【正文】 220mm、dA=180mm、r=10mm、dB=120mm、公稱(chēng)壓力角αg=30o、連桿系數(shù)λ=（32）和（34）中。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(kāi)式壓力機(jī)常選用Sg=3~16mm；閉式壓力機(jī)Sg =13mm。因?yàn)楸敬卧O(shè)計(jì)的J2380曲柄式壓力機(jī)的公稱(chēng)壓力是800千牛頓，屬于小型壓力機(jī)，故選αg=30o。所以可求出許用應(yīng)力為Mpa經(jīng)過(guò)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。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(kāi)式壓力機(jī)，故μ=。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(chēng)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(chēng)當(dāng)量臂。 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。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(chēng)壓力Pg，而且分別以一半的公稱(chēng)壓力作用于連桿軸瓦的兩側(cè)，受力分析如圖32。 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(guò)上述經(jīng)驗(yàn)公式得出的尺寸參數(shù)，來(lái)對(duì)曲軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核。 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(chēng)壓力Pg=800kN。 本次設(shè)計(jì)的壓力機(jī)型號(hào)為J2380曲柄壓力機(jī)，公稱(chēng)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(lái)進(jìn)行加工，可以滿(mǎn)足實(shí)際生產(chǎn)需求。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。而本次設(shè)計(jì)主要型式就是曲軸式壓力機(jī)。 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(chēng)為當(dāng)量力臂，即為考慮摩擦后的總當(dāng)量力臂。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(kāi)式壓力機(jī)，μ=~；對(duì)于閉式壓力機(jī)，μ=~。通過(guò)圖28中的速度三角形，可以求解出vBA的表達(dá)式。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。 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)。曲軸支撐頸d0和軸承之間的摩擦，詳見(jiàn)圖26b。 在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的摩擦主要發(fā)生在這個(gè)四個(gè)地方：滑塊與導(dǎo)軌面之間的摩擦，詳見(jiàn)圖26c。其公式如下： （213） (a) (b) (c) (d) (e)圖29 曲軸受力簡(jiǎn)圖及球頭的結(jié)構(gòu)示意圖 為了計(jì)算的方便，可以將公式（213）轉(zhuǎn)化為如下的公式形式 （214） (215)在公式中ml被稱(chēng)作為理想當(dāng)量力臂。 公式（212）是在忽略摩擦因素的影響下的理想狀態(tài)曲軸所受扭矩的計(jì)算公式，從公式的形式來(lái)看，可以看出雖然所有的工件抵抗變形力P是一個(gè)固定的不變值，但曲軸所受到的扭矩卻伴隨著曲柄轉(zhuǎn)角α的變化而變化著，α變得越大，Ml也變得越大，那就是說(shuō)在曲柄轉(zhuǎn)角較大的條件下工作運(yùn)行，曲軸所受到的扭矩也比較大。PAB是連桿給予曲軸的作用力。 在忽略摩擦的因素影響下，所求得的扭矩為理想扭矩。在一般的情況下，尤其是對(duì)于通用壓力機(jī)而言。研究結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，忽略壓力機(jī)的摩擦和零件本身重量等因素的影響，建立理想化模型，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力簡(jiǎn)圖如圖28所示[11]。其余公式符號(hào)意義同公式（24）和（25）相同。為此，需要求出滑塊的加速度，即滑塊速度對(duì)時(shí)間求一階導(dǎo)數(shù)。隨著近些年國(guó)內(nèi)外的壓力機(jī)都在往高速度和高精度的方向發(fā)展，所以對(duì)滑塊的加速度的分析是不容忽視的。所以經(jīng)過(guò)長(zhǎng)時(shí)間的經(jīng)驗(yàn)積累和實(shí)驗(yàn)的驗(yàn)證繪制了如表21的拉伸工藝的合理速度范圍，進(jìn)行拉伸工藝的壓力機(jī)，滑塊速度不應(yīng)該超過(guò)這個(gè)數(shù)值。本次設(shè)計(jì)的目的壓力機(jī)的滑塊的最大速度：mm/s在實(shí)際的鍛壓生產(chǎn)制造中，按照經(jīng)驗(yàn)來(lái)普遍認(rèn)為滑塊的速度與工藝要求有關(guān)。在α=0o時(shí)，v=0；角增大時(shí)v隨之變大增大；但在α=75o~90o之間時(shí)，v的變化很小，=90o曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)作最大速度，用vmax表示。其余公式符號(hào)意義與公式（23）相同。； n為曲柄轉(zhuǎn)速，單位為每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)。、加速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系根據(jù)滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系式可求得滑塊速度,將位移對(duì)時(shí)間求一階導(dǎo)數(shù)即為滑塊的速度v。） 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α角的s值。