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1、J23-40型压力机曲柄滑块机构结构设计 齐 齐 哈 尔 大 学 毕业设计（论文) 题 目 J23-40压力机曲柄滑块机构结构设计 学 院 机电工程学院 专业班级 机械116班 学生姓名 周 新 指导教师 刘 尚 成 绩 年 月 日 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 摘 要 此次设计由于分工不同，主要完成的是曲柄压力机曲柄滑块机构的设计。在设计中主要是根据总体设计确定的压力机主要参数，公称压力，滑块行程等参数参考相关手册初步估算曲柄，连杆，滑块，导轨相关尺寸，然后分别校核，修正，最终确定各零部件尺寸，并根据要求完成装模高度调节装置设计。最后写出详尽曲柄滑块机构设计说明书，绘出主要零件图。 关键词：
2、公称压力；曲轴；连杆；滑块 I 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） Abstract Crank press machine widely used in punching, bending, correction, die stamping etc. The design for the structure design of slider crank mechanism of J23-40 press. This design due to different division of labor, mainly to complete the design of the crank press
3、slider crank mechanism. In the design is mainly according to the press of the key parameters to determine the overall design, the nominal pressure, slide stroke parameters reference manual preliminary estimates of crank, connecting rod, a slide block, rail correlation dimension, then check, correcti
4、on, and ultimately determine the size of parts and components, and according to the required to complete die filling height adjustment device design. Finally, write the detailed design specification of slider crank mechanism, figure out major parts. Keywords: nominal pressure；crankshaft；connecting r
5、od；slider II 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 目 录 摘 要 . I Abstract . II 第1章 绪 论 . 1 1.1 研究背景 . 1 1.2 国内外研究现状 . 1 1.3 曲柄压力机的工作原理及主要参数 . 2 1.3.1 曲柄压力机的工作原理. 2 1.3.2 曲柄压力机工作的特点. 3 1.3.3 J23-40型压力机主要参数 . 3 1.4 本章小结 . 4 第2章 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 . 5 2.1 曲柄滑块机构的运动规律 . 5 2.1.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系. 5 2.1.2 滑块的速度和曲柄转角之间的关系. 6 2.2 曲柄滑块
6、机构的受力分析 . 7 2.2.1 忽略摩擦情况下滑块机构的力学分析. 7 2.2.2 考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析. 9 2.3 本章小结 . 11 第3章 曲轴轴系部件的设计计算 . 12 3.1 曲柄形式 . 12 3.1.1 曲轴驱动的曲柄滑块机构. 12 3.1.2 偏心轴驱动的曲柄滑块机构. 13 3.1.3 曲拐驱动的曲柄滑块机构. 13 3.1.4 偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构. 14 3.2 曲轴的设计计算 . 14 3.2.1 曲轴材料的选定. 14 3.2.2 估算曲轴的相关尺寸. 15 3.2.3 曲轴的强度及刚度校核. 16 3.3 连杆和装模高度调节机构 . 20
