压力机计算设计(DOC46页)

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1、编号：时间：2021年x月x日书山有路勤为径，学海无涯苦作舟页码：第- 50 -页 共50页一 压力机主要技术参数二 压力机运动学和动力学计算三 电动机功率和飞轮的转动惯量的计算四、飞轮部分实际转动惯量五、 齿轮啮合及齿轮强度的验算六、 皮带轮传动的计算七 离合器和制动器部分的计算八 滑块部分计算九 机身强度计算一 压力机主要技术参数序号名称单位技术参数1公称力kN63002公称力行程mm133滑块行程mm5004滑块行程次数 min-1105最大装模高度mm10006装模高度调节量mm3407接油盒之间的距离mm33208滑块底面尺寸（左右前后）mm330016009工作台面尺寸（左右前后）

2、mm3450160010工作台板厚度mm20011滑块打料行程mm20012气垫力kN100013气垫个数单顶冠（双气缸）14气垫行程mm24015电动机功率kW7516转速r/min1395二 压力机运动学和动力学计算1 滑块行程和转角的关系滑块行程S由下式求得式中：曲轴半径 曲轴转角 0-360度 连杆长度 连杆系数 在不同值求得S值列于下表： 单位（毫米）当发生公称力时，曲轴转角由下式求得：式中：发生公称力时，滑块离下死点距离 代入得2、滑块速度与转角的关系式中 滑块的速度曲柄等速旋转时的角速度， 滑块每分钟行程次数 当滑块每分钟行程次数为10次/分根据上式可列下表： 单位（毫米/秒）3

3、、 滑块的加速度与曲转角的关系曲柄旋转角度 0-360度曲柄等速旋转时的角速度， 滑块每分钟行程次数 10次/分J滑块加速度 米/秒2由上式可知：当0度和180度时具有最大加速度1.04721.0472250（1+0.238）-339.4m/s24、曲柄上最大扭矩的计算 3.1摩擦力臂的计算 式中： 公称压力， 摩擦当量力臂 摩擦系数， 0.06 曲轴颈直径， 球头直径， 曲轴支承颈直径， 理想当量力臂 将以上数值代入上式：曲轴传递的扭矩： 对双点压力机，每个齿轮承受的扭矩为总扭矩的每个齿轮承受的扭矩单单个曲轴传递的扭矩： 5 传动轴上的扭距 6离合器轴的扭距7 滑块上允许的载荷的确定 传动系

4、统的零部件是以曲轴上最大扭距设计的.滑块上允许负载在滑块行程范围内变化的, 滑块行程在下死点13mm处滑块的允许压力称其公称力,即滑块的公称力P=P=6300000KN,当时, 三 电动机功率和飞轮的转动惯量的计算1、 连续行程时，一次行程功的计算根据“曲柄压力机设计”一书中的公式：式中：Pg公称压力 （吨） Pg=630吨S滑块行程（毫米） S=500mmSP滑块公称力行程（毫米） SP=13mmm摩擦当量力臂（毫米） m=40.814mmK1经验系数。对闭式压力机 K1=62、主电机功率的确定式中： nT滑块每分钟行程次数 nT=10次/分K2电机过载系数 K2 =1.5考虑到双点压力机拉

5、延的工序等因素，取主电机NH=75KW YH280M-4 1395r.p.m3、 当滑块行程次数为7次/分时，单次行程按滑块允许的功计算 滑块单次行程时，离合器消耗的功 取Ei=25000kgf.m4、 电机恢复时间的计算5、 飞轮所需转动惯量的计算 =式中：飞轮轴的角速度K3飞轮速度降系数，受电动机临界转差率的影响。对通用鼠笼式异步电动机, 一般为0.08-0.12，故=0.15-0.19对线绕式异步电机，在转子电路中串入电阻，故=0.23-0.27高转差率电机，值一般不小于0.3，故取=0.33四、飞轮部分实际转动惯量1 飞轮实际惯量的计算 0.785?2 离合器活塞体转动惯量的计算（对零

