曲柄压力机课程设计讲稿2009.09.18

1、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=100 mm，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=110 mm, 取d。=11 cm。,按照表6经验公式，选出其余尺寸： da=14 cm；l0=22 cm；lq=32 cm； la=17 cm； r=0.9 cm；a =18 cm。,根据结构设

2、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=20 cm；lq=35 cm。,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(

3、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0.080.10 d0 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

4、-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)/0.2 d03 pa -(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

5、) 、(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 =1000105 pa,=0.152m,故应重新选取da 由计算结果取： da=15.5 cm。 由式(3)经变换得： d0= 又mq=rsin+(/2)sin2+(1/2)(1+)da+d+do r =s0/2=100/2=50 mm 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

6、.11 m， =0.045。 查表2：当=g =30，=0.1时 sin+(/2)sin2=0.5433 mq=0.050.5433+0.045(1+0.1) 0.155+0.10.12+0.11 =0.0338m 又 =750105 pa d。=,=0.112 m,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

7、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

8、=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 +0.00659 p=,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=1450 mm,曲柄转速n=20 r/min，求滑块位移及速度。 r =s0/2=315/2=157.5 mm； =r/l=157.5/1

9、450 =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ra1.6 0.8。,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)p01/3 mm -（7）,上式中p0为连杆上的作用力(kn) 对于单点压力机： p0 pg (pg为压力机公称力)。 对于整体的芯轴 上式中的

10、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-p1 n； 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= = =65