7、 3.4 连杆结构的设计计算 . 21 3.4.1 连杆的选择. 21 III 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 3.4.2 连杆尺寸设计计算. 21 3.4.3 连杆及调节螺杆的强度校核. 22 第4章 滑块部件的结构设计 . 25 4.1 滑块与导轨的结构 . 25 4.1.1 滑块的导向调节间隙. 25 4.1.2 导轨的形式. 26 4.2 滑块与导轨的材料选择 . 27 4.3 滑块的有限元分析 . 27 4.3.1 模型的生成. 28 4.3.2 模型的简化. 28 4.3.3 网格的划分. 29 4.3.4 约束条件与力的施加. 29 4.3.5 UG8.0 NASTRAN计算结果分
8、析 . 30 结 论 . 32 参考文献 . 33 致 谢 . 34 IV 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 第1章 绪 论 1.1 研究背景 制造业的发展是国家经济发展的重要保证之一，同时又是判断一个国家科技实力和国防实力是否领先的重要标准。在机械制造业中，压力机锻压制造是目前全世界应用最为广泛的制造方法之一。而在锻压机械中，曲柄压力机又占有很大的比重。曲柄压力机主要是通过飞轮将电机的能量存储，在工作的瞬间通过曲轴及与其相连的滑块对特定的模具做功而释放能量。如今，随着汽车工业的兴起，曲柄压力机以及其他锻压设备得到了迅速发展。众所周知，由于采用现代化的锻压工艺生产工件具有效率高，质量好，能量省和成
9、本低的优点。近年来，曲柄压力机广泛应用于冲裁，落料，弯曲，折边，浅拉伸及其他冷冲压工序，是汽车，摩托车，家用电器，仪器仪表，轻工，国防工业，化工容器，电子等行业必备的关键设备。伴随着工业的发展，压力机的种类和数量越来越多，质量要求越来越大，能力越来越大，它在机械制造业和其它相关行业中的作用日趋显著。因此对压力机的精度和生产率等的要求也就越来越高，所以对压力机曲柄滑块机构的设计是十分必要的，生产出具有高效率，高精度，低成本，自动化等现代化制造特点的压力机，是值得研究和探讨的。 1.2 国内外研究现状 目前在国外，由于汽车工业的迅速兴起，曲柄压力机以及其它制造设备也随之蓬勃发展，在逐渐融入新技术，
10、新材料后，更加推动了曲柄压力机的改进与发展。传动系统是曲柄压力机的重要组成部分，其作用就是将电机的运动和能量按照一定的要求转化为曲柄滑块的运动。目前在国外，曲柄压力机主要以批量生产在板冲和模锻中被广泛应用，专业化程度越来越高，朝着高速度，高精度和自动化的目标在发展，普遍采用CNC控制。专业化程度越来越高，朝着高速度，高精度和自动化的目标在发展。近年来，锻压机械的拥有量美国约占，日本约占34。日本已经有了很多条热模锻压力机生产线。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，都已经采用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非常重要的作用。但最近几年，多品种少量生
11、产势头在国外越益强劲，要满足经济的合理性，就要求制造机械拥有更高的柔性和通用性。在这种背景下，国外设计者们已经在传统的机械压力机上经过反复试验，设计出一些具有创新的压力机。这些压力机可以适应多变的工艺过程，通用性比以往有很大提高，拥有更高的柔性。其 1 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 中机械驱动源采用液压驱动，兼容了机械压力机和液压机的优点，体现出未来压力机的突出特征。 我国的冲压技术是在新中国成立以后才发展起来的。解放以前，我国在曲柄压力机的生产上十分落后，只能制造出一些手动冲床。在解放以后才有了快速的发展，迄今为止，在国内从事曲柄压力机设计制造的企业非常多，分布也很广，但这些企业生产的压力机
12、大多款式陈旧单一，档次较国外比较低，只能占领中低端市场。只有个别企业靠自身研发与引进国外技术相结合的方式，生产出一些接近于国外先进技术水平的机床，如济南第二机床厂的大型冲床就已经返销欧美。尽管我国现在已经成为世界各种产品的加工中心，有大量曲柄压力机投入使用，但其中由我国自行设计和制造的压力机却不多，大多是从国外引进或者与国外合作生产制造。由于引进技术和自行研究，压力机的研制水平已经达到了一个全新的高度。但是，与工业发达的国家相比较，我国的曲柄压力机制造业仍然是很落后的，主要表现在性能不好，质量不高和品种不全等方面。进入21世纪以来，中国锻压机械行业通过技术引进，合作生产及合资等多种方式，已经快
