六连杆机构

2024-08-23

六连杆机构（共9篇）

六连杆机构篇1

0引言

常规型梁式抽油机采用平面四杆机构,其从动件摆动角小,导致抽油机的冲程较小,而采用瓦特六连杆机构,可以使输出摆角增大到原来的4倍[1]。利用Roberts定理设计的瓦特六连杆平动引导机构,不仅可以实现类似开口钳的直线平动,也能够实现运输机械搬运过程中的曲线平动[2]。本文以该机构在抽油机上的应用为研究对象,研究瓦特Ⅱ型六连杆机构的运动学特性。

1瓦特六连杆机构及运动学分析

瓦特六连杆机构的基本构型有两种,即瓦特I型与瓦特Ⅱ型[3],如图1所示。

在抽油机中应用的瓦特机构构型属于第二种,本文以瓦特Ⅱ型机构为研究对象,分别对其进行运动学研究及模态分析。平面连杆机构首先最关注的是其运动规律,瓦特Ⅱ型机构构型及各参数如图2所示。

对于该六连杆机构,运动学分析可由两个四连杆矢量环求解得到,分两个矢量环计算输出角位移。第一个四连杆矢量环的位移输出可以作为第二个四连杆矢量环的输入,从而可以确定其准确的运动关系。

图2中,R1～R8分别为两个矢量环对应杆在某一时刻的位置矢量,a、b、c、d、e、f、g、h分别为位置矢量的长度,即每个杆的杆长。θ1～θ7、γ2分别为位置矢量对应的角度且θ1=0,γ2为常数。γ1为位置矢量R3和R5之间的夹角,为常数。则第一个矢量环存在以下矢量关系:

R2+R3-R4-R1=0 。 (1)

即 aejθ2+bejθ3-cejθ4-dejθ1=0 。 (2)

利用欧拉公式展开并将实部与虚部分开,得:

undefined

。 (3)

其中:θ1=0,解方程组可得:

undefined。 (4)

其中:undefined;B=-2sinθ2;C=K1-(K2+1)cosθ3+K3。

undefined。 (5)

其中:undefined;E=-2sinθ2;F=K1+(K4-1)·cosθ2+K5。

以第一个矢量环的输出作为已知输入,即以θ5=θ4-γ1作为输入,用相同的方法可求得瓦特六连杆机构的输出角θ6与θ7:

undefined。 (6)

其中:undefined;G、H、M分别为常数且由每个杆的长度确定。

undefined。 (7)

其中:undefined;O、P、Q分别为常数且由每个杆的长度确定。

由位置方程求导即得到角速度方程,对第二个矢量环列出矢量方程,求导并解方程可得:

undefined。 (8)

undefined。 (9)

其中:ω5、ω6、ω7分别为对应杆的角速度。

对角速度方程求导即可求得角加速度方程,对第二个矢量环得到的角速度方程求导并解方程可得:

undefined。 (10)

undefined。 (11)

其中:α6、α7分别为对应杆的角加速度;Bi(i=1,…,6)均可由输入角θ5与各已知角度、长度求得。

由以上方法及公式可求得六连杆机构上各点位移、速度、加速度,从而了解其运动特性。

2ADAMS仿真分析

对抽油机中的瓦特连杆机构进行研究与分析,利用CYJ10-3-26B游梁式抽油机优化为瓦特六连杆机构后的各杆数据进行仿真,具体数据如下:

a=1.00 m;b=2.82 m;c=2.65 m;d=3.84 m;e=1.22 m;f=0.32 m;g=0.33 m;h=1.00 m;γ1=20.00°;xg=3.33 m;yg=0.86 m。

其中:xg与yg分别为机架铰接点O7(l7与l8的交点)对应于机架铰接点O1(l1与l4的交点)的横坐标与纵坐标。由以上数据,利用该机构运动学分析结果以及MATLAB数值计算,可以求得输入角θ2=60°时,该机构对应7个铰接点的坐标:

O1(0,0),O2(50,866),O3(284.2,245.5),O4(384,0),O5(380.4,121.9),O6(365,93.9),O7(333,86)。

在ADAMS中利用各点坐标建立模型, 选择运动仿真Kinematic,设置仿真时间为2 s,步长设置为400,以输出杆为研究对象,得到它的位移、速度、加速度变化规律,如图3所示。

3瓦特Ⅱ型机构的模态分析

对于瓦特Ⅱ型机构,其摇臂是传递运动与动力的关键,在该机构高速运转的情况下,确定该部件的振动特性,即固有频率和振型是非常有必要的,因为它们是承受动态载荷结构设计中的重要参数。模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数,为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。对摇臂构件做模态分析,利用ANSYS模态分析模块可以仿真得到该构件的固有频率与振型。前5阶固有频率见表1,第4、第5阶振型图见图4。

4结论

通过对瓦特Ⅱ型六连杆机构进行运动学分析,求解出了输出杆件的位置、角速度、角加速度变化规律,同时利用ADAMS仿真,以六连杆机构在抽油机中的模型为研究对象,仿真得到了输出构件的位移、速度、加速度变化曲线;并对该机构摇臂杆进行了模态分析,得到了各阶固有频率及振型图,为下一步的动力学分析奠定了基础。

摘要：瓦特六连杆是应用很广泛的一种平面六连杆机构,通过对瓦特六连杆机构进行运动学分析,研究了其输出位移、速度、加速度变化规律。以瓦特六连杆机构在抽油机上的应用为研究对象,通过ADAMS仿真得到该机构的运动情况,同时应用ANSYS软件对摇臂构件进行了模态分析,为该机构的动力学研究提供了依据。

关键词：瓦特六连杆机构,运动学分析,ADAMS仿真,模态分析

参考文献

[1]肖铁英.瓦特链六连杆机构在抽油机上的应用与优化设计[J].石油机械,2001,29(9):19-21.

[2]吴努.瓦特型六连杆平直大开口钳的设计[J].机械设计,2008,25(6):67-68.

[3]诺顿.机械原理[M].北京:高等教育出版社,2007.

[4]李瑞琴.机械原理[M].北京:国防工业出版社,2011.

[5]路懿.Watt六连杆抽油机增程与驱动力平衡机构分析[J].石油机械,2002,30(4):17-19.

[6]邹慧君.现代机构学进展[M].北京:高等教育出版社,2007.

