曲柄压力机课程设计讲稿ppt课件

1、压力机曲柄滑块机构的具体设计步骤是设计和计算压力机的曲轴(偏心齿轮-心轴)。(1)预先选择曲轴的相关尺寸，参见表P20、表6、表6和曲轴的相关尺寸，以及2。(2)根据结构设计等因素修改相关长度尺寸。众所周知，630kN开式压力机的冲程S0为100毫米，标称压力角g=30试图设计曲轴的相关尺寸。根据表6中的经验公式计算曲轴轴承颈的直径d。d .=4.4Pg1/2=4.46301/2=110 mm，取d=11cm .3、根据表6中的经验公式，选择剩余尺寸：Da=14cm；L0=22厘米；Lq=32厘米；La=17厘米；r=0.9厘米；a=18厘米.4、根据结构设计等因素(如轴承压力)，修改相关长度

2、尺寸，考虑连杆轴承压力，La需要增加3厘米，Lq需要增加3厘米，以保证曲柄臂的强度，因此上述尺寸为：La=20厘米；Lq=35厘米.5。检查曲轴危险部分的强度A)连杆对曲轴的作用力大约等于标称力Pg。连杆作用在曲轴上的力被视为两个集中力(pg)/2；6，b)力从曲柄臂的内侧壁作用在2r处(r是圆弧半径)；两个支撑支点远离曲柄臂的外侧壁2r。c)齿轮对曲轴的作用力远小于连杆的作用力，可以忽略不计；危险截面c-c弯矩Mw计算，MW=(nm)-(1)，7，C-C截面最大应力计算，=，Pg标称压力(n)；曲柄颈长度(米)；Lq曲柄两臂外侧之间的距离(m)；曲柄颈直径(米)；r圆角半径(m)；w弯曲截面

3、系数(m3)。-(2)、和8，通常，r在0 . 080 . 10 d0(d0-轴承颈直径)的范围内。如果r不在上述范围内，则差值较大， r=0.05L0的r值可通过以下公式计算。L0=(1.52.2) d0，在曲柄颈上，除了弯矩之外，它还在扭矩的作用下，所以它应该根据弯曲和扭转的共同作用来计算。然而，由于弯矩远大于扭矩，忽略扭矩计算的应力与考虑扭矩计算的应力相似。B-B截面的扭矩和剪力计算轴承颈的B-B截面可能损坏，因此有必要计算B-B截面的强度。B-B截面也受到弯曲和扭转的共同作用，但在这里，与C-C截面相反，扭矩远大于弯矩，因此弯矩的影响可以忽略不计。10，b-b节扭矩：Mq=Pgmq最大

4、剪应力：=MQ/w=(pgmq)/0.2d03pa-(3)，其中Pg-标称压力，n。D0-轴承颈直径，m；Mq-等效力臂；W-扭转截面系数，m3。11。在设计中，计算的弯曲应力和剪切应力应等于或小于允许的弯曲应力和允许的剪切应力。参考现有压力机的应力值，许用应力推荐如下：=(s)/n；=0.75，即：12，其中许用弯曲应力和许用剪切应力，pa；美国的产量限制，pa；n安全系数为2.53.5，高刚度要求上限值。根据公式(2)和(3)，曲轴的许用应力计算如下表所示。13，曲轴许用应力(105)Pa，说明书P26表9和表14，现有曲柄压力机(105)曲轴计算应力，说明书P26表10和表15，验证轴颈

5、dA尺寸由公式(2)转换而来：曲轴材料初步选择为45号钢，见表9=1000105 Pa。公式(3)转换为：d0=MQ=rsin(/2)sin 2(1/2)(1)da d do r=s0/2=100/2=50mm。初步选择为0.1，即连杆长度为0.5m.17、连杆的其他尺寸可根据经验公式选择，18、根据预选和计算值：dA=0.155m米，d.=0.11米，=0.045米。查找表2:当g=30，=0.1，sin(/2)sin 2=0.5433 MQ=0.050.5433 0.045(10.1)0.155 0.10.12 0.11=0.0338m且=750105 Pa d.=，=0.112 m，取d

6、.=0.115m。(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，22，23，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-顶杆(2)计算滑块在不同曲柄角度下的许用载荷时，经常需要知道滑块的许用载荷曲线，即因此，让公式(2)和(3)中的=、=和Pg=P，并进行变换，得到：p=、n (4)、25、p=、n (5)，其中P滑块上的允许载荷为n；许用弯曲应力和许用剪切应力，帕。从公式(5)可以看出，滑块上的容许载荷p是曲柄角的函数。当从0变为90时，mq越大，P越小，26，MQ=rsin/(2)sin 2(1/2)(1)da d do-(

7、6)，但公式(4)P=说明，P是一个常数，不会随它而变化。27，根据公式(4，5)，可以画出C-C和B-B截面的容许荷载曲线。截面C-C p=670103n，28，截面b-b P=MQ=Rsin/(2)sin 2(1/2)(1)Da d do和(1/2)(1)Da d do=(1/2)0.045(10.1 MQ=Rx 0.00659=0.05 x 0.00659 P=，30，630 kN开式压力机滑块的容许载荷曲线，31。以滑块位移和压力机速度曲线为例，可知J31-315压力机的行程s0=315mm，连杆长度L=1450 mm，曲柄速度n=20 r/min，用于计算滑块位移和速度R=s0/2=

8、315/2=157.5mm；=信噪比=157.5/1450=0.108 .根据=0.11查找表1、2，求解32、33、34，得到：35、36、3。普通偏心齿轮-芯轴结构的设计计算。心轴通常由45钢或合金钢锻造而成，如40Cr、37SiMn2MoV、18CrMnMoB等。并经过淬火和回火。偏心齿轮轴瓦的配合部分需要打磨，其表面粗糙度为Ra 1.60.8。整体心轴，37，心轴为分段结构，38，(1)心轴直径d0:的确定可根据经验公式预选。当芯轴材质为45钢芯轴直径(与偏心齿轮内轴承配合处)时，验证公式为：D0=(1418.5) P01/3mm-(7)，39，上式中P0为整体芯轴，公式中系数取较小值

9、。芯轴强度的计算芯轴一般只承受弯矩，扭矩由偏心齿轮承受。图23是心轴强度计算的简图。41、41、在受到连杆的力P0作用后，偏心齿轮分别以两个集中力P1和P2作用在心轴上。由于心轴在机身上的配合又长又紧，可以认为集中载荷作用下的梁P1和P2插在两端。因为齿轮的力很小，所以可以忽略不计。42，可以用超静定梁的方法求解；它也可以看作是两端简支的简支梁，并有附加的反耦合毫安和毫安。计算图中的相关值可通过以下公式计算得出：MB=nm (8)，43，ma=nm (9) m2=nm-(10) m1=nm-(11)，44，其中P1=P2=P0-P1 N；m；m .类型，心轴轴承衬套的长度，m.在公式(8)和公式(11)中，心轴的直径是d0=m (12)，具有最大计算结果的值被选择为最大弯矩Mmax，其通常以mB为单位最大，因此选择Mmax=mB。使用公式(8)和公式(12)计算现有压机的芯轴。计算应力见表12。46、47，许用应力可根据以下公式选择：=公式中的许用弯曲应力，pa；材料屈服极限，pa；n安全系数，n=2.53.5，对于刚度要求较高的，取其上限。根据上述公式，心轴的许用应力计算如表13所示。48，49。J31-315压力机的偏心齿轮结构如图24所示。50，由公式(8)得出的解=660毫米，其中220毫米=280/2=140毫米。51，P1=650103北P2=P0