1、摘要曲柄压力机广泛应用于冲裁，弯曲，校正，模具冲压等工作。本次设计的为开 式固定台式中型，公称压力为1600KN曲柄压力机。本设计主要进行该曲柄压力机曲柄滑块工作机构的设计。在设计中，首先根据该压力机要保证的主要技术参数一一公称压力、滑块行程等，初步估算曲柄，连杆,滑块，导轨相关尺寸，然后分别对其进行校核，修正，最终确定各零部件尺寸；进 行装模高度调节装置设计，并最终完成该曲柄滑块工作机构设计。关键字：公称压力；曲轴；连杆；导轨；调节装置目录第一章 曲柄压力机的工作原理及主要参数 11.1压力机技术参数 11.2曲柄压力机的工作原理 11.3曲柄压力机工作的特点 21.4曲柄形式21.4.1、

2、曲轴驱动的曲柄滑块机构 31.4.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构 41.4.3、曲拐驱动的曲柄滑块机构 41.5.4、偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 41.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路 6第二章 曲柄滑块机构的构成及相关分析62.1压力机曲柄滑块机构的构成 62.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。 72.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系 72.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系82.3曲柄压力机滑块机构的受力分析 92.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 92.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析 10第三章装模高度调节装置总体设计 133.1装模高度调节设计

3、及电动机的选定 133.1.1装模高度调节装置构成及工做原理 133.1.2调节装置电动机选定 错误！未定义书签。第四章 齿轮传动错误！未定义书签。4.1齿轮传动的介绍错误！未定义书签。4.1.1齿轮在应用的过程中对精度有以下的要求 错误！未定义书签。4.2直齿轮传动错误！未定义书签。4.2.1齿轮参数确定错误！未定义书签。4.2.2 ,齿轮的尺寸初步计算错误！未定义书签。4.2.3齿轮的强度校核 错误！未定义书签。第五章 曲柄压力机滑块机构的设计与计算 145.1曲轴的设计与计算 145.1.1选定轴的材料145.1.2估算曲轴的相关尺寸 145.1.3设计轴的结构并绘制结构草图155.1.

4、4 校核轴劲尺寸 155.1.5曲轴的危险阶面校核 165.2连杆和调节螺杆的设计 175.2.1 连杆和调节螺杆初步确定 175.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸 185.4导轨的设计205.5蜗杆蜗轮传动的计算错误！未定义书签。5.5.1蜗杆传动的特点错误！未定义书签。5.5.2蜗杆蜗轮的材料 错误！未定义书签。5.5.3蜗杆蜗轮尺寸的计算 错误！未定义书签。5.5.4核算蜗轮弯曲应力错误！未定义书签。5.5.5核算蜗杆接触应力：错误！未定义书签。第六章轴承的选用及紧固件的选用错误！未定义书签。6.1滑动轴承选用与校核错误！未定义书签。6.1.1连杆大端滑动轴承选用与校核错误！未定义书签。6

5、.1.2曲轴颈上滑动轴承选用与校核错误！未定义书签。6.2滚动轴承选用与校核 错误！未定义书签。6.2.1求比值： 错误！未定义书签。6.2.2求相对应轴承轴向载荷的 e值与Y值错误！未定义书签。6.3坚固件的选用 错误！未定义书签。6.3.1紧固件的选用原则 错误！未定义书签。6.3.2螺栓的选用 错误！未定义书签。第七章 总装设计错误！未定义书签。7.1过载保护装置错误！未定义书签。7.1.1液压式过载保护装置 错误！未定义书签。7.2润滑系统错误！未定义书签。考3C献错误！未定义书签。致谢错误！未定义书签。曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计图1-1第一章曲柄压力机的工作原理及主要参数1.1

