系统结构设计反求设计

Abstract

Crank press is one of the most common sheet metal stamping equipment, which is used as a working platform for cold stamping die. With the proposed \continue to promote Chinese manufacturing, fundamental machinery manufacturing industry will have great development. Therefore, to improve the efficiency of the traditional crank press and optimize its structure, is in line with market opportunities, but also in line with the national strategy of development. The development of design and production level of crank press in the market has been basically mature, and the whole design must take a lot of time and energy. And for that reason ,I draw my attention on the improvement of the traditional press mechanical transmission system, and the related literature review, draw the principle diagram of transmission system, and has carried on the feasibility analysis, then , accomplish the final completion of the reverse design of the crank press.

Keywords: crank press, transmission system, structure design, reverse design

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前 言

随着国家《中国制造2025》战略的提出以及机械工业的不断发展，对于机械设备的加工效率、加工精度、自动化水平以及安全性提出了日益严格的要求。但从实际工厂的参观调研发现，传统落后类型的机械设备依然大量存在。本论文主要针对传统机械设备中的曲柄压力机进行反求设计和结构性改良。

首先对传统曲柄压力机进行结构分析，并到工厂对生产型的曲柄压力机进行现场测量，综合测量的结果与对该型曲柄压力机的结构分析，发现其传统系统具有改良的潜在可能性，于是给出初步的改良后的传动方案，对其传动系统进行重新设计与验证。依照相关基础课程、专业课程和导师的指导，以及参阅各类开式压力机的相关书籍与相关论文，对反求后的设计方案进行验证和评估，最终完成对整个曲柄压力机的传动系统的反求设计。

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目录目录

第一章设计任务书........................................................................................................ 5

第1.1节曲柄压力机反求设计目的 .................................................................... 5 第1.2节曲柄压力机反求设计内容 .................................................................... 5 第1.3节曲柄压力机反求设计的设计步骤 ........................................................ 6 第二章电动机选择和飞轮设计.................................................................................... 7

第2.1节曲柄压力机的电力拖动特性分析 ........................................................ 7 第2.2节电动机的选型 ........................................................................................ 7

2.2.3 传动方案的选择以及传动速比的调配 ........................................... 11 2.2.4 飞轮转动惯量计算及其尺寸的确定 ............................................... 14

第三章机械传动设计.................................................................................................. 17

第3.1节传动系统分析 ...................................................................................... 17 第3.2节带传动设计 .......................................................................................... 18 第3.3节齿轮传动设计 ...................................................................................... 21 第3.4节转轴设计 .............................................................................................. 23 第3.5节平键连接 .............................................................................................. 26

3.5.1 滚动轴承概述 ................................................................................... 27 3.5.2 滚动轴承型号选择 ........................................................................... 27

第四章曲柄滑块机构.................................................................................................. 29

第4.1节曲柄滑块机构运动以及受力分析 ...................................................... 29

4.1.1曲柄滑块机构 .................................................................................... 29 第4.2节曲柄轴的设计计算 .............................................................................. 31

4.2.1曲轴的大致结构示意图如下图所示 ................................................ 32 4.2.2曲轴强度校核计算 ............................................................................ 32 4.2.3曲轴刚度的计算 ................................................................................ 34

第五章机身设计.......................................................................................................... 35

第5.1节机身类型 .............................................................................................. 35 第5.2节机身结构 .............................................................................................. 35 第5.3节机身定型以及计算 .............................................................................. 36 结论.............................................................................................................................. 40 致谢.............................................................................................................................. 41 参考文献...................................................................................................................... 43

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第一章设计任务书

第1.1节曲柄压力机反求设计目的

曲柄压力机反求设计是运用逆向工程的方法去反求设计出比母机性能更为优良的压

力机，同时这也是我们专业的一次任务量大且知识覆盖面广设计训练，其所体现的

宗旨在于：

一、通过对曲柄压力机的反求设计，归纳和总结出所学的基础课程以及

培养与之相关的专业课程知识，同时充分结合在生产实习中了解到的前沿知识，

出分析、处理以及解决工程中实际问题的能力，同时将所学的知识，作更为深一步的拓展与巩固。

二、充分理解并掌握机械设计所涉及到的常规方法与步骤，掌握简单机

械零部件、通用机械零部件以及简易传动传动装置的设计原理和过程。

三、锻炼和熟练机械设计基本过程，诸如计算、CAD制图、三维仿真等。

熟练运用设计手册、图册、互联网搜索等手段，明确使用标准和规范，学习使用经验公式进行经验估算和数据处理的方法。

第1.2节曲柄压力机反求设计内容

内容主要包括：电动机型号选择、带传动设计、齿轮传动设计、曲柄滑块机构部分设计以及压力机机身设计，完成完整的装配图及其零件图，所涉及到的主要工作如下：

一、 压力机总装配图（A0图纸1张）

二、 各零部件图共五张（皮带轮、轴、齿轮、曲轴） 三、 设计说明书一份

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基本设计参数如下表：

名称 公称压力 滑块行程 行程次数 封闭高度 滑块底面尺寸

单位 KN mm 次/分钟 mm mm 量值 400 90 50 320 左右：300 前后：260 第1.3节曲柄压力机反求设计的设计步骤

按照给定的任务书初步给出几个备选方案，然后对比分析，从而确定至少一个正确、合理的设计方案。对于最终选择的方案，必须进行设计所要求的核算，并最终用图纸、设计说明书的方式表达最终的设计方案。曲柄压力机的反求设计过程，大致可按照下述的几个流程进行：