6、件进行简化） 3、 离合器接合盘实际惯量的计算4 飞轮实际转动惯量的计算故：飞轮的实际转动惯量大于飞轮所需的转动惯量。五、 齿轮啮合及齿轮强度的验算1、 双点压力机偏心齿轮安装位置的定位计算对双点压力机的齿轮传动系统，若采用整体式偏心齿轮，在设计时，必须保证两偏心同步。在设计中，若齿轮齿数，两曲柄中心位置，各齿轮中心位置布置不当，将导致齿轮不能良好啮合。比如在保证两偏心同步的情况下，会出现齿顶对齿顶的情况发生，因此，必须计算偏心齿轮安装的位置。低速传动参数：m=22,z小=17，Z大=86，A=1149.71两偏心轮同心旋转。设由于为一整数，因此，两偏心齿轮能否同步主要决定于第二项是否为整数或

7、者整数加1/2。角的大小可由齿轮中心距求得，因此当两齿轮都以齿厚中心定位时，上式最后一项必须等于某一正数m即滑块悬挂式布置，B为滑块导轨左右尺寸的3/5左右 即B=2014.33取整 m=35故：mm所以两齿轮中心距必须满足2014.32mm，才能保证两偏心齿轮同步转动。2、 低速齿轮副的强度核算2.1 低速齿轮副的弯曲强度核算式中：每个偏心齿轮承受的扭矩 =50800kgf.m m 齿轮模数 m = 22 mm 大齿轮的齿数 = 86 K载荷系数 K1-载荷集中系数 当查表K1=1K2动载荷系数 当齿轮的线速度时K2=1.1K3当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作 K3=0.8=1

8、1.10.8=0.88总之K在设计时可以预先选择，如果设计时做到传动零件的比例协调，相互位置安排合理，精度选择恰当，则K=1.05-1.2B大大齿轮的宽度 B大=230mmY大大齿轮的齿形系数 y大=0.183，当=0.2时Y小小轮的齿形系数 y小=0.167，当=0.6时 小齿轮材料40Cr调质 =2400-3400kgf/cm2大齿轮材料ZG45 =2560kgf/cm22.2 低速副接触应力核算式中：M2大齿轮扭矩（kg.cm） =50800kgf.mMn齿轮模数（cm） Mn =2.2cmB齿轮宽度（mm） B =23cmK载荷系数。 K1、K2的叙述同前。K3当量载荷系数，一般压力机

9、K3=0.8，自动压力机K3=1.0C弹性模数系数 C=2140C1承载能力系数 C1=1.1i低速副传动比 i=5.06 j=12600kgf/cm23 高速副齿轮弯曲应力的核算式中： Mc中间轴上的扭矩 MC=16560kgf.m Mn齿轮模数 Mn =14mm z大大齿轮的齿数 z =123 K载荷系数 K1-载荷集中系数 当查表K1=1K2动载荷系数 当齿轮的线速度时K2=1.1K3当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作 K3=0.8=11.10.8=0.88B大大齿轮的宽度 B大=210mmY大大齿轮的齿形系数 y大=0.183Y小小轮的齿形系数 y小=0.167高速副齿轮强

10、度比较富裕，安全系数比较大七、 皮带轮传动的计算1、 已知条件：电机功率75KW，转速n=1395r/min 小皮带轮直径： =350mm大皮带轮直径： =1235mm皮带轮传动比： 两班制，起动负荷为正常负荷的1.25倍。2、 选择三角皮带：根据功率和工作情况，选择D型皮带3、 飞轮转速4、 飞轮轮缘线速5、 根据实际尺寸，确定中心距为1200mm6、 计算皮带长度 取皮带内周长为LP=5000mm 即D5000 7、 计算小带轮包角 120O8、 皮带扰曲次数 9、 皮带根数 Z式中：Pd计算功率 Ka工况系数 Ka=1.2 P1单根皮带功率 P1=16.77KW P单根皮带额定功率增量

11、P=1.88KW Ka包角修正系数 Ka=0.88 Kl带长修正系数 Kl=0.96 取皮带根数为5根10、单根皮带的初张紧力F0 F0= 式中： q单位长度质量 q =0.6 计算功率 =90kw 包角修正系数 =0.88 11、作用在轴上的力F2ZF0Sin(/2)=251042sin(135.75/2)=9653N七 离合器和制动器部分的计算1 离合器部分计算1. 1 离合器轴上的工作扭矩 MK（公斤.米）式中：MQ曲轴工作扭矩（公斤.米） MQ= 81720 kgf.mi曲轴至离合器轴的传动比 i=齿轮传动效率 =0.96V齿轮传动对数 V=21. 2 离合器计算扭矩 MKP（公斤.米

