压力机曲柄滑块机构课程设计指导书

压力机曲柄滑块机构课程设计指导书机电工程系陈维民编哈工大华德应用技术学院2009年6月曲柄压力机曲柄滑块机构课程设计指导书一、课程设计的目的本课程是材料成型设备及自动化专业方向的一个重要专业教学环节，是在完成《金属塑性成型设备与控制》课程理论教学以后所进行的重要实践教学环节。本课程的学习目的在于使学生综合运用《金属塑性成型设备与控制》课程及其它先修课程的理论知识和生产实际知识，进行曲柄压力机主要零部件的设计实践，使理论知识和生产实际知识紧密结合起来，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。通过设计实际训练，使学生了解设备设计的方法与步骤，初步掌握设备设计的能力，为以后的工作打下初步的设计基础，并为今后解决实际工程问题打下一定的基础。

二、课程设计的要求(1)曲柄压力机曲柄滑块机构课程设计是一项全面的设计训练，它不仅可以巩固所学的理论知识，也可以为以后的设计工作打好基础。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精。(2)曲柄压力机曲柄滑块机构课程设计应在教师指导下独立完成。教师的指导作用是指明设计思路，启发学生独立思考，解答疑难问题，按设计进度进行阶段审查，学生必须发挥主观能动性，积极思考问题，认真独立完成设计任务。(3)设计中要认真查阅各种设计手册，正确运用、分析和参考已有设计资料，以加快设计进程，提高设计质量。三、具体设计步骤

曲柄压力机曲柄滑块机构课程设计一般可按以下步骤进行：

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（对于芯轴，设计时先根据经验公式预选芯轴直径）；(2)根据结构设计及其他因素修改有关长度尺寸；(3)核验轴颈尺寸；⑷对曲轴危险断面进行强度校核（对于芯轴，可在确定偏心齿轮和芯轴结构尺寸的基础上，按说明书给出的相关计算公式进行强度校核）。⒉对曲柄压力机滑块机构进行设计与计算(1)确定曲柄压力机滑块机构的结构；(2)计算滑块在曲柄不同转角下的许用负荷；(3)绘制滑块的许用负荷图；⑷绘制压力机滑块位移及速度曲线图。⒊设计曲柄滑块机构装配图⒋按“设计任务书”要求设计曲轴及滑块零件图⒌按规定格式编制设计说明书四、曲柄压力机滑块机构的运动分析与受力分析

㈠曲柄滑块机构运动规律

通用压力机的工作机构大多采用曲柄滑块机构,其运动简图如图1所示。0为曲轴旋转中心,A为连杆与曲柄的连接点,B为连杆与滑块的连接点,0A为曲柄半径,AB为连杆长度。

所以0A以角速度ω作旋转运动时,B点则以速度v作直线往复运动。

滑块位移、速度和加速度与曲柄转角间的关系如下：1.滑块位移与曲柄转角间的关系

图2为结点正置的曲柄滑块机构运动计算简图，由图可得

s=(R+L)-(Rcosα+Lcosβ)----------------------------------------------(1)

=R(1-cosα)+L(1-Lcosβ)----------------------------------------------(1a)图1曲柄滑块机构运动简图图2曲柄滑块机构运动关系计算简图又Lsinβ=Rsinα，所以sinβ=(Rsinα)/L。令R/L=λ,则

sinβ=λsinα，

根据三角关系：sin2β+cos2β=1，得

cosβ=

=将上式代入(1a)得

s=R[(1-cosα)+(1/λ)（1-）]-----------------------------(2)

