J23-63型曲柄滑塊壓力機(jī)設(shè)計(jì)【說明書+CAD】
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摘 要
曲柄壓力機(jī)是通過曲柄滑塊機(jī)構(gòu)將電動(dòng)機(jī)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)換為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)，對(duì)胚料進(jìn)行成行加工的鍛壓機(jī)械。曲柄壓力機(jī)動(dòng)作平穩(wěn)，工作可靠，廣泛用于沖壓、擠壓、模鍛和粉末冶金等工藝。其結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，性能可靠。
關(guān)鍵詞：壓力機(jī)，曲柄機(jī)構(gòu)，機(jī)械制造
Abstract
Crank pressure machine is pass crank a slippery piece organization to revolve electric motor conversion for slippery piece of straight line back and forth sport, Carries the formed processing to the semifinished materials the forging and stamping machinery. The crank press movement is steady, the work is reliable, widely uses in crafts and so on ramming, extrusion, drop forging and powder metallurgy. Its structure is simple ,the ease of operation , the performance is reliable .The coupling part uses the rigidity to transfer the key type coupling, the use service is convenient.
Keywords: pressure machine, crank organization, machine manufacturing
目 錄
摘 要 1
Abstract 1
第一章 緒論 3
1.1曲柄滑塊壓力機(jī)簡介 3
1.2設(shè)計(jì)的目的 5
1.3研究內(nèi)容 5
1.4設(shè)計(jì)步驟 6
1.5基本設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)的確定 6
第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和受力分析 7
2.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu) 7
2.2曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析 9
2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系 9
2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系 10
2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 11
2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 11
2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析 12
第三章 曲柄滑塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 15
3.1曲柄軸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 15
3.2曲軸強(qiáng)度計(jì)算 16
3.3曲軸剛度計(jì)算 17
3.4調(diào)節(jié)螺桿計(jì)算 18
3.5軸承計(jì)算 19
第四章 大連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 20
4.1連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu) 20
4.2連桿的計(jì)算 21
4.3連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度計(jì)算 22
4.4調(diào)節(jié)螺桿的螺紋 23
4.5調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計(jì)算 24
4.6連桿上的緊固螺栓 24
第五章 滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì) 24
5.1滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu) 25
5.2滑動(dòng)軸承的計(jì)算 25
第六章 滑塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 27
第七章 機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì) 28
7.1傳動(dòng)系統(tǒng)分析 28
7.2 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 29
7.3齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 32
7.4 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì) 34
7.5 平鍵連接 38
7.6 滾動(dòng)軸承的選擇 39
總 結(jié) 41
參考文獻(xiàn) 42
1.1曲柄滑塊壓力機(jī)簡介
壓力機(jī)是用來對(duì)放置于模具中的材料進(jìn)行壓力加工的機(jī)械，具有用途廣泛，生產(chǎn)效率高等特點(diǎn)，壓力機(jī)可廣泛應(yīng)用于切斷、沖孔、落料、彎曲、鉚合和成形等工藝。
機(jī)械壓力機(jī)工作平穩(wěn)、工作精度高、操作條件好、生產(chǎn)率高，易于實(shí)現(xiàn)機(jī)械化、自動(dòng)化，適于在自動(dòng)線上工作。機(jī)械壓力機(jī)在數(shù)量上居各類鍛壓機(jī)械之首。
機(jī)械壓力機(jī)的規(guī)格用公稱工作力（千牛）表示，它是以滑塊運(yùn)動(dòng)到距行程的下止點(diǎn)約10～15毫米處（或從下止點(diǎn)算起曲柄轉(zhuǎn)角α約為15°～30°時(shí)）為計(jì)算基點(diǎn)設(shè)計(jì)最大工作力。曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖如圖：