6、压力机技术参数压力机的主要技术参数能反映出压力机的工作能力、所能加工工件的尺寸范围、有关生产率等 指标。此次设计的是开式固定台式中型压力机，设计的技术参数如下：公称力1600 kN公称力行程6 mm滑块行程 140mm滑块行程次数40次/min最大装模高度 350 mm装模高度调节量110 mm滑块中心到机身距离380 mm工作台尺寸（前后X左右）710 X 1120 mm工作台板孔尺寸220 mm工作台板厚度130 mm滑块底面尺寸（前后X左右）420 X 560 mm模柄孔尺寸（直径X深度） 65 X 90 mm立柱问距640 mm1.2曲柄压力机的工作原理.曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机

7、械，其工作原理是电动机通过三角带把运动传给大皮带轮， 再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为 连杆的上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能 进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由丁工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合 器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很 短，大部分时间为无负荷的空程时间。 为了使电动机的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮 本次曲柄压力机的设计中，大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。工作原理图如下图：22小皮带轮离合藩制动器大皮带轮

8、小齿轮（偏A ）大齿轮偏心齿箱连杵清块垫扳匚作台图1-21.3曲柄压力机工作的特点刚性传动，滑块运动具有强制性质a. 上下死点、运动速度、闭合高度等固定一一便丁实现机械化和自动化b. 定行程设备一一自我保护能力差，工作时形成封闭力系a. 不会造成强烈冲击和振动b. 不允许超负荷使用，一个工作循环中负荷作用时间短，主要靠飞轮释放能量a. 工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击b. 不能够超能量使用1.4曲柄形式曲轴驱动的曲柄滑块机构偏心轴驱动的曲柄滑块机构曲拐驱动的曲柄滑块机构偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构(a)曲轴式3(b)偏心轴式(d)偏心齿徐式(c)曲拐轴式图1-31 一支承颈；2 一 曲柄臂；3

9、一曲柄颈；4一连杆；5 一曲拐颈；6 一心轴；7 一偏心齿轮1.4.1、曲轴驱动的曲柄滑块机构工作原理：曲轴旋转时，连杆 作摆动和上、下运动，使滑块在 导轨中作上、下往复直线运动。特点：曲轴双端支承，受力 好;滑块行程较大，行程不可调。 大型曲轴锻造困难，受弯、扭作 用，制造要求高。适用范围：主要用丁较大行 程的中小型压力机上。图1-4 JC23-63压力机的曲柄滑块机构结构图1、打料横梁2、滑块3、压塌块4支承座5、盖板6、调节螺杆7、连杆体8、轴瓦9、曲轴10、锁紧螺钉11、锁紧块12、模具夹持块1.4.2、偏心轴驱动的曲柄滑块机构工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈的外圆中心以偏心轴中心为圆

10、心做圆周运动，带动连杆、 滑块运动。特点：曲轴颈短而粗，支座间距小，结构紧凑，刚性好。但偏心部分直径大，摩擦损耗多, 制造比较困难。适用范围：主要用丁行程小压力机上。1.4.3、曲拐驱动的曲柄滑块机构工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套 的外圆中心以曲拐轴的中心为圆心做圆 周运动，带动连杆、滑块运动。特点：曲拐轴单端支承，受力条 件差；滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈 端面有刻度）。便丁调节行程且结构简单, 但曲柄悬:伸刚度差。适用范围：主要用丁中、小型压力机 上图1-5 JB21-100压力机的曲柄滑块机构结构图1、滑块2、调节螺杆3、连杆体4、压板5、曲拐轴6、偏心套1.5.4、偏心齿轮驱动的曲

11、柄滑块机构工作原理：偏心齿轮在芯轴上旋转时，其偏心颈就相当丁曲柄在旋转，从而带动连杆使滑块上 下运动。特点：偏心齿轮芯轴双端支承，受力好；偏心齿轮只传递扭矩，弯矩由芯轴承受；受力情况比 曲轴好，芯轴刚度大。结构相对复杂，但铸造比曲轴锻造容易解决。适用范围：常用丁大中型压力机上。图1-6J31 - 315压力机曲柄滑块机构结构示意图1.连杆体；2.调节螺杆；3.滑块；4.拨块;5.蜗轮;6.保护装置；7.偏心齿轮；8.心轴；9 . 电动机；10.蜗杆(b)(a)图1-7用偏心套调节行程示意图O-主轴中心 A-偏心轴销中心 M-偏心套外圆中心1.4.5各种结构的区别及最终确定设计设计思路 曲轴式压