由于一般λ值小于0.3，通用压力机λ值一般在0.1～0.2之间，故式(2)可进一步简化。

根据二项式定理：（1-）≈1-(1/2)，根据倍角关系：sin=将上式代入式(2)得s=R[(1－cosα)+(λ/4)(1－cos2α)]-------------------------------------(3)式中s－滑块行程,从下死点算起；α－曲柄转角，从下死点算起，与曲柄旋转方向相反者为正；R－曲柄半径；λ－连杆系数；L－连杆长度。根据式（3）即可求出对应于不同曲柄转角α时的滑块行程S。为了便于计算，令K1=(1－cosα)+(λ/4)(1－cos2α)，并制成表1（查表时λ值如表中没有，可查相近的λ值）。这样，式(3)则变为：s=RK1---------------------------------------------------------------------(3-a)⒉滑块速度和曲柄转角关系V==(d/dα){R[(1－cosα)+(λ/4)(1－cos2α)]}(dα/dt)=R[sinα+(λ/2)sin2α](dα/dt)∵(dα/dt)=ω∴V=ωR[sinα+(λ/2)sin2α]---------------------------------------(4)式中v－滑块速度；ω－曲柄角速度，ω=πR/30=0.15n∴V=0.15nR[sinα+(λ/2)sin2α]其中n－曲柄每分种转数,即滑块每分钟行程次数。经计算，当α=0o,v=0,v随α增加而显著增大，当α=75o～90o时，v达最大值，故可取曲柄转角α=90o的滑块速度，作为滑块的最大速度，即vmax。∴vmax≈0.105nR(sin90o+λ/2×sin2×90o)=0.105nR---------------------------(5)式(5)表明滑块的最大速度与曲柄转数n、曲柄半径成正比。⒊滑块的加速度和曲柄转角的关系对于高速压力机,滑块运动的惯性力必需给予足够注意。为此需要求出滑块的加速度和曲柄转角的关系,将式(4)对时间求导可得a=－dv/dt=－(dv/dα)(dα/dt)=－(d/dα){ωR[sinα+(λ/2)sin2α]}ω=－ω2R(cosα+λcos2α)------------------------------------------(6)上式中a为滑块加速度,方向向下为正,式(6)中前面的“－”不是求导所获得,而是由于滑块行程s和曲柄转角α计算起点与实际运动方向相反而加上的。例1已知J31-315压力机的行程s0=315mm,连杆长度L=1450mm,曲柄转速n=20转/分，求滑块位移及速度。解R=s0/2=315/2=157.5mm；λ=R/L=157.5/1450=0.108。按λ=0.11查表1、2得：按上表可画出滑块的位移及速度曲线，如图3所示。图3J31-315压力机滑块位移及速度曲线

图4J31-315压力机滑块位移速度及加速度曲线

㈡曲柄滑块机构受力分析1.滑块受力分析由图5可见,滑块受工件变形抗力P作用,在忽略摩擦力情况下,P力与连杆给予滑块的作用力PAB′及导轨给予滑块的反作用力Q相平衡,根据力的平衡原理得PAB′=P/cosβ,Q=Ptgβ如λ=0.3,当α=0o,β=0o；