圖：曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡圖
曲軸壓力機(jī)工作原理：機(jī)械壓力機(jī)工作時(shí)(圖2)[機(jī)械壓力機(jī)工作原理圖],由電動(dòng)機(jī)通過三角皮帶驅(qū)動(dòng)大皮帶輪（通常兼作飛輪）,經(jīng)過齒輪副和離合器帶動(dòng)曲柄滑塊機(jī)構(gòu),使滑塊和凸模直線下行。鍛壓工作完成后滑塊回程上行,離合器自動(dòng)脫開，同時(shí)曲柄軸上的自動(dòng)器接通，使滑塊停止在上止點(diǎn)附近。
每個(gè)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)稱為一個(gè)“點(diǎn)”。最簡單的機(jī)械壓力機(jī)采用單點(diǎn)式，即只有一個(gè)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。有的大工作面機(jī)械壓力機(jī)，為使滑塊底面受力均勻和運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)而采用雙點(diǎn)或四點(diǎn)的。本課題以單個(gè)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為研究對(duì)象。
機(jī)械壓力機(jī)的載荷是沖擊性的，即在一個(gè)工作周期內(nèi)鍛壓工作的時(shí)間很短。短時(shí)的最大功率比平均功率大十幾倍以上，因此在傳動(dòng)系統(tǒng)中都設(shè)置有飛輪。按平均功率選用的電動(dòng)機(jī)啟動(dòng)后，飛輪運(yùn)轉(zhuǎn)至額定轉(zhuǎn)速，積蓄動(dòng)能。凸模接觸坯料開始鍛壓工作后，電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)功率小于載荷，轉(zhuǎn)速降低，飛輪釋放出積蓄的動(dòng)能進(jìn)行補(bǔ)償。鍛壓工作完成后，飛輪再次加速積蓄動(dòng)能，以備下次使用。
機(jī)械壓力機(jī)上的離合器與制動(dòng)器之間設(shè)有機(jī)械或電氣連鎖,以保證離合器接合前制動(dòng)器一定松開,制動(dòng)器制動(dòng)前離合器一定脫開。機(jī)械壓力機(jī)的操作分為連續(xù)、單次行程和寸動(dòng)（微動(dòng)），大多數(shù)是通過控制離合器和制動(dòng)器來實(shí)現(xiàn)的?；瑝K的行程長度不變，但其底面與工作臺(tái)面之間的距離（稱為封密高度），可以通過螺桿調(diào)節(jié)。
1.2設(shè)計(jì)的目的
曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)是機(jī)械類專業(yè)和部分非機(jī)械類專業(yè)學(xué)生的一次較全面的機(jī)械設(shè)計(jì)訓(xùn)練，是機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程重要的綜合性與實(shí)踐性教學(xué)環(huán)節(jié),其基本目的是：
⑴通過曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實(shí)踐知識(shí)，培養(yǎng)分析和解決一般工程實(shí)際問題的能力，并使所說知識(shí)，得到進(jìn)一步鞏固，深化和擴(kuò)展。
⑵學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法，掌握通用機(jī)械零件，機(jī)械傳動(dòng)裝置或簡單機(jī)械的設(shè)計(jì)原理和過程。
⑶運(yùn)行機(jī)械設(shè)計(jì)基本技能的訓(xùn)練，如計(jì)算、繪圖，熟悉和運(yùn)用設(shè)計(jì)資料（手冊(cè)、圖冊(cè)、 標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算和數(shù)據(jù)處理等。
1.3研究內(nèi)容
內(nèi)容包括：選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào)，曲柄滑塊運(yùn)動(dòng)和受力分析，曲柄滑塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，大連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，并繪制裝配圖及零件圖，在設(shè)計(jì)中完成了以下工作：
1 曲柄滑塊壓力機(jī)裝配圖
2 零件工作圖五張（大連桿、軸、齒輪、曲軸、滑塊）
3 撰寫設(shè)計(jì)說明書一份
1.4設(shè)計(jì)步驟
它通常是根據(jù)任務(wù)書擬訂若干方案并進(jìn)行分析比較然后確定一個(gè)真確、合理的設(shè)計(jì)方案，進(jìn)行必要的計(jì)算和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，最后用圖紙表達(dá)設(shè)計(jì)結(jié)果，用設(shè)計(jì)書明書表示設(shè)計(jì)結(jié)果。曲柄壓力機(jī)的設(shè)計(jì)可按照以下所述的幾個(gè)階段進(jìn)行：
一、設(shè)計(jì)準(zhǔn)備：
1、分析設(shè)計(jì)任務(wù)書，明確工作條件，設(shè)計(jì)要求的內(nèi)容和步驟。
2、了解設(shè)計(jì)對(duì)象，閱讀有關(guān)資料，圖紙，觀察事物或模型以進(jìn)行減速器裝拆試驗(yàn)等。
3、熟悉機(jī)械零件的設(shè)計(jì)方案和步驟。
4、準(zhǔn)備好設(shè)計(jì)需要的圖紙，資料和用具，并擬定設(shè)計(jì)計(jì)劃等。
二、傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)
1、確定傳動(dòng)方案
2、計(jì)算電定機(jī)的功率，轉(zhuǎn)速，選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)
3、確定總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比
4、計(jì)算各軸的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)距
三、各級(jí)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)
四、壓力機(jī)裝配草圖設(shè)計(jì)
1、選擇比例尺，合理布置試圖，確定壓力機(jī)和零件的相對(duì)位置。
2、確定軸上立作用點(diǎn)及支點(diǎn)距離，減速器箱體，曲柄系統(tǒng)及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。
五、零件工作圖設(shè)計(jì)
①壓力機(jī)裝配圖 ②連桿零件圖 ③軸的零件圖
④齒輪零件圖 ⑤曲軸零件圖 ⑥滑塊零件圖
1.5基本設(shè)計(jì)技術(shù)參數(shù)的確定
