J23-80壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文.doc

J23-80壓力機(jī)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文第1章 緒論1.1 曲柄壓力機(jī)的研究背景 近些年來，鍛壓機(jī)械采用了現(xiàn)代化的加工工藝進(jìn)行生產(chǎn)所需部件，由于它具有效率高、質(zhì)量好、能量省和成本低的特點。所以越來越多的工業(yè)發(fā)達(dá)的國家開始采用鍛壓工藝代替切削工藝和其他工藝，從而達(dá)到提高生產(chǎn)效率，節(jié)約成本以及更加合理進(jìn)行資源配置的目的。因此，鍛壓機(jī)械在這種形勢下得到了各個國家的足夠的重視，再由于二十世紀(jì)前期，汽車工業(yè)的崛起，曲柄壓力機(jī)及其他鍛壓設(shè)備得到了迅速的發(fā)展，鍛壓生產(chǎn)在工業(yè)生產(chǎn)中的地位越來越重要，鍛壓機(jī)械在機(jī)床中所占比重也越來越大1。 在鍛壓機(jī)械之中，又以曲柄壓力機(jī)最多，占到了半數(shù)以上。曲柄壓力機(jī)因此被廣泛應(yīng)用于日用品、汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、電氣儀表及國防工業(yè)等生產(chǎn)部門。在工業(yè)不斷發(fā)展的形勢下，曲柄壓力機(jī)的品種和數(shù)量越來越多，壓力越來越大，質(zhì)量及可靠性要求也越來越高。由于其節(jié)約材料或浪費材料很少即可得到成品，并且生產(chǎn)效率高，容易實現(xiàn)半自動化甚至全自動化，因此發(fā)展制造及大量投入使用壓力機(jī)已成為工業(yè)發(fā)展先進(jìn)國家的發(fā)展方向之一2。1.2 國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀 目前國內(nèi)現(xiàn)狀，1978年機(jī)械壓力機(jī)品種共30個系列達(dá)160余種產(chǎn)品，產(chǎn)量占整個鍛壓機(jī)械年產(chǎn)量的49%，其中開式壓力機(jī)占70%，大、重型機(jī)械壓力機(jī)占3%。在這期間，上海鍛壓機(jī)床廠、上海第二鍛壓機(jī)床廠等機(jī)械壓力機(jī)制造廠改善了生產(chǎn)環(huán)境，并采用較高新的技術(shù)，從而大大提高鍛壓機(jī)械的生產(chǎn)能大大提高，也促進(jìn)科研部門對曲柄壓力機(jī)的科研進(jìn)程，提高了我國的曲柄壓力機(jī)的技術(shù)含量，到目前為止，我國已經(jīng)擁有了80000kN的熱模鍛壓力機(jī)和40000kN的雙點壓力機(jī)等新式壓力機(jī)，并且在研究水平也達(dá)到了一個嶄新的科技水平高度，但是由于我國曲柄壓力機(jī)制造業(yè)仍屬落后，主要展現(xiàn)在質(zhì)量不高、工作性能差、可靠性差以及品種不全等方面3。 目前國外的現(xiàn)狀，由于汽車工業(yè)的迅速興起，曲柄壓力機(jī)以及其它制造設(shè)備也隨之蓬勃發(fā)展，并且逐漸融入新的技術(shù)，新的材料之后，從而加推動并加快對曲柄壓力機(jī)的改良與研發(fā)。并且向著高精度和高速度的方向發(fā)展，例如美國明斯特公司已生產(chǎn)了250kN2000次/min的超高速壓力機(jī)19、20。聯(lián)邦德國奧穆科公司近年來制造的平鍛機(jī)和熱模鍛壓力機(jī)，都已經(jīng)采用微型計算機(jī)巡回檢測各軸承的溫度，顯示工藝力，對壓力機(jī)的安全運(yùn)轉(zhuǎn)有著非常重要的作用21、22。1.3 曲柄壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)原理與技術(shù)參數(shù)1.3.1曲柄壓力機(jī)的工作原理與結(jié)構(gòu)組成 曲柄壓力機(jī)是以機(jī)械傳動方式的鍛壓機(jī)械，以J31-315壓力機(jī)為例來描述曲柄壓力機(jī)的結(jié)構(gòu)組成如下圖1左和工作運(yùn)功原理圖如下圖1右，其工作原理是電動機(jī)1通過三角帶把運(yùn)動傳給大皮帶輪3，從而通過齒輪6、7、8把運(yùn)動傳給偏心齒輪9和連桿12的上端套在偏心齒輪的上，下端與滑塊13用鉸鏈連接，因此，就將齒輪的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動變成滑塊的往復(fù)運(yùn)動。上模14裝在滑塊上，下模16裝在工作臺17上。當(dāng)材料放到上下模之間時，即能進(jìn)行沖裁或其他變形工藝，制成工件。由于工藝的需要，滑塊有時運(yùn)動，有時停止，所以裝有離合器和制動器。壓力機(jī)在整個工作周期內(nèi)進(jìn)行工藝操作的時間很短，也就是說，有負(fù)荷的工作時間很短，大部分時間為無負(fù)荷的空程時間4。1-電動機(jī) 2-小皮帶輪 3-大皮帶輪 4-制動器 5-離合器 6-小齒輪 7-大齒輪 8-小齒輪 9-偏心齒輪 10-芯軸 11-機(jī)身 12-連桿 13-滑塊 14-上模 15-下模 16-墊板 17-工作臺 18-液壓氣墊圖1-1 J31-315壓力機(jī)的運(yùn)功原理圖 從工作原理上可以看出，曲柄壓力機(jī)一般包括以下幾部分: （1）工作機(jī)構(gòu):一般為曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，由曲軸、連桿和滑塊等零件組成。 （2）傳動機(jī)構(gòu)：包括齒輪傳動和皮帶傳動等機(jī)構(gòu)。 （3）操縱機(jī)構(gòu)：如離合器和制動器。 （4）能源裝置：如電動機(jī)和飛輪飛輪可使電動機(jī)的負(fù)荷均勻，有效利用能量。 （5）支撐部件：如機(jī)身。 （6）多種輔助系統(tǒng)和附屬裝置：潤滑系統(tǒng)、保護(hù)裝置以及氣墊等。 