图5滑块受力简图图6曲轴（偏心齿轮）受力简图当α=90o，β=arcsin0.3=17.5o，cos17.5o≈0.96。通常对于通用压力机λ远小于=0.3，所以β角远小于17.5o。由于β角较小，因此可认为：cosβ≈1,据前推导得：sinβ=λsinα，故tgβ≈sinβ=λsinα，所以上述两受力公式简化为：PAB′≈Ｐ------------------------------------------------------------------(7)Q≈Ｐλsinα--------------------------------------------------------------(8)2.曲轴所受扭矩（1）理想状态（忽略摩擦）PAB是连杆给予曲轴的力，在此力作用下，曲轴上所受理想扭矩为：ＭL=PAB×0D而0D=Ｒsin(α+β)=R(sinαcosβ+cosαsinβ)∵cosβ≈1,sinβ=λsinα,∴0D=R(sinα+λsinαcosα)=R[sinα+（λ/2）×sin2α]∵PAB≈P,∴ML=PR[sinα+(λ/2)×sin2α]-----------------------------------------(9)式中Ｒ－曲柄半径。由式(9)可见，当工件变形抗力Ｐ一定时，曲轴所受扭矩随曲柄转角α的变化而变化。当α越大，ML也越大；当曲柄转角等于公称压力角（即α＝αg)时，曲轴所受理想扭矩称为理想公称扭矩，即MgL=PR[sinαg+(λ/2)×sin2αg]------------------------------------(10)此公称扭矩是曲轴设计的基础。当滑块在下死点，α＝β＝0o时，ML＝0，则曲轴不受扭矩作用。例2求J31-315压力机在α＝20°时偏心齿轮所受的理想扭矩ML解由式(9)ML=PR[sinα+(λ/2)×sin2α]由例1得知：J31-315压力机的R=157.5mm；λ=0.108。根据表2，找λ的近似值0.11可查的当α＝20°时，sinα+(λ/2)×sin2α的值为0.3774。又P＝3150×105（N），故ML＝3150×105×0.1575×0.3774=1.875×105N﹒m（2）实际工作状态（有摩擦的情况）上述计算是理想状态（忽略摩擦），而实际上压力机存在摩擦，如图6所示，曲柄滑块机构中摩擦主要表现在：滑块与导轨的相互摩擦；曲轴（或芯轴）支承颈do和轴承之间的摩擦；曲柄颈（或偏心齿轮上的偏心颈）dA和连杆大端轴承之间的摩擦；连杆梢（或球头）dＢ与连杆小端轴承（或球头座）之间的摩擦，它们所形成的摩擦扭矩不可忽略。分析有摩擦真实工作状态常用功率平衡原理,经分析表明,实际工作状态的曲轴,其实际扭矩为理想扭矩与摩擦扭矩之和。则Mq=ML+Mµ，并认为Mµ为一常数,其表达形式如下：Mµ=Pmµ=(1/2)×Pμ[(1+λ)dA+λdＢ+do]------------------------------(11)mµ=(1/2)×μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]----------------------------------(12)式中mµ为当量摩擦力臂。摩擦系数μ随压力机种类而异,对于开式压力机：μ=0.04～0.05；对于闭式压力机：μ=0.045～0.055；对于热模锻压力机：μ=0.035～0.045。其他各种压力机的μ值详见附录1。附录1曲柄连杆机构的摩擦系数例3求J31-315压力机由于摩擦使偏心齿轮所需增加的扭矩Mµ(即摩擦扭矩)。已知：P=3150kN,do=260mm,dA=680mm,dＢ=260mm,λ=0.108,取μ=0.05。解Mµ=×3150×103×0.05[（1+0.108）×0.68+0.108×0.26+0.26]=8.2×104Nm将式(10)与式(11)相加,即可得考虑摩擦后曲轴(或偏心齿轮)所需传递的扭矩,即Mq=ML+Mµ=P{R[sinα+(λ/2)×sin2α]+(1/2)μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]}--------(13)式中P－工件变形抗力,若进行零件强度计算或电机飞轮计算时，此力取为公称压力Pg,kN；do－曲轴（或芯轴）支承颈直径，do=4.4～5(Pg)1/2；dA－曲柄颈（或偏心齿轮上的偏心颈）直径,dA=1.1～1.4do；dＢ－连杆梢（或球头）直径，dＢ=(3.9～5.7)(Po)1/2(mm),其中Po为作用于连杆上的力,(kN)。其余符号同前。为便于计算,将上式写成：Mq=Pmq---------------------------------------------------------------------------(14)mq=R[sinα+(λ/2)×sin2α]+(1/2)μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]------------(15)式中mq为考虑摩擦后总当量力臂,mq=mL+mµ上述公式仅适用于曲轴型式和偏心齿轮型式的压力机。对于曲拐轴型式的压力机（如图7），理想扭矩可按式（9）计算，但摩擦扭矩Mµ却不能按式（11）计算。因支承颈do1≠do2，R1≠R2。所以由于支承颈的摩擦所引起的摩擦扭矩为：图7曲拐轴扭矩计算简图Mµ0=Pμ[---------------------------------------(16)总的摩擦扭矩为：Mµ=Pμ[（1+λ）dA+λdＢ+------------------(17)或表示为：Mµ=Pmµ----------------------------------------------------------------------(18)mµ=μ[（1+λ）dA+λdＢ+--------------------(19)因此，对于曲拐轴型式的压力机，曲轴扭矩Mq和当量力臂mq可写成：Mq=ML+Mµ=P{sinα+(λ/2)×sin2α+μ[（1+λ）dA+λdＢ+}--------------------------------------------------------------(20)mq=mL+mµ=R（sinα+(λ/2)×sin2α）+μ[（1+λ）dA+λdＢ+-------------------(21)式(19)、(20)中do1－曲拐轴小头支承颈直径；do2－曲拐轴大头支承颈直径；dA－连杆大端直径，对于有行程调节偏心套的压力机，则为偏心套外直径；L2－曲拐轴两支承颈间距；L3－曲拐轴大头支承颈和曲拐径间距。其余符号意义同式(13)～(15)。五、通用压力机的分类、型号及技术参数通用压力机的分类与型号见附录2，其技术参数见3、4、5。曲柄压力机的型号用汉语拼音字母和数字表示。例如JA31-160B型曲柄压力机的意义是：