項(xiàng)目名稱 單位 J23-63
公稱力 千牛 kN 630
公稱力行程 毫米 mm 4
滑塊行程 毫米 mm 130
行程次數(shù) 次 / 分 SPM 80
最大封閉高度 毫米 mm 320
封閉高度調(diào)節(jié)量 毫米 mm 70
工作臺(tái)板厚度 毫米 mm 65
立柱間距離 毫米 mm 275
工作臺(tái)板至導(dǎo)軌間距離 毫米 mm 370
工作臺(tái)板
前后 F.B. 毫米 mm 420
左右 L.R. 毫米 mm 630
工作臺(tái)孔尺寸
前后 F.B. 毫米 mm 150
左右 毫米 mm 300
直徑 毫米 mm 200
滑塊底面
前后 F.B. 毫米 mm 260
左右 L.R. 毫米 mm 300
模柄孔尺寸
直徑 毫米 mm 50
深度 毫米 mm 70
第二章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)和受力分析
2.1曲柄滑塊機(jī)構(gòu)
如圖1-1所示，L——連桿長度； R——曲柄半徑；S——滑塊全行程；——滑塊的位移，由滑塊的下死點(diǎn)算起；α——曲柄轉(zhuǎn)角，由曲柄軸頸最低位置沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向算起。從圖中的幾何關(guān)系可以得出滑塊位移的計(jì)算公式：
將上式對(duì)時(shí)間t微分，可求的滑塊的速度：
式中：——連桿系數(shù)；
——曲柄的角速度。
在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力計(jì)算中，連桿作用力通常近似地取等于滑塊作用力,即：
滑塊導(dǎo)軌的反作用力為：
式中：——摩擦系數(shù)，；
——連桿上、下支承的半徑。
曲柄所傳遞的扭矩可以看成由兩部分組成：無摩擦機(jī)構(gòu)所需的扭矩和由于存在摩擦所引起的附加扭矩，即：
式中：——理想當(dāng)量力臂；
——摩擦當(dāng)量力臂；
——曲軸支承頸半徑。
則曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的當(dāng)量力臂為：
曲軸扭矩為：
如果上式取和（——公稱壓力，——公稱壓力角），則曲柄壓力機(jī)所允許傳遞的最大扭矩為：
2.2曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律分析
本次設(shè)計(jì)壓力機(jī)工作機(jī)構(gòu)采用是曲柄滑塊機(jī)構(gòu), A點(diǎn)表示連桿與曲軸的連結(jié)點(diǎn),B點(diǎn)表示連桿與滑塊連接點(diǎn),AB表示連桿長度. 滑塊的位移為s。a為曲柄的轉(zhuǎn)角。習(xí)慣上有曲柄最底位置（相當(dāng)于滑塊在下死點(diǎn)處），沿曲柄旋轉(zhuǎn)的相反方向計(jì)算。
2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系
滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達(dá)為
而
令 則
而
所以
代入整理得:
代表連桿系數(shù)。通用壓力機(jī)一般在0.1~0.2范圍內(nèi).故上式整理后得:
式子中 s——滑塊行程.(從下死點(diǎn)算起)
a——曲柄轉(zhuǎn)角, 從下死點(diǎn)算起,與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正.
R——曲柄半徑
——連桿系數(shù)
L——連桿長度(當(dāng)可調(diào)時(shí)取最短時(shí)數(shù)值)
因此,已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時(shí),便可從上式中求出對(duì)應(yīng)于的不同a角的s值.有余玄定理知
2.2.2滑塊的速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系
求出滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系后,將位移s對(duì)時(shí)間t求導(dǎo)數(shù)就可求得到滑塊的速度v.即:
而
所以
式中 v———滑塊速度
———曲柄的角速度
又因?yàn)?
所以
式中 n———曲柄的每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)
從上式可看出,滑塊的速度V是隨曲柄轉(zhuǎn)角a角度變化的。在a=0時(shí) V=0 , a角增大時(shí)V隨之顯著增大；但在a=之間時(shí)，V的變化很小,而數(shù)值最大.因此常常近似取曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)作最大速度。用表示
即
上面公式表明，滑塊的最大速度與曲柄的轉(zhuǎn)速n，曲柄半徑R成正比，n越高，R越大，滑塊的最大速度Vmax也越大。
本壓力機(jī)滑塊的最大速度
2.3曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析
判斷曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)能不能滿足加工需要除了它的運(yùn)動(dòng)規(guī)律是否符合要求外，還有很重要的一點(diǎn)就是要校核它的強(qiáng)度。而進(jìn)行強(qiáng)度校核之前必須首先正確的將曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的主要構(gòu)件進(jìn)行力學(xué)分析。
2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析
忽略摩擦和零件本身重量時(shí)滑塊的受力情況。其中P1料抵抗變形的反作用力，N導(dǎo)軌對(duì)滑塊的約束反力，Pab對(duì)滑塊的約束反力，這三個(gè)力交于B，組成一個(gè)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P1、N、Pab之間關(guān)系如下：
有上式知 當(dāng)時(shí)，取到最大值
一般曲柄壓力機(jī)，，負(fù)荷達(dá)到公稱壓力時(shí)的曲柄轉(zhuǎn)角僅30度左右。因此可近似認(rèn)為：
上面兩式便成為：
例如求公稱壓力角時(shí),曲軸上齒輪傳遞的扭矩
因?yàn)樵跁r(shí),滑塊能承受的最大負(fù)荷是40KN,所以坯料抵抗變形的反作用力也允許達(dá)到這個(gè)數(shù)值,即P=40KN
可查表2-2得
因此在不考慮摩擦?xí)r齒輪傳動(dòng)的扭矩為:
上面,我們?cè)诜治鲞B桿、滑塊受力和曲軸所需傳遞的扭矩的過程中,都沒考慮各活動(dòng)部位的摩擦.這種處理問題的方法,對(duì)于分析連桿和滑塊受力,來說,誤差很小.且簡化了計(jì)算公式,完全可應(yīng)用.但是,在計(jì)算曲軸所需傳遞的扭矩時(shí),不考慮摩擦的影響,卻會(huì)帶來較大的誤差,因此計(jì)算時(shí),應(yīng)考濾由于摩擦所增加的扭矩.