在曲柄壓力機(jī)中，可以認(rèn)為每個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)稱為一個“點”。最簡單的機(jī)械壓力機(jī)采用單點式，即只有一個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。有些大工作面的機(jī)械壓力機(jī)為了使滑塊的底面受力更加地均勻和運(yùn)動平穩(wěn)，通常會采用雙點或四點的，也就是說會采用兩個或是四個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。而本次設(shè)計的J23-80曲柄式壓力機(jī)就屬于開式單點壓力機(jī)，采用一個曲柄滑塊機(jī)構(gòu)5。 曲柄壓力機(jī)的載荷是具有沖擊性的，即在一個工作周期內(nèi)，沖壓鍛造工作的時間周期是非常短的。短時間內(nèi)的最大的功率比平均的功率要大十幾倍以上，因此在傳動系統(tǒng)中都設(shè)置有飛輪，能使運(yùn)動更加平穩(wěn)，而且飛輪具有蓄能的作用。按平均功率選用的電動機(jī)啟動后，飛輪運(yùn)轉(zhuǎn)至額定轉(zhuǎn)速，積蓄動能23。凸模接觸坯料開始鍛壓工作后，電動機(jī)的驅(qū)動功率小于載荷，轉(zhuǎn)速降低，飛輪釋放出積蓄的動能進(jìn)行補(bǔ)償。沖壓鍛造一個工作周期完成后，飛輪再次加速積蓄動能能量，以利于下個工作周期的使用6。 機(jī)械壓力機(jī)上的離合器與制動器之間設(shè)有機(jī)械或電氣連鎖,以保證離合器接合前制動器一定松開,制動器制動前離合器一定脫開。機(jī)械壓力機(jī)的操作分為連續(xù)、單次行程和寸動（微動），大多數(shù)是通過控制離合器和制動器來實現(xiàn)的?；瑝K的行程長度不變，但其底面與工作臺面之間的距離（稱為封密高度），可以通過螺桿調(diào)節(jié)。生產(chǎn)中，有可能發(fā)生超過壓力機(jī)公稱工作力的現(xiàn)象。為保證設(shè)備安全，常在壓力機(jī)上裝設(shè)過載保護(hù)裝置。為了保證操作者人身安全，壓力機(jī)上面裝有光電式或雙手操作式人身保護(hù)裝置。1.3.2曲柄壓力機(jī)的主要技術(shù)參數(shù)及其基本類型 一般來說，曲柄壓力機(jī)設(shè)備的主要技術(shù)參數(shù)都在反映著設(shè)備的工藝能力、加工零件的范圍、生產(chǎn)效率以及可靠性等指標(biāo)，如下進(jìn)行分別講述7：1. 通用壓力機(jī)的主要參數(shù) （1）公稱壓力Pg及公稱壓力行程Sg 曲柄壓力機(jī)的公稱壓力（或稱額定壓力）是指滑塊離下死點前某一特定距離（此特定距離稱為公稱壓力行程或額定壓力行程）或曲柄旋轉(zhuǎn)到離下死點前的某一個特定的角度（此特定的角度我們稱之為公稱壓力角或額定壓力角）時，滑塊所容許承受的最大的作用力。例如630、1000、1600、2500、3150、4000、6300kN。這個系列是從生產(chǎn)實踐中，結(jié)合優(yōu)先數(shù)系進(jìn)行歸納整理總結(jié)后制訂的產(chǎn)品規(guī)格，它既能滿足生產(chǎn)需要，又不會導(dǎo)致曲柄壓力機(jī)的品種規(guī)格出現(xiàn)繁多，給生產(chǎn)制造曲柄壓力機(jī)帶來麻煩和困難。在型譜中，通用壓力機(jī)一般公稱壓力為主要參數(shù)，其他的技術(shù)參數(shù)為基本參數(shù)24。 （2）滑塊行程S滑塊從上死點到下死點所經(jīng)過的距離。它的大小將反映壓力機(jī)的工作范圍。如果行程比較長的話，則能生產(chǎn)高度較高的零件，曲柄壓力機(jī)的通用性就會比較大。但是曲柄壓力機(jī)的曲柄部件尺寸要是加大的話，隨之而來的齒輪模數(shù)和離合器尺寸要增大,壓力機(jī)的成本造價要增加。 （3）滑塊行程次數(shù)n 滑塊每分鐘從上死點到下死點，然后再回到上死點所往復(fù)的次數(shù)。行程次數(shù)越高，生產(chǎn)率越高，但次數(shù)超過一定數(shù)值以后，必需配備機(jī)械化自動化送料裝置，否則不可能實現(xiàn)高生產(chǎn)率。 （4）最大裝模高度H1及裝模高度調(diào)節(jié)量H1 裝模高度是指滑塊在下死點時，滑塊下表面到工作臺板上表面的距離。當(dāng)裝棋高度調(diào)節(jié)裝置將滑塊調(diào)整到最上位置時，裝模高度達(dá)最大值，稱為最大裝模高度。裝模高度調(diào)節(jié)裝置所能調(diào)節(jié)的距離，稱為裝模高度調(diào)節(jié)量。 （5）工作臺板及滑塊底面尺寸 它是指壓力機(jī)工作空間的平面尺寸。它的大小直接影響所安裝的模具的平面尺寸以及壓力機(jī)平面輪廓的大小。 （6）喉深它是指滑塊的中心線至機(jī)身的距離，是開式壓力機(jī)和單柱壓力機(jī)的特有參數(shù)。尺寸選得太小，則加工的零件尺寸受到限制。尺寸選得過大，則給機(jī)身的設(shè)計，特別是剛度設(shè)計帶來困難。2.機(jī)械壓力機(jī)的基本類型：一般來說，按機(jī)身結(jié)構(gòu)型式和應(yīng)用特點來進(jìn)行分類。 （1）按機(jī)身結(jié)構(gòu)型式分：有開式和閉式兩類。 1）開式壓力機(jī)：也稱沖床，應(yīng)用最為廣泛。開式壓力機(jī)多為立式。機(jī)身呈C形，前、左、右三面敞開,結(jié)構(gòu)簡單、操作方便、機(jī)身可傾斜某一角度,以便沖好的工件滑下落入料斗,易于實現(xiàn)自動化。但開式機(jī)身剛性較差，影響制件精度和模具壽命，僅適用于4400噸的中小型壓力機(jī)。 2）閉式壓力機(jī)：機(jī)身呈框架形，機(jī)身前后敞開，剛性好，精度高，工作臺面的尺寸較大，適用于壓制大型零件，公稱壓力可達(dá)到1606000噸。冷擠壓、熱模鍛和雙動拉深等重型壓力機(jī)都使用閉式機(jī)身。 （2）按應(yīng)用特點分：有雙動拉深壓力機(jī)、多工位自動壓力機(jī)、回轉(zhuǎn)頭壓力機(jī)、熱模鍛壓力機(jī)和冷擠壓機(jī)。 1)雙動拉深壓力機(jī):它有內(nèi)、外兩個滑塊,用于杯形件的拉深成形。拉深前外滑塊首先壓緊板料外緣，然后內(nèi)滑塊帶動凸模拉深杯體，以防板坯外緣起皺。拉深完成后內(nèi)滑塊先回程，外滑塊后松開。內(nèi)外滑塊公稱工作力之比為（1.71）:1。 2)多工位自動壓力機(jī)：在一臺壓力機(jī)上設(shè)有多個工位，裝置多道成形模具，坯料依次自動向下一工位移動。在壓力機(jī)的一次行程中，各工位同時進(jìn)行各道成形工序，制成一個工件。 3)回轉(zhuǎn)頭壓力機(jī)：在滑塊與工作臺之間設(shè)有可裝置數(shù)十組模具的回轉(zhuǎn)頭，可按需要選用模具。坯料放在模具上而不再移動。每次行程完畢，回轉(zhuǎn)頭轉(zhuǎn)動一個位置，完成一道工序。這種壓力機(jī)定位精度高，便于調(diào)整產(chǎn)品，一機(jī)多用，多用于沖制儀器底板和面板等。回轉(zhuǎn)頭壓力機(jī)可配上數(shù)控系統(tǒng)，根據(jù)編好的指令選用模具和板材成形部位，自動完成復(fù)雜的沖壓工作。 4)熱模鍛壓力機(jī)：用于模鍛件生產(chǎn)。機(jī)身剛度大，導(dǎo)向面長,承受偏載能力強(qiáng)。過去多用曲柄連桿機(jī)構(gòu),為提高剛性多已改用雙滑塊式和楔式。雙滑塊式結(jié)構(gòu)較簡單，重量輕；楔式結(jié)構(gòu)支承面積大，但傳動效率低。 5）冷擠壓機(jī)：用于冷、溫態(tài)擠壓金屬零件，如槍彈殼、牙膏管等。冷擠壓機(jī)一般是立式的，特點是剛度好，導(dǎo)向精度高，工作壓力大，工作臺面小，工作行程長。第2章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)原理、運(yùn)動規(guī)律及受力分析2.1 平面連桿機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)與變型2.1.1平面連桿機(jī)構(gòu)的原理與類型 在一個平面內(nèi)，平面連桿機(jī)構(gòu)的共同特點是原動件的運(yùn)動都要經(jīng)過一個不與機(jī)架直接相連的中間構(gòu)件（稱為連桿）才能傳動從動件，故稱之為平面連桿機(jī)構(gòu)。而在生產(chǎn)實際應(yīng)用中較廣泛的是平面四桿機(jī)構(gòu)及其變型機(jī)構(gòu)。鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)是平面四桿機(jī)構(gòu)的基本形式，其他形式則可認(rèn)為是其變型。其中曲柄搖桿機(jī)構(gòu)屬于鉸鏈四桿機(jī)構(gòu)中的一種。在此機(jī)構(gòu)中如下圖2-1，AD是機(jī)架，AB、CD兩桿與機(jī)架相連稱之為連架桿，BC為連桿。而在連架桿中，能做整周回轉(zhuǎn)運(yùn)動者稱為曲柄，只能能在一定范圍內(nèi)擺動的桿稱為搖桿。在曲柄搖桿機(jī)構(gòu)中，當(dāng)以曲柄為原動件時，可實現(xiàn)搖桿往復(fù)的運(yùn)動；當(dāng)以搖桿為原動件時，則可實現(xiàn)曲柄的回轉(zhuǎn)運(yùn)動。前者應(yīng)用比較廣泛，后者則主要是以人為動力的機(jī)械中應(yīng)用較多。圖2-1 曲柄搖桿機(jī)構(gòu)示意圖2.1.2曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)與工作原理 如圖2-2為曲柄滑搖桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動時，鉸鏈C將沿圓弧往復(fù)運(yùn)動。如圖2-3所示將搖桿3做成滑塊形式，使其沿圓弧導(dǎo)軌往復(fù)滑動，顯然其運(yùn)動性質(zhì)不發(fā)生改變，但此時曲柄搖桿機(jī)構(gòu)已經(jīng)變型為具有曲線導(dǎo)軌的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。 圖2-2 曲柄搖桿機(jī)構(gòu) 圖2-3 曲線導(dǎo)軌的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)若將圖2-2中的搖桿無限延長至無窮大，又將圖2-3中的曲線導(dǎo)軌變成直線導(dǎo)軌，于是機(jī)構(gòu)又變型為如圖2-4和圖2-5的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。圖2-4為有偏距e的偏置曲柄滑塊機(jī)構(gòu)；圖2-5為無偏距的對心曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。圖2-4 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)偏置圖2-5 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)正置在曲柄式壓力機(jī)中，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)通過將能源裝置電動機(jī)發(fā)生的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)換成為滑塊的直線往復(fù)運(yùn)動，并實現(xiàn)對毛坯材料進(jìn)行成形加工的鍛造機(jī)械。機(jī)械曲柄壓力機(jī)的運(yùn)動工作可靠平穩(wěn)，并能具有良好的精度保持性，在剪板機(jī)，沖床，空壓機(jī)等領(lǐng)域有著很重要的應(yīng)用8。 曲柄壓力機(jī)中，當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)時，帶動連桿作擺動和上下往復(fù)運(yùn)動，連桿帶動滑塊沿導(dǎo)軌槽作上下往復(fù)直線運(yùn)動。