12、力机行程不可调； 偏心轴式、偏心齿轮式和曲拐式压力机的行程可设计成可调节结构； 设备总体结构曲拐式更美观。经过上面的分析，我选择设计成曲折开式固定压力机压力机。第二章曲柄滑块机构的构成及相关分析2.1压力机曲柄滑块机构的构成由丁压力机要求滑块作往复直线运动，而为动力的电动机却是作旋转运动，因此，需要一套机 构,将旋转运动变为直线往复运动。下图中的结构就是完成这部分工作的重要部分曲柄滑块机构。图2-1由本图知采用一套曲柄连杆，它对滑块只有一个加力点，因此常称做单点式曲柄压力机， 这是中小型压力机广泛采用的形式。当工作台左右较宽时，也常采用两套曲柄连杆，这时它们对滑 块有两个加力点，叫双点压力机，

13、对丁左右前后都较宽的压力机也可采用四套曲柄连杆，相应的滑块有四个加力点。曲轴中心到曲柄颈中心的距离， 这个距离通常叫做曲柄半径，它是曲柄压力机的一个重要参数, (有关曲轴的部分第四章详述)。有时小型压力机，可能用偏心轴代替曲轴，同样偏心轴也可以将 旋转运动转变为滑块的直线往复运动。2.2曲柄压力机滑块机构的运动规律分析。本次设计压力机工作机构采用是曲柄滑块机构，A点表示连杆与曲轴的连结点,B点表示连杆与滑块连接 点,AB表示连杆长度.滑块的位移为so a为曲柄的转 角。习惯上有曲柄最底位置(相当丁滑块在下死点处)： 沿曲柄旋转的相反方向计算。其运动简图如下图所示.,2.2.1滑块的位移和曲柄转

14、角之间的关系 滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为s =(R L) -(Rcosa Lcos ：)Rsina 而sin -L人R一令一=九贝U sin & = %sin aL而cos ： = 1 -sin2 '所 以c ： os2图2-2代入 s =(R +L) -(Rcosa + LcosB)整理得:s =R(1 cosa) (1-、1- 2sin2a)九代表连杆系数。通用压力机一股在0.10.2范围内.故上式整理后得:s = R(1cosa) (12cos2a) 4式子中s 滑块行程.(从下死点算起)a曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正.R曲柄半径乳连杆系数L

15、连杆长度(当可调时取最短时数值)因此，已知曲柄半径R和连杆系数舄时，便可从上式中求出对应丁的不同 a角的s值.有余玄定 理知R2 (R L -S)2 -L2cos a =2 R (R L -S)2.2.2滑块的速度和曲柄转角的关系求出滑块的位移与曲轴转角的关系后，将位移s对时间t求导数就可求得到滑块的速度v.即：ds ds dav = 一 = 一 ,一 dt da dtv = ' R i： 1 - cosa 1 - cos2a i dt . _4、_ll dt_ .， . - dav = R Isin a sin 2a -2 dt方da而=-dt所以 v =，*R i sin a si

16、n 2a2式中v滑块速度。曲柄的角速度乂因为.=_2 =0.105n30所以 v =0.105nRisin a sin 2a2式中n曲柄的每分钟转数从上式可看出，滑块的速度V是随曲柄转角a角度变化的。在a=0时V=0 , a角增大时V随之 显著增大；但在a=75°90°之间时,V的变化很小，而数值最大.因此常常近似取曲柄转角a=900的滑 块的速度当作最大速度。用Vmax表示即( > )Vmax =0.105nR sin900 + 一 乂 sin1800max I 2 JVmax =0.105nR上面公式表明，滑块的最大速度与曲柄的转速n,曲柄半径R成正比，n越高，R

