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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
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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
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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。
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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
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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