曲柄压力机滑块许用负荷图的制定及其作用

材料成型设备曲柄压力机姓名：刘源班级：成型091403学号：200914030179图1.图1.曲柄滑块机构运动关系计算简图—:曲柄压力机锻压设备在装备制造业中占有非常重要的地位，同时装备制造业的发展也极大地促进了锻压设备的发展和技术进步。提高锻压设备的技术性能、产品质量、生产能力和自动化程度，对于加快我国装备制造业的发展，促进国名经济建设和国防科技进步，加快现代化进程，具有重要意义。曲柄滑块机构是曲柄压力机的典型工作机构，这一机构将压力机传动系统的旋转运动转变为滑块的往复直线运动，实现各种冲压，挤压和锻造等加工工艺，广泛应用于汽车工业、航空工业、电子仪表工业和五金轻工等领域。同时，机构还具有力的放大作用(即工作载荷大于传动系统输入的作用力)，满足压力机瞬时峰值力的要求。在曲柄滑块机构设计中，运动分析是设计和强度校核的基础，也是静力学分析的基础。曲柄滑块机构代表曲柄压力机的主要特征，是设计曲柄压力机的基础，掌握曲柄滑块机构的运动规律以及受力情况，是了解曲柄压力机工作特性的重要内容。1.曲柄滑块机构的运动分析如图1所示为曲柄滑块机构的运动简图。O点为曲轴的旋转中心，A点为连杆与曲柄的连接点，B为连杆与滑块的连接点，OA为曲柄半径，AB为连杆长度。当OA以角速度3绕O点做旋转运动时，B点则以速度v作直线运动。1.1滑块位移与曲柄转角的关系根据图1所示的曲柄滑块机构运动关系，取滑块下死点B0为行程的起点，滑块从B0到B点为滑块位移s：TOC\o"1-5"\h\zS=R+L-(Rcos以+LcosP) ①cosp=V'1一sin2p=v1一人2sin2a ②入一连杆系数，入=R/L，其中L是连杆长度，当连杆长度可调时，取最短的数值。\o"CurrentDocument"S=R[(1-cosa)+4(1-cos2a)] ③1.2滑块与曲柄转角的关系da①=—dt

U=R①(sina+—sin2a)2式中 U——滑块速度，方向向下为正；、 冗n①曲柄角速度，必=30；n——曲柄每分钟转速，即滑块每分钟行程次数。1.3滑块加速度与曲柄转角的关系将④对时间求导，得滑块运动加速度：a=-R&2Losa+人cos2a]式中a——滑块加速度，向下方向为正。式中负号表示滑块行程s和曲柄转角a计算起点与实际运动方向相反。如图2为J31-160型压力机滑块运动规律曲线。I1§1V图2.J31-160型压力机滑块运动规律曲线240l-104►2.曲柄滑块机构的受力分析图2.J31-160型压力机滑块运动规律曲线240l-104►曲柄滑块机构工作时，曲柄滑块机构要承受全部的工艺力，是主要的受力机构之一。其强度决定滑块允许承载的大小。理想状态下曲柄滑块机构的作用力和曲柄扭矩如图3所示，理想状态下(不考虑机器在运行时各节点即滑块部分的摩擦力),滑块上受到的作用力有：工件成形工艺力F、连杆对滑块的作用力Fa#导轨度滑块的反作用力Q。根据力平衡条件：

FF= ABcospQ=Ftanp由前推导可知：sinP=人sina,若人=0.3，当a=0。时，p=0o，当a=90o时，p=17.5o而在一般情况下，特别是对通用压力机的人远小于0.3,故P远小于17.5。.由于P较小，则cosP-1,tanP«cosP=Xsina,故上述两图3.通用曲柄压力机受力简图图3.通用曲柄压力机受力简图F-FQrF人sina如图4所示，在连杆力的作用下，曲轴上所受的扭矩:MLML=FAB-OD图4.曲轴（偏心齿轮受力分析图）OD=R-sin(a+P)=R(sinacosP+cosasinP)图4.曲轴（偏心齿轮受力分析图）则:入M=FR(sina+—sin2a)=FmmL——理想当量力臂，san+—si2a）。mL——理想当量力臂，san+—si2a）。2由式⑥可看出，当F值一定时，曲轴所受的扭矩是随曲柄转角a值变化的，a越大，Ml越大；当Ml一定时，机构能承受工件的变形抗力则随a值得减少而增加。在满足一定工作行程的条件下，定义一临界角（标称压力角）a巴，在此点能承受的工作变形抗力定义为标称压力F，临界角点，式⑥可写成:gM=FR(sina+Kcos2a)gL g 2

3.曲柄压力机滑块许用负荷图曲柄压力机曲轴所受的扭矩M除与滑块所承受的工艺力F成正比外，还与曲柄转q角a有关。由于在较大的曲柄转角下工作时，曲轴上所受扭矩较大，必须对工作时的、值加以限制。在使用压力机时，需在标称压力角ag内，允许滑块承受标称压力F^之外，允许作用在滑块上的力应当相应减少，以保证机床零件不发生强度破坏。3.1曲轴应力分析及滑块许用负荷在压力机工作时，曲轴受剪切、弯矩和扭矩的联合作用，忽略一些对强度影响较小的因素后，得：FAB注F根据材料力学分析，曲轴的I一I、II—II截面为危险截面，如图7所示。在曲柄颈危险截面I—I处，收到玩具和扭矩的联合作用，但由于此处的扭矩比弯矩小得多，故忽略扭距对应力的影响。由于曲轴的弯矩是由力F引起的，再设计压力机时，用标称压力F^来设计或校核该截面的弯曲强度。自然，由曲轴截面I—I的强度所决定的使用原则为：F[广F⑧式中 F!_[——曲轴i—i截面强度所允许的滑块负荷。图7•曲轴载荷图在曲轴支承颈危险截面II—II图7•曲轴载荷图多，可以忽略弯矩的影响，只考虑扭矩强度问题。由于曲轴支承颈处所受扭矩为Mq该截面的设计和校核是按曲轴的标称扭矩M%计算的。Mqg所以:F]U-UM MF]U-U qg =——qgRsin(a+p+y)+旦(r+r)m式中Mqg——标称扭矩；FL_u——曲轴II—n截面强度所允许的滑块作用力;

Pg——转角为ag时，连杆AB和OB间的夹角3.2曲柄压力机滑块许用负荷图由式⑧和⑨可以看出，曲轴危险截面I—I强度所允许的滑块作用力F],_,只与压力机标称压力有关，而且其大小等于压力机标称压力；危险截面II—H强度所允许的滑块作用力fL_u除与压力机标称压力有关外，还与当量力臂mq成反比。而m^是曲柄转角的函数，当转角a从0o~90o增大时，mq随之增大，则fLu相应减少。由式⑧和⑨绘出如图8的滑块许用负荷图。其纵坐标表示压力机滑块许用负荷F1横坐标表示曲柄转角a，直线ad是根据F],_,做出的许用负荷线；曲线bc是根据FL_u作出的许用负荷线，ad线所对应的F]为标称压力Fg，b点所对应的曲柄