2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析
曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的摩擦主要發(fā)生在四處:
1）.滑塊導(dǎo)向面與導(dǎo)軌之間的摩擦.如下圖所示,摩擦力的大小等于滑塊對(duì)導(dǎo)軌的正壓力,與摩擦系數(shù)的乘積,摩擦力的方向與滑塊的運(yùn)動(dòng)方向相反.工作行程時(shí),滑塊向下運(yùn)動(dòng),導(dǎo)軌對(duì)滑塊的摩擦力朝上,形成對(duì)滑塊運(yùn)動(dòng)的阻力.
2）. 曲軸支承勁與軸承之間的摩擦.軸旋轉(zhuǎn)時(shí),軸承對(duì)軸勁的摩擦力分布在軸勁工作面上,這些摩擦力對(duì)軸頸中心O形成與軸旋轉(zhuǎn)方向相反的阻力矩.它可近似的按下式計(jì)算:
由于小齒輪的作用力遠(yuǎn)小于,所以可以認(rèn)為兩個(gè)支反力的和 于是上式可變?yōu)?
3）曲軸頸與連桿大端軸承之間的摩擦,它和上一種摩擦相同,也形成阻力矩,且可按下式計(jì)算:
4）連桿銷與連桿小端軸承能夠之間的摩擦.它也形成阻力矩:
根據(jù)能量守恒的原理,曲軸所需增加扭矩在單位時(shí)間內(nèi)所做的功。等于克服各處磨擦所消耗的功率。即：
式中：—曲柄的角速度；
—滑塊的速度；
—曲柄和連桿的相對(duì)角速度，
—連桿的擺動(dòng)角速度，
所以可以求得的絕對(duì)值為：
而
將上式代入，并取=1，經(jīng)整理后得由于摩擦使曲軸所增加的扭矩為： 現(xiàn)以所設(shè)計(jì)的曲柄壓力機(jī)的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)為例,來分析上式中方括號(hào)內(nèi)的值.有該曲柄壓力機(jī)的參數(shù)如下:
R=80mm
代入式子中求得方括號(hào)內(nèi)的值,即的值如下:
684.9 681.61 679.95 673.90 661.30 649.40
從以上可以看出, 的值隨曲柄轉(zhuǎn)角而變化,但變化較小,在近似計(jì)算中,可以將看作不隨變化的常數(shù),并取其相當(dāng)于=時(shí)的值.因此,上式可簡化為
已知P=40KN
與不記摩擦的扭矩比較,
最后的到考慮摩擦后曲軸所需傳遞的扭矩:
以上式子中:
R——曲柄半徑;
——曲柄的轉(zhuǎn)角;
——連桿系數(shù);
——摩擦系數(shù),一般取0.05
——曲軸支承頸的直徑
———曲軸頸的直徑
—————連桿銷的直徑
————坯料抵抗變形的反作用力.
第三章 曲柄滑塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖：
3.1曲柄軸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
曲柄軸尺寸經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，支承頸直徑：
（mm）
式中：——壓力機(jī)公稱壓力（KN），
取 。
其他各部分尺寸見下表：
曲軸各部分尺寸名稱
代號(hào)
經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)
實(shí)際尺寸（mm）
曲柄頸直徑
140
支承頸長度
221
曲柄兩臂外側(cè)面間的長度
350
曲柄頸長度
190
圓角半徑
10
曲柄臂的寬度
160
曲柄臂的高度
210
3.2曲軸強(qiáng)度計(jì)算
曲軸的危險(xiǎn)截面為曲柄頸中央的Ⅰ—Ⅰ截面和支承頸端部的Ⅱ—Ⅱ截面。
Ⅰ—Ⅰ截面為彎扭聯(lián)合作用，但由于彎矩比扭矩大得多，故忽略扭矩計(jì)算出來的應(yīng)力。
彎矩：
彎曲應(yīng)力及強(qiáng)度條件：
由上式可以導(dǎo)出滑塊上許用負(fù)荷：
Ⅱ—Ⅱ截面為扭彎聯(lián)合作用，但扭矩比彎矩大得多，故可以只計(jì)算扭矩的作用。
扭矩：
剪切應(yīng)力及強(qiáng)度條件：
滑塊上許用應(yīng)力：
考慮疲勞和應(yīng)力集中的影響，許用應(yīng)力如下計(jì)算：
式中：——曲軸材料屈服極限（MPa），調(diào)質(zhì)處理，；
——安全系數(shù)，取。
3.3曲軸剛度計(jì)算
曲軸的剛度計(jì)算用摩爾積分法計(jì)算曲柄頸中部的撓度。
第一項(xiàng)很小，可以忽略，故簡化公式為：
式中：——壓力機(jī)公稱壓力（KN）;
——彈性模量，對(duì)鋼曲軸；
——支承頸、曲柄臂、曲柄頸的慣性矩（）；
——曲柄臂形心至曲柄頸形心的距離（mm）。
曲軸計(jì)算撓度與實(shí)測(cè)撓度見下表：
壓力機(jī)型號(hào)或噸位
計(jì)算撓度
實(shí)測(cè)撓度
J23-63
0.172
0.179
3.4調(diào)節(jié)螺桿計(jì)算
調(diào)節(jié)螺桿示意圖如圖：
?。?