13、速地提高了我国的冲压设备整体水平，近年来设计制造的很多产品，其技术性能指标已经能够接近世界先进水平，但仍存在差距，主要体现在设备的高速性，高精度性和稳定性方面。因此，如何继续缩小与国外先进产品的距离仍是我国设备制造企业需要面对的挑战。 1.3 曲柄压力机的工作原理及主要参数 1.3.1 曲柄压力机的工作原理 曲柄压力机是以曲柄传动的锻压机械，其工作原理是电动机通过三角带把运动传给大皮带轮，再经小齿轮，大齿轮，传给曲轴。连杆上端连在曲轴上，下端与滑块连接，把曲轴的旋转运动变为连杆的上下往复运动。上模装在滑块上，下模装在垫板上。因此，当材料放在上下模之间时，及能进行冲裁或其他变形工艺，制成工件。由
14、于工艺的需要，滑块有时运动，有时停止，所以装有离合器和制动器。压力机在整个工作周期内进行工艺操作的时间很短，也就是说，有负荷的工作时间很短，大部分时间为无负荷的空程时间。为了使电动机的负荷均匀，有效的利用能量，因而装有飞轮。本次曲柄压力机的设计中,大皮带轮的设计兼有飞轮的作用。 工作原理图如下图： 2 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 图1-1 工作原理图 1.3.2 曲柄压力机工作的特点 刚性传动，滑块运动具有强制性质 a. 上下死点、运动速度、闭合高度等固定便于实现机械化和自动化 b. 定行程设备自我保护能力差，工作时形成封闭力系 c. 不会造成强烈冲击和振动 d. 不允许超负荷使用，一个工作
15、循环中负荷作用时间短，主要靠飞轮释放能量 e. 工作时尖峰负荷不会对电网造成冲击 f. 不能够超能量使用 1.3.3 J23-40型压力机主要参数 公称压力(t)：40 滑块行程（mm）：40 行程次数（次/min）：80 公称压力时下死点距离（mm）：7/2 固定行程（mm）：100 调整行程（mm）：100/10 活动台位置（mm）：400/200 3 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 1.4 本章小结 本章主要介绍了设计的研究背景以及压力机的国内外研究现状，通过对压力机工作原理的阐述，引出本设计的研究对象曲柄滑块机构及其主要技术参数，并对本设计的重点、难点加以描述。 4 齐齐哈尔大学毕业设计
16、（论文） 第2章 曲柄滑块机构的运动分析与受力分析 2.1 曲柄滑块机构的运动规律 曲柄滑块机构运动简图如图2-1所示。结点正置于曲柄滑块机构运动简图中，图中， OA 是曲柄，O点是曲柄的旋转中心。AB 为连杆，A 点是曲柄和连杆的连结点，B 点为连杆与滑块的连结点。曲柄长度为 R，也叫做曲柄半径，连杆长度为 L，?R/L 称为连杆系数。对于通用的压力机，?一般为。 图2-1 曲柄滑块机构的运动简图 2.1.1 滑块的位移和曲柄转角之间的关系 ? 点降至B0点（如图当曲柄滑块转动时，从上止点转到下止点， 滑块从B0 2-1），全行程 S?2R。设曲柄转至下死点时的曲柄转角?为0?，曲柄逆时针运
17、动到上死点时曲柄转角?为180?，连杆的中心线与滑块运动方向之间的夹角为?。滑块的位移S和曲柄转角?之间的关系表达式为： 5 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） S?(R?L)?(Rcos?Lcos?) （2-1） 而sin?Rsin?/L，R/L?，则sin? ?sina，又cos? ，所以 cos?s?(R?L)?(Rcosa?Lcos?)整理得 S?R(1?cos?)?1/?(1?2sin2?) （2-2） ?为连杆系数，在通用的压力机中，?一般为。故上式在整理后可得 S?R(1?cos?)?/4(1?cos2?) （2-3） 式中 S滑块行程（从下死点算起） ?曲柄转角（从下死点算起,与曲柄
18、旋转方向相反者为正） R曲柄半径 L连杆长度 ?连杆系数 因此，当已知曲柄的半径R和连杆系数?时，便可以从上式计算出对应不同?的S值。由余弦定理可知 R2?(R?L?S)2?L2 cosa? （2-4） 2?R?(R?L?S) 2.1.2 滑块的速度和曲柄转角之间的关系 在求出滑块的位移与曲柄转角之间的关系后，把位移S对时间t求导就可以求得滑块的速度v。求导过程如下： dsdsda?dtdadt d?da v?R?(1?cos?)?(1?cos2?)?dt?4?dtv? ?dav?R?sin?sin2?2?dt 而?da?， 所以v?R?sina?sin2a? 2dt? 式中v滑块速度 ?曲柄
19、的角速度 又?2?n/60， 所以滑块的运动速度v 和曲柄转角?之间的关系式为： v?2?n?R(sin?sin2?) （2-5） 602 式中n曲柄每分钟的转数 6 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 从上式可以看出，滑块的速度v是随着曲柄的转角?的变化而变化的。在?0时，v?0。曲柄转角?增大时，滑块的速度v也随之显著增加，但在?75?90?时，速度v的变化是很小，而数值却是最大的。因此，常常取曲柄转角?90?时的滑块速度作为最大速度。用vmax表示。 即 vmax?2?n?R(sin?sin2?)?0.105nR(sin90?sin180?)?0.105nR （2-6） 6022 上式表明，滑