六连杆机构篇2

利用齐次坐标法进行平面连杆机构设计

摘要：目前随着计算机在工程技术中的普遍应用，极大地提高了在一些较复杂的机械设计中的准确性，并且可以迅速而准确地得到机构在一个循环中的结果，以便选择最佳的设计方案，从而实现机构的优化设计，其中齐次坐标法在平面连杆机构设计中的应用是一个很好的体现。

关键词：优化设计

齐次坐标法

平面连杆机构

1、齐次坐标法

当忽略构件的变形和运动副中的间隙，机构可视为一个受约束的刚体力学系统，它在运动过程中每一瞬间的位置，可以用几个广义参数来描述。广义参数是确定系统位置的参变量，它根据所表达问题的方便，可以采用直角坐标或极坐标表示。在直角坐标系统中用构件上任意两点的坐标来表示，在极坐标系中可以用构件上任一点P坐标Xp,Yp和构件上过P点的任一标线与X轴正向的夹φi（以X轴绕原点逆时针转过的角度为正向）来表示。

如图1所示，作平面运动构件S在任一瞬间的位置，用构件上一已知点P的坐标Xp,Yp和任一标线NN与横坐标轴X的夹角φ表示。

图1 如图2所示，设在固定坐标系OXY上，刚性构件S从位置S1（位置参数已知位Xp1，贵州大学设计用纸（论文）

cos1isin1i0 sin1icos1i0XQiYQi1=XQ1YQ11Yo1i1Xo1i001 010构件由O点移到O1点的变换矩阵为：Tt=Xo1iYo1i1构件绕O1点旋转

φ1i

角的变换矩阵为：cos1isin1i0 sin1icos1i0Tr=Xo1i1cos1iYo1isin1iXo1isin1iYo1i1cos1i1cos1isin1i0 sin1icos1i0若构件绕坐标原点O转动，则Tr=010因此Q点由Q1点到Qi点的变换矩阵为：

00cos1isin1i01 010sin1icos1i0T=Xo1iYo1i1Xo1i1cos1iYo1isin1iXo1isin1iYo1i1cos1i1cos1isin1i0 sin1icos1i0即T=Yo1i1Xo1i由于Q为构件上任一点，因此当把代表构件位置参数的P点的坐标代入上式，即可求得位移终了时动坐标系原点O1在固定坐标系上的坐标。即

Xo1iXpiXp1cos1iYp1sin1i Yo1iYpiXp1sin1iYp1cos1i

2、按预定的运动规律设计四杆机构

在图3所示的铰链四杆机构中，设主动连架杆AB从开始位置AB1转过φi角到第i位置ABi时，从动连架杆CD从开始位置C1D转过ψi角到第i位置CiD。即机构从位置AB1C1D转到位置ABiCiD。这是由于连杆BC的位移未知，故不能直接写出连杆的变换矩阵。因此可利用相对运动原理，求出两连架杆的相对位移关系。把整个机构从ABiCiD位置绕D点沿从动连架杆CD转动的反方向转ψi角，这是机构各构件间的相对运动不变，但从动连架杆从CiD位置转回到C1D位置，主动连架杆则由ABi转到AirBir位置。

贵州大学设计用纸（论文）

例如图4所示的铰链四杆机构，图中预定两连架杆的三对对应位置和A、D两点的距离为1，试设计此机构。

图 4 主动构件AB对于从动构件CD的相对变换矩阵为：

0cos6090sin609000.8660250.5=0.50.8660250sin6090cos60900T12r= 111sin9011cos900cos90120sin9012000.8660250.5=0.50.8660250sin90120cos901200T13r= 0.8660251sin12011.51cos120所以B2的相对位置B2r的坐标为：

00.8660250.50.50.8660250XB2rYB2r1=XB1YB11

111B3的相对位置B3r的坐标为：

00.8660250.50.50.8660250XB3rYB3r1=XB1YB11

0.86602511.5

贵州大学设计用纸（论文）

参考文献

六连杆机构篇3

转动凸轮连杆传动及单动式可变连杆机构, 主要靠电动机带动凸轮转动和电推杆的推拉运动来实现可变连杆长度在起始位置, 中间位置和打击位置三个位置的调整, 来实现设备加工工件的稳定性和加工精度。主要由嵌套在一起呈滑动配合连接的内连杆和外连杆, 其特征是在外连杆上开有导向槽, 在导向槽中设置与之滑配的垫块;在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰接在一起的连接板;外连杆上安装电推杆机构, 由电推杆的运动调节连杆的长度, 这种结构调节方便, 电气控制容易实现, 应用灵活、可靠。

单动式可变连杆机构主要是应用于数控转塔冲床传动部分的设计, 本设计将极大改善冲床的加工性能。数控转塔冲床是金属板材冲压加工的主要设备, 随着社会的发展, 对部件的加工精度越来越高, 床子的加工性能直接影响部件的质量和加工的周期, 根据数控转塔冲床传动部分的主要转动方式的不同可以分为机械式, 液压式和伺服主传动式。其中机械式和伺服主传动式均可以采用凸轮连杆机构, 设备主要是用电机带动凸轮的旋转运动转变成为连杆机构的往复直线运动。实线机械运动方式的改变。本设计主要是采用这种传动方式来实现冲床加工性能的提升, 来提高加工精度及缩短加工周期。

2 对比分析

虽然这种由升降气缸、平移气缸、内外连杆嵌套结构组成的主传机构相对于传统机械式主传动机构能够起到节约能源, 降低噪音等作用, 但是在实现换模位置和打击位置的呼唤时, 需要升降气缸、平移气缸依次动作, 两者的时间要相互匹配。在实际的电气控制过程中, 为了保证两组气缸到位, 需要留出相对长的时间, 这样累积下来会使总体控制时间延长;同时需要控制四个气缸的动作, 电气控制复杂, 不利于安装和维护。并且该种由升降气缸、平移气缸, 内外连杆嵌套组成的机构只能实现最高位置和最低位置两个位置, 无法提供稳定的介于最高位置和最低位置的中间位置。

本设计主要是改变以前冲床在加工性能上所存在存不足, 从而提供一种性能稳定, 调整与维修简易, 而且其工作效率高, 噪音小的连杆长度可以实现三种固定位置转动凸轮连杆传动及单动式可变连杆机构。