一、 前期准备

1、认真分析设计任务书，理解反求设计的思路，并拟定设计步骤 2、明确反求设计的对象，阅读相关资料，看懂图纸，并现场参观相应的曲柄压力机原机

案 3、明确机械零部件设计方 4、根据资料绘制零件图、装配图，并拟定设计计划 二、传动装置总体设计 1、初步拟定传动方案 2、选择电动机的型号

3、计算传动系统的总传动比，分配各级传动比 4、计算各轴的功率、转速以及转矩 三、各级传动零件的设计 四、绘制压力机装配草图

1、适当选取比例尺，合理布局视图，分配好各零件的对应位置

2、找出转轴上力的作用点，明确支点距离，对于减速器箱体、曲柄滑块部分 及其

附件等进行结构形式的设计

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五、零件工作图设计 1、压力机装配图 2、皮带轮零件图

3、轴段零件图（外附三维图1份） 4、齿轮零件图

5、曲轴零件图（外附三维图1份）

第二章电动机选择和飞轮设计

第2.1节曲柄压力机的电力拖动特性分析

对于曲柄压力机的载荷，它属于冲击性负载，也就意味着在单个工作循环中只在较短暂时间内承受载荷，在相当长的时间里均为空行程旋转，假如根据该极为

短暂的工作时间来对电动机进行选型，那么最终选择的电动机功率会比实际所需功率大得多。

为有效地降低电机功率，可在设计的传动系统中安装飞轮，于是电动机的功率

将会有很大幅度的降低。通过使用飞轮装置后，在滑块不动的状态下，电动机带动飞

在冲压进行的那个短暂时间里，轮缓慢旋转，将电机的部分能力存储在飞轮的动能中。

依靠飞轮释放存储的动能。待加工工件经冲压过后，其负荷荷会明显下降，从而导致

电动机带动飞轮加快旋转，使飞轮在紧接着的工作循环前重新达到原有的角速度，这

个过程就完成了贮存能量的释放。因此，实际生产的曲柄压力机进行冲压时所需的能量并非由电动机直接供给，其主要由飞轮供给，当进行上述结构上的改良后，的电动机功率便能有较大幅度的降低。

第2.2节电动机选型与飞轮尺寸确定

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若要合理计算出压力机电动机的功率，首先得算出其工作一个循环所消耗的总能量（用A表示）以及各分部分的能量消耗。

曲柄压力机在单个工作周期所损耗的总能量A为

A?A1?A2?A3?A4?A5?A6?A7 此式中A1——工件变形功

A2——拉伸垫进行压边工艺时所需要的能量

A3——因曲柄滑块机构工作行程期间受摩擦而消耗的能量

A4——因曲柄压力机在工作行程时受力而发生系统弹性变形，发

生变形所消耗的能量

A5——压力机空行程向上以及空行程向下期间所损耗能量的总

和

A6——在一个工作行程期间，滑块停顿、飞轮空转所消耗能量的

总和

A7——在一个工作行程期间，离合器接合处能量消耗的总和

对于压力机的工进行程，则一个周期损耗的总能量：

A?A1?A2?A3?A4?A5

而对于工进行程的那一段时间，压力机损耗的总能量：

A?A1?A2?A3?A4

1、工件的变形功A1

A1?0.315Pgh0

式中Pg——压力机初始给定的公称压力

h0——板料厚度

使用经验公式:

快速型压力机（例如，一级传动压力机）

h0?0.2Pg

式中Pg压力机初始给定的公称压力

慢速型压力机（例如，两级或以上型传动压力机）

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h0?0.4Pg

式中Pg压力机初始给定的公称压力

2、拉伸垫的工作功A2

A2?PgS36

式中Pg——式中Pg压力机初始给定的公称压力

S——滑块整个工作行程的长度

3、在进行工进期间，因曲柄滑块机构受到的摩擦而损耗的能量A3

A3?0.5m?Pg?g

式中Pg——压力机初始给定的公称压力

m?——摩擦当量力臂

?g——公称压力角

4、在进行工进期间，因压力机发生弹性形变而所损耗的能量A4

A4?1Pg?h 2式中Pg——压力机初始给定的公称压力

?h——压力机的垂直变形?h?Pg ChCh——压力机垂直刚度。倘若是开式型压力机，则优先选取推荐值400；倘若是

闭式型压力机，则优先选取推荐值700

5、压力机空行程向上以及空行程向下期间所损耗能量的总和A5

压力机空行程期间损耗的总能量，与其构造型式、其表面的加工状况、皮带的松紧程度、压力机润滑状态以及对制动器的调整的情况等诸多因素有关。一般根据压力机在连续工进期间，其所损耗的平均功率的十分之一到三分之一之间进行计算 6、在一个工作行程期间，滑块停顿、飞轮空转所消耗能量的总和A6

A6?N0(t?t1)

式中

t——压力机一个工进行程所用的时间

t1——曲轴转一周所需时间

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7、在一个工作行程期间，离合器接合处能量消耗的总和A7

A7?Ie?2f

式中 Ie——从动部分所计算出的当量转动惯量

?f——飞轮角速度

根据一些实验资料表明，A7近似等于总功的20%。因此，在进行初步设计时可取 A7?0.2A 1、综合后开始计算各功的组成

（1）工件变形功

A1?0.315Pgh0

h0?0.4Pg?0.4400kN?8mm

A1?0.315?400?8?10-3m?1008J （2）拉伸垫工作功

400?103N?0.09mA2???1000 J

3636PgS（3）工作行程摩擦功

A3?0.5m?Pg?g?0.5?0.026?400?20。??180?2721.3 J

（4）弹性变形功

A4?1Pg?h 2?h?PgCh?400kN?1mm kN400mm1A4??400?1?10?3=200 j

2（5）滑块空行程功 故

查表6-4得

（6）飞轮空转功

A5= 500 J

A6?N0(t?t1)查表6-4得

t?

