【文章內(nèi)容簡(jiǎn)介】 源。 由能量法可知，根據(jù)功率平衡原理，曲軸多需要增加的傳遞扭矩Mμ在單位時(shí)間內(nèi)所完成的功，即為所需要增加的功率，并且等于克服各處摩擦所消耗的功率，用如下公式表達(dá)。 (221)公式中 v為滑塊移動(dòng)速度； ω為曲柄轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度； ωAB、ωBA為連桿擺動(dòng)速度。再根據(jù)運(yùn)動(dòng)學(xué)原理，連桿AB為平面運(yùn)動(dòng)，ωAB、ωBA可以從下面的推導(dǎo)關(guān)系中求得，連桿的運(yùn)動(dòng)速度圖如圖28。公式中 vAB為連桿B點(diǎn)的相對(duì)速度。通過圖28中的速度三角形，可以求解出vBA的表達(dá)式。 （222）將公式（25）、（216）、（211）、（218）、（219）、（220）及（222）一起代入公式（221）中得整理化簡(jiǎn)得 （223) 從上面公式(223)發(fā)現(xiàn)規(guī)律，曲軸的摩擦扭矩Mμ是隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化而變化，但是這種變化很微小的。所以在近似計(jì)算中，可認(rèn)為Mμ是一常數(shù)，并取相當(dāng)于α=0o時(shí)的數(shù)值，因此摩擦扭矩可以近似用下面的公式進(jìn)行計(jì)算 （224）公式中 d0為曲軸支承頸的直徑； dA為曲軸曲柄頸的直徑； dB為連桿梢或球頭的直徑； μ為摩擦系數(shù)，對(duì)于開式壓力機(jī)，μ=~；對(duì)于閉式壓力機(jī)，μ=~。為了方便計(jì)算，可將公式（224）可寫成下面的公式 （225） 公式中 mμ稱為摩擦當(dāng)量力臂。 所以將公式（214）和（224）相加就可得出考慮摩擦后曲軸所需傳遞的曲軸扭矩Mq，即 （226）根據(jù)上述的簡(jiǎn)化方法可將（226）簡(jiǎn)化為下式 （227） （228） mq稱為當(dāng)量力臂，即為考慮摩擦后的總當(dāng)量力臂。 如前面所述，當(dāng)α=αg時(shí)，曲軸上的曲軸扭矩稱為公稱扭矩Mg，即 （229）相應(yīng)的當(dāng)量力臂稱為公稱當(dāng)量力臂，即 （230）第3章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算 在通用壓力機(jī)中，一般大體分成三種型式的，分別是曲軸式壓力機(jī)、曲拐軸式壓力機(jī)以及偏心軸式壓力機(jī)。而本次設(shè)計(jì)主要型式就是曲軸式壓力機(jī)。而對(duì)壓力機(jī)來說，曲軸是其十分重要的部件之一，受力狀態(tài)比較復(fù)雜，從而導(dǎo)致了它的制造條件要求也非常高，一般可以采用45號(hào)鋼鍛制造而成的，～3。對(duì)于一些中大型的壓力機(jī)的曲軸，有些采用合金鋼進(jìn)行鍛制，采用40Cr、37SiMn2MoV和18CrMnMoB等合金鋼材料，但是此時(shí)的鍛比需要大于3。然而對(duì)于一些小型壓力機(jī)的曲軸，鍛制后的曲軸需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，有時(shí)候還必須還要切割兩端試件進(jìn)行機(jī)械性能實(shí)驗(yàn)。 本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)型號(hào)為J2380曲柄壓力機(jī)，公稱壓力為800kN，在工廠實(shí)習(xí)期間，了解到目前曲軸常選用選擇40Cr鋼調(diào)質(zhì)來進(jìn)行加工，可以滿足實(shí)際生產(chǎn)需求。曲軸的有關(guān)尺寸包括曲軸的支承頸直徑d0、曲柄頸直徑dA、支承頸長(zhǎng)度l0、曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長(zhǎng)度lq、曲柄頸長(zhǎng)度la、圓角半徑r以及曲柄臂寬度（或直徑）a等主要尺寸，如圖31。 