毕业设计j23-80压力机曲柄滑块机构结构设计.doc

齐齐哈尔大学毕业设计齐齐哈尔大学毕业设计 题 目 J23-80压力机曲柄滑块机构结构设计 学 院 机电工程学院 专业班级 机械112班 学生姓名 指导教师 成 绩 2015年 月 日摘要 曲柄压力机是采用机械传动方式的最常见的锻压机器，并且由于其结构简单，操作方便等优点，使其成为最广泛使用的冷冲压设备。曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构中的主要类型。曲柄滑块机构的优与差，将直接影响着曲柄压力机的工作性能和可靠性。 本设计的主要任务是对曲柄滑块机构的结构设计。在设计的开始，首先要根据目的压力机的主要技术参数要求，并辅助以经验公式对曲轴、大连杆及滑块与导轨等主要部件的尺寸进行初步估算，然后在进行相应的强度及刚度校核，从而得出符合技术要求的尺寸参数。其次根据根据得出尺寸参数，完成图纸的绘制，最终完成设计任务。关键词：机械传动；锻压机器；曲柄滑块机构；冷冲压IAbstract Crank presses are mechanical drive to the most common forging machine, and due to its simple structure, easy operation, making cold stamping device most widely used. Slider-crank mechanism is a crank press main types of work organization. The difference between excellent slider-crank mechanism, will directly affect the performance and reliability of crank press. The main task of this design is to crank slider mechanism design. At the beginning of the design, the first according to the main technical parameters of the purposed press, and to assist with the empirical formula for the size of the main components of the crankshaft, rods and sliders and the like rail preliminary estimate, then making the appropriate strength and rigidity check to arrive size parameters compliance with technical requirements. Secondly, according to results based on the size parameter, completed plan drawings, final design task.Keywords: mechanical transmission；forging machine；slider-crank mechanism；cold- stamping目录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1 曲柄压力机的研究背景11.2 国内外的发展现状11.3 曲柄压力机的结构原理与技术参数21.3.1曲柄压力机的工作原理与结构组成21.3.2曲柄压力机的主要技术参数及其基本类型3第2章 曲柄滑块机构的结构原理、运动规律及受力分析62.1 平面连杆机构的结构与变型62.1.1平面连杆机构的原理与类型62.1.2曲柄滑块机构的结构与工作原理62.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析82.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系82.2.2滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系92.3 曲柄滑块机构的受力分析112.