【文章內(nèi)容簡介】 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。 (221)公式中 v為滑塊移動速度； ω為曲柄轉(zhuǎn)動的角速度； ωAB、ωBA為連桿擺動速度。再根據(jù)運動學原理，連桿AB為平面運動，ωAB、ωBA可以從下面的推導關系中求得，連桿的運動速度圖如圖28。公式中 vAB為連桿B點的相對速度。通過圖28中的速度三角形，可以求解出vBA的表達式。 （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。所以在近似計算中，可認為Mμ是一常數(shù)，并取相當于α=0o時的數(shù)值，因此摩擦扭矩可以近似用下面的公式進行計算 （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)，對于開式壓力機，μ=~；對于閉式壓力機，μ=~。為了方便計算，可將公式（224）可寫成下面的公式 （225） 公式中 mμ稱為摩擦當量力臂。 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)上述的簡化方法可將（226）簡化為下式 （227） （228） mq稱為當量力臂，即為考慮摩擦后的總當量力臂。 如前面所述，當α=αg時，曲軸上的曲軸扭矩稱為公稱扭矩Mg，即 （229）相應的當量力臂稱為公稱當量力臂，即 （230）第3章 曲柄滑塊機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計計算 曲軸的結(jié)構(gòu)設計計算 在通用壓力機中，一般大體分成三種型式的，分別是曲軸式壓力機、曲拐軸式壓力機以及偏心軸式壓力機。而本次設計主要型式就是曲軸式壓力機。而對壓力機來說，曲軸是其十分重要的部件之一，受力狀態(tài)比較復雜，從而導致了它的制造條件要求也非常高，一般可以采用45號鋼鍛制造而成的，～3。對于一些中大型的壓力機的曲軸，有些采用合金鋼進行鍛制，采用40Cr、37SiMn2MoV和18CrMnMoB等合金鋼材料，但是此時的鍛比需要大于3。然而對于一些小型壓力機的曲軸，鍛制后的曲軸需要進行調(diào)質(zhì)處理，有時候還必須還要切割兩端試件進行機械性能實驗。 本次設計的壓力機型號為J2380曲柄壓力機，公稱壓力為800kN，在工廠實習期間，了解到目前曲軸常選用選擇40Cr鋼調(diào)質(zhì)來進行加工，可以滿足實際生產(chǎn)需求。曲軸的有關尺寸包括曲軸的支承頸直徑d0、曲柄頸直徑dA、支承頸長度l0、曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長度lq、曲柄頸長度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 本次設計的壓力機為J2380曲柄式壓力機，其公稱壓力Pg=800kN。通過經(jīng)驗公式，可以對以上的尺寸參數(shù)進行估算。 支承頸直徑 =130mm 曲柄頸直徑 =180mm 支承頸長度 =220mm 曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長度 =338mm 曲柄頸長度 =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)驗公式得出的尺寸參數(shù)，來對曲軸進行強度和剛度的校核。經(jīng)過前人的大量數(shù)據(jù)分析整理、對問題進行合理分析論證以及生產(chǎn)實際的狀況已經(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化化成兩個作用在曲柄頸的集中力，但是考慮軸瓦的磨損等因素，兩個集中力將作用在距離曲柄臂2r（r為圓弧半徑）的位置，兩個支承也支承在曲柄臂外側(cè)2r的位置，并且因為齒輪對曲軸的作用力相對于連桿對其的作用很小，因此可以忽略齒輪對其的作用力；連桿對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截面有兩個，分別是截面CC和截面BB。 在CC危險截面上，受到彎扭組合的作用，但是由于彎矩比扭矩對該截面的影響大，所以可以忽略扭矩的影響，只考慮彎矩。危險截面CC的彎矩Mω為 （31）截面CC的最大的彎曲應力為 （32） 圖32 曲軸計算簡圖 在BB危險截面上，恰好與CC截面相反，相對于彎矩而言，扭矩對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BB的影響，如圖33。圖33 曲軸的扭矩計算簡圖截面BB的扭矩為 (33)最大的剪應力為 (34)公式（31）、（32）、（33）及（34）中 Pg為公稱壓力； la為曲柄頸的長度； 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為公稱當量臂。（其中公稱當量臂的計算公式如下 因為在近似計算中，可以認為扭矩Mg是一個近似不變的常數(shù)，并且認為是當時的值。所以當量摩擦臂可以簡化成本設計的壓力機屬于開式壓力機，故μ=。）本次設計的壓力機型號為J2380，公稱壓力Pg為800kN，一般對剛度要求不高，因此在安全系數(shù)之間n=~3，取上限n=，又因為40Cr鋼調(diào)質(zhì)后的屈服極限σs＝500Mpa。所以可求出許用應力為Mpa經(jīng)過大量生產(chǎn)實踐，通常取 Mpa， 而許用剪應力 Mpa， 通常選用 Mpa。在壓力機設計中，一般壓力角的取值范圍：小型壓力機，αg=30o；對于中大型壓力機，αg=20o。因為本次設計的J2380曲柄式壓力機的公稱壓力是800千牛頓，屬于小型壓力機，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來進行表示在銘牌或者說明書上。我國的機械部頒布施行的標準中是以Sg作為標準的，開式壓力機常選用Sg=3~16mm；閉式壓力機Sg =13mm。本次設計的公稱壓力行程Sg =9mm。假設連桿的長度為L，根據(jù)余弦定理公式（24）分析可求出解得連桿的長度L=650mm故連桿系數(shù) λ=R/L=65/650=通過上一小節(jié)對曲軸的相應尺寸的估算，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 所以當曲軸在承受最大的工作壓力時，所承受的彎曲應力小于許用應力值，故該尺寸的曲軸是安全的?？梢哉J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的不斷發(fā)展，人們越來越重視曲軸的剛度問題，也逐漸稱為評判壓力機設計的優(yōu)劣的一個標準，但至今卻沒有統(tǒng)一的標準提供參考。利用材料力學中的摩爾定理[12]即可算出曲軸頸中點的撓度，如圖34。圖34 曲軸的剛度計算簡圖 由于第一項很小，故可以將其忽略，公式可以進一步簡化成 （35） 公式中 Pg為公稱壓力； E為彈性模量，對鋼曲軸而言，E=1011N/m2； la為曲柄頸的長度； 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。將相關代入公式（35）中，即可求得撓度δ，如下δ= 由于中點撓度還未形成規(guī)范，但通經(jīng)過大量實踐經(jīng)驗總結(jié)部分壓力機此計算法的中間撓度，查表可得出J2380曲柄壓力機的中點撓度δ實踐=由于 δ=≤δ實踐=故可以認為設計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，因此曲柄壓力機要適應不同高度的模具，而應讓裝模高度可以調(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棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿進行手