3 改进方法

利用凸轮连杆机构代替曲柄连杆机构, 凸轮与旋转轴采用刚性连接的方式, 这样更有益于部件的维修与更换, 使设备的结构更加简单而且经济实用。可变连杆主要包括嵌套在一起呈滑动配合连接的内连杆和外连杆, 其主要结构是在外连杆上开有导向槽, 在导向槽中设置与之滑配的垫块;在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰接在一起的连接板;外连杆上安装电推杆, 电推杆机构的推杆与垫块固定。

其中, 在外连杆上设置套装有压缩弹簧的螺钉, 内连杆上固定弹簧支撑块, 压缩弹簧在弹簧支撑块与螺钉之间伸缩。弹簧力可以支撑新型内连杆、销轴、滑块以及打击机头的重量。在内连杆和垫块的两侧分别设置有将内连杆和垫块铰连接在一起的连接板是指在内连杆、垫块上面分别开孔且孔内镶嵌无油轴承, 销钉的一端插入无油轴承内并自由转动, 另一端通过过应配合与连接板固定连接。为防止连接板与内外连杆脱离, 在外连杆上增加并固定导向板对连接板进行导向和限位。

4 设计的优点

凸轮连杆机构通过采用“凸轮”式机械结构, 可以实现打击头在起始位置、中间位置以及打击位置三种不同工况下的连杆长度。三种位置可以通过“凸轮连杆机构”、电推杆机构通过连接板刚性连接, 如图二所示:电推杆处于伸出状态时, 内连杆上表面与外连杆的下表面保持接触, 两者距离最短, 可变连杆的长度是处于起始位置的长度;电推杆伸出一定长度并锁紧, 使垫块整体平移, 内连杆下移, 可变连杆的长度时处于中间位置时的长度;电推杆收缩并且位置锁紧, 使得垫块上、下表面分别与外连杆下表面内连杆上背面刚性接触, 可变连杆的长度是处于打击位置时的长度。这种结构使得对连杆长度的调节更加方便快速, 从而省去了图五结构中两组气缸的匹配时间, 电气控制更加容易, 从而使得该种结构的可变连杆应用更加广泛。

5 结语

汽车曲柄连杆机构设计篇4

摘要

本文以捷达EA113汽油机的相关参数作为参考，对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机仿真分析。

首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用三维CAD软件：Pro/Engineer建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型，在此工作的基础上，利用Pro/E软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用Pro/E软件的机构分析模块(Pro/Mechanism)，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀速转动的情况下，活塞和连杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络。仿真结果的分析表明，仿真结果与发动机的实际工作状况基本一致，文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型、优化设计提供了一种新思路。

关键词：发动机；曲柄连杆机构；受力分析；仿真建模；运动分析；Pro/E

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ABSTRACT

This article refers to by the Jeeta EA113 gasoline engine’s related parameter achievement, it has carried on the structural design compution for main parts of the crank link mechanism in the gasoline engine with four cylinders, and has carried on theoretical analysis and simulation analysis in computer in kinematics and dynamics for the crank link mechanism.First, motion laws and stress in movement about the crank link mechanism are analyzed in detail and the precise analysis results are obtained.Next separately to the piston group, the linkage as well as the crank carries on the detailed structural design, and has carried on the structural strength and the rigidity examination.Once more, applys three-dimensional CAD software Pro/Engineer establishing the geometry models of all kinds of parts in the crank link mechanism, then useing the Pro/E software assembling function assembles the components of crank link into the piston module, the connecting rod module and the crank module, then using Pro/E software mechanism analysis module(Pro/Mechanism), establishes the multi-rigid dynamics model of the crank link, and carries on the kinematics analysis and the dynamics analysis simulation, and it studies the piston and the connecting rod movement rule as well as crank link motion gear movement envelopment.The analysis of simulation results shows that those simulation results are meet to true working state of engine.It also shows that the simulation method introduced here can offer a new efficient and convenient way for the mechanism choosing and optimized design of crank-connecting rod mechanism in engine.Key words: Engine；Crankshaft-Connecting Rod Mechanism；Analysis of Force；Modeling of Simulation；Movement Analysis；Pro/E

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摘要 ······································································································· I Abstract ································································································· II 第1章绪论 ································································ 错误！未定义书签。

1.1 选题的目的和意义 ··············································· 错误！未定义书签。1.2 国内外的研究现状 ··············································· 错误！未定义书签。1.3 设计研究的主要内容 ············································ 错误！未定义书签。

第2章曲柄连杆机构受力分析 ···································· 错误！未定义书签。

2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 ····························· 错误！未定义书签。2.2 曲柄连杆机构运动学 ············································ 错误！未定义书签。

2.1.1 活塞位移 ·················································· 错误！未定义书签。2.1.2 活塞的速度 ··············································· 错误！未定义书签。2.1.3 活塞的加速度 ············································ 错误！未定义书签。2.2 曲柄连杆机构中的作用力 ······································ 错误！未定义书签。

2.2.1 气缸内工质的作用力 ··································· 错误！未定义书签。2.2.2 机构的惯性力 ············································ 错误！未定义书签。2.3 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

第3章活塞组的设计 ·················································· 错误！未定义书签。

3.1 活塞的设计 ························································ 错误！未定义书签。

3.1.1 活塞的工作条件和设计要求 ·························· 错误！未定义书签。3.1.2 活塞的材料 ··············································· 错误！未定义书签。3.1.3 活塞头部的设计 ········································· 错误！未定义书签。3.1.4 活塞裙部的设计 ········································· 错误！未定义书签。3.2 活塞销的设计 ····················································· 错误！未定义书签。

3.2.1 活塞销的结构、材料 ··································· 错误！未定义书签。3.2.2 活塞销强度和刚度计算 ································ 错误！未定义书签。3.3 活塞销座 ··························································· 错误！未定义书签。

3.3.1 活塞销座结构设计 ······································ 错误！未定义书签。

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3.3.2 验算比压力 ··············································· 错误！未定义书签。3.4 活塞环设计及计算 ··············································· 错误！未定义书签。

3.4.1 活塞环形状及主要尺寸设计 ·························· 错误！未定义书签。3.4.2 活塞环强度校核 ········································· 错误！未定义书签。3.5 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

