毕业设计J2380压力机曲柄滑块机构结构设计.docx

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1、齐齐哈尔大学毕业设计齐齐哈尔大学毕业设计题目 J23-80 压力机曲柄滑块机构构造设计学院机电工程学院专业班级机械 112 班学生姓名指导教师成绩2023 年月日齐齐哈尔大学毕业设计摘要曲柄压力机是承受机械传动方式的最常见的锻压机器，并且由于其构造简洁，操作便利等优点，使其成为最广泛使用的冷冲压设备。曲柄滑块机构是曲柄压力机工作机构中的主要类型。曲柄滑块机构的优与差，将直接影响着曲柄压力机的工作性能和牢靠性。本设计的主要任务是对曲柄滑块机构的构造设计。在设计的开头，首先要依据目的压力机的主要技术参数要求，并关心以阅历公式对曲轴、大连杆及滑块与导轨等主要部件的尺寸进展初步估算，然后在进展相应的强

2、度及刚度校核，从而得出符合技术要求的尺寸参数。其次依据依据得出尺寸参数，完成图纸的绘制，最终完成设计任务。关键词：机械传动；锻压机器；曲柄滑块机构；冷冲压IIAbstractCrank presses are mechanical drive to the most common forging machine, and due to its simple structure, easy operation, making cold stamping device most widely used. Slider-crank mechanism is a crank press main ty

3、pes of work organization. The difference between excellent slider-crank mechanism, will directly affect the performance and reliability of crank press.The main task of this design is to crank slider mechanism design. At the beginning of the design, the first according to the main technical parameter

4、s of the purposed press, and to assist with the empirical formula for the size of the main components of the crankshaft, rods and sliders and the likerail preliminary estimate, then making theappropriate strength and rigidity check to arrive size parameters compliance with technical requirements. Se

5、condly, according to results based on the size parameter, completed plan drawings, final design task.Keywords: mechanical transmission；forging machine；slider-crank mechanism；cold- stamping齐齐哈尔大学毕业设计名目摘要IAbstractII第 1 章 绪论11.1 曲柄压力机的争论背景11.2 国内外的进呈现状11.3 曲柄压力机的构造原理与技术参数21.3.1 曲柄压力机的工作原理与构造组成21.3.2 曲柄

6、压力机的主要技术参数及其根本类型3第 2 章 曲柄滑块机构的构造原理、运动规律及受力分析62.1 平面连杆机构的构造与变型62.1.1 平面连杆机构的原理与类型62.1.2 曲柄滑块机构的构造与工作原理62.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析82.2.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系82.2.2 滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系92.3 曲柄滑块机构的受力分析112.3.1 无视摩擦状况下滑块机构主要构件的力学分析112.3.2 考虑摩擦状况下滑块机构的力学分析14第 3 章 曲柄滑块机构的构造设计计算183.1 曲轴的构造设计计算183.1.1 曲轴的材料选择183.1.2 曲轴的有关

7、尺寸估算183.1.3 曲轴的强度分析及核验曲轴轴颈尺寸193.1.4 曲轴的刚度计算233.2 连杆及装模高度调整机构263.2.1 连杆和装模高度调整装置的总体构造263.2.2 连杆的尺寸设计计算273.2.3 连杆体及球头调整螺杆的强度计算及材料选择283.3 调整螺杆的压杆稳定性计算303.3.1 调整螺杆的计算模型及相关计算公式303.3.2 调整螺杆的压杆稳定性的具体计算313.4 曲柄滑块机构中的滑动轴承(或轴瓦)313.4.1 在压力机中常用的轴瓦的构造323.4.2 连杆大端支承的滑动轴承的压强校核与材料选用333.4.3 连杆小端支承的轴承座的压强校核与材料选用333.4