N0?0.5kW

1 nCn1 0

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查表5-6可知

t1?1?nCn?0.65

1?1.2s 次50min11t???1.846s

次nCn50?0.65min故

A6?0.5?103(1.846?1.2)?323 J

（7）离合器接合过程的功

A7?0.2A

（8）总功

A?A1?A2?A3?A4?A5?A6?A7

故 A?1008J?1000J?2721.3J?200J?500J?323J?0.2A 即 A?6724.98 J 2、电动机功率选择：

A6724.98Nm??kW?3.643kW

t1.846N?kNm

查表6-1选择k=1.4

故 N?1.4?3.643kW?5.11kW

根据《机械设计课程设计》中的电动机选型查询可知，最合适且满足设计要求的电动机为：Y132S型三相异步电机。其主要参数为：

表2-1

同步转速 额定滑差率 电动机型号 Y132S 额定功率 5.5KW 1440r/min 0.04

2.2.3 传动方案的选择以及传动速比的调配

2.2.3.1 传动方案的选择

传统的曲柄压力机主要来是自苏联时期的产品，大多过于老旧，结构形式复杂，通常有三到四级机械传动，传动效率低，传动精度无法保障。而随着当今机械工业的不断发展，对压力机的精度、可靠性、可维护性，生产效率等有了较大的要求，因此传统压力机无法满足现今的生产要求。于是，根据对传统曲柄压力机结构的仔细分析，

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对其现场的实物测量，以及接合查阅的大量文献资料，对传统压力机的传统方案进行改进，提出了如下的二级传动方案

2.2.3.2 根据所选电机确定总的传动，同时调配每一级的传动比

根据曲柄压力机的行程次数50次/每分钟,以及选出的电动机转速1440转/每分钟，故：

1440r/min?28.8

50r/min根据目前普通直齿圆柱齿轮传动以及带传动所允许的传动比范围（对于直齿圆柱齿轮

i总?传动，传动比小于8可选择一级传动，普通V带最大传动比7，通常取3～5），因此可粗取第二级齿轮传动部分的传动比：

i2?7则第一级传动比为：

i1?

i总?4.11 i22.2.2.3 确定每一个传动轴部分动力参数及其传动功率

1、各轴转速

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n0= 1440r/min n1=n0= 1440r/min

n2?n?i1?1440r/min?360r/min 4n2?n1360?r/min?50r/min i27

2、计算各轴输入功率

从电动机开始，到每一个工作机之间传动的总效率：

???w = ?1??2??32??4??5

?1、?2、?3、?4 各代表联轴器、带传动、其中，单对轴承、齿轮传动效率。可取?1=0.99，

?2 =0.96，?3 =0.98，?4 =0.97，?5?0.98，故

???w = 0.99?0.96?0.982?0.97?0.98 = 0.89 选用的电动机功率：P0?5.5kW

p??p0??1?5.5?0.99KW?5.445KW

p???p???2??3?5.445?0.96?0.98KW?5.123KW

p曲轴?p????5??4?5.123?0.98?0.97KW?4.867KW

3、计算各轴输入转矩：

T0?9550?T??9550?pd5.5?9550?N?m?36.476N?mnd1440p?5.445?9550?N?m?36.111N?mn?1440p5.123T???9550????9550?N?m?135.9N?mn??360T曲轴?9550?p曲轴n曲轴?9550?4.867N?m?952.517N?m50

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将每一个轴的动力参数制成表如下：

P/KM

表2-2 轴动力参数表 n/(r/min) T/N·mm 1440 1440 360 曲轴 4.867 50

952.517 7 0.95 36.476 36.111 135.9 i 轴 ? - 0.99 0.94 电动机轴 5.5 Ⅰ轴 Ⅱ轴 5.445 5.123 - - 4 2.2.4 飞轮转动惯量计算及其尺寸的确定

前面已论述，压力机在进行工进动作时，飞轮能量的释放起到了主要作用，倘若略去电动机在此过程中能量的输出，那么有：

112If?12?If?2?A0 22式中

A0——工进行程过程中压力机损耗的能量

If——飞轮转动惯量

?1，?2——工进过程起始期间和完成之后飞轮的角速度

由于?1，?2与压力机自身的很多因素有关，因此要或得准确的旋转角速度是比较难的。但从压力机的工作特性曲线分析可知，可取两者之间的中间值来进行替代，于是：

?m?式中

2?n0 in0——电机额定转速

i——电机轴到飞轮轴部分两轴速度的比值

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于是转动惯量式可改写为：

If?A0???2

式中 ?——代表不均匀系数，当其数值愈高，则表明飞轮角速度所产生的波动愈大

从以上各式不难发现，不均匀系数的数值愈大，那么它需要的的飞轮转动惯量就愈小，进而飞轮部分的尺寸将会大幅度减小。然而，不均匀系数极值是会受电机性能的影响的，亦即会受限于电机的过载以及发热条件：

??2?k(Se?St)

式中

Se——所选电动机的标准滑差率

k——所选电机在实际运行过程的功率与其平均功率比值

?——修正系数，与k有关

St——当电机以额定转矩运转时，因皮带滑动而产生的当量滑差率

以上取值可根据下表选取

表2-1 ?值

k 1.2 0.85 1.3 0.9 1.4～1.6 0.95 ?

表2-2 皮带滑动当量滑差率

压力机结构型式 不带拉伸垫压力机 带拉伸垫压力机 因此，在选好电机后，则所需飞轮的转动惯量为：

If?A0St 0.04 0.02 ??2

A0?A1?A2?A3?A4

=1008J+1000J+2721.3J+200J =4920.3J

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r2??14402?ngmin?48S?1 ????i3.18而 故

??2?k(S??St)?2?0.85?1.2?（0.04?0.04）?0.1632

If?A0??2??4920.3N?m2?13.09kg?m ?12(48S)?0.1632便可初步设计飞轮结构。飞轮大致结构如图2-3所示： 求得飞轮转动惯量If以后，

图2-3 飞轮结构示意图

图中飞轮外径D2通常取决于速比分配系数，按经验公式有：

D2 = iD1

式中

D1——确定好的小皮带轮直径（小齿轮的直径亦可），此次设计选择小皮i——传动速比

图中：

A是轮缘部分，转动惯量为J?； B是轮辐部分，转动惯量为J??; C是轮毂部分，转动惯量为J???。

其中，飞轮自身的转动惯量Jf??J??J???J???，因转动惯量的值主要集中在轮缘部分，因此J?远大于J??、J???。因此，在计算精度要求不太高的情况下，允许只考虑J?。

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带轮直径（即将大皮带轮看作是飞轮）

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J??m1?D22?D32?/8 而m1???B?D22?D32?/4而 所以

D2?600mm4D3?4D2?