調(diào)節(jié)螺桿和連桿體合起來叫連桿，調(diào)節(jié)螺桿可以改變連桿的長度，這種連桿稱為長度可變連桿，借此調(diào)節(jié)壓力機(jī)的裝模高度。調(diào)節(jié)螺桿的下端是球頭，它放在滑塊內(nèi)的球面下支承座上，用球面壓環(huán)壓住，球面壓環(huán)與滑塊之間用螺釘連接。壓力機(jī)工作時，連桿與滑塊之間的作用力通過球面?zhèn)鬟f，這種連桿傳力機(jī)構(gòu)又稱為球面?zhèn)髁C(jī)構(gòu)9。 2.2 曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的運(yùn)動規(guī)律分析 設(shè)計的目的壓力機(jī)的工作機(jī)構(gòu)主要采用的就是曲柄滑塊機(jī)構(gòu),其運(yùn)動簡圖如圖2-6，其中O 點表示曲軸的旋轉(zhuǎn)中心，A點表示連桿與曲軸的連結(jié)點,B點為連桿與滑塊連結(jié)點,AB表示連桿的長度，OA表示曲柄的半徑。 圖2-6 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)運(yùn)動簡圖 圖2-7 結(jié)點正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)2.2.1滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系當(dāng)曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中OA以角速度做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動時，B點則以速度v作直線運(yùn)動。圖2-4為結(jié)點正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，那么當(dāng)結(jié)點正置時，滑塊的位移和曲柄轉(zhuǎn)角之間的關(guān)系表達(dá)為 （2-1)而 令 則 故 代入式（2-1）整理得 （2-2） 由于一般小于0.3，對于通用壓力機(jī)而言，一般在0.10.2范圍內(nèi)，因此式（2-2）可進(jìn)行簡化。根號部分可以用泰勒級數(shù)進(jìn)行展開并取前兩項得所以式（22）化簡轉(zhuǎn)化為 （2-3）公式中s為滑塊位移，從下死點算起，向上的方向為正，以下均同； 為曲柄轉(zhuǎn)角，從下死點算起，與曲柄旋轉(zhuǎn)方向相反者為正，以下均同； R為曲柄半徑； 連桿系數(shù)。（=R/L，其中是連桿的長度，當(dāng)連桿可調(diào)時取最短時數(shù)值。） 已知曲柄半徑R和連桿系數(shù)時,便可從上式中求出對應(yīng)于的不同角的s值。在某些情況下，因為實際需要，還希望求出曲柄轉(zhuǎn)角和滑塊位移的關(guān)系公式，可由圖2-4并利用余弦定理進(jìn)行推導(dǎo)得出下述公式 （2-4）公式中符號意義與公式（2-3）相同。2.2.2滑塊的速度、加速度和曲柄轉(zhuǎn)角的關(guān)系根據(jù)滑塊的位移與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系式可求得滑塊速度,將位移對時間求一階導(dǎo)數(shù)即為滑塊的速度v。而 所以化簡得 (2-5)公式中 v為滑塊速度，向下的方向為正； 為曲柄角速度。； n為曲柄轉(zhuǎn)速，單位為每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)。也是滑塊行程次數(shù)。其余公式符號意義與公式（2-3）相同。 從公式2-6中可得出,滑塊的速度是隨曲柄轉(zhuǎn)角角度變化的。在=0o時，v=0；角增大時v隨之變大增大；但在=75o90o之間時，v的變化很小，而數(shù)值最大.因此常常近似取=90o曲柄轉(zhuǎn)角的滑塊的速度當(dāng)作最大速度，用vmax表示。即 （2-6） 從上面公式可以看出，滑塊的最大速度vmax與曲柄的轉(zhuǎn)速n，曲柄半徑成正比，曲軸的轉(zhuǎn)速n越高，曲軸的R越大，那么滑塊的最大速度vmax也越大。本次設(shè)計的目的壓力機(jī)的滑塊的最大速度：mm/s在實際的鍛壓生產(chǎn)制造中，按照經(jīng)驗來普遍認(rèn)為滑塊的速度與工藝要求有關(guān)。例如，對于拉伸工藝來說，如果滑塊速度過大，會引起工件的破裂破壞，從而造成材料浪費和生產(chǎn)效率低下。所以經(jīng)過長時間的經(jīng)驗積累和實驗的驗證繪制了如表2-1的拉伸工藝的合理速度范圍，進(jìn)行拉伸工藝的壓力機(jī)，滑塊速度不應(yīng)該超過這個數(shù)值。表2-1 拉伸工藝的合理速度范圍材料選擇鋼不銹鋼鋁硬鋁黃銅銅鋅最大拉伸速度（mm/s）4001808902001020760760 在現(xiàn)如今的國內(nèi)通用壓力機(jī)的滑塊最大速度為130435mm/s，而如今國外的壓力機(jī)發(fā)展正努力為了提 高其生產(chǎn)效率，著力于提高滑塊行程次數(shù)即提高滑塊速度的科研趨勢。隨著近些年國內(nèi)外的壓力機(jī)都在往高速度和高精度的方向發(fā)展，所以對滑塊的加速度的分析是不容忽視的。對于高速壓力機(jī)而言，滑塊運(yùn)動的慣性必須予以足夠的重視和注意。為此，需要求出滑塊的加速度，即滑塊速度對時間求一階導(dǎo)數(shù)。 a=-R(cos+cos2) (2-7) 公式中 a為滑塊的加速度，向下方向為正方向。其余公式符號意義同公式（2-4）和（2-5）相同。