J-机械压力机；A-次要参数与基本型号不同的第一种变型；31-闭式单点压力机；160-公称力为1600kN；B-结构和性能比原型作了第二次改进。附录2通用压力机的分类及型号六、曲柄压力机滑块机构的设计与计算

㈠曲柄压力机滑块机构的结构图8为典型的压力机工作机构即曲柄滑块机构，主要由曲轴、连杆和滑块等组成。当曲轴旋转时，连杆作摆动和上下运动，以驱使滑块沿导轨作上下往复直线运动。该机构中连杆由连杆体1和调节螺杆6组成。螺杆球头与滑块5联接,连杆体上部的轴瓦与曲轴3联接。用搬手转动调节螺杆,即可调节连杆长度。以便达到调节装模高度的目的。

图9为曲拐轴驱动的曲柄滑块机构结构图。主要有曲拐轴2、连杆3和滑块4组成。这种压力机一般装有行程调节装置-偏心套。可通过转动偏心套，改变曲柄半径，实现滑块行程的调节。

对于大中型压力机,装模高度采用机动调节机构。图10中连杆也采用分体式结构,由连杆体1和调节螺杆2组成,但调节螺杆的转动是靠拨块4完成。

螺杆球头的侧面有两个梢子,拨块上的两个叉口叉在梢子上,一旦拨块旋转便带动螺杆旋转。起动调节电机9,蜗轮5蜗杆10带动拨块旋转,并驱动螺杆旋转，即可调节装模高度。

图11J31-315压力机滑块零件图图12J31-315压力机滑块-导轨图㈡曲轴设计计算在曲柄压力机中，常见的曲轴有三种型式，即曲轴、曲拐轴和偏心铀。曲轴为压力机的重要零件，受力复杂，故制造条件要求较高。一般用45号钢锻制而成。锻比一般取2.5～3。有些中大型压力机的曲轴则用合金钢锻制。如40Cr、37SiMn2MoV、18CrMnMoB，锻比需要大于3。对于小型压力机国内有些制造厂用球墨铸铁QT60-2铸造。锻制的曲袖加工后需要进行调质处理，有时还要在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，提高机械性能。曲轴支承颈和曲柄颈(或曲拐颈)需加以精车或磨光(Ra0.32～0.63)。为了延长曲轴寿命，在各轴颈特别是四角处，最好用滚子辗压强化。⒈曲轴的有关尺寸在设计曲轴时，先报据经验公式决定曲轴的有关尺寸，然后根据理论公式进行精确核验。曲轴和曲拐轴有关尺寸的经验公式见表6和表7。表6曲轴有关尺寸经验公式表7曲拐轴有关尺寸经验公式⒉曲轴强度计算曲轴强度计算问题较多，过去所沿用的方法与实际情况相差较大，有些计算繁琐。例如，常用的简支梁法，是由前苏联M．B．斯托洛夫在1935年制订的。此法是把曲轴简化成如图13的计算简图。认为A-A、B-B、C-C为危险截面。在计算B-B截面时把支点看作作用在支承颈的中点，连杆传来的工件变形力集中作用在曲柄颈中部(见图13b)。但计算C-C截面时却将支点看作作用在支承颈的端部(靠曲柄臂的一端)。均按弯扭联合作用计算。许用应力取2600×l05Pa(45钢)。无实验数据。40年代后期，前苏联A．Φ．尼斯托拉托夫提出用弹性基础梁的方法计算曲轴强度。该法假设曲轴支承颈支承在轴承上时好象支承在弹性基础上一样(图14)，与铁轨支承在路基上相似。这样，支承反力的分布情况将随支承的弹性情况和曲轴的刚度情况不同而变化。井考虑了疲劳和弯曲剪应力的影响，认为B-B、E-E为危险截面，许用应力取3100×l05Pa(对通用压力机，曲轴材料为45号钢调质处理)。该法极为繁琐。图13曲轴计算简图（简支梁法）图14曲轴计算简图（弹性基础梁法）理论是否符合实际，应以客观实践作为检验的标准。为此，曾对J23-80压力机的曲轴进行了测试，并用上述两种计算方法进行计算，将其结果列于表6。由表8可知，简支梁法计算出的应力比实测的大50％左右，而弹性基础梁法却大100%。证明上述两种理论不符合于客观实际。表8曲轴计算应力与实测应力比较（×l05Pa）20世纪60年代，日本采用一种曲轴的计算方法，将曲轴看成受均布载荷的简支粱，支点在支承颈端部(见图15)。按弯曲作用计算C-C截面的应力，许用弯曲应力为800~1200×l05Pa(45号钢)，按弯剪联合作用计算B-B截面的应力，许用剪应力为500~950×l05Pa(45号钢)。按此种方法计算J23-80压力机曲轴C-C截面的应力为2040×l05Pa，与实测应力比较接近，但仍有一定距离。