32JA432?15.68?0.64?m?0.156?160mm 3-3??B3.14?7.8?10?122.4?10式中 ?代表金属的密度，单位为kgm2，飞轮采用HT 200，故??7.8?103kg/m2。 四、验算飞轮轮缘的线速度

因飞轮工作时会不停旋转，为避免免其回转时因离心力而发生坏裂，验算其轮缘线速度是必要的工作?f：

?f?5.2?10?2Dfnf?5.2?10?2?0.7256?式中：Df——飞轮最大直径；

1440?13.22m/s??v? 4.11nf——飞轮转速；

?v?——允许的最大线速度，对于铸钢飞轮而言，取?v??40ms。

第三章机械传动设计

第3.1节传动系统分析

绘制传动系统大致简图如下：

图3-1 传动系统简图

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1、Y132S型三相异步电动机

2、皮带轮 3、直齿圆柱齿轮

4、曲轴

5、连杆 6、工作滑块

8、假想待冲压件

7、滑块内壁

9、压力机模拟工作台

初步拟定传动系统如上图，其总的传动比（前面已计算出）：i总?28.8 离合器选用刚性型，安放在曲轴上。

第3.2节带传动设计

按照已选出电机可知，其额定功率为5.5KW，转速n1?1440r/min，给带分配的传动比为：

i1?4.11

1、确定计算功率pc

Pc 代表传递中的标称功率，其综合考量载荷特性、电动机类型以及日常运转的时间周期等因素而确定的，所以：

Pc?KAP

根据《机械设计》（王为版，以下未注明处皆引自此）表5-9，查得该工作情况系数

KA=1.4

P为传递名义功率，因所选的电动机为5.5KW，按带传动效率为92%计算，则：

P?5.5?92%KW?5.06KW

故

Pc?KAP?1.4?5.06KW?7.084KW

2、选择V带型号

由pc=7.084KW以及n1 =1440r/min，,查《机械设计》中图5-9、图5-10可明确，普通A带是可行性选择。 3、小带轮的直径的确定

1)、依据设计所要求，翻阅《机械设计》中表5-10可得，其中A型带轮最小直径为75mm，然后根据《机械设计》中的表5-6和图5-10，考虑到要满足飞轮的设计要

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求，最后确定小带轮直径dd1=150mm。 2)、验算带速v

3.14?1440?150m/s?11.304m/s

60?10360000 因?属于5~25m/s的区间段，因此符合带速允许值。

???n1d1? 3)、计算从动大带轮基准直径dd2

i1?4.11,取??0.02，根据《机械设计》式（5-17）得

dd2=(1??)idd1=（1-0.02）×4.11×150mm=604.17mm，按带轮基准直径系列选取带

轮直径标准值dd2=600mm。

根据《机械设计》式（5-17），实际传动比

i?dd2600??4.08

?1???dd1?1?0.02??150i'?i|4.08?4.11|??0.73% 传动比误差相对值?i?i4.11通常允许误差在5℅的区间内，因此选取的大带轮直径符合要求。 4、从动轮转速n'2（r/min）

n'2?n1?dd1150?1440?r/min?360r/min dd26005、确定中心距a0/mm和带长Ld

初步拟定中心距?0，依据《机械设计》推荐值

?0??0.7~2??dd1?dd2??dd1?dd2=750mm

初算带长Lc

Lc?2?0???dd1?dd2?/2??dd1-dd2?/?4?0?

2即 Lc?2?420???80?340?/2?(80?340)2/?4?420?

?2745mm

根据《机械设计》中的表5-6、表5-7查询可知，带基准长度可定为

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Ld?2800

于是中心距可定为：

a?a0??Ld?Lc?/2?750?27.5?727.5mm

6、验算小带轮包角?1 由《机械设计》式(5-25)

?1?180。??dd1?dd2??57.3。/a?144.56。?120。故满足要求。 7、确定V带的根数

根据《机械设计》式（5-26） z?pc

(p0??p0)k?kl根据《机械设计》表5-3，得P0?1.32kW，表5-4，得?P0?0.272 根据《机械设计》表5-8，K??0.94，表5-6、表5-7 kL?1.21

z?Pc7.084??3.89

?p0??p?k?kL?1.32?0.272??0.94?1.21依照计算结果元整取普通v带根数为Z=4根 8、计算带的张紧力和压轴力

由《机械设计》式（5-27）单根带的张紧力为

F0?500?500?pc2.5(?1)?qv2vzk?7.018kw2.5?(?1)?0.01kg/m?(15.39m/s)2

15.39m/s?40.94?236.5N（5-28）依照《机械设计》中，带轮轴的压轴力为： F?2zF0sin?12?2?4?236.5?sin138.37?N?1768.5N 29、确定A型V带中小带轮基本参数： 基准宽度为：bd?11mm 基准线上槽深为：hamin?3mm 基准线下槽深为：hfmin?9mm

2 0

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槽间距为：e?15?0.3mm

第一个槽对称面至端面的最小距离为：fmin?15mm

最小轮缘厚为：?min?6mm

齿宽为：B?(z?1)e?2f?(4?1)15?2?16mm?72mm 带轮的基准直径为：ddd1?150mm

外径为：da?dd?2ha?80?2?4mm?158mm 孔径为：d?36mm

d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?36mm?72mm

L?(1.5~2)d?(1.5~2)?36mm?72mm 1111C'?(~)B?(~)?107mm?27mm

7474

第3.3节齿轮传动设计

根据前面已知：主轴转速n2?1440r/min?100?360r/min，且初步设计二级传动比400i总28.8?7.2，根据前期对曲柄压力机的实物测为7，而实际此处传动比应为：i2??i14量，与实际产品的传动比相似，为避免重新设计的巨大工作量，此处先定其传动比，