8、.4 曲轴支承颈的滑动轴承的压强校核与材料选用34第 4 章 滑块与导轨354.1 滑块与导轨的构造354.2 滑块与导轨的材料选择364.3 滑块的强度校核364.4 滑块的有限元分析364.4.1 模型的生成374.4.2 模型的简化374.4.3 网格的划分384.4.4 约束条件与力的施加384.4.5 UG8.0 NASTRAN 计算结果分析39结论40参考文献41致谢42齐齐哈尔大学毕业设计第 1 章 绪论1.1 曲柄压力机的争论背景近些年来，锻压机械承受了现代化的加工工艺进展生产所需部件，由于它具有效率高、质量好、能量省和本钱低的特点。所以越来越多的工业兴旺的国家开头承受锻压工艺

9、代替切削工艺和其他工艺，从而到达提高生产效率，节约本钱以及更加合理进展资源配置的目的。因此，锻压机械在这种形势下得到了各个国家的足够的重视，再由于二十世纪前期，汽车工业的崛起，曲柄压力机及其他锻压设备得到了快速的进展，锻压生产在工业生产中的地位越来越重要，锻压机械在机床中所占比重也越来越大1。在锻压机械之中，又以曲柄压力机最多，占到了半数以上。曲柄压力机因此被广泛应用于日用品、汽车、农业机械、电气仪表及国防工业等生产部门。在工业不断进展的形势下，曲柄压力机的品种和数量越来越多，压力越来越大，质量及牢靠性要求也越来越高。由于其节约材料或铺张材料很少即可得到成品，并且生产效率高，简洁实现半自动化甚

10、至全自动化，因此进展制造及大量投入使用压力机已成为工业进展先进国家的进展方向之一2。1.2 国内外的进呈现状目前国内现状，1978 年机械压力机品种共 30 个系列达 160 余种产品，产量占整个锻压机械年产量的 49%，其中开式压力机占70%，大、重型机械压力机占3%。在这期间， 上海锻压机床厂、上海其次锻压机床厂等机械压力机制造厂改善了生产环境，并承受较高的技术，从而大大提高锻压机械的生产能大大提高，也促进科研部门对曲柄压力机的科研进程，提高了我国的曲柄压力机的技术含量，到目前为止，我国已经拥有了80000kN 的热模锻压力机和 40000kN 的双点压力机等式压力机，并且在争论水平也到达

11、了一个崭的科技水平高度，但是由于我国曲柄压力机制造业仍属落后，主要呈现在质量不高、工作性能差、牢靠性差以及品种不全等方面3。目前国外的现状，由于汽车工业的快速兴起，曲柄压力机以及其它制造设备也随之蓬勃进展，并且渐渐融入的技术，的材料之后，从而加推动并加快对曲柄压力机的改进与研发。并且向着高精度和高速度的方向进展，例如美国明斯特公司已生产了1齐齐哈尔大学毕业设计250kN2023 次/min 的超高速压力机19、20。联邦德国奥穆科公司近年来制造的平锻机和热模锻压力机，都已经承受微型计算机巡回检测各轴承的温度，显示工艺力，对压力机的安全运转有着格外重要的作用21、22。1.3 曲柄压力机的构造原

12、理与技术参数1.3.1 曲柄压力机的工作原理与构造组成曲柄压力机是以机械传动方式的锻压机械，以 J31-315 压力机为例来描述曲柄压力机的构造组成如以下图 1 左和工作运功原理图如以下图 1 右，其工作原理是电动机 1 通过三角带把运动传给大皮带轮 3，从而通过齿轮 6、7、8 把运动传给偏心齿轮 9 和连杆 12 的上端套在偏心齿轮的上，下端与滑块 13 用铰链连接，因此，就将齿轮的旋转运动变成滑块的往复运动。上模 14 装在滑块上，下模 16 装在工作台 17 上。当材料放到上下模之间时，即能进展冲裁或其他变形工艺，制成工件。由于工艺的需要，滑块有时运动， 有时停顿，所以装有离合器和制动