2.3 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力分析 分析曲柄滑塊機(jī)構(gòu)能否滿足其工藝的要求，除了檢驗其運(yùn)動規(guī)律是否滿足要求之外，此外還有一方面工作至關(guān)重要，這關(guān)系到實際生產(chǎn)與操作者的安全，這項工作就是要校核曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中曲軸、連桿、滑塊與導(dǎo)軌等部件的強(qiáng)度和剛度校核，而進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核之前，首先將曲柄壓力機(jī)滑塊機(jī)構(gòu)的主要構(gòu)件進(jìn)行建立理想化模型，進(jìn)行受力狀態(tài)分析，并正確無誤地進(jìn)行計算，從而確定相關(guān)參數(shù)。2.3.1忽略摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)主要構(gòu)件的力學(xué)分析研究結(jié)點正置的曲柄滑塊機(jī)構(gòu)，忽略壓力機(jī)的摩擦和零件本身重量等因素的影響，建立理想化模型，曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力簡圖如圖2-8所示11。圖2-8 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的受力簡圖連桿及導(dǎo)軌受力按照受力簡圖2-5進(jìn)行分析，考慮B點力的平衡得 （2-8） （2-9） 由前面的推導(dǎo)可知，sin=sin，如果當(dāng)=0.3，當(dāng)=0o時，=0o；當(dāng)=90o時，=17.5o。在一般的情況下，尤其是對于通用壓力機(jī)而言，遠(yuǎn)小于0.3，故遠(yuǎn)小于17.5o。由于角較小，因為可以認(rèn)為cos1，tan=sin=sin，所以公式（2-8）和（2-9）可寫成 （2-10） （2-11）公式中 PAB為連桿的作用力； Q為導(dǎo)軌的作用力； P為工件抵抗變形力； 為連桿系數(shù)； 為曲柄轉(zhuǎn)角。1.曲軸所受扭矩 在忽略摩擦的因素影響下，所求得的扭矩為理想扭矩。圖2-9是曲軸受力簡圖。PAB是連桿給予曲軸的作用力。并在PAB作用下，曲軸所受理想扭矩是 且 又 所以 且 所以 （2-12）公式中 R是曲柄半徑；其余公式中的符號意義與公式（2-11）相同。 公式（2-12）是在忽略摩擦因素的影響下的理想狀態(tài)曲軸所受扭矩的計算公式，從公式的形式來看，可以看出雖然所有的工件抵抗變形力P是一個固定的不變值，但曲軸所受到的扭矩卻伴隨著曲柄轉(zhuǎn)角的變化而變化著，變得越大，Ml也變得越大，那就是說在曲柄轉(zhuǎn)角較大的條件下工作運(yùn)行，曲軸所受到的扭矩也比較大。如果曲柄的轉(zhuǎn)角的大小等于了公稱壓力角的大小，即=g時，那么可以稱曲軸所受的理想扭矩為理想公稱扭矩，而且理想公稱扭矩是設(shè)計曲軸、齒輪及離合器的重要基礎(chǔ)。其公式如下： （2-13） (a) (b) (c) (d) (e)圖2-9 曲軸受力簡圖及球頭的結(jié)構(gòu)示意圖 為了計算的方便，可以將公式（2-13）轉(zhuǎn)化為如下的公式形式 （2-14） (2-15)在公式中ml被稱作為理想當(dāng)量力臂。2.3.2考慮摩擦情況下滑塊機(jī)構(gòu)的力學(xué)分析 壓力機(jī)在實際生產(chǎn)制造中是無法忽略摩擦的因素，必然部件之間會產(chǎn)生摩擦，尤其要重視的是在轉(zhuǎn)動的零部件之間由于摩擦所產(chǎn)生而增加的摩擦扭矩是不可以被忽略的。 在曲柄滑塊機(jī)構(gòu)中的摩擦主要發(fā)生在這個四個地方：滑塊與導(dǎo)軌面之間的摩擦，詳見圖2-6c。此摩擦力的大小為 （2-16） 此摩擦力的方向恰好與運(yùn)動方向相反，構(gòu)成了阻礙滑塊運(yùn)動的阻力，這個阻力經(jīng)過連桿的傳導(dǎo)作用到了曲柄上，從而在工作狀態(tài)下，增加了曲軸所需要傳遞的扭矩，消耗更多的能量。曲軸支撐頸d0和軸承之間的摩擦，詳見圖2-6b。當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)的時候，滑動軸承對軸頸的摩擦力被分布在軸頸的工作接觸曲面上，如圖2-7，這些摩擦力對軸頸中心O形成阻礙軸頸旋轉(zhuǎn)的阻力矩，對支承1，2的阻力矩值分別為 兩個支承的總阻力矩的大小為 (2-17)通過大量的實踐經(jīng)驗和實驗驗證，由于小齒輪的作用力Pn比PAB小得多，所以可以認(rèn)為兩個支座的支反力的和為 因此可以將公式（2-17）簡化成 (2-18) 曲軸頸dA和連桿的大端軸承之間的摩擦，詳見圖2-6b，這種摩擦力與上一種摩擦力相同，也形成了阻礙曲軸轉(zhuǎn)動的阻力矩，并且可以按照如下的計算公式進(jìn)行計算 (2-19) 連桿梢（或稱為球頭）dB與連桿小端軸承（或者是球頭座）之間的摩擦，詳見圖2-6e、d，也構(gòu)成了運(yùn)動工作時的阻力矩 (2-20) 綜上所述三個阻力矩M0、MA 以及 MB都會使曲軸在工作狀態(tài)下，增加所需傳遞的扭矩，從而浪費能源。 由能量法可知，根據(jù)功率平衡原理，曲軸多需要增加的傳遞扭矩M在單位時間內(nèi)所完成的功，即為所需要增加的功率，并且等于克服各處摩擦所消耗的功率，用如下公式表達(dá)。 (2-21)公式中 v為滑塊移動速度； 為曲柄轉(zhuǎn)動的角速度； AB、BA為連桿擺動速度。再根據(jù)運(yùn)動學(xué)原理，連桿AB為平面運(yùn)動，AB、BA可以從下面的推導(dǎo)關(guān)系中求得，連桿的運(yùn)動速度圖如圖2-8。公式中 vAB為連桿B點的相對速度。通過圖2-8中的速度三角形，可以求解出vBA的表達(dá)式。 （2-22）將公式（2-5）、（2-16）、（2-11）、（2-18）、（2-19）、（2-20）及（2-22）一起代入公式（2-21）中得整理化簡得 （2-23) 從上面公式(2-23)發(fā)現(xiàn)規(guī)律，曲軸的摩擦扭矩M是隨曲柄轉(zhuǎn)角的變化而變化，但是這種變化很微小的。