曲柄压力机课程设计讲稿2009.09.18PPT课件

.,压力机曲柄滑块机构具体设计步骤对压力机曲轴（偏心齿轮-芯轴）进行设计与计算(1)预选曲轴有关尺寸参考指导书P20表6,.,表6曲轴有关尺寸经验公式,.,(2)根据结构设计及其他因素修改有关长度尺寸例已知630kN开式压力机行程s0=100mm，公称压力角g=30试设计曲轴有关尺寸。预选曲轴有关尺寸按表6经验公式计算曲轴支承颈直径d。：d。=4.4Pg1/2=4.46301/2=110mm,取d。=11cm。,.,按照表6经验公式，选出其余尺寸：dA=14cm；L0=22cm；Lq=32cm；La=17cm；r=0.9cm；a=18cm。,.,根据结构设计及其他因素(如轴瓦压强)修改有关长度尺寸考虑连杆轴瓦压强，La需增大3cm，为了保证曲柄臂强度，Lq也需相应增大3cm，故上述尺寸变为：La=20cm；Lq=35cm。,.,对曲轴危险断面进行强度校核曲轴受力分析简图a)连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称力Pg。连杆作用于曲轴的力视为两个集中力(Pg)/2；,.,b)该力作用在距离曲柄臂内侧壁2r处(r为圆弧半径)；两支承支点距离曲柄臂外侧壁2r。c)齿轮对曲轴的作用力比连杆对它的作用力小得多，可忽略不计；险截面C-C的弯矩Mw计算,Mw=(Nm)-(1),.,C-C截面的最大应力计算,=,Pg公称压力(N)；La曲柄颈长度(m)；,Lq曲柄两臂外侧面间的距离(m)；dA曲柄颈直径(m)；r圆角半径(m)；W弯曲截面系数(m3)。,-(2),.,一般情况下，r均在0.080.10d0的范围内(d0-支承颈直径)。如果r不在上述范围，相差较大，可以按下式计算r数值:r=0.05L0式中L0支承颈长度。L0=(1.52.2)d0,在曲柄颈上，除受弯矩作用外，尚受到扭矩作用，应按弯扭联合作用计算。但由于弯矩比扭矩大得多，故忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩的相差不多。,.,B-B截面扭矩与剪力计算支承颈的B-B截面也有可能破坏，故尚需核算B-B截面的强度。在B-B截面上也受到弯扭联合作用但此处和C-C截面相反，扭矩比弯矩大得多，故可忽略弯矩的影响。,.,B-B截面扭矩为：Mq=Pgmq最大剪应力为：=Mq/W=(Pgmq)/0.2d03Pa-(3)式中Pg-公称压力，N；d0-支承颈直径,m；mq-当量力臂；W-扭转截面系数,m3。,.,设计时，需使计算的弯曲应力和剪应力等于或小于许用的弯曲应力和许用剪应力，参考现有压力机的应力数值，许用应力推荐如下：=(s)/n；=0.75,即：,.,式中、许用弯曲应力和许用剪应力，Pa；s屈服极限，Pa；n安全系数，取2.53.5，刚度要求高的取上限值。按照式(2)、(3)，计算出曲轴的许用应力如下表所列。,.,曲轴许用应力（105）Pa,指导书P26表9,.,现有曲柄压力机曲轴计算应力（105）,指导书P26表10,.,核验轴颈dA尺寸由式(2)经变换得：,初步选取曲轴材料为45号钢，由表9查得=1000105Pa,=0.152m,.,故应重新选取dA由计算结果取：dA=15.5cm。由式(3)经变换得：d0=又mq=Rsin+(/2)sin2+(1/2)(1+)dA+d+doR=s0/2=100/2=50mm初选=0.1,即连杆长度为0.5m。,.,连杆其他尺寸可按经验公式选取,.,根据预选及计算数值得：dA=0.155m，d。=0.11m，=0.045。查表2：当=g=30，=0.1时sin+(/2)sin2=0.5433mq=0.050.5433+0.045(1+0.1)0.155+0.10.12+0.11=0.0338m又=750105Pad。