13、器。压力机在整个工作周期内进展工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短，大局部时间为无负荷的空程时间4。1- 电动机 2-小皮带轮 3-大皮带轮 4-制动器 5-离合器 6-小齿轮 7-大齿轮 8-小齿轮 9-偏心齿轮 10-芯轴 11-机身12-连杆 13-滑块 14-上模 15-下模 16-垫板 17-工作台 18-液压气垫图 1-1 J31-315 压力机的运功原理图2齐齐哈尔大学毕业设计从工作原理上可以看出，曲柄压力机一般包括以下几局部:（1） 工作机构:一般为曲柄滑块机构，由曲轴、连杆和滑块等零件组成。（2） 传动机构：包括齿轮传动和皮带传动等机构。（3） 操纵机构：如离合

14、器和制动器。（4） 能源装置：如电动机和飞轮飞轮可使电动机的负荷均匀，有效利用能量。（5） 支撑部件：如机身。（6） 多种关心系统和附属装置：润滑系统、保护装置以及气垫等。在曲柄压力机中，可以认为每个曲柄滑块机构称为一个“点”。最简洁的机械压力机承受单点式，即只有一个曲柄滑块机构。有些大工作面的机械压力机为了使滑块的底面受力更加地均匀和运动平稳，通常会承受双点或四点的，也就是说会承受两个或是四个曲柄滑块机构。而本次设计的 J23-80 曲柄式压力机就属于开式单点压力机，承受一个曲柄滑块机构5。曲柄压力机的载荷是具有冲击性的，即在一个工作周期内，冲压锻造工作的时间周期是格外短的。短时间内的最大的

15、功率比平均的功率要大十几倍以上，因此在传动系统中都设置有飞轮，能使运动更加平稳，而且飞轮具有蓄能的作用。按平均功率选用的电动机启动后，飞轮运转至额定转速，积蓄动能23。凸模接触坯料开头锻压工作后，电动机的驱动功率小于载荷，转速降低，飞轮释放出积蓄的动能进展补偿。冲压锻造一个工作周期完成后，飞轮再次加速积蓄动能能量，以利于下个工作周期的使用6。机械压力机上的离合器与制动器之间设有机械或电气连锁 ,以保证离合器接合前制动器肯定松开,制动器制动前离合器肯定脱开。机械压力机的操作分为连续、单次行程和寸动微动，大多数是通过掌握离合器和制动器来实现的。滑块的行程长度不变，但其底面与工作台面之间的距离称为封

16、密高度，可以通过螺杆调整。生产中，有可能发生超过压力机公称工作力的现象。为保证设备安全，常在压力机上装设过载保护装置。为了保证操作者人身安全，压力机上面装有光电式或双手操作式人身保护装置。1.3.2 曲柄压力机的主要技术参数及其根本类型一般来说，曲柄压力机设备的主要技术参数都在反映着设备的工艺力量、加工零件的范围、生产效率以及牢靠性等指标，如下进展分别表达7：1. 通用压力机的主要参数（1） 公称压力 Pg 及公称压力行程 Sg3曲柄压力机的公称压力或称额定压力是指滑块离下死点前某一特定距离此特定距离称为公称压力行程或额定压力行程或曲柄旋转到离下死点前的某一个特定的角度此特定的角度我们称之为公

17、称压力角或额定压力角时，滑块所容许承受的最大的作用力。例如 630、1000、1600、2500、3150、4000、6300kN。这个系列是从生产实践中，结合优先数系进展归纳整理总结后制订的产品规格，它既能满足生产需要，又不会导致曲柄压力机的品种规格消灭繁多，给生产制造曲柄压力机带来麻烦和困难。在型谱中，通用压力机一般公称压力为主要参数，其他的技术参数为根本参数24。（2） 滑块行程 S滑块从上死点到下死点所经过的距离。它的大小将反映压力机的工作范围。假设行程比较长的话，则能生产高度较高的零件，曲柄压力机的通用性就会比较大。但是曲柄压力机的曲柄部件尺寸要是加大的话，随之而来的齿轮模数和离合器