20、块的最大速度vmax与曲柄的转速n，曲柄半径R是成正比的，n越高，R越大，滑块的最大速度vmax也越大。 2.2 曲柄滑块机构的受力分析 曲柄滑块机构能否满足工艺的要求，除了检验曲柄滑块机构的运动规律是否符合要求，还必须对曲柄滑块机构的强度进行校核。为了更准确的进行强度校核，首先要确定滑块机构中的主要零部件的进行受力状态。 2.2.1 忽略摩擦情况下滑块机构的力学分析 图2-2 忽略摩擦和零件自身重量时曲柄滑块机构的受力图 1.连杆及导轨受力 图2-2为忽略摩擦和零件自身重量时滑块的受力情况。 考虑B点力的平衡得 7 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） P cos? Q?Ptg?PAB? 由前推导可
21、知，sin?sin?，若，当?0?时，?0?。当?90?，?17.5?。在通常情况，尤其是通用压力机，?远远小于0.3,所以?远远小于17.5?。由于?角较小，所以，可以认为cos?1，tg?sin?sin?，故上述两式可以写为 PAB?P （2-7） Q?P?sin? （2-8） 式中PAB连杆作用力； Q导轨作用力； P工件变形力； ?连杆系数； ?曲柄转角。 2.曲轴所受扭矩 曲轴上所受的理想扭矩为 Ml?PABOD 而 OD?Rsin(?)?R(sin?cos?cos?sin?) 又 cos?1 sin?sin? 所以 OD?R(sin?sin?cos?)?R(sin? 又 PAB?P
22、 所以 Ml?PR(sin?2sin2?) ? 2sin2?) （2-9） 式中R曲柄半径 ?连杆系数； ?曲柄转角。 从以上上述公式可以得出，虽然工件所受的变形力P一定，而曲轴所受的扭矩是随着曲柄转角?的变化而变化的，?的值越大，Ml的值就越大，也就是说在比较大的曲柄转角下工作时，曲轴上所受的扭矩就会比较大。当曲柄转角等于公称压力角时，即?g时，曲轴上所受的理想扭矩就称为理想公称扭矩。 8 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 即 Mgl?PR(sin?g? 2sin2?g) （2-10） 此公称扭矩是设计曲轴的基础。 我们在上述分析连杆和曲轴所传递的扭矩过程当中,没有考虑各运动部位的摩擦问题。这种
23、处理问题的方法对于分析连杆的受力来讲,误差是非常小的，并且简化了计算，是可以应用的。但是,在计算曲轴传递的扭矩时,如果不考虑摩擦的影响,却会带来比较大的误差,因此，在计算时应考虑由摩擦所增加的扭矩M?。 2.2.2 考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析 求曲柄滑块机构的摩擦扭矩主要有两种方法，那就是能量法和力法，在这里我们主要运用能量法进行滑块机构的受力分析。 压力机在工作时，曲柄滑块机构中的摩擦主要发生在四处： 1滑块导轨面的摩擦。摩擦力的大小为 P?Q （2-11） 摩擦力的方向与滑块的运动方向相反，形成了对滑块运动的阻力。该阻力经过连杆作用到曲轴上，从而增加了曲轴所需传递的扭矩。 2. 曲轴
24、支承颈d0与轴承之间的摩擦。曲轴旋转时,轴承对轴颈的摩擦力分布在轴颈的工作面上,这些摩擦力对轴颈中心O形成与轴颈旋转方向相反的阻力矩。对支撑1、2其值分别为： d0 2 d?0?R20M?2?0?R1M? 两个支撑的总阻力矩为 ?0?M?0?(R1?R2)M?0?M?d0 （2-12） 2 由于小齿轮的作用力Pn比PAB小很多，所以可以认为两个支反力的和为 R1?R2?PAB?P （2-13） 所以上式变为 M?0?Pd0 （2-14） 2 3. 曲柄颈dA与连杆大端轴承之间的摩擦,它与上一种摩擦一样,也会形成阻力矩,且可按下式计算: 9 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） M?A?PABdAd?P
25、A （2-15） 22 4. 连杆销dB与连杆小端轴承之间的摩擦。它也会形成阻力矩: M?B?PABdBd?PB （2-16） 22 上述三个阻力矩M?0，M?A，M?B都会是曲轴增加所需传递的扭矩。 根据功率平衡原理，曲轴所需要增加的扭矩M?在单位时间内所做的功，等于克服各处摩擦所消耗的功率。即 M?P?v?M?0?M?A(?BA)?M?B?AB （2-17） 式中 v滑块移动速度； ?曲柄的转动角速度； ?AB、?BA连杆的摆动角速度。 根据运动学原理，连杆AB为平面运动，?AB或?BA可从下述关系中求出 ?AB?BA? 式中 vBA连杆B点的相对速度。 而 vBA=R?cos? cos?