17、越大，滑块的最大速度Vmax也越大。本压力机滑块的最大速度Vmax=0.105nR(sin900 + 入 /2 Xsin180 0 )=0.105X40X70=294mm/s2.3曲柄压力机滑块机构的受力分析判断曲柄压力机滑块机构能不能满足加工需要除了它的运动规律是否符合要求外，还有很重要 的一点就是要校核它的强度。而进行强度校核之前必须首先正确的将曲柄压力机滑块机构的主要构 件进行力学分析。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析I图2=3忽略摩擦和零件本身重量时滑块的受力情况如图2-3所示。其中P1料抵抗变形的反作用力，N导轨对滑块的约束反力，Pab对滑块的约束反力，这三个力交丁

18、 B,组成一个平衡的汇交力系。根据力的平衡原理，从力三角形中可以求得P1、N、Pab之间关系如下：Pab=P/cos'N=Ptan'有上式知 SinP=Sina 当a=900时，?取到最大值一般曲柄压力机，丸0.3,负荷达到公称压力时的曲柄转角仅30度左右。因此可近似认为：Cos : =1tan : =sin : = , sina上面两式便成为:N= Rsina例如求公称压力角=25°时，曲轴上齿轮传递的扭矩M 0因为在 =25°时，滑块能承受的最大负荷是160吨,所以坯料抵抗变形的反作用力pi也允许达到这个数值,即 p1=1600KN=1600000NR=

19、70mm =0.0874 0.09可查表 2-2 得sin 8 +土 sin 28 =0.45712因此在不考虑摩擦时齿轮传动的扭矩为：M0=p1R(sin9 +入 /2sin 9 )M0=1600000X0.07X0.4751M0=52311N上面，我们在分析连杆、滑块受力和曲轴所需传递的扭矩的过程中，都没考虑各活动部位的摩擦. 这种处理问题的方法，对丁分析连杆和滑块受力，来说,误差很小.且简化了计算公式，完全可应用. 但是，在计算曲轴所需传递的扭矩时，不考虑摩擦的影响，却会带来较大的误差，因此计算时，应考滤 由丁摩擦所增加的扭矩M.2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析曲柄滑块

20、机构的摩擦主要发生在四处：1) .滑块导向面与导轨之间的摩擦.如下图所示，摩擦力的大小等丁滑块对导轨的正压力，与摩擦 系数的乘积，摩擦力的方向与滑块的运动方向相反.工作行程时，滑块向下运动，导轨对滑块的摩擦 力朝上，形成对滑块运动的阻力.2) .曲轴支承劲d。与轴承之间的摩擦.轴旋转时，轴承对轴劲的摩擦力分布在轴劲工作面上，这 些摩擦力对轴颈中心。形成与轴旋转方向相反的阻力矩.它可近似的按下式计算：'''0 = Mb M此22lTRR2）牛2由丁小齿轮的作用力Pn远小丁 p'ab，所以可以认为两个支反力的和R+R2&PAB是上式可变为：M由p1虫23)

21、曲轴颈与连杆大端轴承之间的摩擦，它和上一种摩擦相同，也形成阻力矩，且可按下式计算：一 dA 一 dAM"Pab 着Pf224) 连杆销与连杆小端轴承能够之间的摩擦.它也形成阻力矩：,'dB , dBM 化逆PabH/R 22根据能量守包的原理，曲轴所需增加扭矩在单位时间内所做的功。等丁克服各处磨擦所消耗的功率。即：M 广.mN、b M M .A RL M .B AB vj式中：切一曲柄的角速度；VB-滑块的速度；dr砰L 曲柄和连杆的相对角速度，切RL =df生泸一连杆的摆动角速度，° AB = &V =31 _(0 +P )所以可以求得 砰L的绝对值为：与

22、RL =切+ ®ab将上式代入，并取cos E =1 ,经整理后得由丁摩擦使曲轴所增加的扭矩为：M =1 |do+(1+7wCOs8)dA+dBcos8+2Rsin8'sin8+£sin281现以所设计的曲柄压力机2 _ 0A B2的曲柄滑块机构为例，来分析上式中方括号内的值.有该曲柄压力机的参数如下= 0.0874da=250mmR=70mmdB =110mmd0 = 185mmd01，cos)dA' dB cos -代入式子M广也、 ”赤 八) 中求得方括号内的值，即2 乳Rsin 臼sin 6 十一sin 2II 2 J2M j *的值如下:JPi00