第4章连杆组的设计 ·················································· 错误！未定义书签。

4.1 连杆的设计 ························································ 错误！未定义书签。

4.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 ··········· 错误！未定义书签。4.1.2 连杆长度的确定 ········································· 错误！未定义书签。4.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 ··········· 错误！未定义书签。4.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 ···················· 错误！未定义书签。4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 ··········· 错误！未定义书签。4.2 连杆螺栓的设计 ·················································· 错误！未定义书签。

4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 ······················· 错误！未定义书签。4.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 ·············· 错误！未定义书签。4.3 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

第5章曲轴的设计 ····················································· 错误！未定义书签。

5.1 曲轴的结构型式和材料的选择 ································ 错误！未定义书签。

5.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 ·························· 错误！未定义书签。5.1.2 曲轴的结构型式 ········································· 错误！未定义书签。5.1.3 曲轴的材料 ··············································· 错误！未定义书签。5.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 ···················· 错误！未定义书签。

5.2.1 曲柄销的直径和长度 ··································· 错误！未定义书签。5.2.2 主轴颈的直径和长度 ··································· 错误！未定义书签。5.2.3 曲柄 ························································ 错误！未定义书签。5.2.4平衡重 ····················································· 错误！未定义书签。5.2.5 油孔的位置和尺寸 ······································ 错误！未定义书签。5.2.6 曲轴两端的结构 ········································· 错误！未定义书签。5.2.7 曲轴的止推 ··············································· 错误！未定义书签。5.3 曲轴的疲劳强度校核 ············································ 错误！未定义书签。

5.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 ······················· 错误！未定义书签。

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5.3.2 名义应力的计算 ········································· 错误！未定义书签。5.4 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

第6章曲柄连杆机构的创建 ······································· 错误！未定义书签。

6.1 对Pro/E软件基本功能的介绍 ································· 错误！未定义书签。6.2 活塞的创建 ························································ 错误！未定义书签。

6.2.1 活塞的特点分析 ········································· 错误！未定义书签。6.2.2 活塞的建模思路 ········································· 错误！未定义书签。6.2.3 活塞的建模步骤 ········································· 错误！未定义书签。6.3 连杆的创建 ························································ 错误！未定义书签。

6.3.1 连杆的特点分析 ········································· 错误！未定义书签。6.3.2 连杆的建模思路 ········································· 错误！未定义书签。6.3.3 连杆体的建模步骤 ······································ 错误！未定义书签。6.3.4 连杆盖的建模 ············································ 错误！未定义书签。6.4 曲轴的创建 ························································ 错误！未定义书签。

6.4.1 曲轴的特点分析 ········································· 错误！未定义书签。6.4.2 曲轴的建模思路 ········································· 错误！未定义书签。6.4.3 曲轴的建模步骤 ········································· 错误！未定义书签。6.5 曲柄连杆机构其它零件的创建 ································ 错误！未定义书签。

6.5.1 活塞销的创建 ············································ 错误！未定义书签。6.5.2 活塞销卡环的创建 ······································ 错误！未定义书签。6.5.3 连杆小头衬套的创建 ··································· 错误！未定义书签。6.5.4 大头轴瓦的创建 ········································· 错误！未定义书签。6.5.5 连杆螺栓的创建 ········································· 错误！未定义书签。6.6 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

第7章曲柄连杆机构运动分析 ···································· 错误！未定义书签。

7.1 活塞及连杆的装配 ··············································· 错误！未定义书签。

7.1.1 组件装配的分析与思路 ································ 错误！未定义书签。7.1.2 活塞组件装配步骤 ······································ 错误！未定义书签。7.1.3 连杆组件的装配步骤 ··································· 错误！未定义书签。7.2 定义曲轴连杆的连接 ············································ 错误！未定义书签。7.3 定义伺服电动机 ·················································· 错误！未定义书签。

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7.4 建立运动分析 ····················································· 错误！未定义书签。7.5 进行干涉检验与视频制作 ······································ 错误！未定义书签。7.6 获取分析结果 ····················································· 错误！未定义书签。7.7 对结果的分析 ····················································· 错误！未定义书签。7.8 本章小结 ··························································· 错误！未定义书签。

结论 ············································································ 错误！未定义书签。参考文献 ····································································· 错误！未定义书签。致谢 ············································································ 错误！未定义书签。附录 ············································································ 错误！未定义书签。

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曲柄连杆机构主要部件的检修篇5

一、曲柄连杆机构的组成

曲柄连杆机构由机体组、活塞连杆组和曲轴飞轮组三部分组成。

1. 机体组 (也叫气缸体与曲轴箱组) 。

由气缸体、曲轴箱、气缸盖、气缸套、气缸垫等不动部件组成。与发动机的气路、油路和水路有关, 相关部件出现损坏会引起发动机不能启动、启动困难、动力下降、耗油增加、冒白烟、冒蓝烟、漏油、漏气和漏水等故障现象。

2. 活塞连杆组。

由活塞、活塞环、活塞销、连杆等运动部件组成。与发动机力路、油路、和气路相关。活塞连杆组部件出现损坏会引起发动机不能启动、启动困难、动力下降、发动机抖动、油耗增加、冒蓝烟和异响等故障现象。

3. 曲轴飞轮组。

由曲轴、飞轮等组成。与发动机动力的传递路线有关。曲轴飞轮组相关部件出现损坏会引起发动机不能启动、发动机抖动、发动机异响等故障现象。

二、曲柄连杆机构的检修

1. 曲轴轴向间隙的检查与调整

(1) 曲轴轴向间隙。柴油机工作时, 曲轴不断受到动力输出装置和连接件轴向力的作用, 再加上曲轴受热后的轴向伸长, 这些都会引起曲轴沿轴向窜动。因此, 曲轴安装到轴承座上时都留有一定的轴向窜动余地, 这一余地就叫做曲轴的轴向间隙。

(2) 曲轴轴向间隙的检查与调整。 (1) 拆下油底壳, 用撬棒将曲轴撬挤向一端, 用后薄规在止推轴承处的曲柄与止推垫圈之间进行测量;也可直接进行测量, 即撬动飞轮, 用千分表直接测量曲轴的轴向间隙。 (2) 曲轴间隙过小时, 可用薄些的止推垫片来调整, 反之, 曲轴间隙过大时, 可用厚些的止推垫片来调整。