所以在近似計算中，可認(rèn)為M是一常數(shù)，并取相當(dāng)于=0o時的數(shù)值，因此摩擦扭矩可以近似用下面的公式進(jìn)行計算 （2-24）公式中 d0為曲軸支承頸的直徑； dA為曲軸曲柄頸的直徑； dB為連桿梢或球頭的直徑； 為摩擦系數(shù)，對于開式壓力機(jī)，=0.040.05；對于閉式壓力機(jī)，=0.0450.055。為了方便計算，可將公式（2-24）可寫成下面的公式 （2-25） 公式中 m稱為摩擦當(dāng)量力臂。 所以將公式（2-14）和（2-24）相加就可得出考慮摩擦后曲軸所需傳遞的曲軸扭矩Mq，即 （2-26）根據(jù)上述的簡化方法可將（2-26）簡化為下式 （2-27） （2-28） mq稱為當(dāng)量力臂，即為考慮摩擦后的總當(dāng)量力臂。 如前面所述，當(dāng)=g時，曲軸上的曲軸扭矩稱為公稱扭矩Mg，即 （2-29）相應(yīng)的當(dāng)量力臂稱為公稱當(dāng)量力臂，即 （2-30）第3章 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算3.1 曲軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算3.1.1曲軸的材料選擇 在通用壓力機(jī)中，一般大體分成三種型式的，分別是曲軸式壓力機(jī)、曲拐軸式壓力機(jī)以及偏心軸式壓力機(jī)。而本次設(shè)計主要型式就是曲軸式壓力機(jī)。而對壓力機(jī)來說，曲軸是其十分重要的部件之一，受力狀態(tài)比較復(fù)雜，從而導(dǎo)致了它的制造條件要求也非常高，一般可以采用45號鋼鍛制造而成的，鍛比一般取2.53。對于一些中大型的壓力機(jī)的曲軸，有些采用合金鋼進(jìn)行鍛制，采用40Cr、37SiMn2MoV和18CrMnMoB等合金鋼材料，但是此時的鍛比需要大于3。然而對于一些小型壓力機(jī)的曲軸，鍛制后的曲軸需要進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，有時候還必須還要切割兩端試件進(jìn)行機(jī)械性能實驗。 本次設(shè)計的壓力機(jī)型號為J23-80曲柄壓力機(jī)，公稱壓力為800kN，在工廠實習(xí)期間，了解到目前曲軸常選用選擇40Cr鋼調(diào)質(zhì)來進(jìn)行加工，可以滿足實際生產(chǎn)需求。3.1.2曲軸的有關(guān)尺寸估算曲軸的有關(guān)尺寸包括曲軸的支承頸直徑d0、曲柄頸直徑dA、支承頸長度l0、曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長度lq、曲柄頸長度la、圓角半徑r以及曲柄臂寬度（或直徑）a等主要尺寸，如圖3-1。 圖3-1 曲軸的結(jié)構(gòu)示意圖 本次設(shè)計的壓力機(jī)為J23-80曲柄式壓力機(jī)，其公稱壓力Pg=800kN。通過經(jīng)驗公式，可以對以上的尺寸參數(shù)進(jìn)行估算。 支承頸直徑 =130mm 曲柄頸直徑 =180mm 支承頸長度 =220mm 曲柄兩臂外側(cè)側(cè)面間的長度 =338mm 曲柄頸長度 =220mm 圓角半徑 =10mm曲柄臂寬度（或直徑） =240mm曲柄臂高度 h=280mm3.1.3曲軸的強(qiáng)度分析及核驗曲軸軸頸尺寸 通過上述經(jīng)驗公式得出的尺寸參數(shù)，來對曲軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度的校核。經(jīng)過前人的大量數(shù)據(jù)分析整理、對問題進(jìn)行合理分析論證以及生產(chǎn)實際的狀況已經(jīng)得出了比較精確可靠的校核方法10。曲軸受力變形后是中間的變形比兩邊大，所以可以認(rèn)為連桿作用于曲柄頸的作用力就成為了非均布載荷，在曲軸的兩端受力大，中間受力小，因此可以把曲軸的受力分析抽象簡化化成兩個作用在曲柄頸的集中力，但是考慮軸瓦的磨損等因素，兩個集中力將作用在距離曲柄臂2r（r為圓弧半徑）的位置，兩個支承也支承在曲柄臂外側(cè)2r的位置，并且因為齒輪對曲軸的作用力相對于連桿對其的作用很小，因此可以忽略齒輪對其的作用力；連桿對曲軸的作用力近似等于公稱壓力Pg，而且分別以一半的公稱壓力作用于連桿軸瓦的兩側(cè)，受力分析如圖3-2。 經(jīng)分析可知曲軸的危險截面有兩個，分別是截面C-C和截面B-B。 在C-C危險截面上，受到彎扭組合的作用，但是由于彎矩比扭矩對該截面的影響大，所以可以忽略扭矩的影響，只考慮彎矩。危險截面C-C的彎矩M為 （3-1）截面C-C的最大的彎曲應(yīng)力為 （3-2） 圖3-2 曲軸計算簡圖 在B-B危險截面上，恰好與C-C截面相反，相對于彎矩而言，扭矩對B-B截面的影響更大，彎矩的作用是非常小的，可以將彎矩忽略，只考慮扭矩對B-B的影響，如圖3-3。圖3-3 曲軸的扭矩計算簡圖截面B-B的扭矩為 (3-3)最大的剪應(yīng)力為 (3-4)公式（3-1）、（3-2）、（3-3）及（3-4）中 Pg為公稱壓力； la為曲柄頸的長度； lq為曲柄兩臂外側(cè)面間之間的距離； dA為曲柄頸的直徑； r為圓角的半徑； W為彎曲截面系數(shù)； Wp為扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)； mg為公稱當(dāng)量臂。（其中公稱當(dāng)量臂的計算公式如下 因為在近似計算中，可以認(rèn)為扭矩Mg是一個近似不變的常數(shù)，并且認(rèn)為是當(dāng)時的值。所以當(dāng)量摩擦臂可以簡化成本設(shè)計的壓力機(jī)屬于開式壓力機(jī)，故=0.05。）本次設(shè)計的壓力機(jī)型號為J23-80，公稱壓力Pg為800kN，一般對剛度要求不高，因此在安全系數(shù)之間n=2.53，取上限n=3.5，又因為40Cr鋼調(diào)質(zhì)后的屈服極限s500Mpa。