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析112.3.2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析14第3章 曲柄滑块机构的结构设计计算183.1 曲轴的结构设计计算183.1.1曲轴的材料选择183.1.2曲轴的有关尺寸估算183.1.3曲轴的强度分析及核验曲轴轴颈尺寸193.1.4曲轴的刚度计算233.2 连杆及装模高度调节机构263.2.1 连杆和装模高度调节装置的总体结构263.2.2 连杆的尺寸设计计算273.2.3连杆体及球头调节螺杆的强度计算及材料选择283.3 调节螺杆的压杆稳定性计算303.3.1 调节螺杆的计算模型及相关计算公式303.3.2 调节螺杆的压杆稳定性的具体计算313.4 曲柄滑块机构中的滑动轴承(或轴瓦)313.4.1 在压力机中常用的轴瓦的结构323.4.2 连杆大端支承的滑动轴承的压强校核与材料选用333.4.3 连杆小端支承的轴承座的压强校核与材料选用333.4.4 曲轴支承颈的滑动轴承的压强校核与材料选用34第4章 滑块与导轨354.1 滑块与导轨的结构354.2 滑块与导轨的材料选择364.3 滑块的强度校核364.4 滑块的有限元分析364.4.1模型的生成374.4.2模型的简化374.4.3网格的划分384.4.4约束条件与力的施加384.4.5UG8.0 NASTRAN计算结果分析39结论40参考文献41致谢42第1章 绪论1.1 曲柄压力机的研究背景 近些年来，锻压机械采用了现代化的加工工艺进行生产所需部件，由于它具有效率高、质量好、能量省和成本低的特点。所以越来越多的工业发达的国家开始采用锻压工艺代替切削工艺和其他工艺，从而达到提高生产效率，节约成本以及更加合理进行资源配置的目的。因此，锻压机械在这种形势下得到了各个国家的足够的重视，再由于二十世纪前期，汽车工业的崛起，曲柄压力机及其他锻压设备得到了迅速的发展，锻压生产在工业生产中的地位越来越重要，锻压机械在机床中所占比重也越来越大1。 在锻压机械之中，又以曲柄压力机最多，占到了半数以上。曲柄压力机因此被广泛应用于日用品、汽车、农业机械、电气仪表及国防工业等生产部门。在工业不断发展的形势下，曲柄压力机的品种和数量越来越多，压力越来越大，质量及可靠性要求也越来越高。由于其节约材料或浪费材料很少即可得到成品，并且生产效率高，容易实现半自动化甚至全自动化，因此发展制造及大量投入使用压力机已成为工业发展先进国家的发展方向之一2。1.2 国内外的发展现状 目前国内现状，1978年机械压力机品种共30个系列达160余种产品，产量占整个锻压机械年产量的49%，其中开式压力机占70%，大、重型机械压力机占3%。在这期间，上海锻压机床厂、上海第二锻压机床厂等机械压力机制造厂改善了生产环境，并采用较高新的技术，从而大大提高锻压机械的生产能大大提高，也促进科研部门对曲柄压力机的科研进程，提高了我国的曲柄压力机的技术含量，到目前为止，我国已经拥有了80000kN的热模锻压力机和40000kN的双点压力机等新式压力机，并且在研究水平也达到了一个崭新的科技水平高度，但是由于我国曲柄压力机制造业仍属落后，主要展现在质量不高、工作性能差、可靠性差以及品种不全等方面3。 目前国外的现状，由于汽车工业的迅速兴起，曲柄压力机以及其它制造设备也随之蓬勃发展，并且逐渐融入新的技术，新的材料之后，从而加推动并加快对曲柄压力机的改良与研发。并且向着高精度和高速度的方向发展，例如美国明斯特公司已生产了250kN2000次/min的超高速压力机19、20。联邦德国奥穆科公司近年来制造的平锻机和热模锻压力机，都已经采用微型计算机巡回检测各轴承的温度，显示工艺力，对压力机的安全运转有着非常重要的作用21、22。1.3 曲柄压力机的结构原理与技术参数1.3.1曲柄压力机的工作原理与结构组成 曲柄压力机是以机械传动方式的锻压机械，以J31-315压力机为例来描述曲柄压力机的结构组成如下图1左和工作运功原理图如下图1右，其工作原理是电动机1通过三角带把运动传给大皮带轮3，从而通过齿轮6、7、8把运动传给偏心齿轮9和连杆12的上端套在偏心齿轮的上，下端与滑块13用铰链连接，因此，就将齿轮的旋转运动变成滑块的往复运动。