因此，探求曲轴新的计算方法日感重要。分析日本计算资料所提出的计算简图，其支点置于支承颈的端部是合适的，但作用在曲柄颈上的载荷看成均布载荷就有一定出入。因曲轴受力后产生弯曲变形，曲柄颈中部的变形大于两边的变形(见图16a、c)，因此连杆给予曲柄颈的作用力就成为非均布载荷，两端大，中间小(见图16d)，故可以简化为两个集中力作用在曲柄颈的两端。考虑到轴瓦的磨损，故提出图17的计算简图。即载荷分为两个集中力，作用在距离曲柄臂2r处(r为圆弧半径)。两支承也是支在距离曲柄臂2r处。这种计算简图属于纯弯梁的性质，这种性质与实测结果接近，见图18，在曲柄颈上的五个测试点，其应力基本相等。图15曲轴计算简图图16曲轴变形及载荷分布图（日本的一种计算方法）a)曲轴变形情况b)曲轴开始变形前瞬间载荷情况c)曲轴变形曲线d)曲轴变形后载荷情况图15对载荷也作了—些简化：⑴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；⑵连杆对曲轴的作用力近似看成等于公称压力Pg，并分别以作用于连杆轴瓦两侧。这样，危险截面C-C的弯矩Mw为：Mw=(N﹒m)-------------------------------(22)C-C截面的最大应力σ为：σ=（Pa）-----------------------------------(23)式（22)、(23)中Pg—公称压力(N)；La—曲柄颈长度(m)；图17曲轴计算简图（新计算方法）图18J23-80压力机曲柄实测应力分布图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)。在一般情况下，r均在0.08～0.10d0(d0—支承颈直径)的范围内。此时，可根据曲轴零件图的实际尺寸进行计算。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。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。根据对九台压力机的统计，当曲柄转角在公称压力角的情况下两者相差3％以下，即使在90°的情况下相差也仅达5％，因此，对于标准行程的通用压力机，用式(23)计算C-C截面的应力足够准确。对于大行程大工作角的压力机(如拉延压力机)，则应考虑扭矩的影响。这时C-C截面的最大应力为（Pa）--------(24)式中R—曲柄半径,m；λ—连杆系数；α—曲柄转角，度。其余符号意义同式(22)、(23)。式中的(sinα+(λ/2)×sin2α)可利用表2查出。以上是计算危险截面C-C的计算公式，曲轴除了在曲柄颈的C-C截面上有可能破坏以外，在支承颈的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：Pa-------------------------------------------------(25)式中Pg—公称压力，N；d0—支承颈直径,m；mq—当量力臂；Wρ—扭转截面系数,m3。设计时，需使计算的弯曲应力σ和剪应力τ等于或小于许用的弯曲应力[σ]和许用剪应力[τ]，即：σ≤[σ]τ≤[τ]参考现有压力机的应力数值，许用应力推荐如下：[σ]=[τ]=0.75[σ]式中[σ]、[τ]—许用弯曲应力和许用剪应力，Pa；σs—屈服极限(帕)，Pa；n—安全系数，取2.5～3.5，刚度要求高的去上限值。按照上式，计算出曲轴的许用应力如表9所列。表9曲轴许用应力（×105）上述的计算方法对J23-80压力机的曲轴来说，其计算应力与实测应力相当接近。C-C截面的计算应力σ=1710×105Pa，实测应力σ=1720×105Pa，其误差仅为0.6％。用公式(23)、(26)计算出现有压力机曲轴的应力见表10。表10现有曲柄压力机曲轴计算应力（×105）在使用压力机时，往往需要知道滑块的许用负荷曲线，即在不同的曲柄转角下滑块所能承受的裁荷。