所以可求出許用應(yīng)力為Mpa經(jīng)過大量生產(chǎn)實踐，通常取 Mpa， 而許用剪應(yīng)力 Mpa， 通常選用 Mpa。在壓力機(jī)設(shè)計中，一般壓力角的取值范圍：小型壓力機(jī)，g=30o；對于中大型壓力機(jī)，g=20o。因為本次設(shè)計的J23-80曲柄式壓力機(jī)的公稱壓力是800千牛頓，屬于小型壓力機(jī)，故選g=30o。為了使用方便，通常把公稱壓力角g轉(zhuǎn)換公稱壓力行程Sg來進(jìn)行表示在銘牌或者說明書上。我國的機(jī)械部頒布施行的標(biāo)準(zhǔn)中是以Sg作為標(biāo)準(zhǔn)的，開式壓力機(jī)常選用Sg=316mm；閉式壓力機(jī)Sg =13mm。本次設(shè)計的公稱壓力行程Sg =9mm。假設(shè)連桿的長度為L，根據(jù)余弦定理公式（2-4）分析可求出解得連桿的長度L=650mm故連桿系數(shù) =R/L=65/650=0.1通過上一小節(jié)對曲軸的相應(yīng)尺寸的估算，可以得知d0=130mm、lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm、dB=120mm、公稱壓力角g=30o、連桿系數(shù)=0.1將這些數(shù)據(jù)代入公式（3-2）和（3-4）中。在截面C-C上68MpaMpa在截面B-B上 80MpaMpa 所以當(dāng)曲軸在承受最大的工作壓力時，所承受的彎曲應(yīng)力小于許用應(yīng)力值，故該尺寸的曲軸是安全的?？梢哉J(rèn)為d0=130mm、 lq=338mm、la=220mm、dA=180mm、r=10mm尺寸估算是合理的。3.1.4曲軸的剛度計算 近些年隨著曲柄壓力機(jī)的不斷發(fā)展，人們越來越重視曲軸的剛度問題，也逐漸稱為評判壓力機(jī)設(shè)計的優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)，但至今卻沒有統(tǒng)一的標(biāo)準(zhǔn)提供參考。利用材料力學(xué)中的摩爾定理12即可算出曲軸頸中點的撓度，如圖3-4。圖3-4 曲軸的剛度計算簡圖 由于第一項很小，故可以將其忽略，公式可以進(jìn)一步簡化成 （3-5） 公式中 Pg為公稱壓力； E為彈性模量，對鋼曲軸而言，E=2.11011N/m2； la為曲柄頸的長度； b為曲柄臂的厚度； r為圓角半徑； J1、J2、J3分別為支承頸、曲柄臂及曲柄頸的慣性矩；公式中 d0為支承頸的直徑； dA為曲柄頸的直徑； h為曲柄臂的高度，h=280mm； a為曲柄臂的寬度，a=240mm； c為曲柄臂型心到曲柄頸型心的距離，c=20mm。將相關(guān)代入公式（3-5）中，即可求得撓度，如下=0.054mm 由于中點撓度還未形成規(guī)范，但通經(jīng)過大量實踐經(jīng)驗總結(jié)部分壓力機(jī)此計算法的中間撓度，查表可得出J23-80曲柄壓力機(jī)的中點撓度實踐=0.172mm由于 =0.054mm實踐=0.172mm故可以認(rèn)為設(shè)計尺寸下的曲軸的剛度是良好的。3.2 連桿及裝模高度調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)3.2.1 連桿和裝模高度調(diào)節(jié)裝置的總體結(jié)構(gòu)由于模具的高度不是統(tǒng)一的，因此曲柄壓力機(jī)要適應(yīng)不同高度的模具，而應(yīng)讓裝模高度可以調(diào)節(jié)。如圖3-5所示連桿和裝模高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)示意圖，這種裝模結(jié)構(gòu)中的連桿是由連桿蓋1、連桿2和球頭調(diào)節(jié)螺桿3等零件組成。其上端套在曲柄軸頸上，下端以球頭和滑塊6中的球座5及球頭壓蓋4相連接。通過借助扳手或用鐵棍撥動棘爪轉(zhuǎn)動球頭螺桿進(jìn)行手動調(diào)節(jié)，就可以改變連桿長度，從而改變壓力機(jī)的封閉裝模高度16。1-連桿蓋 2-連桿 3-調(diào)節(jié)螺桿 4-球頭壓蓋 5-球頭下座 6-滑塊圖3-5 連桿和裝模高度調(diào)節(jié)裝置的結(jié)構(gòu)示意圖連桿是壓力機(jī)中的重要部件，工作時傳遞工作載荷，因此連桿應(yīng)當(dāng)要求有足夠的強(qiáng)度。在壓力機(jī)運(yùn)行傳動中連桿作平面復(fù)合運(yùn)動，兩端分別與曲柄頸和滑塊相連結(jié)。連桿按連接方式不同，分為球頭式連桿、 導(dǎo)柱式連桿、柱銷式連桿。為了適應(yīng)不同閉合高度的模具，壓力機(jī)的裝模高度要能夠調(diào)節(jié)，有手動調(diào)節(jié)和機(jī)動調(diào)節(jié)。本設(shè)計中根據(jù)需要判斷球頭式螺桿進(jìn)行調(diào)節(jié)連桿的長度，因此本次設(shè)計的連桿為球頭式連桿。3.2.2 連桿的尺寸設(shè)計計算 1.連桿的作用因為是單點壓力機(jī)，故kN 2.確定連桿及調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式： （1）球頭式調(diào)節(jié)螺桿主要尺寸的經(jīng)驗公式見下表3-1；表3-1 球頭式連桿的連桿及螺桿估算尺寸計算部位代號經(jīng)驗公式系數(shù)選擇估算尺寸（mm）調(diào)節(jié)螺桿部位4.241200.831000.9901.0120連桿體部位1.86186（螺紋最小調(diào)節(jié)高度）2.0200 （2）確定連桿長度 確定連桿長度時，通常應(yīng)根據(jù)壓力機(jī)的工作特點，結(jié)構(gòu)型式，精度和剛度要求等因素全面綜合考慮。本次設(shè)計的公稱壓力角g=30o，公稱壓力行程Sg =9mm。