上模14装在滑块上，下模16装在工作台17上。当材料放到上下模之间时，即能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，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4。1-电动机 2-小皮带轮 3-大皮带轮 4-制动器 5-离合器 6-小齿轮 7-大齿轮 8-小齿轮 9-偏心齿轮 10-芯轴 11-机身 12-连杆 13-滑块 14-上模 15-下模 16-垫板 17-工作台 18-液压气垫图1-1 J31-315压力机的运功原理图 从工作原理上可以看出，曲柄压力机一般包括以下几部分: （1）工作机构:一般为曲柄滑块机构，由曲轴、连杆和滑块等零件组成。 （2）传动机构：包括齿轮传动和皮带传动等机构。 （3）操纵机构：如离合器和制动器。 （4）能源装置：如电动机和飞轮飞轮可使电动机的负荷均匀，有效利用能量。 （5）支撑部件：如机身。 （6）多种辅助系统和附属装置：润滑系统、保护装置以及气垫等。 在曲柄压力机中，可以认为每个曲柄滑块机构称为一个“点”。最简单的机械压力机采用单点式，即只有一个曲柄滑块机构。有些大工作面的机械压力机为了使滑块的底面受力更加地均匀和运动平稳，通常会采用双点或四点的，也就是说会采用两个或是四个曲柄滑块机构。而本次设计的J23-80曲柄式压力机就属于开式单点压力机，采用一个曲柄滑块机构5。 曲柄压力机的载荷是具有冲击性的，即在一个工作周期内，冲压锻造工作的时间周期是非常短的。短时间内的最大的功率比平均的功率要大十几倍以上，因此在传动系统中都设置有飞轮，能使运动更加平稳，而且飞轮具有蓄能的作用。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能23。凸模接触坯料开始锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进行补偿。冲压锻造一个工作周期完成后，飞轮再次加速积蓄动能能量，以利于下个工作周期的使用6。 机械压力机上的离合器与制动器之间设有机械或电气连锁,以保证离合器接合前制动器一定松开,制动器制动前离合器一定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和寸动（微动），大多数是通过控制离合器和制动器来实现的。滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距离（称为封密高度），可以通过螺杆调节。生产中，有可能发生超过压力机公称工作力的现象。为保证设备安全，常在压力机上装设过载保护装置。为了保证操作者人身安全，压力机上面装有光电式或双手操作式人身保护装置。1.3.2曲柄压力机的主要技术参数及其基本类型 一般来说，曲柄压力机设备的主要技术参数都在反映着设备的工艺能力、加工零件的范围、生产效率以及可靠性等指标，如下进行分别讲述7：1. 通用压力机的主要参数 （1）公称压力Pg及公称压力行程Sg 曲柄压力机的公称压力（或称额定压力）是指滑块离下死点前某一特定距离（此特定距离称为公称压力行程或额定压力行程）或曲柄旋转到离下死点前的某一个特定的角度（此特定的角度我们称之为公称压力角或额定压力角）时，滑块所容许承受的最大的作用力。例如630、1000、1600、2500、3150、4000、6300kN。这个系列是从生产实践中，结合优先数系进行归纳整理总结后制订的产品规格，它既能满足生产需要，又不会导致曲柄压力机的品种规格出现繁多，给生产制造曲柄压力机带来麻烦和困难。在型谱中，通用压力机一般公称压力为主要参数，其他的技术参数为基本参数24。 （2）滑块行程S滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小将反映压力机的工作范围。如果行程比较长的话，则能生产高度较高的零件，曲柄压力机的通用性就会比较大。但是曲柄压力机的曲柄部件尺寸要是加大的话，随之而来的齿轮模数和离合器尺寸要增大,压力机的成本造价要增加。 （3）滑块行程次数n 滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。行程次数越高，生产率越高，但次数超过一定数值以后，必需配备机械化自动化送料装置，否则不可能实现高生产率。 （4）最大装模高度H1及装模高度调节量H1 装模高度是指滑块在下死点时，滑块下表面到工作台板上表面的距离。当装棋高度调节装置将滑块调整到最上位置时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。装模高度调节装置所能调节的距离，称为装模高度调节量。 （5）工作台板及滑块底面尺寸 它是指压力机工作空间的平面尺寸。它的大小直接影响所安装的模具的平面尺寸以及压力机平面轮廓的大小。 （6）喉深它是指滑块的中心线至机身的距离，是开式压力机和单柱压力机的特有参数。尺寸选得太小，则加工的零件尺寸受到限制。尺寸选得过大，则给机身的设计，特别是刚度设计带来困难。2.机械压力机的基本类型：一般来说，按机身结构型式和应用特点来进行分类。 （1）按机身结构型式分：有开式和闭式两类。 1）开式压力机：也称冲床，应用最为广泛。开式压力机多为立式。机身呈C形，前、左、右三面敞开,结构简单、操作方便、机身可倾斜某一角度,以便冲好的工件滑下落入料斗,易于实现自动化。但开式机身刚性较差，影响制件精度和模具寿命，仅适用于4400吨的中小型压力机。 2）闭式压力机：机身呈框架形，机身前后敞开，刚性好，精度高，工作台面的尺寸较大，适用于压制大型零件，公称压力可达到1606000吨。冷挤压、热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身。 （2）按应用特点分：有双动拉深压力机、多工位自动压力机、回转头压力机、热模锻压力机和冷挤压机。 1)双动拉深压力机:它有内、外两个滑块,用于杯形件的拉深成形。拉深前外滑块首先压紧板料外缘，然后内滑块带动凸模拉深杯体，以防板坯外缘起皱。拉深完成后内滑块先回程，外滑块后松开。内外滑块公称工作力之比为（1.71）:1。 2)多工位自动压力机：在一台压力机上设有多个工位，装置多道成形模具，坯料依次自动向下一工位移动。在压力机的一次行程中，各工位同时进行各道成形工序，制成一个工件。 3)回转头压力机：在滑块与工作台之间设有可装置数十组模具的回转头，可按需要选用模具。坯料放在模具上而不再移动。每次行程完毕，回转头转动一个位置，完成一道工序。这种压力机定位精度高，便于调整产品，一机多用，多用于冲制仪器底板和面板等。回转头压力机可配上数控系统，根据编好的指令选用模具和板材成形部位，自动完成复杂的冲压工作。 4)热模锻压力机：用于模锻件生产。机身刚度大，导向面长,承受偏载能力强。过去多用曲柄连杆机构,为提高刚性多已改用双滑块式和楔式。双滑块式结构较简单，重量轻；楔式结构支承面积大，但传动效率低。 5）冷挤压机：用于冷、温态挤压金属零件，如枪弹壳、牙膏管等。冷挤压机一般是立式的，特点是刚度好，导向精度高，工作压力大，工作台面小，工作行程长。第2章 曲柄滑块机构的结构原理、运动规律及受力分析2.1 平面连杆机构的结构与变型2.1.1平面连杆机构的原理与类型 在一个平面内，平面连杆机构的共同特点是原动件的运动都要经过一个不与机架直接相连的中间构件（称为连杆）才能传动从动件，故称之为平面连杆机构。而在生产实际应用中较广泛的是平面四杆机构及其变型机构。铰链四杆机构是平面四杆机构的基本形式，其他形式则可认为是其变型。其中曲柄摇杆机构属于铰链四杆机构中的一种。在此机构中如下图2-1，AD是机架，AB、CD两杆与机架相连称之为连架杆，BC为连杆。而在连架杆中，能做整周回转运动者称为曲柄，只能能在一定范围内摆动的杆称为摇杆。在曲柄摇杆机构中，当以曲柄为原动件时，可实现摇杆往复的运动；当以摇杆为原动件时，则可实现曲柄的回转运动。前者应用比较广泛，后者则主要是以人为动力的机械中应用较多。图2-1 曲柄摇杆机构示意图2.1.2曲柄滑块机构的结构与工作原理 如图2-2为曲柄滑摇杆机构运动时，铰链C将沿圆弧往复运动。如图2-3所示将摇杆3做成滑块形式，使其沿圆弧导轨往复滑动，显然其运动性质不发生改变，但此时曲柄摇杆机构已经变型为具有曲线导轨的曲柄滑块机构。 图2-2 曲柄摇杆机构 图2-3 曲线导轨的曲柄滑块机构若将图2-2中的摇杆无限延长至无穷大，又将图2-3中的曲线导轨变成直线导轨，于是机构又变型为如图2-4和图2-5的曲柄滑块机构。图2-4为有偏距e的偏置曲柄滑块机构；图2-5为无偏距的对心曲柄滑块机构。