㈢芯軸設計計算
圖10所示結構為常見的偏心齒輪-芯軸結構。
芯軸一般採用45鋼或40cr、37simn2mov、18crmnmob等合金鋼鍛製，並經調質處理。與偏心齒輪軸瓦配合的部分需經磨削加工，其表面粗糙度為ra1.6～0.8。
設計時先根據經驗公式預選芯軸直徑，進行結構設計，然後進行強度校核。
當芯軸材料為45鋼，芯軸直徑（與偏心齒輪內軸承配合處）的經驗公式為：
d0=(14～18.5) mm28
式中p0—連桿上的作用力(kn),對於單點壓力機，p0≈pg(pg為壓力機公稱力)。對於整體的芯軸，式（28）中的係數可取較小值；對於分成兩段的芯軸，則應取較大值。
一般芯軸只承受彎矩，而扭矩由偏心齒輪承受。
圖23為芯軸強度計算簡圖。
偏心齒輪受到連桿的作用力p0作用以後，分別以p1及p2兩個集中力作用在芯軸上。由於芯軸在機身上的配合較長較緊，故可以認為兩端插入受集中載荷p1及p2作用的梁(由於齒輪的作用力較小，可忽略)。
這樣就可以用靜不定梁的方法解題。也可視為兩端為簡支及外加反力偶ma及mb的簡支梁。計算簡圖中有關數值可由如下公式計算出：
mb= n·m29)
ma= n·m30)
m2= n·m31)
m1= n·m32)
上述四式中：
p1= n； p2=p0－p1 n；
mm。式中 、—芯軸軸瓦長度，m。
芯軸直徑為：
d0= m33)
式(29)～式(32)中選取計算結果最大的數值作為最大彎矩mmax，一般是
mb最大，故選mmax=mb。
採用(29)～式(33)計算現有壓力機的芯軸，其計算應力σ見表12。
參考上述的計算應力，許用應力可按下式選取：
式中 [σ] —許用彎曲應力，pa；
σs—材料屈服極限，pa；
n —安全係數，n=2.5～3.5，剛度要求高者取上限。
按照上式，計算出芯軸的許用應力見表13 。
例5 已知j31-315壓力機偏心齒輪結構如圖24所示，試計算芯軸應力。
解由式（29）
mb=其中660mm, 220mm,
=280/2=140mm。
p1===650×103 n。
p2=p0－p1=3150×103-650×103=2500×103 n。
∴ mb=
=2.35×105 n·m
取mmax=mb
∴ =1.33×108 pa。
芯軸材料為45鋼，由表13查得[σ]=1000～1400×105 pa，σ≤[σ]，故此設計安全。
㈣參考圖表
壓力機過載保護裝置
壓力機在工作時可能發生過載現象。引起過載的原因很多，如壓力機選用不當，模具調
整不正確，毛坯厚度不均勻，兩個坯料疊在一起或雜物落入模腔內等。壓力機過載就有可能
使壓力機破壞， 如連桿螺紋破壞，螺桿彎曲，曲軸彎曲或斷裂，甚至機身變形或斷裂等。為了防止過載，在壓力機上最好安裝過載保護裝置。
壓塌塊式保護裝置
圖10所示j31-315壓力機的滑塊部件中就裝有壓塌保護裝置。圖8-1為其上的壓塌塊
結啕圖。
壓力機過載對，壓塌塊a、b處二圓形截面首先發生剪下破壞，使滑塊相對連桿移動乙個距離，保證受力零件不過載，同時能夠撥動開關，使控制線路切斷，壓力機停止運轉，從而保證機器的安全。壓塌塊破壞以後，只需從滑塊前面的視窗(圖10)卸出，換以新的壓塌塊，壓力機便可恢復正常工作。
為了使壓塌塊兩剪下面同時破壞，故a、b兩處的剪下面面積設計成同樣大小，並認為
各承受二分之一的工作載荷，這樣截面的高度a、b可分別用下述公式決定。mm
式中 pg—公稱力，n；
da、db—截面a和截面b處的直徑, m；
—材料的剪下強度極限,pa；鑄鐵可以取=0.8σb(σb是材料的抗拉強度極限，由
實示試驗資料確定)；
1.2—考慮壓塌塊疲勞，值降低的係數。
為了保證過載保護裝置的保險作用能夠準確可靠，壓塌塊的每批材料均應進行機械效能試驗。根據試驗資料，然後確定剪下面的高度。
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