根號(hào)部分可以用泰勒級(jí)數(shù)進(jìn)行展開(kāi)并取前兩項(xiàng)得所以式（2－2）化簡(jiǎn)轉(zhuǎn)化為 （23）公式中　s為滑塊位移，從下死點(diǎn)算起，向上的方向?yàn)檎?，以下均同? α為曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點(diǎn)算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正，以下均同； R為曲柄半徑； λ連桿系數(shù)。 圖26 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖 圖27 結(jié)點(diǎn)正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)當(dāng)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中OA以角速度做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，B點(diǎn)則以速度v作直線運(yùn)動(dòng)。壓力機(jī)工作時(shí)，連桿與滑塊之間的作用力通過(guò)球面?zhèn)鬟f，這種連桿傳力機(jī)構(gòu)又稱(chēng)為球面?zhèn)髁C(jī)構(gòu)[9]。調(diào)節(jié)螺桿和連桿體合起來(lái)叫連桿，調(diào)節(jié)螺桿可以改變連桿的長(zhǎng)度，這種連桿稱(chēng)為長(zhǎng)度可變連桿，借此調(diào)節(jié)壓力機(jī)的裝模高度。機(jī)械曲柄壓力機(jī)的運(yùn)動(dòng)工作可靠平穩(wěn)，并能具有良好的精度保持性，在剪板機(jī)，沖床，空壓機(jī)等領(lǐng)域有著很重要的應(yīng)用[8]。圖24為有偏距e的偏置曲柄滑塊機(jī)構(gòu)；圖25為無(wú)偏距的對(duì)心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。如圖23所示將搖桿3做成滑塊形式，使其沿圓弧導(dǎo)軌ββ往復(fù)滑動(dòng)，顯然其運(yùn)動(dòng)性質(zhì)不發(fā)生改變，但此時(shí)曲柄搖桿機(jī)構(gòu)已經(jīng)變型為具有曲線導(dǎo)軌的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。前者應(yīng)用比較廣泛，后者則主要是以人為動(dòng)力的機(jī)械中應(yīng)用較多。而在連架桿中，能做整周回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)者稱(chēng)為曲柄，只能能在一定范圍內(nèi)擺動(dòng)的桿稱(chēng)為搖桿。其中曲柄搖桿機(jī)構(gòu)屬于鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中的一種。而在生產(chǎn)實(shí)際應(yīng)用中較廣泛的是平面四桿機(jī)構(gòu)及其變型機(jī)構(gòu)。冷擠壓機(jī)一般是立式的，特點(diǎn)是剛度好，導(dǎo)向精度高，工作壓力大，工作臺(tái)面小，工作行程長(zhǎng)。雙滑塊式結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單，重量輕；楔式結(jié)構(gòu)支承面積大，但傳動(dòng)效率低。機(jī)身剛度大，導(dǎo)向面長(zhǎng),承受偏載能力強(qiáng)?；剞D(zhuǎn)頭壓力機(jī)可配上數(shù)控系統(tǒng)，根據(jù)編好的指令選用模具和板材成形部位，自動(dòng)完成復(fù)雜的沖壓工作。每次行程完畢，回轉(zhuǎn)頭轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)位置，完成一道工序。 3)回轉(zhuǎn)頭壓力機(jī)：在滑塊與工作臺(tái)之間設(shè)有可裝置數(shù)十組模具的回轉(zhuǎn)頭，可按需要選用模具。 2)多工位自動(dòng)壓力機(jī)：在一臺(tái)壓力機(jī)上設(shè)有多個(gè)工位，裝置多道成形模具，坯料依次自動(dòng)向下一工位移動(dòng)。拉深完成后內(nèi)滑塊先回程，外滑塊后松開(kāi)。 1)雙動(dòng)拉深壓力機(jī):它有內(nèi)、外兩個(gè)滑塊,用于杯形件的拉深成形。冷擠壓、熱模鍛和雙動(dòng)拉深等重型壓力機(jī)都使用閉式機(jī)身。但開(kāi)式機(jī)身剛性較差，影響制件精度和模具壽命，僅適用于4～400噸的中小型壓力機(jī)。開(kāi)式壓力機(jī)多為立式。 （1）按機(jī)身結(jié)構(gòu)型式分：有開(kāi)式和閉式兩類(lèi)。尺寸選得過(guò)大，則給機(jī)身的設(shè)計(jì)，特別是剛度設(shè)計(jì)帶來(lái)困難。 （6）喉深它是指滑塊的中心線至機(jī)身的距離，是開(kāi)式壓力機(jī)和單柱壓力機(jī)的特有參數(shù)。 （5）工作臺(tái)板及滑塊底面尺寸 它是指壓力機(jī)工作空間的平面尺寸。當(dāng)裝棋高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最上位置時(shí)，裝模高度達(dá)最大值，稱(chēng)為最大裝模高度。行程次數(shù)越高，生產(chǎn)率越高，但次數(shù)超過(guò)一定數(shù)值以后，必需配備機(jī)械化自動(dòng)化送料裝置，否則不可能實(shí)現(xiàn)高生產(chǎn)率。但是曲柄壓力機(jī)的曲柄部件尺寸要是加大的話，隨之而來(lái)的齒輪模數(shù)和離合器尺寸要增大,壓力機(jī)的成本造價(jià)要增加。它的大小將反映壓力機(jī)的工作范圍。在型譜中，通用壓力機(jī)一般公稱(chēng)壓力為主要參數(shù)，其他的技術(shù)參數(shù)為基本參數(shù)[24]。例如61000、1600、2500、3150、4000、6300kN……。為了保證操作者人身安全，壓力機(jī)上面裝有光電式或雙手操作式人身保護(hù)裝置。生產(chǎn)中，有可能發(fā)生超過(guò)壓力機(jī)公稱(chēng)工作力的現(xiàn)象。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(guò)控制離合器和制動(dòng)器來(lái)實(shí)現(xiàn)的。沖壓鍛造一個(gè)工作周期完成后，飛輪再次加速積蓄動(dòng)能能量，以利于下個(gè)工作周期的使用[6]。按平均功率選用