2. 活塞的检修

(1) 测量活塞的磨损量。在与活塞销孔呈垂直方向且离活塞裙部底面一定距离处, 用外径千分尺测量活塞直径。若测量值小于使用极限值, 则说明活塞过度磨损, 应更换活塞。更换时, 应先测量出新活塞的直径及气缸内经, 计算出新活塞与气缸的配合间隙。若配合间隙符合标准值, 则可换上新活塞。若配合间隙大于使用极限值, 则应对气缸进行镗缸修理。对于双缸发动机更换活塞, 还应注意两个活塞的质量应一致, 最大误差不得超过一个活塞总质量的5%, 否则, 将导致发动机工作不稳定, 产生振动。

(2) 测量活塞销孔内径。用内径百分表测量活塞销孔内径, 若测量值大于使用极限值, 则说明活塞销孔过度磨损, 应更换活塞。

(3) 测量活塞销外径。用外径百分尺在活塞销上、中、下三个位置测量活塞销外径, 若测量值小于使用极限值, 则说明活塞销过度磨损, 应更换活塞销。更换活塞或活塞销时, 应使活塞销孔与活塞销配合间隙符合标准值。

3. 检查活塞环的漏光

活塞环的侧隙、开口间隙都符合标准后, 还应进行活塞环的漏光检查, 以检查活塞环与气缸壁表面的贴合情况。检查方法是:将白炽灯泡置于被检查活塞环下面的气缸内, 用直径略小于气缸直径的薄钢板或硬纸板平放在环面上遮住光线, 观察活塞环与气缸壁间的漏光缝隙的范围大小。对活塞环的漏光要求如下:用后薄规测量的活塞环漏光间隙不得超过0.3 mm, 外圆漏光弧度在圆周上不得超过45°, 在同一平环上的总和不得超过60°, 在活塞开口处左右30°内不允许漏光。

4. 气缸盖翘曲变形的检修

(1) 气缸盖翘曲变形的检查方法。气缸盖检修前要将气缸盖燃烧室的积碳清洗干净后, 检查气缸盖是否平直, 方法是用直尺靠在气缸盖与气缸盖垫贴合的表面上, 再用厚薄规测量直尺与缸盖工作平面间的间隙。要多检查几个点。如果测出的间隙超过0.10 mm, 就表明气缸盖翘曲变形严重, 应进行修理。

汽车发动机连杆机构的研究篇6

1.1 连杆结构性能要求

连杆在传递里的过程中, 所承受力的大小都是周期性变化的, 因此, 连杆受到的是压缩、拉升和弯曲等较边载荷。连杆的工作环境十分苛刻, 特别是对连杆的力学性能, 要求具备特别高的抗破坏能力——强度及韧性。

连杆从结构上来说, 由三部分组成:连杆小头、连杆杆身和连杆大头[1]。其中连杆小头是通过活塞销与活塞裙部相连结, 为了防止连杆在传力过程中与销之间发生相对运动, 连杆的小头孔中装有活塞销衬套同时, 为了能减少连杆小头在传力过程所造成的摩擦损耗。于是在连杆的小头和衬套上钻有润滑油道, 从而方便润滑油能流经此处, 润滑小端和活塞销。

1.2 连杆材料性能要求

为了满足具备高的强度跟韧性。从材料上来说, 连杆一般可以选用以下几种材料:中碳钢、中碳合金钢、粉末冶金、非调质钢。

其中普通中碳钢硬度较低, 一般在229~269HBS, 中碳合金钢硬度可达到300HBS, 最高不超过330HBS。但中碳钢的抗拉强度可达到800MPa以上, 冲击韧度在60J/cm2以上, 所以适合连杆的要求。疲劳试验表明, 非调质钢连杆的疲劳强度与相同级别调质钢相当。所以非调质钢满足于连杆的性能要求。除了最基本的材料性能要求之外, 科技的发展, 也逐步要求发动机轻量化, 因此连杆的设计应力也逐步提高。C70S6系列的钢种的应用会越来越多。除此之外, 采用粉末冶金材料的连杆, 强度、韧性通过锻造提高粉坯的密度并能添加许多的合金元素, 使粉末锻造连杆具有足够的淬透性以达到锻钢连杆的水平。由于钛的具备密度轻, 性能好的特点, 连杆可选区钛合金材料。这样, 就会比钢制连杆的质量减轻30%, 同时使连杆往复惯性力也大幅度降低。因此, 钛合金连杆的发动机转速也会相应提高, 降低发动机噪声[2]。

2 发动机连杆故障分析

由于连杆的问题所造成的发动机故障主要有:活塞敲缸异响、活塞销异响和连杆轴承的异响。

2.1 敲缸响

主要是指在发动机转速较低的工况时, 能在汽缸上部清晰而有节奏的敲击声, 活塞在冷态状态下, 有微微的热胀冷缩现象, 造成了活塞会敲缸, 在发动机低温时响声最为明显。同时, 连杆发生弯曲时, 发动机已启动运转就会出现明显的敲缸声。

2.2 活塞销异响

活塞销异响主要是指在发动机怠速、低速和从怠速时, 随着转速的增加出现嘎、嘎的金属敲击声, 因为这是加速时抖动节气门拉索, 活塞销的活动更加频繁, 加速时响声更为明显。

2.3 连杆轴承响

连杆轴承响指的是, 当发动机突然加速时, 发出“铛、铛、铛”连续明显、轻而短促的敲击声, 加速的时候, 连杆轴承受到加速的强大作用力下, 发出的声音, 随着转速、负荷的增加其响声更加明显。

3 连杆故障分析

对于活塞敲缸异响的主要原因除去活塞与气缸之间的间隙过大之外, 还会因连杆杆身弯曲导致活塞敲缸。针对这一故障的检测思路是:先要判断出是哪一缸敲缸。判断的方法是单缸断火试验。若在1缸断火后, 敲缸的异响消失, 则说明1缸活塞敲缸。针对活塞销异响主要的现象是发动机在低速运转时, 在发动机的中部会发出金属的敲击声。检查的方法也是单缸断火实验, 利用断火的方法去检查, 一个一个缸断火, 到3缸时, 响声减弱, 而在恢复的瞬间, 出现1响或连续2响, 由此判断, 3缸活塞销出现问题, 经检查, 活塞销和连杆衬套磨连接松旷, 磨损过多, 造成配合严重松旷。由于磨损加剧的主要原因与润滑有关, 因此可以去检查此处的润滑效果, 经检查发现, 严重缺油[3]。然后再检查油尺发现刻度过低, 说明缺油。进行加润滑油, 并在连杆与活塞销连接处加适量润滑油。然后再起动。故障消除。