假設(shè)連桿的長度為L，根據(jù)余弦定理公式（2-4）分析可求出解得連桿的長度 L=Lmin=650mm3.2.3連桿體及球頭調(diào)節(jié)螺桿的強(qiáng)度計算及材料選擇 1.調(diào)節(jié)螺桿最大壓縮應(yīng)力的校核及材料選擇 因為上傳動壓力機(jī)在工作狀態(tài)下運(yùn)行的時候，連桿僅受到壓力的作用，直徑最小的截面即為危險截面。校核調(diào)節(jié)螺桿其最小截面的應(yīng)力y，使在危險截面的壓應(yīng)力y （3-6）公式中 為連桿所受到的作用力， 為最小截面的截面積， m2將kN、m2代入公式（3-6）中由于連桿計算后的壓應(yīng)力達(dá)到100Mpa,經(jīng)過查找機(jī)械設(shè)計手冊選擇螺桿的材料，發(fā)現(xiàn)45號鋼調(diào)質(zhì)后的許用壓應(yīng)力達(dá)到180Mpa，因此選擇45號鋼調(diào)質(zhì)作為制作調(diào)節(jié)螺桿的材料14。 2.球頭螺桿的制造要求： （1）球頭直徑公差為d4； （2）公差為尺寸公差的1/2； （3）表面粗糙度Ra=1.6； （4）與內(nèi)球面配合的接觸面積不小于 60 。 這四點要求是加工球頭螺桿的關(guān)鍵，可用數(shù)控車床進(jìn)行加工，雖然加工精度已經(jīng)很高了，但是由于球頭表面仍留有刀痕和橢圓現(xiàn)象，會加快球頭的磨損，所以有必要對球頭和上、下球碗進(jìn)行研磨，提高表面粗糙度和表面接觸面積也可以大幅度提高，從而提高其耐磨性，從而保證運(yùn)行的精度和穩(wěn)定性15。 3.調(diào)節(jié)螺紋的強(qiáng)度校核及連桿體的材料選擇 通過查閱機(jī)械設(shè)計手冊第三版第2卷等相關(guān)書籍，可知調(diào)節(jié)螺紋一般采用特種止推螺紋或梯形螺紋，本設(shè)計采用梯形螺紋。由于已知調(diào)節(jié)螺桿的直徑為100mm，經(jīng)查機(jī)械設(shè)計手冊可知，梯形螺紋的內(nèi)螺紋中徑為94mm，內(nèi)螺紋大徑為101mm，外螺紋小徑為87mm，內(nèi)螺紋小徑為88mm，螺距s為12mm。 經(jīng)過大量實踐驗證，可以把螺紋看成是受到P0大小作用力在螺紋中徑處的懸臂梁的模型，所以螺母的螺紋牙根處的最大彎曲應(yīng)力為公式中 M為螺紋根部的彎矩； W為螺紋根部的截面系數(shù)。公式中 P0為連桿上的作用力； d0為內(nèi)螺紋的大徑（也可稱為連桿體的螺紋外徑）； d1為內(nèi)螺紋的小徑（也可稱為連桿體的螺紋內(nèi)徑）； n為螺紋的最少工作圈數(shù)。n=H/S，H為螺紋的最小工作高度。 s為螺距。公式中 h為螺紋牙根處的高度，本設(shè)計中采用特種鋸形螺紋，故h0.8s。綜上所述， （3-7）將相關(guān)參數(shù)的具體數(shù)值代入公式（3-7）中得由于螺紋強(qiáng)度計算后的彎取應(yīng)力達(dá)到43Mpa,經(jīng)過查找機(jī)械設(shè)計手冊選擇連桿體的材料，本設(shè)計采用是球頭式螺桿，所以螺母就是指連桿體，由于長期生產(chǎn)經(jīng)驗總結(jié)，發(fā)現(xiàn)使用45號鋼調(diào)質(zhì)后的許用彎曲應(yīng)力達(dá)到100Mpa，因此選擇45號鋼調(diào)質(zhì)后作為制作連桿體的材料。3.3 調(diào)節(jié)螺桿的壓桿穩(wěn)定性計算通過僅僅是校核了球頭調(diào)節(jié)螺桿預(yù)壓縮強(qiáng)度和連桿體的螺紋強(qiáng)度，而在校核調(diào)節(jié)螺桿的尺寸是根據(jù)經(jīng)驗公式選取的，這顯然是不夠全面的，而且忽略了一些實施，因為連桿在工作狀態(tài)下，球頭式調(diào)節(jié)螺桿是壓桿，因此在滑塊傳遞的巨大工作壓力作用下，有發(fā)生穩(wěn)定性失效即蹩彎的危險，而由于螺桿因壓應(yīng)力產(chǎn)生的失效和螺紋牙彎曲斷裂產(chǎn)生的失效是很罕見。因此對螺桿進(jìn)行壓桿穩(wěn)定性計算是非常有必要的。3.3.1 調(diào)節(jié)螺桿的計算模型及相關(guān)計算公式 本設(shè)計采用的球頭式調(diào)節(jié)螺桿現(xiàn)以球頭式連桿為例 ，如圖3-6所示 。連桿體內(nèi)螺紋與調(diào)節(jié)螺桿的外螺紋相旋合。在調(diào)節(jié)裝模高度時 ，當(dāng)螺桿上部懸空段L3。(位于連桿體內(nèi)與螺桿2不旋合)最短的情況 下，螺桿最易產(chǎn)生失穩(wěn)，即設(shè) L3=0時作為螺桿穩(wěn)定性計算的依據(jù)。 圖3-6 球頭式連桿結(jié)構(gòu)圖 圖3-7 調(diào)節(jié)螺桿的計算模型圖 螺桿下部球頭部分球心為A ，L1為球頭與螺紋過渡部位長度，此段直徑最小，設(shè)為d， L2為連桿體與螺桿旋合部位長度，設(shè)其中點為B，則螺桿工作長度為L=AB。由于A點隨滑塊的運(yùn)動而運(yùn)動，可視為自由端；B點隨著曲軸的轉(zhuǎn)動而運(yùn)動，且一般L2/d1.5(d為螺桿螺紋大徑)，在曲軸及連桿體剛性足夠大的情況，可將B點簡化為固定端。圖1中P為由滑塊傳遞給螺桿的工作載荷。因此，連桿中的調(diào)節(jié)螺桿的穩(wěn)定性計算模型可簡化一端固定端B點，另一端自由端A點的壓桿模型，如圖3-7所示，圖中Pg為螺桿失穩(wěn)的臨界壓力。按如公式下式進(jìn)行計算 ： （3-8）公式中 E為螺桿材料的彈性模量； I為螺桿截面慣性矩，按螺桿過渡部位直徑d計算(與螺桿螺紋小徑大小相近）， 即 I=d4/64； L可取L3=0時螺桿的工作長度；螺桿的穩(wěn)定性安全系數(shù)為： （3-9）公式中 S為許用安全系數(shù),對曲柄壓力機(jī)中的螺桿,取 S=48。3.3.2 調(diào)節(jié)螺桿的壓桿穩(wěn)定性的具體計算通過上一小節(jié)的設(shè)計計算，在該設(shè)計中，當(dāng)L3=0時，L的工作長度為394mm，d=d2=90mm，螺桿