图2-4 曲柄滑块机构偏置图2-5 曲柄滑块机构正置在曲柄式压力机中，曲柄滑块机构通过将能源装置电动机发生的旋转运动转换成为滑块的直线往复运动，并实现对毛坯材料进行成形加工的锻造机械。机械曲柄压力机的运动工作可靠平稳，并能具有良好的精度保持性，在剪板机，冲床，空压机等领域有着很重要的应用8。 曲柄压力机中，当曲轴旋转时，带动连杆作摆动和上下往复运动，连杆带动滑块沿导轨槽作上下往复直线运动。调节螺杆和连杆体合起来叫连杆，调节螺杆可以改变连杆的长度，这种连杆称为长度可变连杆，借此调节压力机的装模高度。调节螺杆的下端是球头，它放在滑块内的球面下支承座上，用球面压环压住，球面压环与滑块之间用螺钉连接。压力机工作时，连杆与滑块之间的作用力通过球面传递，这种连杆传力机构又称为球面传力机构9。 2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析 设计的目的压力机的工作机构主要采用的就是曲柄滑块机构,其运动简图如图2-6，其中O 点表示曲轴的旋转中心，A点表示连杆与曲轴的连结点,B点为连杆与滑块连结点,AB表示连杆的长度，OA表示曲柄的半径。 图2-6 曲柄滑块机构运动简图 图2-7 结点正置的曲柄滑块机构2.2.1滑块的位移和曲柄转角之间的关系当曲柄滑块机构中OA以角速度做旋转运动时，B点则以速度v作直线运动。图2-4为结点正置的曲柄滑块机构，那么当结点正置时，滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为 （2-1)而 令 则 故 代入式（2-1）整理得 （2-2） 由于一般小于0.3，对于通用压力机而言，一般在0.10.2范围内，因此式（2-2）可进行简化。根号部分可以用泰勒级数进行展开并取前两项得所以式（22）化简转化为 （2-3）公式中s为滑块位移，从下死点算起，向上的方向为正，以下均同； 为曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正，以下均同； R为曲柄半径； 连杆系数。（=R/L，其中是连杆的长度，当连杆可调时取最短时数值。） 已知曲柄半径R和连杆系数时,便可从上式中求出对应于的不同角的s值。在某些情况下，因为实际需要，还希望求出曲柄转角和滑块位移的关系公式，可由图2-4并利用余弦定理进行推导得出下述公式 （2-4）公式中符号意义与公式（2-3）相同。2.2.2滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系根据滑块的位移与曲轴转角的关系式可求得滑块速度,将位移对时间求一阶导数即为滑块的速度v。而 所以化简得 (2-5)公式中 v为滑块速度，向下的方向为正； 为曲柄角速度。； n为曲柄转速，单位为每分钟转数。也是滑块行程次数。其余公式符号意义与公式（2-3）相同。 从公式2-6中可得出,滑块的速度是随曲柄转角角度变化的。在=0o时，v=0；角增大时v随之变大增大；但在=75o90o之间时，v的变化很小，而数值最大.因此常常近似取=90o曲柄转角的滑块的速度当作最大速度，用vmax表示。即 （2-6） 从上面公式可以看出，滑块的最大速度vmax与曲柄的转速n，曲柄半径成正比，曲轴的转速n越高，曲轴的R越大，那么滑块的最大速度vmax也越大。本次设计的目的压力机的滑块的最大速度：mm/s在实际的锻压生产制造中，按照经验来普遍认为滑块的速度与工艺要求有关。例如，对于拉伸工艺来说，如果滑块速度过大，会引起工件的破裂破坏，从而造成材料浪费和生产效率低下。所以经过长时间的经验积累和实验的验证绘制了如表2-1的拉伸工艺的合理速度范围，进行拉伸工艺的压力机，滑块速度不应该超过这个数值。表2-1 拉伸工艺的合理速度范围材料选择钢不锈钢铝硬铝黄铜铜锌最大拉伸速度（mm/s）4001808902001020760760 在现如今的国内通用压力机的滑块最大速度为130435mm/s，而如今国外的压力机发展正努力为了提 高其生产效率，着力于提高滑块行程次数即提高滑块速度的科研趋势。随着近些年国内外的压力机都在往高速度和高精度的方向发展，所以对滑块的加速度的分析是不容忽视的。对于高速压力机而言，滑块运动的惯性必须予以足够的重视和注意。为此，需要求出滑块的加速度，即滑块速度对时间求一阶导数。 a=-R(cos+cos2) (2-7) 公式中 a为滑块的加速度，向下方向为正方向。