若是连杆轴承异响, 则一定会随着发动机转速的提升, 异响的响声加剧。因此可以通过改变发动机的转速进行试验。先从怠速运转开始, 然后再换成一档进行提速, 然后再逐步的踩加速踏板, 转为高速。在每一种转速工况下, 都进行逐缸断火试验, 并在试验中用听诊器在加油口处进行听诊。若发现随着发动机的转速提高, 响声由下至上逐渐增大, 并且在加速的那一瞬间, 异响格外明显, 则说明连杆轴承出现异响。若响声为闷响, 则判断为因润滑不良造成异响, 排除方法跟连杆活塞销异响相同;若响声为清脆的响声, 则判断为因连杆轴承松旷造成异响, 则需要更换新的连杆轴承。

4 结束语

发动机连杆是活塞与曲轴的连接中间枢纽, 若连杆发生了问题, 则势必严重影响曲轴最终的输出动力。即便它只是一个小零件, 但它的重要性依然不言而喻。因此对于连杆的研究还有待继续。事实上连杆机构不仅仅应用在汽车领域中, 还应用在许许多多的机械设备当中。所以要想确保拥有连杆机构的设备运行良好, 就必须要对连杆机构进行研究。从它的工作环境、工作要求、受力特点、材料选择、结构设计等多方面进行研究。

参考文献

[1]冯晓.柴油机活塞连杆组装配要点[J].南方农机, 2009, 40 (6) :21.

[2]蒋海勇.发动机连杆材料及工艺[J].内燃机与配件, 2013 (10) :23-26.

内燃机曲柄连杆机构的设计篇7

曲柄连杆机构运动如图1所示。A点表示曲轴的旋转中心, B点表示连杆与曲柄的连接点, C点表示连杆与滑块的连接点, AB表示曲柄半径, BC表示连杆长度。1A

滑块受力分析:即又腔内

传来的压力, 作用于上面的C外部载荷包括工作载荷Fg、导轨的摩擦力和由于速度变化而产生的惯性力Fa。

1) 工作载荷:

2) 导轨摩擦载荷:Ff=n]G+FNg

其中, G为运动部件受重力;Fa

FN为外载荷作用于导轨上的正压力。

由设计参数, 滑杆的体积

由于铁的密度为t=7800kg/m3, 所以活塞杆的重力为:

30772 30N KN查表可以得到, n=0.5, 且FN=o, 所以代入公式得:]g

3) 惯性载荷aF

惯性载荷的计算公式为

一般, 所以惯性载荷为:

综上, 所以总的载荷为:

2 曲轴主要参数的设计

1) 主轴颈的直径d0

其中, Pg为公称压力, 单位为KN, 由设计值Pg=30.8k N;

代入, d0取30mm。

2) 曲柄销直径d A

dA≈ (1.1~1.4) d0, 取为35mm。

3) 轴颈长度la

la= (1.3~1.7) d0, 取为40mm。

4) 支承轴长度l0

l0= (1.5~2.2) d0, 取为45mm。

5) 圆角半径r

r= (0.08~0.10) d0, 取为3mm。

6) 曲柄厚度s

s= (0.5~0.6) d0, 取为15mm。

3 连杆的B设计

AB连杆的作用是将活塞B承C受的力传给曲轴, 从而推动曲轴作旋转运动。因此, 其两端给安装一个轴承, 分别连接活塞销于曲轴销。连杆于活塞连接的部分称为连杆小头, 与曲轴销连接的部分称为连杆大头, 中间的部分称为杆身。为了润滑活塞销和轴承, 连杆小头钻有集油孔或铣有油槽, 用以收集发动机运转时被激涨起来的机油, 以便润滑。连杆杆身通常做成“工”字形断面, 以保证Fg在合适的刚度和强度下Ff有最小的质量。连杆大头有剖分式和整体式两种。整体式连杆倒头相应的曲轴采用组合式曲轴, 用轴承与曲柄销相连。连杆大头的内孔表面有很高的关洁度, 以便与连杆轴瓦 (或滚针轴承) 紧密结合。

连杆结构设计要点:

1) 绝大多数情况下, 小头总是采用滑动轴承的;

2) 设计连杆大头时, 应在保证强度和刚度的条件下, 尺寸尽量小, 重量尽量轻;

3) 为了减少1应力集中, 连杆大头处各处形状都应圆滑;

4) 连杆小头不仅要具有足够的强度和刚度, 同时还要考虑小头轴瓦的摩擦, 磨损问题;

5) 连杆小头上应设有合适的油孔或油槽;

6) 要有足够的强度, 保证其在脉动的活塞力的作用下, 不会发生失效破坏;

7) 大小头和杆身要有足够的刚度, 防止其承受拉压载荷时发生过大的变形。

4 轴承的选取

选用的是深沟球轴承6007, 其参数为C=31200, Co=22200。

根据受力分析, R=30800N,

因为Fa=0N,

所以R=30800N, A=0N, X1=0.56, R1=17246

校核轴承寿命 (上接第73页)

其中, ft=0.95, 对于深沟球轴承, C=3,

一般要求L10h'=16000h,

L10h>L10h', 所以符合使用条件。

5 曲柄连杆机构的功用

在工作冲程中, 曲柄连杆机构在高温高压气体的推动下, 将活塞所作的直线运动转变为曲轴、飞轮的旋转运动, 即把燃油燃烧所产生的热能转变为曲轴、飞轮旋转的机械能。

进气冲程时, 活塞向下止点移动吸入新鲜空气;压缩冲程结束时, 曲柄连杆机构中的活塞、活塞环与缸体和缸盖组成燃烧室空间, 使空气升压升温, 提供燃油与空气混合燃烧的条件。

排气冲程时, 活塞向上止点移动, 将气缸内燃烧后的废气排入大气。在进气冲程、压缩冲程及排气冲程, 曲柄连杆机构将曲轴和飞轮的惯性旋转运动转变为活塞的往复直线运动, 以实现柴油机的工作循环。

参考文献

[1]成大先.机械设计手册[M].北京:化学工业出版社, 1999, 1.

[2]孙志礼, 冷兴聚, 魏延刚, 等.机械设计[M].沈阳:东北大学出版社, 2006.