23、2004006008009002M i684.9681.61 679.95 673.90 661.30 649.40JPi从以上可以看出，的的值随曲柄转角0而变化，但变化较小，在近似计算中，可以将 外看PiPi作不随B变化的常数，并取其相当丁 0=00时的值.因此，上式可简化为MLEo + O + GdA+AdB2已知 p1 =160吨=1600000N :=0.0874 ： 0.09d0 = 185mm da=250mm0.05 1600000dB =110mm185 (1 0.0874) 4500.0874 110M m=27400N，m与不记摩擦的扭矩比较，M *M。的0.47倍 最后的

24、到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩=P1R(si sin2) d0 (1- 罚dA 一 "22以上式子中：R曲柄半径；9曲柄的转角；九连杆系数；卜一一摩擦系数，一般取0.05d0曲轴支承颈的直径dA曲轴颈的直径dB连杆销的直径图2-4P1坯料抵抗变形的反作用力第三章装模高度调节装置总体设计3.1装模高度调节设计及电动机的选定3.1.1 装模高度调节装置构成及工做原理为了使压力机适应丁不同高度的模具，和便丁模具的安装和调正整，曲柄压力机的连杆及封闭 高度应是能调的.本压力机采用的电动机驱动的一级传动机构来代替人力 ，调节螺杆螺纹来调节连 杆的长度,达到调节装模高度目的.其传动采用蜗杆蜗轮.

25、如下图所示：图3-1有上图可知连杆不是整体的，而是有连杆体和调节螺杆所组成.调节螺杆下部与滑块相联接 连杆替上部的轴瓦与曲轴相联结.为了有效的防止调节螺杆的松动，在蜗杆轴上安装了一套放松装 置.该装置的结构和工作原理如下:大圆锥齿轮的内孔空套在蜗杆轴上，其轮毂右端面铢有牙齿，并 与空套在蜗杆轴上的轴套左端面相配.调节电动机经过蜗杆蜗轮，带动调节螺杆旋转，从而改变连杆的长度和调节封闭高度.连杆上段 和调节螺杆之间的螺纹连接依靠传动中的摩擦阻力来防止松动.调节螺杆上端还装有撞杆，当螺杆调节到上或下极限位置时，撞杆分别与安装在连杆上段的两个行程开关相碰，调节电动机自行停车，这时只有按下使调节螺杆向另

26、一方向旋转的按扭，调节电动机才能启动，用以防止调节电动机过载 或避免调节螺杆旋出过长.查机械传动与曲柄压力机表 6-6,参考其设计参数，确定本曲柄压力机高度调节装置的相关 参数如下:电动机 P=1.5 千瓦 n=750r/min传动级数1 级总传动比i=54第五章曲柄压力机滑块机构的设计与计算5.1曲轴的设计与计算5.1.1选定轴的材料曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高，查阅相关手册，参考同类型的曲柄压 力机曲轴常用材料，暂定为45钢锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理。锻造比取为3。根据曲 柄压力机内设计步骤，经验公式先初步决定曲轴的相关尺寸。5.1.2估算曲轴的相关尺寸d

27、0 =4.5 布=4.5.1600 = 180mmcIa=1.2 d°=1.2 180=216mml0 =2d0 =2 180 =360mml-2.7 d0 =2.7 180 =486mm qla =1.5 d0 =1.5 180 =270mmr =0.09页=0.09 180 =16mma =1.5 d0 =1.5 180 =270mmR =0.45 d0 = 0.45 180 = 81mm5.1.3设计轴的结构并绘制结构草图中型压力机多采用双边传动，以减小扭距，和传动齿轮摸数.中型压力机压力角ag=20°，为了保证曲柄强度，lq圆整为500mmq5.1.4 校核轴劲尺寸