为此，在公式(23)和(25)中令σ=[σ]、τ=[τ]和Pg=[P]，并进行变换即得：[P]=N------------------------------------------(26)[P]=N--------------------------------------------------(27)式中[P]—滑块上许用负荷，N；[σ]、[τ]—许用弯曲应力和许用剪应力，Pa。从式(27)可以看出，滑块上许用负荷[P]为曲柄转角α的函数。当α从0°到90°变化时，α愈大则mq愈大，因而[P]愈小。但式(26)说明，[P]为一常数，不随α而变化。报据式(26、27)，可以画出如图19的许用负荷曲线图。从图可以看出，由于曲轴强度的限制，曲柄压力机在较大的α角下进行工作时，其工作能力大大下降。例如在α=20°进行工作时压力机可以承受2000kN的工作变形力，但在α=90°进行工作时，就有可能只能承受1000kN了。故在选用压力机时需严格注意工作角度，使工件变形力落在图17阴影线的安全区内。在设计压力机时，需预先选定一工作角度，然后检验在该工作角度下，滑块的许用负荷[P]是否等于或稍大于所需设计的压力机公称压力Pg。如果[P]小于Pg，则曲轴不安全，应该加大曲柄颈或支承颈的直径，或减小支承间距离，或改用较好的材料，重新核算。这个预先选定的工作角度叫公称压力角(或叫额定压力角、名义压力角)。在此公称压力角下对应的压力机压力叫公称压力(或叫额定压力、名义压力)。公称压力角选得过大，压力杌固然能在较大的角度下用公称压力进行工作，但储备过大，造成浪费；反之，选得过小，会限制压力机所能进行的工艺范围。公称压力角一般在下述范围：图19滑块许用负荷曲线图20小型压力机αg=30°中大型压力机αg=20°为了使用方便，在压力机的说明书或铭脾上，常把公称压力角αg转换成公称压力行程sg。即以公称压力行程sg作为标准。我国一机部颁布的标准中是以sg作为标准的，开式压力机sg=3~15mm；闭式压力机sg=13mm，详见表4、表5例4已知630kN开式压力机传动简图如图20所示，并知：s0=100mm，公称压力角αg=30°，试设计曲轴有关尺寸。解设计计算步骤如下：⑴预选曲轴有关尺寸按表4经验公式：d。=4.4=4.4=110mm取d。=11cm。按照表列经验公式，选出其余尺寸为：dA=14cm；L0=22cm；Lq=32cm；La=17cm；r=0.9cm；a=18cm。⑵根据结构设计及其他因素(如轴瓦压强，)修改有关长度尺寸例如，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，故变为：La=20cm；Lq=35cm。⑶核验轴颈尺寸由式(23)经变换得：初步选取曲轴材料为45号钢，故[σ]=1000×105Pa∴=0.152m故重新选取dA=15.5cm。由式(25)经变换得：d0=由式(15)mq=R[sinα+(λ/2)×sin2α]+(1/2)μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]R=s0/2=100/2=50mm由结构设计或参考同类型压力机，初步选取λ=0.1(即连杆长度为0.5m)。设dB=0.12m(按连杆经验公式选取，详见表11)。又根据预选及计算数值得：dA=0.155m，d。=0.11m，µ=0.045。查表2，当α=αg=30°时，sinα+(λ/2)×sin2α=0.5433∴mq=0.05×0.5433+×0.045[(1+0.1)×0.155+0.1×0.12+0.11]=0.0338m又[τ]=750×105Pa∴d。==0.曲轴最后确定的尺寸见图21。图21630kN压力机曲轴尺寸图⑷计算及绘制许用负荷图①C-C截面[P]===670×103N②B-B截面[P]===mq=R[sinα+(λ/2)×sin2α]+(1/2)μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]而(1/2)μ[(1+λ)dA+λdＢ+do]=×0.045[（1+0.1）0.155+0.1×0.12+0.11=0.00659(m)令sinα+(λ/2)×sin2α=X，可通过查表2求得。∴mq=RX+0.00659=0.05X+0.00659∴