以及大小齿轮模数和齿数，然后进行校核。

根据反求设计的特性，初步拟定大小齿轮的模数为8，小齿轮齿数为13，考虑到曲柄压力机承受的是变载荷，为了保证齿面磨损均匀，应使大、小齿轮的齿数为质数，故可取大齿轮齿数为90.在进行校核前需要进行材料的选择 1、选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数

《机械设计》表6-5、6-6，考虑到该齿轮传动磨损较大，且有冲击载荷，故可根据

选择将大小齿轮材料均选为40Cr钢，表面淬火处理，平均齿面硬度52HRC，

?b?686MPa，?s?490MPa，大齿轮精度8级，小齿轮精度7级。

2、大小齿轮的强度校核

由于小齿轮是闭式硬齿面齿轮传动，故应按齿面接触疲劳强度校核。 由《机械设计》式6-9得：

2 1

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?H?2KT1u?1??ZHZE???H? 3?dd1u

式中各参数为：

①K、T1、?d、d1、u经计算后分别为：2.36,135.9,0.3,101，7 ②区域系数ZH?2.5;

③查询表6-3可知弹性影响系数ZE?189.8MPa1/2 ④许用接触应力由式6-18，即按??H???HlimZN/SH计算

查图6-14可得接触疲劳极限

?Hlim1??Hlim2?1100MPa

查图6-16中曲线得接触疲劳寿命系数

ZN1?ZN2?1.0

取安全系数SH?1.0,则：

??H????H?1???H?2??Hlim1ZN1?1100?1.0?1100MPa

SH1.0

?H?2KT1u?1??ZHZE ?dd13u2?2.36?1359007?1??2.5?189.8MPa 30.3?1017

??730.75MPa

故满足齿面接触疲劳强度。

考虑到小齿轮齿数小于13，因此需要采用变位加工才可让其不发生根切，依照《机械设计》书中推荐，经计算，小齿轮可选择正变位系数为0.3，大齿轮可选择负变位系数变为-0.3。

大齿轮以及小齿轮各主要参数如下表：

名称

表3-5 大小齿轮参数表 代号 小齿轮 2 2

大齿轮 毕业设计（论文）专用纸

模数 压力角 齿数 分度圆直径 变位系数 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽

m 8 20 13 104 0.3 124.8 88.8 60 8 20 90 720 -0.3 731.2 695.2 50 ? z d x da df b 第3.4节转轴设计

1、初步设计转轴

根据《机械设计》轴的设计，转轴所需要传递的扭矩：

Mc?Mgi?

式中 Mg——曲轴在给定的公称压力角?g下的扭矩

i——从所计算转轴开始至曲轴的传动比，i?7

以及每一级齿轮传动的传动效率，其?——由所计算转轴开始到曲轴、

中的轴承传递效率包括在内：

???3??4??5?0.98?0.97?0.98?0.93

式中滚动轴承?3?0.98，齿轮传动?4?0.97

Mc?952.517?156.316N?m

7?0.93轴采用常见的45钢材料，调质处理，查询相关标准知其许用扭转应力

[?n]?40MPa。根据转轴设计公式，初步估算轴最小直径：

d?3

Mc156.316?3?0.0326m?32mm 70.2[?n]0.2?4?102 3

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考虑轴上零件的固定方式以及键对轴的削弱作用，可将初步确定的最小直径d增大10%，最后取d?36mm。

2、根据弯钮共同作用，校核转轴的强度

初步计算并进行结构设计后，转轴每一部分的直径和长度已初步明确。对于同时受弯矩和扭矩作用的转轴，可针对某些危险截面（即弯矩大、有应力集中或截面直径相对较小的截面），按弯扭合成强度进行校核计算。

先计算齿轮的法向作用力为：

Pn?2.13Mc2.13?156.31N?m??3201.349N mz10.008m?13依照法向作用力Pn以及扭矩Mc绘制转轴的受力图3-2：

图 3-2 轴弯矩扭矩图

考虑到Ⅰ截面的弯矩和扭矩最大，且直径又很小（d????36mm），故此截面

最危险。下面核算Ⅰ截面的强度

由弯矩产生的弯曲应力：

?w?Mw3201.349N?0.55m??137.23?106Pa 330.1d0.1??0.036m? 由扭矩产生的剪应力：

2 4

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?n?Mc156.31N?m??16.751?106Pa330.2d0.2??0.036m?

故当量弯曲应力：

22?d??w?3?n??137.23?106??3??16.751?106??36.652?106Pa

22

因曲柄压力机轴并非长期满功率运行，故许用当量弯曲应力可以取

??d???s??~??400?106Pa?(250~286)?106Pa n?1.41.6?式中 ?s为转轴材料屈服极限，且?s?400?106Pa，其中轴材料选的45钢，调质的热处理

n——安全系数，一般可取n?1.4?1.6。因此?d???d?，符合要求。

1?11?1、核算轴的疲劳强度

考虑Ⅱ截面部分存在轴肩，将会产生较为明显的应力集中现象，且直径

d??????36mm，弯矩的数值又很大，考虑到扭矩与另外的截面大致相同，故仅校核该截面疲劳强度便可满足设计要求。

依照《机械设计》中表2-5，翻阅得轴材料弯曲与剪切疲劳极限

?-1?275MPa,??1?155MPa

《机械设计》依照中表2-2可查得弯曲和扭转时，材料对循环载荷的敏感系

数

???0.1,???0.05；

根据《机械设计》中附表－3，rd?236?0.056，可以知道其发生弯曲与扭转时，有效应力集中系数k??1.676,k??1.436；

根据《机械设计》中附表－4：对于碳钢材料，其毛皮直径40～50，发生弯曲以及扭转时，其绝对尺寸影响系数分别为：???0.78,???0.74；

依照《机械设计》附表－5，可以知晓其表面质量系数???1?0.94。 考虑到曲柄压力机轴承受的负载为脉动循环，因此

2 5

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137.23?106?a??m??Pa?68.615?106Pa22 6?16.751?10?a??m?n?Pa?8.3755?106Pa22?w所以

S????1k??275MPa1.676?68.615MPa?0.1?68.615MPa0.90?0.78155MPa?1.26???S??k??a????m??1?