28、有 dA =31(|q Ta 8r)Pg30.1 U 71(500 -270 - 816)160040.1 IJ1128 16004=242mm0.1 10000000故重新圆整后取 dA =250mm-S0200由 R = =100mm22根据通用压力机A 一般取植范围在0.10.3之间.由总体结构设计，初步选取人=0.121由 mq = R (sin a sin 2a)(1"，)dA” « dB d0q22当 ag =a=20° 时，查表得 sin a + -sin 2a = 0.3806g2dB为连杆销直径，由公式dB =2.7庙 =2.7乂而无= 108m

29、mdA = 250mm 圆整后取dB=110mnR有卜=0.045 计算 叫d0 = 180mm1_mq =100 0.3806 ; 0.045 (1 0.12) 250 0.12 110 200= 38.06 11.475= 48.707Q 1600 48.707ch =3,5 =0.173m =173mm 0.2 750 10圆整后d0=180mm这与最初的估计植相同，不需更改计算结果.有以上计算，考虑曲轴上零件的装配，和轴承的选用，确定曲轴的形状如下图所示：图5-15.1.5曲轴的危险阶面校核曲轴的变形及载荷分布如下图所示IL/1a)曲轴变形情况(b)曲轴开始查形前瞬时觐荷情况(c)曲轴

30、虔形曲线(d)曲袖变形后载荷情况图5-2图5-3曲轴A A截面扭距等由丁采用双边传动,因此B-B截面扭距为连杆所传递的扭距的一半在B B截面0.4d03 0.4 0.18 750 10550 10圣F=Mq=4800000N 1600000N在A A截面ri_n 0.4d3A 0.4 0.253 1000 105.:F '._3lq -la 8r (500-270 8 16) 10=1745810N 1600000有以上的计算可知所设计的曲轴尺寸合适，材料能满足要求5.2连杆和调节螺杆的设计参考同类型的曲柄压力机调节螺杆的设计常用材料，查阅相关资料，初定材料为QT45-5.根据机器结构

31、设计，本压力机采用连杆销传力的调节螺杆.5.2.1连杆和调节螺杆初步确定1）调节螺杆的具体尺寸根据手册经验公式，初步估算如下:dB =2.7 不=2.7 .00 = 108mmb =1.45 dB =1.45 108 =157mm曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计d3 =3.2 dB =3.2 108 = 346mmL2 =2.75 dB =2.75 108 =297mmL3 =2.9 dB =2.75 108 =314mmd0 E.6 dB =1.6 108 =173mmd2 =0.5 d0 =0.8 173 : 87mmH1 =1.1 d0 =1.1 173 =190mm2 ）连杆尺寸的初步

32、确定；有前面算得连杆总长为 L=840mm行曲轴的尺寸确定连杆与曲轴相接处的大端宽为 B=252, 内径为268mm有调节螺杆的初步尺寸，确定小端的厚为200mm中心孔直径为108mm壁厚为40 60mm其余次要尺寸参考同类型的压力机连杆尺寸确定.详细如图所示5.2.2校核调节螺杆的和连杆尺寸1）有以上计算知螺杆内孔直径 d2 =87mm螺杆直径d°=173mm*。1732-0.0862) = 0.0174m2P0min1600 1030.0174= 91954022N/MPb124选用的材料5y=1200 X105故合适。2）校核连杆大小端支撑的压强大端的支撑压强：已知 dA =

33、250mmLA = 270mmPa =31600 100.25 0.27= 23.7MPa : p =25MPa大端轴瓦材料为铅宵铜zcupb630 P=25MPa合乎要求。小支撑的压强：有 dB =108mmLB1 =157mm31600 100.108 0.157= 94.36MPa曲柄压力机的曲柄滑块工作机构设计3）对丁调节螺杆上的销孔已知 dB =108mmLb2 =d3 九=346 157 =189mm=78.38MPa1600 103P B2 =0.108 0.189调节调节螺杆材料用QT45-45P=125Mmpa故合乎要求。4）校核调节螺杆螺纹的强度螺距 s =10mmd0 = 173mmd1 =161mmh = 0.8s = 8mm29乂已知 H=190mm则1.5pABS(d° -d) 1.5 1600 103 0.01