[3]李树军.机械原理[M].沈阳:东北大学出版社, 2000, 9.

[4]张玉, 刘平.几何量公差与测试技术[M].沈阳:东北大学出版社, 1999, 5.

[5]杨永才.机械设计新标准应用手册[M].北京:北京科学技术出版社, 1999.

[6]哈尔滨工业大学理论力学教研室.理论力学[M].北京:高等教育出版社, 2002, 5.

[7]刘鸿文.材料力学[M].北京:高等教育出版社, 1991.

[8]张秀艳, 黄英, 等.画法几何及机械制图[M].北京:高等教育出版社, 2004, 5.

[9]巩云鹏, 田万禄, 张祖力, 等.机械设计课程设计[M].沈阳:东北大学出版社, 2000, 7.

平面连杆机构压力角的教学策略篇8

一平面连杆机构压力角概述

平面连杆机构的应用范围非常广泛, 可以应用于刨床、雷达、挖土机、汽车等机械设备中, 平面连杆机构压力角与机构的传力性能有着非常密切的联系, 传力性能的好坏将会对机器的整体性能造成很大的影响, 也会影响机器的运行效率。平面连杆机构压力角是机构传力性能的主要参数, 是机构传力性能的重要影响因素。在2009年的机械基础教学大纲中, 明确了平面连杆机构压力角的教学要求, 也指出了平面连杆机构压力角的教学任务。在实际的教学过程中, 我们要以教学大纲的要求为教学目标, 让学生深入理解压力角的内涵及作用, 采取积极有效的教学策略, 提升机械基础课程的教学质量。但在机械基础的教学过程中, 大多教师不能采取有效的教学策略, 不能使学生深入理解压力角的含义及作用, 教学效率较低。针对这些问题, 笔者梳理了与压力角相关的知识点, 提出了平面连杆机构压力角的教学策略, 希望对平面连杆机构压力角的教学有启发和借鉴意义。

二平面连杆机构压力角的教学策略

第一, 巧解压力角的定义, 找到、找准压力角。平面连杆机构压力角是指在忽略构件的差异以及摩擦力的情况下, 机构中动件的运动方向与受力方向之间形成的锐角。在实际的教学过程中, 如果教师仅向学生讲述平面连杆机构压力角的定义, 学生可能难以理解, 不知道机构简图中压力角的具体位置, 不能明确构件的运动方向与受力方向, 更无法对平面连杆机构压力角作出分析和判断。因此, 教师要运用切实有效的教学方法, 使学生找到具体的方向和位置, 避免让学生产生无从下手的感觉。

第二, 合理分析压力角, 使学生认识到压力角的影响。在教学过程中, 教师可以对平面连杆机构压力角作出合理的分析, 引导学生理解压力角的形成与影响。如在讲解“压力角越小, 机构的传力性能越好, 反之, 机构的传力性能就越差”这一知识点时, 如果教师只是照本宣科地向学生阐述, 学生不能深刻地理解, 也不会认识到压力角的影响。对此, 我们可以用综合分析的方法, 将各种作用力进行合理分解, 讲清压力角的作用及影响, 使学生的理解更准确、到位。

第三, 选择特殊例证, 妙解压力角的使用。在具体的教学过程中, 为了帮助学生更好地理解压力角的相关知识, 可以在教学的过程中运用一些压力角的“特例”, 通过特例的讲解, 让学生理解压力角的使用及影响。 (1) 压力角α=90°的应用。如果平面连杆机构压力角过大, 就会导致机构传力性能差, 需要进一步完善转动机构的设计。但是, 在飞机起落架和夹具等设备中却要利用压力角α=90°的位置来工作。如在飞机起落架的双摇杆结构中, 当飞机轮落下时, 动摇杆就会与连杆共线, 使压力角α=90°, 避免地面对飞机轮的力不会使机构卡死, 确保飞机能够安全降落。 (2) 压力角α=0的应用。在很多机械设备中, 压力角都是变化的, 但也有压力角不变的情况, 这时压力角α=0。如在插床、牛头刨床和回转式油泵的机构设计中, 压力角α=0, 并且不会发生变化, 这种压力角会保证常用机构的传力性能达到最佳。

第四, 利用开放式的教学模式, 实现快乐学习。很多学生认为学习是课堂中的事, 课外时间不用学习, 否则他们的负担就会过于沉重。其实, 在课程改革理念的指导下, 必须树立开放式的教学模式, 树立“生活即学习”的教学理念, 将平面连杆机构压力角的教学内容与家庭、生活、社会相联系, 让学生在主动探索的过程中加深对平面连杆机构压力角的理解, 通过课前的预习、课后的拓展与延伸, 增强学生的探究意识和自学能力。

三结束语

针对机械基础课程中平面连杆机构压力角的教学, 要选择合理的教学策略, 巧妙地对压力角的定义进行分析, 对压力角作出合理的分析并选择特殊的例证, 帮助学生更好地理解压力角, 弄清其含义、特点与使用。教师在机械基础课程的教学中, 要根据教学内容和学生的实际情况, 选择合理的教学策略与教学方法, 提高平面连杆机构压力角的教学效率, 使学生更好地掌握专业知识。

摘要：本文从两个方面论述中职机械课程中平面连杆机构压力角的教学策略:平面连杆机构压力角概述, 阐述了平面连杆机构压力角的定义与应用范围, 说明平面连杆机构压力角教学的重要性;平面连杆机构压力角的教学策略, 从巧解压力角的定义、合理分析压力角、选择特殊例证妙解压力角的使用等几个方面加以论述, 希望对平面连杆机构压力角的教学起到启示和借鉴意义。

关键词：平面连杆机构,压力角,教学策略

参考文献

[1]贲友国.平面连杆机构压力角的教学策略[J].职业, 2012 (33)

[2]吴大明.中职《机械基础》教学方法的探索[J].民营科技, 2011 (10)

六连杆机构篇9

120 t压机是一种用于对电子元器件进行热固性塑料封装的压力机, 是半导体产业后道工序的关键设备之一。它主要由上模座、活动台板、连杆升降机构和立柱等组成。塑料封装工艺在模具中完成, 模具的上、下模分别安装在上模座和活动台板上。120 t压机的工作原理是, 伺服电机通过减速器、同步带轮, 驱动滚珠丝杆、连杆升降机构, 从而驱动活动工作台上下运动, 使上固定座和升降工作台之间的模具受压, 从而起到封压的作用。由此可知, 连杆升降机构驱动模具的合模与开模, 是主要受力零件, 因此了解设备运行过程中连杆升降机构的最大受力状况以及伺服电机提供的扭矩十分重要。