18、尺寸要增大,压力机的本钱造价要增加。（3） 滑块行程次数 n滑块每分钟从上死点到下死点，然后再回到上死点所往复的次数。行程次数越高， 生产率越高，但次数超过肯定数值以后，必需配备机械化自动化送料装置，否则不行能实现高生产率。1（4） 最大装模高度 H1 及装模高度调整量H装模高度是指滑块在下死点时，滑块下外表到工作台板上外表的距离。当装棋高度调整装置将滑块调整到最上位置时，装模高度达最大值，称为最大装模高度。装模高度调整装置所能调整的距离，称为装模高度调整量。（5） 工作台板及滑块底面尺寸它是指压力机工作空间的平面尺寸。它的大小直接影响所安装的模具的平面尺寸以及压力机平面轮廓的大小。（6） 喉

19、深它是指滑块的中心线至机身的距离，是开式压力机和单柱压力机的特有参数。尺寸选得太小，则加工的零件尺寸受到限制。尺寸选得过大，则给机身的设计，特别是刚度设计带来困难。2. 机械压力机的根本类型：一般来说，按机身构造型式和应用特点来进展分类。（1） 按机身构造型式分：有开式和闭式两类。1） 开式压力机：也称冲床，应用最为广泛。开式压力机多为立式。机身呈C 形， 前、左、右三面放开,构造简洁、操作便利、机身可倾斜某一角度,以便冲好的工件滑下落入料斗,易于实现自动化。但开式机身刚性较差，影响制件精度和模具寿命，仅适用于4400 吨的中小型压力机。2） 闭式压力机：机身呈框架形，机身前后放开，刚性好，精

20、度高，工作台面的尺寸较大，适用于压制大型零件，公称压力可到达1606000 吨。冷挤压、热模锻和双动拉深等重型压力机都使用闭式机身。（2） 按应用特点分：有双动拉深压力机、多工位自动压力机、回转头压力机、热模锻压力机和冷挤压机。1) 双动拉深压力机:它有内、外两个滑块,用于杯形件的拉深成形。拉深前外滑块首先压紧板料外缘，然后内滑块带动凸模拉深杯体，以防板坯外缘起皱。拉深完成后内滑块先回程，外滑块后松开。内外滑块公称工作力之比为1.71:1。2) 多工位自动压力机：在一台压力机上设有多个工位，装置多道成形模具，坯料依次自动向下一工位移动。在压力机的一次行程中，各工位同时进展各道成形工序，制成一个

21、工件。3) 回转头压力机：在滑块与工作台之间设有可装置数十组模具的回转头，可按需要选用模具。坯料放在模具上而不再移动。每次行程完毕，回转头转动一个位置，完成一道工序。这种压力机定位精度高，便于调整产品，一机多用，多用于冲制仪器底板和面板等。回转头压力机可配上数控系统，依据编好的指令选用模具和板材成形部位，自动完成简单的冲压工作。4) 热模锻压力机：用于模锻件生产。机身刚度大，导向面长,承受偏载力量强。过去多用曲柄连杆机构,为提高刚性多已改用双滑块式和楔式。双滑块式构造较简洁，重量轻；楔式构造支承面积大，但传动效率低。5冷挤压机：用于冷、温态挤压金属零件，如枪弹壳、牙膏管等。冷挤压机一般是立式的