=,=0.112m,取d。=0.115m。,.,.,曲轴最后确定的尺寸,630kN压力机曲轴尺寸图,.,(1)确定曲柄压力机滑块机构的结构,曲柄压力机滑块机构的设计与计算,.,.,JA31-160A连杆滑块结构图1-导套2-连杆螺钉3-连杆4-蜗轮5-蜗杆6-滑块7-顶料杆8-柱销,.,(2)曲柄在不同转角下滑块的许用负荷计算使用压力机时，往往需要知道滑块的许用负荷曲线，即在不同的曲柄转角下滑块所能承受的裁荷。为此，在公式(2)和(3)中令=、=和Pg=P，并进行变换即得：P=,N-(4),.,P=,N-(5),式中P滑块上许用负荷，N；、许用弯曲应力和许用剪应力，Pa。从式(5)可以看出：滑块上许用负荷P为曲柄转角的函数。当从0到90变化时，愈大则mq愈大，因而P愈小。,.,mq=Rsin+(/2)sin2+(1/2)(1+)dA+d+do-(6)但式(4)P=说明，P为一常数，不随而变化。,.,根据式(4、5)，可以画出C-C及B-B截面的许用负荷曲线图。C-C截面P=670103N,.,B-B截面P=mq=Rsin+(/2)sin2+(1/2)(1+)dA+d+do而(1/2)(1+)dA+d+do=(1/2)0.045（1+0.1）0.155+0.10.12+0.11=0.00659(m),=,.,令sin+(/2)sin2=X，可通过查表2求得。mq=RX+0.00659=0.05X+0.00659P=,.,630kN开式压力机滑块许用负荷曲线,.,绘制压力机滑块位移及速度曲线图例已知J31-315压力机的行程s0=315mm,连杆长度L=1450mm,曲柄转速n=20r/min，求滑块位移及速度。R=s0/2=315/2=157.5mm；=R/L=157.5/1450=0.108。按=0.11查表1、2,解,.,.,.,得：,.,.,3.芯轴设计计算常见的偏心齿轮-芯轴结构。芯轴一般采用45钢或40Cr、37SiMn2MoV、18CrMnMoB等合金钢锻制，并经调质处理。与偏心齿轮轴瓦配合的部分需经磨削加工，其表面粗糙度为Ra1.60.8。,整体芯轴,.,芯轴为分段结构,.,（1）芯轴直径的确定可按经验公式预选芯轴直径d0:当芯轴材料为45钢芯轴直径（与偏心齿轮内轴承配合处）的经验公式为：d0=(1418.5)P01/3mm-（7）,.,上式中P0为连杆上的作用力(kN)对于单点压力机：P0Pg(Pg为压力机公称力)。对于整体的芯轴上式中的系数可取较小值。,.,（2）芯轴强度计算一般芯轴只承受弯矩，而扭矩由偏心齿轮承受。图23为芯轴强度计算简图。,.,偏心齿轮受到连杆的作用力P0作用以后，分别以P1及P2两个集中力作用在芯轴上。由于芯轴在机身上的配合较长较紧，故可以认为两端插入受集中载荷P1及P2作用的梁。因齿轮的作用力较小，可忽略。,.,可用静不定梁的方法解题；也可视为两端为简支及外加反力偶mA及mB的简支梁。计算简图中有关数值可由如下公式计算出：mB=Nm-(8),.,mA=Nm-(9)M2=Nm-(10)M1=Nm-(11),.,上述四式中：P1=N；P2=P0-P1N；m；m。式中、芯轴轴瓦长度，m。,.,芯轴直径为：d0=m-(12)在式(8)式(11)中：选取计算结果最大的数值作为最大弯矩Mmax，一般是mB最大，故选Mmax=mB。采用(8)式(12)计算现有压力机的芯轴，其计算应力见表12。,.,.,许用应力可按下式选取：=式中许用弯曲应力，Pa；s材料屈服极限，Pa；n安全系数，n=2.53.5，刚度要求高者取上限。按照上式，计算出芯轴的许用应力见表13。,.,.,例已知J31-315压力机偏心齿轮结构如图24所示试计算芯轴应力。,.,解由式（8）mB=其中660mm,220mm,=280/2=140mm。,.,P1