12、）式中：MK离合器轴上的工作扭矩（公斤.米） MQ=3712.8（公斤.米）储备系数，考虑摩擦系数变动，气压波动和其它阻力对扭矩的影响。 =1.11 .3 计算参数的选用摩擦表面数n： n=2摩擦块块数m： m=10平均摩擦半径RCP ： RCP=30（厘米）摩擦块面积F： F=148（厘米2）摩擦块摩擦系数： =0.3-0.4 取=0.41 .4 单位压力qm计算 1 .5 压紧摩擦块所需要的轴向力 Pm 1 .6 离合器脱开弹簧所产生的轴向力P弹设计选用4根 1060130根据图纸设计，采用新的摩擦块时，压缩量为23mm，当摩擦后磨损10mm后，压缩量为33mm查弹簧标准：GB2089-8

13、0得知：弹簧刚度P=8.42kgf/mm最大压缩量Fi=49.7mmP弹=338.42=278kgf1 .7 所需要的空气压力 p式中：考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦损耗等系数=1.1 D、d离合器汽缸外径与内径 （厘米）, D=78厘米 D=50厘米 空气压力p4（公斤/厘米2）2 制动器部分计算2 .1 计算折算到离合器轴上的各从动件的总转动惯量 J总转动惯量是由偏心齿轮、中间轴和离合器轴的转动惯量组成 2 .1.1 偏心齿轮的转动惯量及其计算简图如下 2. 1.2 中间轴上转动惯量的计算 J中 折算到到离合器轴上的转动惯量: 2.1.3 离合器轴的转动惯量 2.1.4 离合器的总转动

14、惯量的计算2.2 离合器轴的角速度w2.3 从动部分的动能AH1 旋转部件的动能 AH 2 往复部件的动能AH”3 从动部分的动能AH2.4 制动器的计算1 制动器扭矩的计算 MT kgf.m 式中：计算制动角 =5度i1-3制动器轴到曲轴的传动比 2 摩擦块表面的总压力 qT 式中：摩擦块摩擦系数 =0.40 RCP平均摩擦半径 RCP=30 F摩擦块面积 F=148cm2 m摩擦块个数 m=10 n摩擦块面数 n=2 kgf/cmqT3 摩擦副所需的轴向力P1 kgf4 制动弹簧所需的最大负荷P2 kgf5 制动所需要的空气压力p 式中 考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦损耗等系数=1.1

15、 D环形汽缸的外径 D=62 d环形汽缸的内径 d=42 kgf/cm22.5 制动弹簧的选择和计算根据设计布局，采用10根制动弹簧，单根弹簧的制动力Pcp选择弹簧GB2089-80 1260130弹簧直径=12,弹簧中径D=60 节距t=20.1工作极限负荷P=690kgf 有限圈数5.5弹簧刚度P=17.5kg/mm工作极限负荷Fj=39.6 安装高度100mm3、 离合器轴各键的强度校核3.1 高速副齿轮连接键强度的核算。（按键的挤压应力核算）根据轴颈选择平键 3218220式中：MKP离合器工作时离合器轴上传递的扭矩 MKP=22790N.m h平键的工作高度 h=18mm l平键的工

16、作长度 l=188mm d轴颈的直径 d=145mm n键的数量 n=2 j平键的许用挤压应力 j=2000Mpa 此键可用3.2 离合器轴上平键的挤压应力（离合器部分）根据轴颈选择平键 4022145式中：MKP离合器工作时离合器轴上传递的扭矩 MKP=22790N.m h平键的工作高度 h=22mm l平键的工作长度 l=105mm d轴颈的直径 d=170mm n键的数量 n=2 j平键的许用挤压应力 j=2000Mpa此键可用3.3 离合器轴上平键的挤压应力（制动器部分）根据轴颈选择平键 3620130式中：MT离合器工作时离合器轴上传递计算扭矩 MT=10984N.m h平键的工作高