其余公式符号意义同公式（2-4）和（2-5）相同。2.3 曲柄滑块机构的受力分析 分析曲柄滑块机构能否满足其工艺的要求，除了检验其运动规律是否满足要求之外，此外还有一方面工作至关重要，这关系到实际生产与操作者的安全，这项工作就是要校核曲柄滑块机构中曲轴、连杆、滑块与导轨等部件的强度和刚度校核，而进行强度和刚度校核之前，首先将曲柄压力机滑块机构的主要构件进行建立理想化模型，进行受力状态分析，并正确无误地进行计算，从而确定相关参数。2.3.1忽略摩擦情况下滑块机构主要构件的力学分析研究结点正置的曲柄滑块机构，忽略压力机的摩擦和零件本身重量等因素的影响，建立理想化模型，曲柄滑块机构的受力简图如图2-8所示11。图2-8 曲柄滑块机构的受力简图连杆及导轨受力按照受力简图2-5进行分析，考虑B点力的平衡得 （2-8） （2-9） 由前面的推导可知，sin=sin，如果当=0.3，当=0o时，=0o；当=90o时，=17.5o。在一般的情况下，尤其是对于通用压力机而言，远小于0.3，故远小于17.5o。由于角较小，因为可以认为cos1，tan=sin=sin，所以公式（2-8）和（2-9）可写成 （2-10） （2-11）公式中 PAB为连杆的作用力； Q为导轨的作用力； P为工件抵抗变形力； 为连杆系数； 为曲柄转角。1.曲轴所受扭矩 在忽略摩擦的因素影响下，所求得的扭矩为理想扭矩。图2-9是曲轴受力简图。PAB是连杆给予曲轴的作用力。并在PAB作用下，曲轴所受理想扭矩是 且 又 所以 且 所以 （2-12）公式中 R是曲柄半径；其余公式中的符号意义与公式（2-11）相同。 公式（2-12）是在忽略摩擦因素的影响下的理想状态曲轴所受扭矩的计算公式，从公式的形式来看，可以看出虽然所有的工件抵抗变形力P是一个固定的不变值，但曲轴所受到的扭矩却伴随着曲柄转角的变化而变化着，变得越大，Ml也变得越大，那就是说在曲柄转角较大的条件下工作运行，曲轴所受到的扭矩也比较大。如果曲柄的转角的大小等于了公称压力角的大小，即=g时，那么可以称曲轴所受的理想扭矩为理想公称扭矩，而且理想公称扭矩是设计曲轴、齿轮及离合器的重要基础。其公式如下： （2-13） (a) (b) (c) (d) (e)图2-9 曲轴受力简图及球头的结构示意图 为了计算的方便，可以将公式（2-13）转化为如下的公式形式 （2-14） (2-15)在公式中ml被称作为理想当量力臂。2.3.2考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析 压力机在实际生产制造中是无法忽略摩擦的因素，必然部件之间会产生摩擦，尤其要重视的是在转动的零部件之间由于摩擦所产生而增加的摩擦扭矩是不可以被忽略的。 在曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在这个四个地方：滑块与导轨面之间的摩擦，详见图2-6c。此摩擦力的大小为 （2-16） 此摩擦力的方向恰好与运动方向相反，构成了阻碍滑块运动的阻力，这个阻力经过连杆的传导作用到了曲柄上，从而在工作状态下，增加了曲轴所需要传递的扭矩，消耗更多的能量。曲轴支撑颈d0和轴承之间的摩擦，详见图2-6b。当曲轴旋转的时候，滑动轴承对轴颈的摩擦力被分布在轴颈的工作接触曲面上，如图2-7，这些摩擦力对轴颈中心O形成阻碍轴颈旋转的阻力矩，对支承1，2的阻力矩值分别为 两个支承的总阻力矩的大小为 (2-17)通过大量的实践经验和实验验证，由于小齿轮的作用力Pn比PAB小得多，所以可以认为两个支座的支反力的和为 因此可以将公式（2-17）简化成 (2-18) 曲轴颈dA和连杆的大端轴承之间的摩擦，详见图2-6b，这种摩擦力与上一种摩擦力相同，也形成了阻碍曲轴转动的阻力矩，并且可以按照如下的计算公式进行计算 (2-19) 连杆梢（或称为球头）dB与连杆小端轴承（或者是球头座）之间的摩擦，详见图2-6e、d，也构成了运动工作时的阻力矩 (2-20) 综上所述三个阻力矩M0、MA 以及 MB都会使曲轴在工作状态下，增加所需传递的扭矩，从而浪费能源。 由能量法可知，根据功率平衡原理，曲轴多需要增加的传递扭矩M在单位时间内所完成的功，即为所需要增加的功率，并且等于克服各处摩擦所消耗的功率，用如下公式表达。 (2-21)公式中 v为滑块移动速度； 为曲柄转动的角速度； AB、BA为连杆摆动速度。