22、，特点是刚度好，导向精度高，工作压力大，工作台面小，工作行程长。齐齐哈尔大学毕业设计第 2 章 曲柄滑块机构的构造原理、运动规律及受力分析2.1 平面连杆机构的构造与变型2.1.1 平面连杆机构的原理与类型在一个平面内，平面连杆机构的共同特点是原动件的运动都要经过一个不与机架直接相连的中间构件称为连杆才能传动从动件，故称之为平面连杆机构。而在生产实际应用中较广泛的是平面四杆机构及其变型机构。铰链四杆机构是平面四杆机构的根本形式，其他形式则可认为是其变型。其中曲柄摇杆机构属于铰链四杆机构中的一种。在此机构中如以下图 2-1，AD 是机架，AB、CD 两杆与机架相连称之为连架杆，BC 为连杆。而在

23、连架杆中，能做整周回转运动者称为曲柄，只能能在肯定范围内摇摆的杆称为摇杆。在曲柄摇杆机构中，当以曲柄为原动件时，可实现摇杆往复的运动；当以摇杆为原动件时，则可实现曲柄的回转运动。前者应用比较广泛，后者则主要是以人为动力的机械中应用较多。图 2-1 曲柄摇杆机构示意图2.1.2 曲柄滑块机构的构造与工作原理如图 2-2 为曲柄滑摇杆机构运动时，铰链 C 将沿圆弧 往复运动。如图 2-3 所示将摇杆 3 做成滑块形式，使其沿圆弧导轨 往复滑动，明显其运动性质不发生转变， 但此时曲柄摇杆机构已经变型为具有曲线导轨的曲柄滑块机构。6齐齐哈尔大学毕业设计图 2-2 曲柄摇杆机构图 2-3 曲线导轨的曲柄

24、滑块机构假设将图 2-2 中的摇杆无限延长至无穷大，又将图 2-3 中的曲线导轨变成直线导轨，于是机构又变型为如图 2-4 和图 2-5 的曲柄滑块机构。图 2-4 为有偏距 e 的偏置曲柄滑块机构；图 2-5 为无偏距的对心曲柄滑块机构。图 2-4 曲柄滑块机构偏置图 2-5 曲柄滑块机构正置在曲柄式压力机中，曲柄滑块机构通过将能源装置电动机发生的旋转运动转换成为滑块的直线往复运动，并实现对毛坯材料进展成形加工的锻造机械。机械曲柄压力机的运开工作牢靠平稳，并能具有良好的精度保持性，在剪板机，冲床，空压机等领域有着很重要的应用8。曲柄压力机中，当曲轴旋转时，带动连杆作摇摆和上下往复运动，连杆带

25、动滑块沿导轨槽作上下往复直线运动。调整螺杆和连杆体合起来叫连杆，调整螺杆可以转变连杆7齐齐哈尔大学毕业设计的长度，这种连杆称为长度可变连杆，借此调整压力机的装模高度。调整螺杆的下端是球头，它放在滑块内的球面下支承座上，用球面压环压住，球面压环与滑块之间用螺钉连接。压力机工作时，连杆与滑块之间的作用力通过球面传递，这种连杆传力机构又称为球面传力机构9。2.2 曲柄压力机滑块机构的运动规律分析设计的目的压力机的工作机构主要承受的就是曲柄滑块机构,其运动简图如图 2-6， 其中 O 点表示曲轴的旋转中心，A 点表示连杆与曲轴的连结点,B 点为连杆与滑块连结点,AB 表示连杆的长度，OA 表示曲柄的半

26、径。图 2-6 曲柄滑块机构运动简图图 2-7 结点正置的曲柄滑块机构2.2.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系当曲柄滑块机构中 OA 以角速度w 做旋转运动时，B 点则以速度 v 作直线运动。图2-4 为结点正置的曲柄滑块机构，那么当结点正置时，滑块的位移和曲柄转角之间的关系表达为s = (R + L)- (R cosa + L cos b )2-1)而sin b =RR sina L令L = l8齐齐哈尔大学毕业设计则sin b = l sina1- sin2 b1- l2 sin2 a故cos b =10代入式2-1整理得s = R(1- cosa)+1 ()1- l2 sin 2 al