取
⑴強(qiáng)度計(jì)算：
查表，45鋼（調(diào)質(zhì)熱處理）(1801~2200)，符合要求。
⑵調(diào)節(jié)螺桿螺紋計(jì)算：
采用特種鋸齒螺紋
尺寸
選用
3.5軸承計(jì)算
(1)曲軸軸承：
(2)連桿大端軸承：
(3)連桿小端軸承：
查表：有：
，，
所以可以選用。
第四章 大連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
4.1連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)
1、連桿蓋 2、連桿 3、調(diào)節(jié)螺桿 4、球頭壓蓋 5、球頭下座 6、滑塊 7、螺釘 8、鎖緊塊 9、鎖緊塊
由設(shè)計(jì)條件知連桿長度可調(diào)，就用改變連桿長度的方法改變壓力機(jī)的封閉高度。如圖4—3所示連桿和封閉高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)，這種連桿由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4連接。借扳手或用鐵棍撥動(dòng)棘爪轉(zhuǎn)動(dòng)球頭螺桿，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機(jī)的封閉高度。
4.2連桿的計(jì)算
⑴連桿的作用力:
單點(diǎn)壓力機(jī)：
2 確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗(yàn)公式：
球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗(yàn)公式見下表：
計(jì)算部位
代號(hào)
經(jīng)驗(yàn)公式
實(shí)際尺寸
球頭調(diào)節(jié)螺桿
mm
136
102
109
129
連桿
mm
179
243
⑶連桿總長度L的確定
確定連桿長度L時(shí)，應(yīng)根據(jù)壓力機(jī)的工作特點(diǎn)，結(jié)構(gòu)型式，精度和剛度要求等全面考慮。一般開式壓力機(jī)的連桿系數(shù),即連桿長度。
取，即
4.3連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度計(jì)算
連桿及因兩端有摩擦力矩存在，連桿及球頭調(diào)節(jié)螺桿受到壓應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的聯(lián)合作用，應(yīng)當(dāng)演算其危險(xiǎn)截面A—A的合成力使：
危險(xiǎn)截面的壓應(yīng)力：
式中：——連桿作用力（KN）;
——危險(xiǎn)截面A—A的面積（）；
危險(xiǎn)截面的彎曲應(yīng)力:
式中：
—危險(xiǎn)截面的截面模數(shù)，圓形截面；
—危險(xiǎn)截面的彎矩（N·m）：
式中：—摩擦系數(shù)，?。?
—曲柄軸頸同連桿下支承端軸頸的半徑（mm）；
X—危險(xiǎn)截面到連桿下支承軸頸中心的距離（mm），；
L—連桿的總長度（mm），對(duì)于長度可調(diào)的連桿。
球頭調(diào)節(jié)連桿常用45鋼鍛造，調(diào)質(zhì)處理HBS220～250，，球頭表面淬火，硬度為42HRC。連桿體采用ZG35,正火處理。
4.4調(diào)節(jié)螺桿的螺紋
調(diào)節(jié)螺桿的螺紋，常采用強(qiáng)度較高的特種鋸齒形螺紋和梯形螺紋。因?yàn)閴毫C(jī)是在重載情況下工作，故采用梯形螺紋，尺寸為M100×12。
4.5調(diào)節(jié)螺桿的螺紋計(jì)算
由于螺母的材料一般較調(diào)節(jié)螺桿差，同時(shí)標(biāo)準(zhǔn)梯形螺紋及特種鋸齒形螺紋的抗彎強(qiáng)度均比擠壓強(qiáng)度，剪切強(qiáng)度低，所以一般只計(jì)算螺母（即長度可調(diào)連桿的連桿體，或調(diào)節(jié)螺母）的彎曲應(yīng)力。
式中：、—螺紋的外徑和內(nèi)徑；
S—螺距；
H—螺紋最小工作高度，；
h—螺紋牙根處高度，對(duì)于梯形螺紋；
—連桿體或調(diào)節(jié)螺母螺紋的許用應(yīng)力，對(duì)鑄鋼ZG35，。
4.6連桿上的緊固螺栓
連桿上端分成兩部分，應(yīng)用緊固螺栓連接。緊固螺栓承受的載荷較為復(fù)雜，一般不予計(jì)算。查閱相關(guān)資料并參考，螺栓個(gè)數(shù)4個(gè)，螺栓直徑M24。
第五章 滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)
滑動(dòng)軸承承受沖擊載荷的能力強(qiáng)，主要用于曲軸的主軸承、連桿大小端支承等。如圖所示：
5.1滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)
5.2滑動(dòng)軸承的計(jì)算
選用牌號(hào)為的滑動(dòng)軸承，曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的滑動(dòng)軸承，速度較低，承受短時(shí)高峰負(fù)荷，軸承處在邊界摩擦的狀況下工作，設(shè)計(jì)中應(yīng)演算軸承軸瓦上的單位壓力p使：
式中：—軸承上的單位壓力（）；
—作用在該軸承上的壓力（N）；
—軸瓦的許用單位壓力（）；
—軸承的支承投影面積（），與軸承的結(jié)構(gòu)、尺寸相關(guān)。
5.2.1驗(yàn)算滑動(dòng)軸承的單位壓力p
曲軸支承軸瓦：
連桿大端軸承：
連桿小端軸承（球頭式）：
5.2.2滑動(dòng)軸承軸瓦上的速度
曲軸軸承的速度：
連桿大端支承處的速度：
式中：—曲軸軸承直徑（mm）；
—曲柄軸頸直徑（mm）;
—曲軸轉(zhuǎn)速（r/min），；
—連桿系數(shù)，。
驗(yàn)算值：
為防止發(fā)熱過于厲害，還應(yīng)驗(yàn)算它的值，即：
式中：——軸承上的單位壓力；
——軸承工作表面見的滑動(dòng)速度；
——許用的值，與材料有關(guān)。對(duì)材料，。
曲軸軸承：
連桿大端軸承：
第六章 滑塊結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