再根据运动学原理，连杆AB为平面运动，AB、BA可以从下面的推导关系中求得，连杆的运动速度图如图2-8。公式中 vAB为连杆B点的相对速度。通过图2-8中的速度三角形，可以求解出vBA的表达式。 （2-22）将公式（2-5）、（2-16）、（2-11）、（2-18）、（2-19）、（2-20）及（2-22）一起代入公式（2-21）中得整理化简得 （2-23) 从上面公式(2-23)发现规律，曲轴的摩擦扭矩M是随曲柄转角的变化而变化，但是这种变化很微小的。所以在近似计算中，可认为M是一常数，并取相当于=0o时的数值，因此摩擦扭矩可以近似用下面的公式进行计算 （2-24）公式中 d0为曲轴支承颈的直径； dA为曲轴曲柄颈的直径； dB为连杆梢或球头的直径； 为摩擦系数，对于开式压力机，=0.040.05；对于闭式压力机，=0.0450.055。为了方便计算，可将公式（2-24）可写成下面的公式 （2-25） 公式中 m称为摩擦当量力臂。 所以将公式（2-14）和（2-24）相加就可得出考虑摩擦后曲轴所需传递的曲轴扭矩Mq，即 （2-26）根据上述的简化方法可将（2-26）简化为下式 （2-27） （2-28） mq称为当量力臂，即为考虑摩擦后的总当量力臂。 如前面所述，当=g时，曲轴上的曲轴扭矩称为公称扭矩Mg，即 （2-29）相应的当量力臂称为公称当量力臂，即 （2-30）第3章 曲柄滑块机构的结构设计计算3.1 曲轴的结构设计计算3.1.1曲轴的材料选择 在通用压力机中，一般大体分成三种型式的，分别是曲轴式压力机、曲拐轴式压力机以及偏心轴式压力机。而本次设计主要型式就是曲轴式压力机。而对压力机来说，曲轴是其十分重要的部件之一，受力状态比较复杂，从而导致了它的制造条件要求也非常高，一般可以采用45号钢锻制造而成的，锻比一般取2.53。对于一些中大型的压力机的曲轴，有些采用合金钢进行锻制，采用40Cr、37SiMn2MoV和18CrMnMoB等合金钢材料，但是此时的锻比需要大于3。然而对于一些小型压力机的曲轴，锻制后的曲轴需要进行调质处理，有时候还必须还要切割两端试件进行机械性能实验。 本次设计的压力机型号为J23-80曲柄压力机，公称压力为800kN，在工厂实习期间，了解到目前曲轴常选用选择40Cr钢调质来进行加工，可以满足实际生产需求。3.1.2曲轴的有关尺寸估算曲轴的有关尺寸包括曲轴的支承颈直径d0、曲柄颈直径dA、支承颈长度l0、曲柄两臂外侧侧面间的长度lq、曲柄颈长度la、圆角半径r以及曲柄臂宽度（或直径）a等主要尺寸，如图3-1。 图3-1 曲轴的结构示意图 本次设计的压力机为J23-80曲柄式压力机，其公称压力Pg=800kN。通过经验公式，可以对以上的尺寸参数进行估算。 支承颈直径 =130mm 曲柄颈直径 =180mm 支承颈长度 =220mm 曲柄两臂外侧侧面间的长度 =338mm 曲柄颈长度 =220mm 圆角半径 =10mm曲柄臂宽度（或直径） =240mm曲柄臂高度 h=280mm3.1.3曲轴的强度分析及核验曲轴轴颈尺寸 通过上述经验公式得出的尺寸参数，来对曲轴进行强度和刚度的校核。经过前人的大量数据分析整理、对问题进行合理分析论证以及生产实际的状况已经得出了比较精确可靠的校核方法10。曲轴受力变形后是中间的变形比两边大，所以可以认为连杆作用于曲柄颈的作用力就成为了非均布载荷，在曲轴的两端受力大，中间受力小，因此可以把曲轴的受力分析抽象简化化成两个作用在曲柄颈的集中力，但是考虑轴瓦的磨损等因素，两个集中力将作用在距离曲柄臂2r（r为圆弧半径）的位置，两个支承也支承在曲柄臂外侧2r的位置，并且因为齿轮对曲轴的作用力相对于连杆对其的作用很小，因此可以忽略齿轮对其的作用力；连杆对曲轴的作用力近似等于公称压力Pg，而且分别以一半的公称压力作用于连杆轴瓦的两侧，受力分析如图3-2。 经分析可知曲轴的危险截面有两个，分别是截面C-C和截面B-B。 在C-C危险截面上，受到弯扭组合的作用，但是由于弯矩比扭矩对该截面的影响大，所以可以忽略扭矩的影响，只考虑弯矩。危险截面C-C的弯矩M为 （3-1）截面C-C的最大的弯曲应力为 （3-2） 图3-2 曲轴计算简图 在B-B危险截面上，恰好与C-C截面相反，相对于弯矩而言，扭矩对B-B截面的影响更大，弯矩的作用是非常小的，可以将弯矩忽略，只考虑扭矩对B-B的影响，如图3-3。