27、 1-2-21由于 一般小于 0.3，对于通用压力机而言， 一般在 0.10.2 范围内，因此式2-2 可进展简化。根号局部可以用泰勒级数进展开放并取前两项得1- l2 sin 2 a 1-l2 sin 2 a2所以式22化简转化为s = R(1- cosa)+ l (1- cos 2a )2-34公式中 s 为滑块位移，从下死点算起，向上的方向为正，以下均同； 为曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正，以下均同；R 为曲柄半径； 连杆系数。=R/L，其中 L 是连杆的长度，当连杆可调时取最短时数值。 曲柄半径 R 和连杆系数时,便可从上式中求出对应于的不同 角的 s 值。在某些状况

28、下，由于实际需要，还期望求出曲柄转角和滑块位移的关系公式，可由图 2-4 并利用余弦定理进展推导得出下述公式cosa =R2 + (R + L - s)2 - L22R(R + L - s) 2-4 公式中符号意义与公式2-3一样。2.2.2 滑块的速度、加速度和曲柄转角的关系依据滑块的位移与曲轴转角的关系式可求得滑块速度,将位移s 对时间t 求一阶导数即为滑块的速度 v。v = dsdtv = ds da =dR(1- cosa)+ l l (1- cos 2a ) da而所以化简得dadtda4da = wdt dtv = wRsina + l sin 2a = 2pnRsina + l

29、sin 2a = 0.105nRsina + l sin 2a (2-5 )222公式中 v 为滑块速度，向下的方向为正； 为曲柄角速度。w = 2pn = 0.105n ；n 为曲柄转速，单位为每分钟转数。也是滑块行程次数。其余公式符号意义与公式2-3一样。从公式 2-6 中可得出,滑块的速度v 是随曲柄转角 角度变化的。在 =0o 时，v=0；amax角增大时 v 随之变大增大；但在 =75o90o 之间时，v 的变化很小，而数值最大.因此常常近似取 =90o 曲柄转角的滑块的速度当作最大速度，用 v表示。即vmax= 2pnR = 2p nR = 0.105nR2-660maxmax从上

30、面公式可以看出，滑块的最大速度 v与曲柄的转速 n，曲柄半径 R 成正比， 曲轴的转速 n 越高，曲轴的 R 越大，那么滑块的最大速度 v也越大。本次设计的目的压力机的滑块的最大速度：vmax= 0.105nR = 0.105 60 130 = 409.5 mm/s2在实际的锻压生产制造中，依据阅历来普遍认为滑块的速度与工艺要求有关。例如， 对于拉伸工艺来说，假设滑块速度过大，会引起工件的裂开破坏，从而造成材料铺张和生产效率低下。所以经过长时间的阅历积存和试验的验证绘制了如表 2-1 的拉伸工艺的合理速度范围，进展拉伸工艺的压力机，滑块速度不应当超过这个数值。材料选择钢不锈钢铝硬铝黄铜铜锌最大

31、拉伸速度mm/s4001808902001020760760表 2-1 拉伸工艺的合理速度范围在现如今的国内通用压力机的滑块最大速度为 130435mm/s，而如今国外的压力机进展正努力为了提 高其生产效率，着力于提高滑块行程次数即提高滑块速度的科研趋势。随着近些年国内外的压力机都在往高速度和高精度的方向进展，所以对滑块的加速度的分析是不容无视的。对于高速压力机而言，滑块运动的惯性必需予以足够的重视和齐齐哈尔大学毕业设计留意。为此，需要求出滑块的加速度，即滑块速度对时间求一阶导数。a = - dvdta = - dv da = - dwRsina + l sin 2a w2dadtda a=