?7.238????a????m1.436?8.3755MPa?0.05?8.3755MPa0.90?0.74复合安全系数

S?S?S?S??S?22?1.26?7.2381.26?7.2322?1.643

依照《机械设计》查表后得许用的安全系数?S?。自动型压力机取

?S??1.4~1.6，通用型压力机取?S??1.2~1.3，因为S??S?,故轴疲劳强度也满

足设计的要求。

第3.5节平键连接

对于一般型式的开式压力机，带轮、齿轮等零部件同轴的相互连接通常采

取平键相联接。为了防止连接中强度较差的零件发生损坏，还应该校核挤压应力：

?j?2Mc?[?j] 'h1LdZK式中 Mc—— 键传递的总扭矩，Mn?156.316N?m

h1—— 键与轮毂的接触高度，h1?0.5h

bA型普通平键取L??L?b，C型普通平键取L??L? L'——键工作的有效长度，

2d——键的直径

L——键的名义长度

b——键的宽度

Z——所需键的数目，考虑到要兼顾轴的强度，通常Z?2

K——因键所承受的载荷波动较大，故取Z=2时，K=0.75；取Z=1时，K=1

2 6

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???——平键连接产生的挤压应力，倘若轮毂的材料选为40Gr，则

j

????150~250MPa

j当材料为铸铁时，

????60~90MPa

j对于带轮，其材料选取的是HT200，初步选用A型键：

根据《机械设计课程设计》表11-28得 b?14mm,h?9mm,L?140mm；

h1?4mm,L??133mm,d?50mm,Z?1

2?156.316?18.61Mpa???j?，故满足要求。 ?3??4?143?50?1?1?10同理对于齿轮，材料为40Gr，采用A型键，

?j?根据《机械设计课程设计》表11-28得b?10mm,h?8mm,L?50mm

h1?4mm,L??45mm,d?36mm,Z?1

2?156.31?31.014Mpa???j??3??，故同样满足要求。 4?45?36?1?1?103.6节滚动轴承的选择

?j?3.5.1 滚动轴承概述

考虑到滚动轴承的滚动摩擦特性，其启动、运行的力矩小，且摩擦阻力不大、启动灵活、效率高，轴承单位宽度承载能力很强，润滑时方便，并拥有较为优良的互换性。对比于滑动轴承，滚动轴承的抗干扰能力差，接触应力大，且其径向的轮廓尺寸偏大，倘若压力机处于高速重载的特殊环境，那么轴承磨损会加剧，从而寿命会急剧降低，在此过程中所产生的噪音较大，抗冲击能力也不理想。

3.5.2 滚动轴承型号选择

对于选择轴承，应该综合考虑各种情形。 1、载荷条件

2 7

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当载荷非常大时，一般选取线接触滚子轴承，载荷不太大就选择点接触轴承；

如果轴承承受的为纯轴向载荷，可优先选取推力球轴承，若轴向力很大，可以

考虑推力滚子轴承；如果轴承承受的是纯径向的载荷或者主要为径向，一般采

用圆柱滚子轴承、深沟球轴承，或者滚针轴承；如果轴承既承受径向，又同时承受轴向载荷,那么应该考虑角接触轴承以及圆锥滚子轴承：若承受的轴向载荷很大，通常也可采取四点接触球轴承、深沟球轴承以及推力球轴承的相互配合形成的组合式结构。

2、轴承转速

通常情况下，轴承的极限转速应高于轴承工作的转速。否则会影响使用寿

命。当旋转精度要求高、转速快、且承受载荷较小时，可选取极限转速高的球轴承。倘若超出极限转速非常多，那么应该考虑特制高速滚动轴承；若是载荷大，但转速不高，且有一定的冲击载荷，那么应该选取滚子轴承。

3、调心特性

每一类轴承的偏转角应该控制在允许值以内，倘若超过允许值，则会产生轴承附加载荷，此附加载荷会使轴承的寿命显著降低。

4、安装以及拆卸要求

为使安装、拆卸轴承以及调整轴承间隙的过程更为简洁，优选采取内、外圈可相分离的轴承。假如轴承处于长轴上，可选取带内锥孔或带紧固套的滚动轴承以简化装拆与紧固过程。

5、经济性

对轴承的选取，其经济性应在考虑范围之内。通常来说，滚子轴承要比球

轴承贵，型号一样但公差等级不一样的轴承价格比大概为：P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。因此，采取高精度轴承时应着重考虑其经济性。

依照以上的五大取用原则，曲柄压力机转轴上宜采用单对圆柱滚子轴承进行

支撑，轴承所承受的径向力Fr?Fttan??3201.349?tan20??1165.196N，法向作用力：Fn?Ft3201.349??3406.8N，转速n?360r/min，运行期间有冲击，?cos?cos20轴颈处最小直径d?34mm，寿命要求Lh'?30000h。

依照以上要求以及轴的设计，采用NU212E型轴承，并进行校核验算。

2 8

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每一个轴承承受的径向负荷为：Fr?Fttan??3201.349?tan20??1165.196N 考虑到齿轮选取的为直齿圆柱齿轮，故可略去附加的轴向力；与此同时，由于轴承的成对使用，其径向负荷引起的内部轴向力S能反向消除，故轴向的总负荷等于0。