图3-3 曲轴的扭矩计算简图截面B-B的扭矩为 (3-3)最大的剪应力为 (3-4)公式（3-1）、（3-2）、（3-3）及（3-4）中 Pg为公称压力； la为曲柄颈的长度； lq为曲柄两臂外侧面间之间的距离； dA为曲柄颈的直径； r为圆角的半径； W为弯曲截面系数； Wp为扭转截面系数； mg为公称当量臂。（其中公称当量臂的计算公式如下 因为在近似计算中，可以认为扭矩Mg是一个近似不变的常数，并且认为是当时的值。所以当量摩擦臂可以简化成本设计的压力机属于开式压力机，故=0.05。）本次设计的压力机型号为J23-80，公称压力Pg为800kN，一般对刚度要求不高，因此在安全系数之间n=2.53，取上限n=3.5，又因为40Cr钢调质后的屈服极限s500Mpa。所以可求出许用应力为Mpa经过大量生产实践，通常取 Mpa， 而许用剪应力 Mpa， 通常选用 Mpa。在压力机设计中，一般压力角的取值范围：小型压力机，g=30o；对于中大型压力机，g=20o。因为本次设计的J23-80曲柄式压力机的公称压力是800千牛顿，属于小型压力机，故选g=30o。为了使用方便，通常把公称压力角g转换公称压力行程Sg来进行表示在铭牌或者说明书上。我国的机械部颁布施行的标准中是以Sg作为标准的，开式压力机常选用Sg=316mm；闭式压力机Sg =13mm。本次设计的公称压力行程Sg =9mm。假设连杆的长度为L，根据余弦定理公式（2-4）分析可求出解得连杆的长度L=650mm故连杆系数 =R/L=65/650=0.1通过上一小节对曲轴的相应尺寸的估算，可以得知d0=130mm、lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm、dB=120mm、公称压力角g=30o、连杆系数=0.1将这些数据代入公式（3-2）和（3-4）中。在截面C-C上68MpaMpa在截面B-B上 80MpaMpa 所以当曲轴在承受最大的工作压力时，所承受的弯曲应力小于许用应力值，故该尺寸的曲轴是安全的。可以认为d0=130mm、 lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm尺寸估算是合理的。3.1.4曲轴的刚度计算 近些年随着曲柄压力机的不断发展，人们越来越重视曲轴的刚度问题，也逐渐称为评判压力机设计的优劣的一个标准，但至今却没有统一的标准提供参考。利用材料力学中的摩尔定理12即可算出曲轴颈中点的挠度，如图3-4。图3-4 曲轴的刚度计算简图 由于第一项很小，故可以将其忽略，公式可以进一步简化成 （3-5） 公式中 Pg为公称压力； E为弹性模量，对钢曲轴而言，E=2.11011N/m2； la为曲柄颈的长度； b为曲柄臂的厚度； r为圆角半径； J1、J2、J3分别为支承颈、曲柄臂及曲柄颈的惯性矩；公式中 d0为支承颈的直径； dA为曲柄颈的直径； h为曲柄臂的高度，h=280mm； a为曲柄臂的宽度，a=240mm； c为曲柄臂型心到曲柄颈型心的距离，c=20mm。将相关代入公式（3-5）中，即可求得挠度，如下=0.054mm 由于中点挠度还未形成规范，但通经过大量实践经验总结部分压力机此计算法的中间挠度，查表可得出J23-80曲柄压力机的中点挠度实践=0.172mm由于 =0.054mm实践=0.172mm故可以认为设计尺寸下的曲轴的刚度是良好的。3.2 连杆及装模高度调节机构3.2.1 连杆和装模高度调节装置的总体结构由于模具的高度不是统一的，因此曲柄压力机要适应不同高度的模具，而应让装模高度可以调节。如图3-5所示连杆和装模高度调节装置的结构示意图，这种装模结构中的连杆是由连杆盖1、连杆2和球头调节螺杆3等零件组成。其上端套在曲柄轴颈上，下端以球头和滑块6中的球座5及球头压盖4相连接。通过借助扳手或用铁棍拨动棘爪转动球头螺杆进行手动调节，就可以改变连杆长度，从而改变压力机的封闭装模高度16。1-连杆盖 2-连杆 3-调节螺杆 4-球头压盖 5-球头下座 6-滑块图3-5 连杆和装模高度调节装置的结构示意图连杆是压力机中的重要部件，工作时传递工作载荷，因此连杆应当要求有足够的强度。在压力机运行传动中连杆作平面复合运动，两端分别与曲柄颈和滑块相连结。连杆按连接方式不同，分为球头式连杆、 导柱式连杆、柱销式连杆。为了适应不同闭合高度的模具