26、vBA （2-18） L 取cos?1，则?AB?cos?，经整理后得由于摩擦使曲轴所增加的扭矩为： M?P1?d?1?cos?d?dcos?2?Rsin?sin?sin2?0AB? 2?2? （2-19） 最后得到考虑摩擦后曲轴所需传递的扭矩为 Mq?Ml?M? ?=P?R?sin?sin2?(1?)dA?dB?d0? （2-20） 2?2? 式中 R曲柄半径； ?曲柄的转角； ?连杆系数； ?摩擦系数,一般取； d0曲轴支承颈的直径； 10 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） dA曲轴颈的直径； dB连杆销的直径； P坯料抵抗变形的反作用力。 为了便于计算，式（2-15）可写成如下形式 Mq?P
27、mq （2-21） n? mq?R(si? 2sin2?)?1?(1?)dA?dB?d0? （2-22） 2 mq称为当量力臂，就是在考虑摩擦后总的当量力臂。 当?g时，曲轴上的扭矩及称为公称扭矩，即 Mg?Mgl?M? （2-23） 而相应的当量力臂便称为公称当量力臂，即 mg?mgl?m? ?R(sin?g? 2sin2?g)?1?(1?)dA?dB?d0? （2-24） 2 2.3 本章小结 本章是曲柄滑块机构结构设计的理论基础，主要对曲柄滑块机构的运动规律和受力情况进行了分析，其中具体包括滑块的位移和曲柄转角之间的关系、滑块的速度和曲柄转角之间的关系、忽略摩擦情况下滑块机构的力学分析、
28、考虑摩擦情况下滑块机构的力学分析等。在受力分析中，本章对滑块和连杆的受力情况做了具体了分析，其中的一些计算公式在后续的曲轴和连杆的设计中都会用到，因此，本章是整个设计的基础部分。 11 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 第3章 曲轴轴系部件的设计计算 3.1 曲柄形式 (a).曲轴驱动的曲柄滑块机构 (b).偏心轴驱动的曲柄滑块机构 (c).曲拐驱动的曲柄滑块机构 (d).偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 1 支承颈; 2 曲柄臂; 3曲柄颈; 4 连杆; 5曲拐颈; 6 心轴; 7偏心齿轮 3.1.1 曲轴驱动的曲柄滑块机构 工作原理：曲轴旋转时，连杆作摆动和上、下运动，使滑块在导轨中作上、下往复直线
29、运动。 特点：曲轴双端支承，受力好；滑块行程较大，行程不可调。大型曲轴锻造困难，受弯、扭作用，制造要求高。 适用范围：主要用于较大行程的中小型压力机上。 12 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 图3-2 J23-40压力机的曲柄滑块机构结构图 1、打料横梁 2、滑块 3、压塌块 4、支承座 5、盖板 6、调节螺杆 7、连杆体 8、轴瓦 9、曲轴 10、锁紧螺钉 11、锁紧块 12、模具夹持块 3.1.2 偏心轴驱动的曲柄滑块机构 工作原理：当偏心轴转动时，曲轴颈的外圆中心以偏心轴中心为圆心做圆周运动，带动连杆、滑块运动。 特点：曲轴颈短而粗，支座间距小，结构紧凑，刚性好。但偏心部分直径大，摩擦损耗
30、多，制造比较困难。 适用范围：主要用于行程小压力机上。 3.1.3 曲拐驱动的曲柄滑块机构 工作原理：当曲拐轴转动时，偏心套的外圆中心以曲拐轴的中心为圆心做圆周运动，带动连杆、滑块运动。 特点：曲拐轴单端支承，受力条件差；滑块行程可调（偏心套或曲拐轴颈端面有刻度）。便于调节行程且结构简单，但曲柄悬伸刚度差。 适用范围：主要用于中、小型压力机上 13 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 图3-3 JB21-40压力机的曲柄滑块机构结构图 1、滑块 2、调节螺杆 3、连杆体 4、压板 5、曲拐轴 6、偏心套 3.1.4 偏心齿轮驱动的曲柄滑块机构 工作原理：偏心齿轮在芯轴上旋转时，其偏心颈就相当于曲柄在