计算所得平均径向负荷为：

Frm?Fr3?'2352?K?3201.349?3?0.5?1030.289N ??360360?p平均轴向负荷：Fam?0

Lh1030000?3?3.42，当量动负荷：P?Frm?1165寿命系数：fh?.196N，

500500?速度系数：fn??331101003?33?0.47 n400fhfR3.42?1.8P??1165.196?15261.588N fn0.47所以 C?查询《机械设计基础课程设计》知30212型轴承额定动负荷：

Cr?89.8KN?15.262KN，经校验，满足设计要求。

第四章曲柄滑块机构

第4.1节曲柄滑块机构运动以及受力分析

4.1.1、曲柄滑块机构

画出曲柄滑块模型简图如下如图，其中L为连杆长度，S为滑块全行程， R为曲柄半径，SB为滑块的位移，起始点为滑块的下止点，α为曲柄转角，起

2 9

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始点为曲柄轴颈最低位置旋转相反的方向。根据下图中的几何关系不难推出

滑块位移计算公式：

???sB?R??1?cos????1?cos2???

4??对上式求时间t的微分，可求得滑块速度：

???VB?R??sin??sin2??

2??式中??R为连杆系数 L?为曲柄的角速度

图4-1曲柄滑块简易视图

对曲柄滑块机构进行受力计算时，连杆的作用力PAB一般能让其近似地取滑块的作用力P,因此

PAB?P

滑块导轨的反作用力为：

??rA?rB???Pn?P??sin???

L?? 3 0

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式中?为摩擦系数，??0.04~0.06；

rA、rB为连杆上、下支撑的半径

曲柄所传递的扭矩可以近似看作由两部分组成：①无摩擦机构所需的扭矩M0

② 由于存在摩擦而引起的附加扭矩M?，即

Mq?M0?M??Pm0?Pm??Pmq

式中m0为理想当量力臂

???m0?R?sin??sin2??

2??m?为摩擦当量力臂

m??????1???rA??rB?r0??

r0为曲轴支承颈半径

故曲柄滑块机构的当量力臂为：

??? mq?R?sin??sin2??????1???rA??rB?r0???2??曲轴的扭矩为：

?????Mq?Pmq?P?R?sin??sin2?????1??r??r?r???AB0?? ?2????将上述式子取P?Pg与???g，因此曲柄压力机所允许传递的最大扭矩为：

?????Mg?Pg?R?sin??sin2?????1??r??r?r???AB0?? ?2????

第4.2节曲柄轴的设计计算

3 1

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4.2.1、曲轴的大致结构示意图如下图所示

图 4-2 曲轴各尺寸参数图

4.2.2、曲轴强度校核计算

1. 曲柄轴设计的经验数据 支承颈直径d0为：

d0??4.4~5?Pg （mm）

式中Pg为给定的压力机标称压力（KN），Pg?400KN 取 d0?100mm。

按经验计算其他各部分尺寸如下表所示： 表4-1 曲轴各部分尺寸表

曲轴各部分尺寸名称 曲柄颈直径 支承颈长度 代号 da 经验数据 实际尺寸（mm） 140 200 ?1.1~1.4?d0 L0 ?1.5~2.2?d0 3 2

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曲柄两臂外侧面间的长度 曲柄颈长度 圆角半径 曲柄臂的宽度 曲柄臂的高度

2. 曲轴强度计算

曲轴的危险截面位于曲柄颈中央的Ⅰ截面与支承颈端部的Ⅱ截面之间。 Ⅰ截面处存在弯扭联合作用，考虑到扭矩比弯矩小得多，因此可略去因扭矩产生的应力。 弯矩：

MW?Lq?La?8r4Pg?280?150?8?10?800N?m?42000N?m

4Lq ?2.5~3.0?d0 ?1.3~1.7?d0 280 150 10 160 280 La r ?0.08~0.10?d0 ?1.3~1.8?d0 a h 弯曲应力及强度条件：

L???q?La?8r?Pg0.4dA3??280?150?8?10??400Pa?43.732MPa???140MPa ??3?90.4?140?10根据上述式子不难推出滑块上许用负荷：

0.4?1403?10?9?140?106??0.64N ?P??Lq?La?8r280?150?8?10Ⅱ截面有弯扭联合作用，但因其弯矩比扭矩小得多，因此仅计算扭矩即可。 扭矩：

Mg?Pgmgmg为公称当量力臂

mg?R(sinag?0.4dA3???

?2sin2ag)?100(sin60?0.2sin120)?45.682 故

Mg?400?45.68N?m?18272N?m

3 3

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剪切应力及强度校核：

??Pgmg0.2d03?18272Pa?46.78MPa?????100MPa

0.2?1253?10?9滑块上的许用应力：

?P??0.2d03???mg0.2?1003?10?9?100?106??437.828MPa

45.68考虑到疲劳与应力集中等因素，其许用应力应按如下式子进行计算：

?????sns?500MPa?140~200MPa ns????0.75????100~150MPa

式中 ?s——材料屈服极限，单位为MPa，材料选取40Cr调质处理，

?s?500MPa；

ns——安全系数，取2.5~3.5。 4.2.3、曲轴刚度的计算

曲轴刚度计算用摩尔积分法计算曲柄轴中部的挠度。

Pg?111?33333y?2r?b???2r???4r?b???2r?b??? ?2r???????3J??2E?3J13J2?32?La?4r?b??2????2r?b????4r?b????mm? 2J3?2???????因首项

13?2r?很小，几乎可略去不计，因此简化后公式如下： 3J1y?Pg?11?3333??2r?b?2r?4r?b???2r?b??? ???????3J??2E?3J2?32?La?4r?b??2????2r?b????4r?b???mm?0.172mm 2J3?2???????KN; 式中 Pg——给定的压力机标称压力，单位 3 4

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E——弹性模量，对钢曲轴E?2.1?1011(Nm2)；