滑塊上部與連桿相連，下底面安裝上沖模，內(nèi)部有連桿，推料裝置，有的還要裝設(shè)封閉高度調(diào)節(jié)裝置，平衡裝置，保險(xiǎn)裝置等，是一個(gè)復(fù)雜的箱型結(jié)構(gòu)。它具有形式隨壓力機(jī)的用途，結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，公稱壓力大小，導(dǎo)軌形式等而改變。
滑塊的典型結(jié)構(gòu)如附圖所示：
滑塊導(dǎo)軌有關(guān)尺寸對(duì)照表如表：
開式壓力機(jī)導(dǎo)軌的形式如圖所示：
第七章 機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)
7.1傳動(dòng)系統(tǒng)分析
J23-40的傳動(dòng)系統(tǒng)由皮帶傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、軸和軸承等組成。J23-40傳動(dòng)示意圖如圖：
此傳動(dòng)系統(tǒng)采用上傳動(dòng)，J23-63總傳動(dòng)比為：
采用剛性離合器，離合器將放在曲軸上。
7.2 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)
已知電動(dòng)機(jī)功率為26.3KW，轉(zhuǎn)速=1470r/min，設(shè)備要求帶的傳動(dòng)比=5.
1、確定計(jì)算功率
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-8查得工作情況系數(shù)=1.2
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-21）=1.2×26.3KW=31.56KW
2、選擇V帶型號(hào)
由=31.56KW， =1470r/min和《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖5-10，確定選用C型普通V帶。
3、確定帶輪基準(zhǔn)直徑
1)、按設(shè)計(jì)要求，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-2，C型帶輪的最小直徑為200mm，再參看《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖5-10及表5-6，選擇小帶輪=200mm。
2)、驗(yàn)算帶速v
在5～25m/s之間，滿足帶速要求。
3)、計(jì)算從動(dòng)帶輪基準(zhǔn)直徑
，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-17）得
==（1-0.02）×5×200mm=980mm，按帶輪基準(zhǔn)直徑系列取=1000mm。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-17），實(shí)際傳動(dòng)比
傳動(dòng)比誤差相對(duì)值
一般允許誤差5℅，所選大帶輪直徑可用。
4、確定中心距a0和帶的基準(zhǔn)長度Ld
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-22）
=200+1000mm=1200mm，
取。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-23），
帶長
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-4，選取帶的基準(zhǔn)長度為=5000mm。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-24）計(jì)算實(shí)際中心距a
5、校核小帶輪包角
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(5-25)
,滿足要求。
6、確定V帶的根數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-26）
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-6，；由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-9，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-11， 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表5-12
取Z=4根
7、計(jì)算帶的張緊力和壓軸力
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-27）單根帶的張緊力為
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（5-28）帶輪軸的壓軸力為
8、C型V帶小帶輪的基本尺寸
基準(zhǔn)寬度
基準(zhǔn)線上槽深
基準(zhǔn)線下槽深
槽間距
第一槽對(duì)稱面至端面的最小距離
最小輪緣厚
齒槽寬
帶輪的基準(zhǔn)直徑
外徑
孔徑
7.3齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)
已知：主軸轉(zhuǎn)速，從動(dòng)軸轉(zhuǎn)速，輸入功率，每天工作8小時(shí)，壽命10年，每年工作250天
1、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級(jí)和齒數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-5、6-6，選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)制處理，硬度241～286HBS， ，；大齒輪材料ZG35CrMo鑄鐵，調(diào)制處理，硬度179～241HBS，
，；精度8級(jí)。
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
2、 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》公式（6-20）
已知
取齒數(shù)， 取
實(shí)際傳動(dòng)比
傳動(dòng)比相對(duì)誤差=
齒數(shù)選擇滿足要求
