曲柄压力机许用负荷图的制定及作用VIP免费

曲柄压力机滑块许用负荷图的制定及其作用摘要：曲柄压力机的许用负荷曲线是压力机的主要技术文件,是合理地选用压力机的依据。本文通过对曲柄压力机的曲柄滑块运动受力分析，以及对曲轴载荷与应力分析，制定出曲柄压力机滑块许用负荷图，该图对指导正确使用曲柄压力机有重要作用。关键词：曲柄压力机滑块机构曲轴许用负荷曲线1前言曲柄压力机工作时,压力机各主要零件都承受着由工作负荷而引起的作用力,故存在着强度和刚度问题。强度不足,压力机就要被破坏；刚度不足,制件精度和冲模寿命就达不到要求。在保证压力机强度和刚度条件下,压力机所能承受的工作负荷值,称为压力机许用负荷。下面分别讨论滑块的位移和速度与曲柄转角的关系。2曲柄滑块机构的运动分析如图1所示是典型的曲柄滑块机构的运动简图。O点为曲轴的旋转中心，A点为连杆与曲轴的连接点，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ω绕O点作旋转运动时，B点则以速度υ作直线运动。2.1滑块位移与曲柄转角的运动关系根据如图1所示的曲柄滑块机构的运动关系,由几何关系,可得滑块位移s与曲柄转角α的关系：s=R[(1−cosα)+λ4(1−cos2α)]（2-1）式中s―滑块位移，从下死点算起，滑块离下死点的距离；R―曲柄半径；α―曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反为正；λ―连杆系数，λ=R／L,其中L是连杆长度，当连杆长度可调时，取最短的数值。图1曲柄滑块机构运2.2滑块速度与曲柄转角的关系动关系计算简图将式（2-1）对时间求导，得滑块运动速度：ν=Rω(sinα+λ2sin2α)（2-2）式中ν―滑块速度，想下方向为正；ω―曲柄角速度，ω=πn30；n―曲柄每分钟转速，即滑块每分钟行程次数。3曲柄滑块机构的受力分析3.1理想状态下曲柄滑块机构的曲柄扭矩曲柄压力机工作时,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，其强度决定了滑块允许承载的大小，对此机构所承受的作用力和曲柄扭矩的计算是设计曲柄滑块机构和传动系统的基础，也是理解滑块许用负荷图意义基础。3.1理想状态下曲柄滑块机构的曲柄扭矩图2曲轴受力分析图经受力分析及几何关系,可计算出曲轴上所受的扭矩:（3-1）注：Fg一定时，曲轴所受扭矩随a值增大而增大；一定时，变形抗力F随a值增大而减小。3.2实际工作中曲柄滑块机构的曲柄扭矩实际上，曲柄滑块机构各运动副之间是有摩擦存在的，由此而增加的曲轴摩擦扭矩在实际扭矩中占一定比例，是不可忽略的。在曲柄滑块机构内摩擦主要发生在如下4处，如图2所示。（1）滑块与导轨面（见图2（e））处，摩擦力与运动方向相反且是单面受力。（2）曲轴支撑颈和轴承之间的摩擦（见图(b)、（c））处，由于摩擦产生的阻力力矩。（3）曲柄颈和连杆大端轴承之间的摩擦痛曲轴支撑处阻力一样为阻力力矩。（4）连杆销处连杆小端与滑块支撑之间的摩擦力矩。上述4处得阻力都会使曲柄连杆系统增加所需要的传递扭矩,因此,在实际工作状态下,作用于曲轴上的总扭矩应为工件变形抗力所引起的扭矩和摩擦所引起是扭矩之和,如图3所示为考虑摩擦后曲柄滑块机构受力简图。根据受力分析以及几何关系,可得出曲轴上动力输入端所受扭矩为:Mq=F[Rsin(α+β+γ)+μ(rA+rO)](3-2)MLML=FgR(sina+λ2sin2a)式中μ―摩擦系数。不同压力机可查手册；rA―曲轴曲柄颈半径；rO―曲轴支撑颈半径；γ―FAB与AB的夹角。(3-3)式中mq―考虑摩擦后的当量力臂。图3考虑摩擦后曲柄滑块机构受力简图4曲轴载荷与应力分析4.1曲轴C—C截面力学分析由材料力学可知，曲轴受力后产生弯曲变形，曲柄径中部的变形大于两边的变形，因此，连杆给予曲柄径的作用力就成为非均布载荷，两端大、中间小，故可以简化为两个集中力作用在曲柄径的两端。考虑到轴瓦的磨损，故提出图4计算简图。即载荷分为两个集中力，作用在距离曲柄臂2r处。两支承也是支在距离曲柄臂2r处根据第三强度理论，则C—C截面的最大应力为：σ=Fg√[14(lq−la+8r)]2+[12R(sinα+λ2sin2α)]20.1dA3(4-1)rrmOAqRsin图4曲轴计算简图式中―标称压力；―曲柄两臂外侧面间的距离；―曲柄颈长度；r―圆角半径；R―曲柄半径；λ―连杆系数；α―曲柄转角。4...