曲柄臂、曲柄颈的惯性矩，单位mm4； J1、J2、J3——支撑颈、J1??d04

264?dA4J3?643ahJ2?J2??Fc??ahc212c——曲柄臂形心到曲柄颈形心的距离，单位mm

第五章机身设计

第5.1节机身类型

曲柄压力机机身主要分为两大类：开式机身和闭式机身。对于开式机身，

其三面都是敞开布置，操作简便，但其刚度较差，仅中小型压力机适合采用；而对于闭式机身，其两侧封闭，刚度较好，但是操作的便捷性不及开式压力机，其适用于中大型压力机和部分对精度有特殊要求的小型压力机。在此次反求设计中，考虑到设计的该型压力机吨位不大，且对精度要求控制并没有太高，故选择开式压力机机身。

第5.2节机身结构

对于开式压力机而言，其机身大致分为焊接以及铸造结构，考虑到吨位较大，且后期维护和经济性要好，初步选取铸造结构。对于铸造型结构，实际应用中多采用HT200

灰口铸铁来进行铸造。HT200供应源广且充足、价格合适，且能较好地消震。其缺点

主要在于质量较大，刚度不够理想。目前成批产生产采取该种铸铁。

对比于闭式压力机，开式压力机明显优点在于使用便捷，存在最关键的问题就是刚度不够理想，尤其是因角变形存在，能显著地影响工件的制造精度以及模具寿命。

3 5

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因此机身设计中最重要的点在于合理设计机身，并在此基础上提高刚度。

合理设计截面是提高压力机机身刚度的最佳途径。如下图图中的?????截面所示的通

常为危险截面。若要从结构型式上提高机身刚度以及降低角变形量，合理设计?????截面尺寸是及其重要的，采取的措施可包括增大截面的高度H，适量增加喉口壁厚b1等。

图 5-2-1 机身结构简图

第5.3节机身定型以及计算

一、计算原则

鉴于压力机的开式机身刚度是影响压力机加工性能的关键点，因此按刚度进行设计是正确的选择，然而考虑到刚度运算过程过于繁琐，且其计算需在机身整体外形设计完成后方可开始。因此，考虑到设计的便捷性，首先采取强度设计，之后再采取刚度校核。

当进行强度计算时，为充分考虑机身自身刚度，其许用应力取值当略微降低。在保证可行的制造条件以及规范的使用条件下，压力机机身不会因强度不足而导致损坏的。所以，只需计算危险截面?????即可。

二、强度计算

3 6

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将压力机机身近似类比为承受偏心作用的杆系，那么?????截面（见图5-2-1）上会承受弯矩M与拉力P的共同作用。

其弯矩M为：

M?Pg(C?yc)

式中Pg——公称压力（单位KN）

内缘的距离，即喉口深度 C——滑块中心线到喉口 yc——喉口到截面形心的距离 故最大应力为：

PMy?L'??e

FJPM(H?ye) ?y'??FJ式中 ?L'——计算最大拉应力

?y'——计算最大压应力H——危险截面的高度 F——危险截面的面积

J——危险截面的惯性矩 开式机身的计算应力如下表所示

机身材料 表 5-3-1

危险截面计算应力 ?L' 224 ?y' 230 HT200

开式压力机危险截面尺寸如下表：

3 7

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压力机型 H 号或吨位 400KN 800 175 200 b1 h1 a b b2 h2 B C 60? 30 130 60 380 290 表 5-3-2

三、刚度校核

当强度计算并且机身零件图绘制完成后，可开始刚度校核。下图即为

BC与CD分别穿过截面???、机身结构简图以及计算简图。其中AB、?????以及???????形心，J1、J2与J3分别为截面???、?????与???????的惯性矩。

依照《曲柄压力机》上关于摩尔积分法有，喉口处相对角变形：

221PgL111Pgsin?L3????PgL1L2?EJ12EJ2EJ32PgL122L1L2L32sin??(??)2EJ1J2J3

式中 Pg——公称压力（单位KN）

机身核算简图如下：

3 8

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a) b)

图 5-3-3

a—结构简图 b—校核简图

截面宽 面 积 bi序高 hi面积 Fi各块面积面积与形心坐标乘积各块面积形心至整个危险截面形心的距离 Fiai2各块面?cm??cm? ?cm?2 积对本4形心坐标 yi号 Fiyi ?cm? 身形心的惯性矩 ?cm? ?cm? 3ai?yC?yi bihi3Ji?12?cm? 1 Ⅱ—Ⅱ 2×17.5 22 770 11 8470 13 130130 82013 276?cm? 431057 2 2×3 3 2×75 6 450 120 37.5 72 16875 8640 13.5 48 210938 360 3 9

毕业设计（论文）专用纸

10 合计 Yc?480 1340 33985 488623 242355 ?Fy?Fiii?33985?26.06cm 1304M?400?103??290?10?3?260.6?10?3?N?m?440480N?m

危险截面惯性矩：

24J??Ji??Faii?242355?488623?730978cm

危险截面截面积：

F??Fi?1340cm2 危险截面最大计算拉应力：

MYc400?103440480?26.26?10?26?L????P?22?10Pa?22MPaa?4?8FJ1340?10730978?10'Pg

最大实际拉应力：

?L?K1K2?L??????MPa?

式中 K1——截面形状系数，通常取1.3~1.4，K1?1.35；

K2——动载系数，通常取1.5；

???——许用系数?MPa?，对于钢板，????80~120?MPa?。

?L?1.35?1.5?22?106Pa?44.55MPa????

危险截面最大压应力：

M?C?Yc?440480??0.29?0.26?800?1036?y?????4.17?10Pa?4.17MPa???y??4?8??FJ1340?10730978?10Pg 式中 ?（单位MPa)，对于钢板???y????40~60?MPa。 ??y??——许用压应力

结论

毕业设计即将结束，回顾此次毕业设计，感慨良多。

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