32、-R (cos+cos2)(2-7)公式中a 为滑块的加速度，向下方向为正方向。其余公式符号意义同公式2-4和2-5一样。2.3 曲柄滑块机构的受力分析分析曲柄滑块机构能否满足其工艺的要求，除了检验其运动规律是否满足要求之 外，此外还有一方面工作至关重要，这关系到实际生产与操作者的安全，这项工作就是要校核曲柄滑块机构中曲轴、连杆、滑块与导轨等部件的强度和刚度校核，而进展强度和刚度校核之前，首先将曲柄压力机滑块机构的主要构件进展建立抱负化模型，进展受力状态分析，并正确无误地进展计算，从而确定相关参数。2.3.1 无视摩擦状况下滑块机构主要构件的力学分析争论结点正置的曲柄滑块机构，无视压力机的摩擦

33、和零件本身重量等因素的影响， 建立抱负化模型，曲柄滑块机构的受力简图如图 2-8 所示11。图 2-8 曲柄滑块机构的受力简图1齐齐哈尔大学毕业设计连杆及导轨受力依据受力简图 2-5 进展分析，考虑 B 点力的平衡得P=PABcos b2-8Q = P tan b2-9由前面的推导可知，sin=sin，假设当 =0.3，当 =0o 时，=0o；当 =90o 时，=17.5o。在一般的状况下，尤其是对于通用压力机而言， l 远小于 0.3，故 远小于 17.5o。由于角较小，由于可以认为 cos1，tan=sin=sin，所以公式2-8和2-9可写成P P2-10ABQ P sin a2-11公

34、式中PAB 为连杆的作用力；Q 为导轨的作用力； P 为工件抵抗变形力； 为连杆系数； 为曲柄转角。1.曲轴所受扭矩在无视摩擦的因素影响下，所求得的扭矩为抱负扭矩。图 2-9 是曲轴受力简图。PAB 是连杆赐予曲轴的作用力。并在 PAB 作用下，曲轴所受抱负扭矩是M= PlAB OD且OD = R sin(a + b) = R(sin a cos b + cosa sin b )又cos b 1sin b = l sin a所以OD = R(sin a + l sina cosa)= Rsina + l sin 2a 2且P PAB所以M= PRsina + l sin 2a 2-12l212

35、齐齐哈尔大学毕业设计公式中 R 是曲柄半径；其余公式中的符号意义与公式2-11一样。公式2-12是在无视摩擦因素的影响下的抱负状态曲轴所受扭矩的计算公式，从公式的形式来看，可以看出虽然全部的工件抵抗变形力 P 是一个固定的不变值，但曲轴所受到的扭矩却伴随着曲柄转角 的变化而变化着， 变得越大，Ml 也变得越大，那就是说在曲柄转角较大的条件下工作运行，曲轴所受到的扭矩也比较大。假设曲柄的转角的大小等于了公称压力角的大小，即 =g 时，那么可以称曲轴所受的抱负扭矩为抱负公称扭矩，而且抱负公称扭矩是设计曲轴、齿轮及离合器的重要根底。其公式如下：M= PRsinaglg+ l sin 2a 2g 2-

36、13(a) (b)(c)(d)(e)图 2-9 曲轴受力简图及球头的构造示意图为了计算的便利，可以将公式2-13转化为如下的公式形式13齐齐哈尔大学毕业设计14M= Pmll2-14m = Rsina + l sin 2a (2-15)l2在公式中 ml 被称作为抱负当量力臂。2.3.2 考虑摩擦状况下滑块机构的力学分析压力机在实际生产制造中是无法无视摩擦的因素，必定部件之间会产生摩擦，尤其要重视的是在转动的零部件之间由于摩擦所产生而增加的摩擦扭矩是不行以被无视的。在曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在这个四个地方： 滑块与导轨面之间的摩擦，详见图 2-6c。此摩擦力的大小为P= m Q2-16m此