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-10，軟齒面齒輪，懸臂安裝，取齒寬系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-7查得，使用系數(shù)；參照?qǐng)D6-6b，試取動(dòng)載系數(shù)；由圖6-8a，按齒輪懸臂布置，取齒向載荷分布系數(shù)。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，齒間載荷分配系數(shù)。
由式（6-4）載荷系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖6-18查得小齒輪齒形系數(shù)，大齒輪齒形系數(shù)。
。由圖6—19查得，小齒輪應(yīng)力修正系數(shù)，大齒輪應(yīng)力修正系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖6—12、圖6—13查得，，代入20，得，，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖6-20查得，重合度系數(shù)
按《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（6-14）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
按圖6—24i、g,查得齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—13計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的壽命系數(shù)
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖6—25查取尺寸系數(shù)，
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式（6—14）取
彎曲疲勞強(qiáng)度系數(shù)，按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6—12，取
比較，
應(yīng)按大齒輪計(jì)算齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度
按《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-1 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=6mm
中心距
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)
齒輪節(jié)圓速度
查得，與原值一致。
齒寬
小齒輪齒寬取50,大齒輪齒寬取45。
齒頂高 齒根高
齒高 齒距
齒原 齒槽高
7.4 轉(zhuǎn)軸的設(shè)計(jì)
1、轉(zhuǎn)軸的初步設(shè)計(jì)
轉(zhuǎn)軸所需傳遞的扭矩：
式中 ——曲軸在公稱壓力角下的扭矩；
——從所計(jì)算轉(zhuǎn)軸至曲軸的傳動(dòng)比，；
——從所計(jì)算轉(zhuǎn)軸至曲軸各級(jí)齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)效率（包括軸承的摩擦損耗），
其中滾動(dòng)軸承、齒輪傳動(dòng)、滑動(dòng)軸承；
軸選用45鋼制造，調(diào)制處理，許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力。所以軸的初步計(jì)算最小直徑為：
考慮軸上零件的固定方式，將初步確定的最小直徑d適當(dāng)加大，取。
2、按彎鈕聯(lián)合作用核算轉(zhuǎn)軸的強(qiáng)度
經(jīng)過初算和進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)后的轉(zhuǎn)軸，各段的直徑和長度已初步確定。但在此基礎(chǔ)上，還須進(jìn)一步按彎鈕聯(lián)合作用核算軸的強(qiáng)度，以便判斷初步設(shè)計(jì)是否恰當(dāng)。
齒輪的法向作用力為：
皮帶作用力比齒輪作用力小得多，所以可以忽略不計(jì)。
根據(jù)和扭矩繪制轉(zhuǎn)軸的受力圖：
由于Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩和扭矩最大，直徑又比較?。ǎ源私孛孀钗ｋU(xiǎn)。下面核算Ⅰ—Ⅰ截面的強(qiáng)度。
由彎矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力為：
由扭矩產(chǎn)生的剪應(yīng)力為：
當(dāng)量彎曲應(yīng)力為：
由于曲柄壓力機(jī)的轉(zhuǎn)軸不是長期滿載工作，許用當(dāng)量彎曲應(yīng)力可取為：
式中 ——轉(zhuǎn)軸材料屈服極限（），軸的材料是45鋼（調(diào)質(zhì)），屈服極限；
——安全系數(shù)，一般取。
因此，符合要求。
1、 核算軸的疲勞強(qiáng)度
由于Ⅱ—Ⅱ截面有臺(tái)階，應(yīng)力集中現(xiàn)象比較嚴(yán)重，且直徑最?。ǎ?，彎矩又比較大，但扭矩和其他截面相同，因此核算此截面的疲勞強(qiáng)度。
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表2—5查得軸材料的彎曲和剪切疲勞極限；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表2—2查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)材料對(duì)循環(huán)載荷的敏感系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表3，，查得彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)圓角處的有效應(yīng)力集中系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表4，材料為碳鋼，毛皮直徑>40～50，彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的絕對(duì)尺寸影響系數(shù)；
由《機(jī)械設(shè)計(jì)》附表5，查得表面質(zhì)量系數(shù)。