31、旋转，从而带动连杆使滑块上下运动。 特点：偏心齿轮芯轴双端支承，受力好；偏心齿轮只传递扭矩，弯矩由芯轴承受；受力情况比曲轴好，芯轴刚度大。结构相对复杂，但铸造比曲轴锻造容易解决。 适用范围：常用于大中型压力机上。 3.2 曲轴的设计计算 3.2.1 曲轴材料的选定 曲轴为压力机非常重要的传动零件，受力比较复杂,所以制造条件要求较高,一般选用45号钢锻制而成。锻比一般为3。有一些中、大型压力机的曲轴则用合金钢锻造，例如37SiMn2MoV、40Cr、18CrMnMoB，锻比则需要大于3。对于小型压力机的曲轴，在国内有些制造厂用球墨铸铁QT60?2铸造。锻制的曲轴加工后应进行调质处理，有时还需要在
32、两端切割试件进行机械性能试验。 对于大型曲轴，有时在支承颈和曲柄颈中心处钻深孔，以改善淬透性，提高机 14 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 械性能。曲柄支承颈和曲柄颈需加以精车或磨光。为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是圆角处，最好用滚子辗压强化。 查阅相关手册,参考同类型的曲柄压力机曲轴常用材料,本次设计的曲轴采用40Cr锻造而成，曲轴在粗加工后进行调质处理，调质后硬度不低于270HB,锻造比取3。 3.2.2 估算曲轴的相关尺寸 在设计曲轴时，首先根据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后再根据理论公式进行精确校核。 曲轴由支承颈、曲柄臂、曲柄颈三部分组成,如图3-3。 支承径 曲柄臂 曲柄颈 图3-
33、3 曲轴各部分尺寸示意图 根据曲柄轴尺寸经验公式 d0?(4.45)Pg(mm) （3-1） 式中 Pg压力机公称压力（KN），此处Pg?400kN 得支承颈直径d0?100mm。 其余各部分尺寸见表3-1。 表3-1 曲轴有关尺寸经验公式 15 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） 3.2.3 曲轴的强度及刚度校核 一、强度校核 曲轴的危险截面主要是曲柄颈截面和支承颈截面，即截面A?A和截面 。 B?B（如图3-4） 图3-4 曲轴危险截面示意图 1.曲柄颈危险截面的校核 齿轮在曲轴上的作用力要比连杆对曲轴的作用力小得多，故可忽略不计；而连杆对曲轴的作用力可近似看成是等于公称压力Pg，并且分别以Pg
34、的一半作用在连杆的轴瓦两侧。如此，危险截面A?A的弯矩M?为 M?lq?l?8r 4Pg （3-2） 截面A?A的最大应力?为 ? 式（3-2）和（3-3）中 Pg公称压力； M?(lq?l?8r)Pg （3-3） 齐齐哈尔大学毕业设计（论文） l?曲柄颈长度； lq曲柄两臂外侧面间的长度； dA曲柄颈直径； r圆角半径； W弯曲截面系数。 带入已知数据，计算得： 因为?100MPa140MPa，故曲轴颈截面A?A的强度符合要求。 在曲轴的曲柄颈上，除了受弯矩作用以外，还会受到扭矩的作用，此时应当按弯扭联合作用计算。但是，由于所受弯矩要比扭矩大得多，所以忽略扭矩计算的应力和考虑扭矩计算的应力差不多。因此，本次设计中曲轴的曲柄颈用式（3-3）计算截面A?A的应力就足够准确。 2.支承颈危险截面的校核 曲轴除在曲柄颈的截面A?A处有可能发生破坏以外，也可能在支承颈的截面B?B处发生破坏，所以，还需校核截面B?B处的强度。 在支承颈截面B?B处，也受到了弯扭联合作用，但是这里和曲柄颈的截面A?A恰恰相反，扭矩要比弯矩大得多，所以可以忽略弯矩在此处的影响。截面B?B处的扭矩为 Mg?Pgmg （3-4） 最大剪应力为 ? 式中Pg公称压力； d0支承颈直径； MgW?Pgmg0.2d03 （3-5） mg公称当量力臂，见式（2-19）； W?扭转截面系数。 带入已知数据，计算得：