17、度 h=36mm l平键的工作长度 l=84mm d轴颈的直径 d=145mm n键的数量 n=2 j平键的许用挤压应力 j=2000Mpa此键可用八 滑块部分计算1调解螺杆最大压缩应力的计算Y =YY调节螺杆的最大压缩应力Pj连杆上的计算作载荷kg取=400000kgd调节螺杆最小直径d=170mmF调节螺杆的最小截面积 Y许用压缩应力 45号钢调质 Y=1800kgf/cm2 Y =Y2 调节螺纹强度校核w= 式中: H螺纹的旋合长度 H=38.5cm s螺纹螺距(梯形) s=1.6cm 许用弯曲应力 球铁 QT60-2 3 连杆的强度计算 由于连杆大端和小端都存在摩擦力矩，所以连杆受压应

18、力与弯曲应力联合作用。调节螺杆危险截面AA的合成应力 式中： 危险截面AA的压应力 a危险截面的宽 a=31cm b危险截面的厚 b=22 危险截面AA的弯曲应力 危险截面的弯距 摩擦系数 一般取=0.1rB连杆的小头半径（cm） rB=15/2=7.5cmrA连杆的大头半径（cm） rA=87/2=43.5cmL连杆的长度（cm） L=105X危险截面距离小端中心的距离（cm）X=35 许用应力 45号钢调质 4 滑块调节速度的计算 式中： 5 调节电机功率 N=49.89KW 式中： 滑块部件的重量 =119482N 最大模具的重量 =29870N V滑块调节速度 V = 0.00092m

19、/s 调节机构中综合效率 =0.0276 过载保护装置中气动泵规格的确定 根据公称力及油缸直径，行程次数和滑块行程长度确定气动泵规格 6.1 计算溢流通径A（mm） A= 7.810.D = 7.8 10380 = 12 mm 式中 : D = 380 mm 油缸直径 n = 2 油缸数量 N= 10 min 滑块每分钟行程次数 S = 500 mm 滑块行程长度 = 13 mm 公称力行程 根据溢流通径A =12 mm 选用日本昭和OLP20-H型气动泵 其溢流通径A=20mm 6.2 计算高压油缸的油压力 = 6.3 卸荷压力 = 1.1= 1.1 278 =306 6.4 气动泵工作气压

20、 = (-140)/44.2 =(306 140 )/ 44.2= 3.8 7 推料杆的强度 取推料力 = 0.02P = 0.02630000 = 12600kg 单根推料力 p =kg n 推料杆个数 弯曲应力: 式中 : M 危险截面弯矩 M = 269100kg.cm W 危险截面上的抗弯截面系数 b 推料杆截面宽度 b=50 mm h 推料杆截面高度 h=140 mm 许用弯曲应力 45号钢调质 = 1720kg/ 8 滑块的强度与刚度 8.1 滑块体的强度验算 对于双点压力机 滑块的受力情况比较复杂, 设计时给予假设: 1 支承受力点为两连杆上的距离且滑块不受导轨的约束的双点梁 2

21、 载荷分布: 设力是作用在悬挂点之间的均布载荷 将滑块体简化为T形断进行计算 1 截面面积 : = 7 148.5 + 11.5 150 =2765 各形心面积对X轴的静矩 : = 7148.580 + 15011.55.75= 83078.75 2 断面重心位置到X轴的静矩: 3 各形心断面对中性轴的惯性矩 J = 1/3 () =1/3( 17116.47-10104.97+1743.35-1023.35) =5515789 4 抗弯截面模数= J / e = 5515789 / 43.53 =126712 = J /= 5515789/ 116.47 =47358 5 求各断面形心对WW

22、轴的静矩 S = 1720150+(23.53+104.97)775.75+15011.55.75 = 129056 6 滑块的剪切应力 式中: 最大剪切力 = 滑块体材料为钢板焊接机构 Q235A = 400 500kgf/ 8.2 滑块的刚度 滑块总挠度 由弯矩所引起的挠度 式中 : E 材料的弹性模数 对钢板 E = 2.1 由剪切所引起的挠度 式中 : G 剪切弹性模数 对钢板 G = 8.1 与断面形状尺寸有关的系数 滑块总挠度: 相对挠度 L =3300 mm 时 合格九 机身强度计算 1 横梁强度计算 上横梁的强度计算是建立在以下假设的条件上的: 1横梁是一个简支梁,两支点间距