由于曲柄壓力機(jī)的軸所受載荷為脈動(dòng)循環(huán)性質(zhì)，所以
所以
復(fù)合安全系數(shù)
查表查得許用安全系數(shù)，對(duì)于通用壓力機(jī)，對(duì)于自動(dòng)壓力機(jī)，因此,軸的疲勞強(qiáng)度亦符合要求。
7.5 平鍵連接
在開式曲柄壓力機(jī)上，齒輪、皮帶輪等零件和軸的聯(lián)接常采用平鍵連接。為避免聯(lián)接中較弱零件（一般是輪轂）壓壞，應(yīng)驗(yàn)算擠壓應(yīng)力：
式中 —— 鍵所需傳遞的總扭矩，
—— 鍵與輪轂的接觸高度，；
——鍵的工作長度，對(duì)于C型普通平鍵，對(duì)于A型普通平鍵；
——鍵的名義長度；
——鍵的寬度；
——鍵的直徑；
——鍵的個(gè)數(shù)為避免加工困難和過分削弱軸的強(qiáng)度，一般；
K——考慮鍵受載不均勻的系數(shù)，當(dāng)Z=2時(shí)K=0.75，當(dāng)Z=1時(shí)K=1；
——平鍵連接的許用擠壓應(yīng)力，輪轂材料為鋼時(shí)，。
對(duì)帶輪，材料為鑄鋼，采用C型鍵，
查表得 ；
，滿足要求。
對(duì)齒輪，材料為鋼，采用A型鍵，
查表得
，滿足要求。
7.6 滾動(dòng)軸承的選擇
滾動(dòng)軸承具有滾動(dòng)摩擦的特點(diǎn)，因此它的優(yōu)點(diǎn)有：摩擦阻力小，啟動(dòng)及運(yùn)轉(zhuǎn)力矩小，啟動(dòng)靈敏，功率損耗小且軸承單位寬度承載能力較大，潤滑、安裝及維修方便等。與滑動(dòng)軸承相比，滾動(dòng)軸承的缺點(diǎn)是徑向輪廓尺寸大，接觸應(yīng)力高，高速重載下軸承壽命較低且噪音較大，抗沖擊能力較差。
選擇軸承類型時(shí)應(yīng)考慮多種因素。
1、 載荷條件
載荷較大時(shí)，一般選用線接觸的滾子軸承，反之選擇點(diǎn)接觸球軸承；軸承受純徑向載荷或主要承受徑向載荷，通常選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承；受純軸向載荷時(shí)選用推力球軸承，軸向力大時(shí)選用推力滾子軸承；當(dāng)軸承同時(shí)受徑向和軸向載荷時(shí)應(yīng)選用角接觸軸承或圓錐滾子軸承，當(dāng)軸向載荷較大時(shí)，通常選用四點(diǎn)接觸球軸承或推力球軸承與深溝球軸承的組合結(jié)構(gòu)。
2、 軸承轉(zhuǎn)速
通常軸承的工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于其極限轉(zhuǎn)速。否則會(huì)降低使用壽命。一般轉(zhuǎn)速較高、載荷較小、要求旋轉(zhuǎn)精度高時(shí)，宜選用極限轉(zhuǎn)速較高的球軸承。超過極限轉(zhuǎn)速較多時(shí)，應(yīng)選用特制高速滾動(dòng)軸承。轉(zhuǎn)速低、載荷大獲沖擊載荷時(shí)應(yīng)選用滾子軸承。
3、 調(diào)心性能
各種軸承使用時(shí)允許的偏斜角應(yīng)控制在允許范圍內(nèi)，否則會(huì)引起軸承的附加載荷而降低軸承的壽命。
4、 安裝和拆卸要求
為了便于軸承的安裝、拆卸和調(diào)整間隙，選用內(nèi)、外圈可分離的軸承。若軸承裝在長軸上，為了便于裝拆和緊固，可選用帶內(nèi)錐孔或帶緊固套的軸承。
5、 經(jīng)濟(jì)性
選用軸承時(shí)應(yīng)考慮經(jīng)濟(jì)性。球軸承比滾子軸承便宜，同型號(hào)不同公差等級(jí)的軸承比價(jià)為P0:P6:P5:P4≈1:1.5:2:6。選用高精度軸承時(shí)應(yīng)慎重。
根據(jù)上述的選擇原則，在J23—80開式曲柄壓力機(jī)的轉(zhuǎn)軸上選用一對(duì)圓錐滾子軸承作支撐，軸承徑向力，法向力為，轉(zhuǎn)速，運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)有沖擊，軸頸直徑，要求壽命，選擇軸承型號(hào)。
根據(jù)已知條件，預(yù)選32211型軸承進(jìn)行計(jì)算。
每一個(gè)軸承承受的徑向負(fù)荷為：
由于齒輪是直齒，所以忽略外加軸向力；又由于每端軸承是成對(duì)使用，徑向負(fù)荷產(chǎn)生的內(nèi)部軸向力S互相抵消，因此，軸向負(fù)荷為0。
平均徑向負(fù)荷為：
平均軸向負(fù)荷
當(dāng)量動(dòng)負(fù)荷，壽命系數(shù)，速度系數(shù)
所以
32211軸承的額定動(dòng)負(fù)荷，因此符合要求。
總 結(jié)
畢業(yè)設(shè)計(jì)快要結(jié)束了。這是畢業(yè)前的一次大練兵，是對(duì)整個(gè)兩年大學(xué)學(xué)習(xí)效果的一次大檢驗(yàn)或大驗(yàn)收，對(duì)我們今后的學(xué)習(xí)和工作有重要的影響，是我們進(jìn)入社會(huì)大舞臺(tái)的一塊敲門磚。因此，它的意義重大，每一個(gè)畢業(yè)生都要認(rèn)真地對(duì)待。在設(shè)計(jì)的過程中，我頗有感受，現(xiàn)摘錄如下，以供參考。
首先，通過這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我對(duì)過去所學(xué)的各門課程都有了更深一層的理解，對(duì)各門功課在整個(gè)所學(xué)系統(tǒng)中的地位有了確切的認(rèn)識(shí)。
其次，在本次設(shè)計(jì)中我還學(xué)到了許多課堂上所沒學(xué)過的東西。通過老師的指導(dǎo)和查閱大量的相關(guān)資料，使我對(duì)研究的對(duì)象有了更深刻的認(rèn)識(shí)，對(duì)其性能和要求有了更深的了解，從而為今后類似機(jī)器的設(shè)計(jì)打下了一定的基礎(chǔ)。此外，在本次設(shè)計(jì)中通過CAD和Word編輯等軟件的使用，使我更加感受到現(xiàn)代化工作方式所帶來的便捷性和優(yōu)越性。
最后，要感謝我的指導(dǎo)老師，在設(shè)計(jì)中，老師給我提了許多寶貴意見，認(rèn)真地指導(dǎo)我完成整個(gè)設(shè)計(jì)內(nèi)容。同時(shí)，也感謝幫助過我的其他各位老師和同學(xué)。使我的畢業(yè)設(shè)計(jì)順利圓滿的完成。
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