圖31 曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)為J2380曲柄式壓力機(jī)，其公稱壓力Pg=800kN。通過經(jīng)驗(yàn)公式，可以對(duì)以上的尺寸參數(shù)進(jìn)行估算。 支承頸直徑 =130mm 曲柄頸直徑 =180mm 支承頸長(zhǎng)度 =220mm 曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長(zhǎng)度 =338mm 曲柄頸長(zhǎng)度 =220mm 圓角半徑 =10mm曲柄臂寬度（或直徑） =240mm曲柄臂高度 h=280mm 通過上述經(jīng)驗(yàn)公式得出的尺寸參數(shù)，來對(duì)曲軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核。經(jīng)過前人的大量數(shù)據(jù)分析整理、對(duì)問題進(jìn)行合理分析論證以及生產(chǎn)實(shí)際的狀況已經(jīng)得出了比較精確可靠的校核方法[10]。曲軸受力變形后是中間的變形比兩邊大，所以可以認(rèn)為連桿作用于曲柄頸的作用力就成為了非均布載荷，在曲軸的兩端受力大，中間受力小，因此可以把曲軸的受力分析抽象簡(jiǎn)化化成兩個(gè)作用在曲柄頸的集中力，但是考慮軸瓦的磨損等因素，兩個(gè)集中力將作用在距離曲柄臂2r（r為圓弧半徑）的位置，兩個(gè)支承也支承在曲柄臂外側(cè)2r的位置，并且因?yàn)辇X輪對(duì)曲軸的作用力相對(duì)于連桿對(duì)其的作用很小，因此可以忽略齒輪對(duì)其的作用力；連桿對(duì)曲軸的作用力近似等于公稱壓力Pg，而且分別以一半的公稱壓力作用于連桿軸瓦的兩側(cè)，受力分析如圖32。 經(jīng)分析可知曲軸的危險(xiǎn)截面有兩個(gè)，分別是截面CC和截面BB。 在CC危險(xiǎn)截面上，受到彎扭組合的作用，但是由于彎矩比扭矩對(duì)該截面的影響大，所以可以忽略扭矩的影響，只考慮彎矩。危險(xiǎn)截面CC的彎矩Mω為 （31）截面CC的最大的彎曲應(yīng)力為 （32） 圖32 曲軸計(jì)算簡(jiǎn)圖 在BB危險(xiǎn)截面上，恰好與CC截面相反，相對(duì)于彎矩而言，扭矩對(duì)BB截面的影響更大，彎矩的作用是非常小的，可以將彎矩忽略，只考慮扭矩對(duì)BB的影響，如圖33。圖33 曲軸的扭矩計(jì)算簡(jiǎn)圖截面BB的扭矩為 (33)最大的剪應(yīng)力為 (34)公式（31）、（32）、（33）及（34）中 Pg為公稱壓力； la為曲柄頸的長(zhǎng)度； lq為曲柄兩臂外側(cè)面間之間的距離； dA為曲柄頸的直徑； r為圓角的半徑； W為彎曲截面系數(shù)； Wp為扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)； mg為公稱當(dāng)量臂。（其中公稱當(dāng)量臂的計(jì)算公式如下 因?yàn)樵诮朴?jì)算中，可以認(rèn)為扭矩Mg是一個(gè)近似不變的常數(shù)，并且認(rèn)為是當(dāng)時(shí)的值。所以當(dāng)量摩擦臂可以簡(jiǎn)化成本設(shè)計(jì)的壓力機(jī)屬于開式壓力機(jī)，故μ=。）本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)型號(hào)為J2380，公稱壓力Pg為800kN，一般對(duì)剛度要求不高，因此在安全系數(shù)之間n=~3，取上限n=，又因?yàn)?0Cr鋼調(diào)質(zhì)后的屈服極限σs＝500Mpa。所以可求出許用應(yīng)力為Mpa經(jīng)過大量生產(chǎn)實(shí)踐，通常取 Mpa， 而許用剪應(yīng)力 Mpa， 通常選用 Mpa。在壓力機(jī)設(shè)計(jì)中，一般壓力角的取值范圍：小型壓力機(jī)，αg=30o；對(duì)于中大型壓力機(jī)，αg=20o。