1 建立物理模型, 作连杆机构受力简图并分析计算

1.1 建立120 t压机物理模型

图1为120 t压机结构简图, 也是其理论模型。从图中可以看出, 连杆5、6、7和升降座8组成连杆升降机构, 左右对称分布。该升降机构由伺服电机通过减速器13、小同步带轮14、同步带11、大同步带轮10和滚珠丝杆9驱动作上下运动, 进而驱动活动台板4作上下合模与开模运动。

1.上模座2.上模3.下模4.活动台板5, 6, 7.连杆8.升降座9.滚珠丝杆10.大同步带轮11.同步带12.伺服电机13.减速器14.小同步带轮15.立柱

1.2 各组成构件受力分析

为了简化物体受力分析过程, 这里不考虑重力和忽略运动副摩擦力, 各组成构件受力情况如图2所示。考虑连杆升降机构左右对称分布, 以左侧连杆升降机构作为研究对象, 如图2 (a) 所示, 当滚珠丝杆转动驱动升降座作上下运动时, 连杆升降机构运动角度随之发生变化, 图中L距离随之加大或减小。

1) 以活动台板为研究对象分析其受力情况。

从图1可以看出, 活动台板4由左右对称的连杆5推动沿导轨上下运动, 以活动台板为研究对象作其受力分析图, 如图2 (b) 。它所受的主动力有合模力F, 连杆EC (连杆5) 和连杆E′C′向上的推力SE, 以及左右导轨支撑力N, 取坐标系如图2 (b) 所示, 列平衡方程得:

连杆5是二力杆, 它受到连杆6的作用力SE以及它对连杆6的反作用力S′E, 它们大小相等方向相反, 且通过铰链E、C的连线, 如图2 (c) 。

同理, 连杆7也是二力杆, 如图2 (e) 所示, 它受到连杆6的作用力S′D以及它对连杆6的反作用力SD, 大小相等方向相反, 且通过铰链B、D的连线。

2) 以连杆6为研究对象分析其受力情况。

连杆6受力分析图如图2 (d) 所示。从图中可以看出, 连杆6以铰链A为中心作一定角度的摆动, 在铰链B和C处分别受到连杆5、连杆7的作用力S′E和SD, 根据力矩平衡原理得:

式中, AB、AC为铰链之间的距离, SB、SC分别为SD和SE′在AB、AC上的垂直分力。

3) 以升降座为研究对象, 求滚珠丝杆轴向力ST。

以升降座为研究对象, 作升降座受力分析图, 如图2 (f) 所示。它所受的主动力有左右对称的连杆7作用力S′D, 左右导轨的支撑力N1和滚珠丝杆向上的推力即轴向力ST。取坐标系如图2 (f) 所示, 列平衡方程得:

4) 应用计算, 求滚珠丝杆轴向力ST。

滚珠丝杆转动驱动升降座上升, 进而驱动连杆机构上升合模位置并不断加压, 当合模压力F最大达120 t时, AE之间的距离L=283.32, 如图3所示, 由于连杆5、连杆6、连杆7尺寸一定, 铰链D到铰链AE轴线的距离也是固定的, 因此, 当合模压力最大达120 t时, α、β、θ及δ压力角一定。图中:

由式 (1) 得:SE=F/ (2cosα) =120 000×9.8/ (2cos1.982°) =588 352 N, S′E=588 352 N

由式 (2) 得:SD×cosβ×AB-SE′×sinθ×AC=0, SD×cos12.165°×86.1-588 352×sin4.086°×137.5=0, SD=68 487 N, SD′=68 487 N。

式中连杆7铰链之间的距离:AB=86.1, AC=137.5。

由式 (3) 得滚珠丝杆轴向力

2 计算伺服电机扭矩, 确认伺服电机功率

2.1 计算滚珠丝杆的转矩

忽略运动副摩擦力矩, 滚动丝杆驱动转矩

式中:ST为滚珠丝杆轴向力, N;d为滚珠丝杆公称直径, m;ρ′为当量摩擦角, 这里丝杆螺旋运动变为直线运动, 此时tanρ′=0.025, 当量摩擦角ρ′=0.143 2°;ψ为螺旋升角 (°) 。

式中Ph为滚珠丝杆导程。已知Ph=16 mm, d=80 mm, 由式 (5) 得, ψ=3.642 6°, 由前面计算可知, 当合模压力最大F=120 t时:ST=38 907 N, 由式 (4) 得滚动丝杆驱动转矩T=38 907×0.04×tan (3.642 6+0.143 2) =103 N·m。

2.2 计算伺服电机扭矩及额定功率

已知滚珠丝杆传动效率η1=tanψ/tan (ψ+ρ′) =0.96。

查机械设计手册, 取同步带传动效率η2=0.95, 滚动轴承传动效率η3=0.95, 减速器传动效率η4=0.93。

从伺服电机到滚珠丝杆总的传动效率η=η1η2η3η4=0.8。

已知减速器传动比i1=1/5=0.2, 同步带传动比i2=106.95/245.1=0.436。

伺服电机扭矩T′=T×i1×i2/η=103×0.2×0.436/0.8=11.23 N·m

式中:P为电机额定功率, k W;n为额定转速, r/min。取n=2 000 r/min, 由式 (6) 得

考虑安全因素, 取安全系数为1.5, 则伺服电机额定功率P选择为3.5 k W。

3 结语

120 t力是合模时的最大吨位, 根据塑封产品工艺需求, 合模在2 min以内, 此时各连杆组件受力最大, 其安全性已使用ABAQUS核算过。本文通过对各组件受力分析, 确认了伺服电机的功率, 事实证明了3.5 k W的额定功率完全满足设计要求。

摘要：针对120 t塑封压机中连杆机构进行了物理建模, 得到其理论模型, 并针对其中连杆升降机构进行受力分析, 通过计算, 为选择伺服电机提供了理论依据。

关键词：120t塑封压机,连杆升降机构,二力杆,作用力与反作用力,滚珠丝杆,伺服电机