37、摩擦力的方向恰好与运动方向相反，构成了阻碍滑块运动的阻力，这个阻力经过连杆的传导作用到了曲柄上，从而在工作状态下，增加了曲轴所需要传递的扭矩，消耗更多的能量。曲轴支撑颈 d0 和轴承之间的摩擦，详见图 2-6b。当曲轴旋转的时候，滑动轴承对轴颈的摩擦力被分布在轴颈的工作接触曲面上，如图 2-7，这些摩擦力对轴颈中心 O 形成阻碍轴颈旋转的阻力矩，对支承 1，2 的阻力矩值分别为dM ”= m R0m01 2M ”= m Rd0两个支承的总阻力矩的大小为Mm0= M ”+ M ”2 2= m (R+ R )d0(2-17)m 0m 0m 0122通过大量的实践阅历和试验验证，由于小齿轮的作用力

38、Pn 比 PAB 小得多，所以可以认为两个支座的支反力的和为R + R P P12AB因此可以将公式2-17简化成M m0= m P d0(2-18)2Am曲轴颈 d和连杆的大端轴承之间的摩擦，详见图 2-6b，这种摩擦力与上一种摩擦力一样，也形成了阻碍曲轴转动的阻力矩，并且可以依据如下的计算公式进展计算M= mPddA PA(2-19)mAAB22B连杆梢或称为球头 d与连杆小端轴承或者是球头座之间的摩擦，详见图2-6e、d，也构成了运开工作时的阻力矩M= mPddmB PB(2-20)mBAB220AB综上所述三个阻力矩 M、M以及 M都会使曲轴在工作状态下，增加所需传递的扭矩，从而铺张能

39、源。由能量法可知，依据功率平衡原理，曲轴多需要增加的传递扭矩 M在单位时间内所完成的功，即为所需要增加的功率，并且等于抑制各处摩擦所消耗的功率，用如下公式表达。M w = Pmmv + Mw + Mm 0(w + wmABA)+ MwmBAB(2-21)公式中v 为滑块移动速度； 为曲柄转动的角速度；AB、BA 为连杆摇摆速度。再依据运动学原理，连杆 AB 为平面运动，AB、BA 可以从下面的推导关系中求得，连杆的运动速度图如图 2-8。w= wABBAv=BALAB公式中v为连杆 B 点的相对速度。BA通过图 2-8 中的速度三角形，可以求解出 v的表达式。()()v= vBAAsin 90

40、 -a= vsin 90 - bAcosa cos bv= Rw cosaBAcos bw= wABBA= R w cosa = lw cosaLcos bcos bcos b 1wAB lwcosa2-22将公式2-5、2-16、2-11、2-18、2-19、2-20及2-22一起代入公式2-21中得M w = mP lwR sinasina + l sin 2a + mP d0 w + mP d A (w + lw cosa)m222+ mP dB (lw cosa)2整理化简得M= 1 Pm(1+ l cosa )d+ ldcosa + d+ 2lR sinasina + l sin 2

41、a m2AB02 2-23)从上面公式(2-23)觉察规律，曲轴的摩擦扭矩 M 是随曲柄转角a 的变化而变化，但是这种变化很微小的。所以在近似计算中，可认为 M 是一常数，并取相当于 =0o 时的数值，因此摩擦扭矩可以近似用下面的公式进展计算M= 1 Pm(1+ l)dm2A+ ldB+ d 2-240公式中d0 为曲轴支承颈的直径； dA 为曲轴曲柄颈的直径； dB 为连杆梢或球头的直径；为摩擦系数， 对于开式压力机， =0.040.05 ； 对于闭式压力机，=0.0450.055。为了便利计算，可将公式2-24可写成下面的公式M= Pmmm2-25m= 1 m(1+ l)dm2A+ ldB+ d 0公式中m 称为摩擦当量力臂。所以将公式2-14和2-24相加就可得出考虑摩擦后曲轴所需传递的曲轴扭矩Mq，即Mq = Ml + M mM=sina + l sin 2a + 1 m(1+ l)d+ ld+ d 2-26PRq22AB0 依据上述的简化方法可将2-26简化为下式M= Pmqq2-27m= m + m= Rsina + 1 sin 2a