因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)的J2380曲柄式壓力機(jī)的公稱壓力是800千牛頓，屬于小型壓力機(jī)，故選αg=30o。為了使用方便，通常把公稱壓力角αg轉(zhuǎn)換公稱壓力行程Sg來進(jìn)行表示在銘牌或者說明書上。我國(guó)的機(jī)械部頒布施行的標(biāo)準(zhǔn)中是以Sg作為標(biāo)準(zhǔn)的，開式壓力機(jī)常選用Sg=3~16mm；閉式壓力機(jī)Sg =13mm。本次設(shè)計(jì)的公稱壓力行程Sg =9mm。假設(shè)連桿的長(zhǎng)度為L(zhǎng)，根據(jù)余弦定理公式（24）分析可求出解得連桿的長(zhǎng)度L=650mm故連桿系數(shù) λ=R/L=65/650=通過上一小節(jié)對(duì)曲軸的相應(yīng)尺寸的估算，可以得知d0=130mm、lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm、dB=120mm、公稱壓力角αg=30o、連桿系數(shù)λ=（32）和（34）中。在截面CC上68MpaMpa在截面BB上 τ ≈80MpaMpa 所以當(dāng)曲軸在承受最大的工作壓力時(shí)，所承受的彎曲應(yīng)力小于許用應(yīng)力值，故該尺寸的曲軸是安全的?？梢哉J(rèn)為d0=130mm、 lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm尺寸估算是合理的。 近些年隨著曲柄壓力機(jī)的不斷發(fā)展，人們?cè)絹碓街匾暻S的剛度問題，也逐漸稱為評(píng)判壓力機(jī)設(shè)計(jì)的優(yōu)劣的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)，但至今卻沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)提供參考。利用材料力學(xué)中的摩爾定理[12]即可算出曲軸頸中點(diǎn)的撓度，如圖34。圖34 曲軸的剛度計(jì)算簡(jiǎn)圖 由于第一項(xiàng)很小，故可以將其忽略，公式可以進(jìn)一步簡(jiǎn)化成 （35） 公式中 Pg為公稱壓力； E為彈性模量，對(duì)鋼曲軸而言，E=1011N/m2； la為曲柄頸的長(zhǎng)度； b為曲柄臂的厚度； r為圓角半徑； JJJ3分別為支承頸、曲柄臂及曲柄頸的慣性矩；公式中 d0為支承頸的直徑； dA為曲柄頸的直徑； h為曲柄臂的高度，h=280mm； a為曲柄臂的寬度，a=240mm； c為曲柄臂型心到曲柄頸型心的距離，c=20mm。將相關(guān)代入公式（35）中，即可求得撓度δ，如下δ= 由于中點(diǎn)撓度還未形成規(guī)范，但通經(jīng)過大量實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)總結(jié)部分壓力機(jī)此計(jì)算法的中間撓度，查表可得出J2380曲柄壓力機(jī)的中點(diǎn)撓度δ實(shí)踐=由于 δ=≤δ實(shí)踐=故可以認(rèn)為設(shè)計(jì)尺寸下的曲軸的剛度是良好的。 連桿及裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu) 連桿和裝模高度調(diào)節(jié)裝置的總體結(jié)構(gòu)由于模具的高度不是統(tǒng)一的，因此曲柄壓力機(jī)要適應(yīng)不同高度的模具，而應(yīng)讓裝模高度可以調(diào)節(jié)。如圖35所示連桿和裝模高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)示意圖，這種裝模結(jié)構(gòu)中的連桿是由連桿蓋連桿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相連接。通過借助扳手或用鐵棍撥動(dòng)棘爪轉(zhuǎn)動(dòng)球頭螺桿進(jìn)行手