曲柄压力机课程设计讲稿2009.09.18.ppt

⑷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； λ=R/L=157.5/1450 =0.108。 按λ=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=(14～18.5)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 上式中的系数可取较小值。 压力机曲柄滑块机构 具体设计步骤 ⒈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αg =30° 试设计曲轴有关尺寸。 ①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 =4.4×6301/2=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。 ②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=20 cm；Lq=35 cm。 ⑶对曲轴危险断面进行强度校核 ①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； ②险截面C-C的弯矩Mw计算 Mw = (N﹒m) ------(1) ③C-C截面的最大应力计算 σ= 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0.08～0.10 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= ( 1.5～2.2 ) 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。 ④B-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： τ =Mq/Wρ =(Pgmq)/0.2 d03 Pa