23、2仅考虑最大弯距和最大剪切力的影响 3考虑滑块的偏心载荷的作用 设 已知: L = 4010 mm 1 .1 横梁的危险断面的最大弯距 取 1. 2 求危险截面到横梁下平面的距离 横梁危险断面计算简图如下 1 .2. 1 各形心面积对X轴的静距 1 .2 .2 断面重心到X轴的距离yc 1.2. 3 各部分断面对中性轴的惯性距 J = = 4532551 + 5586220 + 225065 + 157151 + 4503836 + 5841765 = 20846588 cm4 1. 3 强度校核 拉应力 : = 215kgf/cm2 压应力 : = 215kgf/ cm2 许用应力 = 40

24、0600 kgf/ cm2 对Q235-A 1. 4 横梁刚度验算 横梁刚度大小是以横梁中间断面的相对挠度来表示的,相对挠 度小则刚度大,反之则刚度小 上横梁的纵向刚度的计算 相对挠度 f = f= 0.003524797557cm 式中: L = 4010 mm E = 2.1106kgf/cm2 钢件的弹性模数 J = 20846588 cm4 计算断面对中性轴的惯性距相对挠度 : f 相对= 2底座的强度验算 2 . 1底座A-A 的最大弯距 Mmax = = 39473437.5 kgf.cm = 40000000kgf.cm 2 . 2 求断面重心到X轴的距离yc和断面的惯性距 2.

25、2.1 求各形心面积对X轴的静距 = 449723 cm3 2.2.2 断面重心到X轴的距离 yc yc = 2. 3 各部分断面对中性轴的惯性距: J = 8816725 + 6894286 + 8732246 = 2443256 cm4 2 .4 强度验算 拉应力 : 压应力 : = 162 kgf/cm2 许用应力 对Q235A = 400600 kgf/ cm2 2 .5 底座剪应力验算: 式中 : - 在拉紧螺栓旁剪切面上 中性轴附近产生 的最大剪应力 B - 断面宽度B = 88 cm H - 断面高度H = 200cm 公称力由m和n 决定的常数范围 m = =0.841 n =

26、 3 底座的刚度验算 底座的刚度对冲压件的质量,模具寿命和机床饿受力有很大的影响,故底座的变形应控制在一定的范围内,用底座中间断面的相对扰度的大小来表示底座的刚度. 相对刚度: 底座中间断面处由弯曲和剪切力引起的总挠度 3 .1 由弯曲引起的中间断面处的挠度 = 0.011005132cm 3. 2 由剪切引起中间断面处的挠度 K2=0.437596788 式中 : Pg = 630000kgf 公称力 L = 401 cm 左右拉紧螺栓的中心距 J = 27772577 cm4 中间断面对中性轴的惯性距 B = 88 cm 简化断面的宽度 H = 200 cm 简化断面的高度 G = 8.1

27、105 kgf/cm2 抗剪弹性模数 4 立柱和拉紧螺栓的强度验算 4 .1 计算立柱不同断面上的面积 S1 = 18456.5-6520-10102-0.785202 2 =8268 S2 = 2.5229.5+3229.5+5.5532+3228 +3227.6 = 1241.1 S3 = 2.5229.5+3229.5+5.5532+3228 +3227.6-0.78513.522-375-2.575= 543 S4 = 2.5229.5+3229.5+5.5532+3228 +3227.6+1.537.52-375-2.575= 941 S5 = 2.5229.5+3229.5+5.5

28、532+3228 +3227.6+1.537.52-403-402.5 = 1133 S6 = 2.5229.5+3229.5+5.5532+3228 +3227.6+1.537.52-403-402.5-1023=1073 S7 = 2.5229.5+3229.5+5.5532+3228 +3227.6+1.537.52-203-202.5-1023=1183 S8 = 1353 - 1023 =1293 S9 = 1305 - 1023 =1245 S10 = 1305 S11 = 18456.5 - 6520-10102 -0.7852022 =8268 4 .2 计算立柱平均断面积 =

29、 = 1028.49 cm2 4 . 3 拉紧螺栓的刚度 C1 /cm 式中 : E1 = 2.1106 kgf/cm2 钢的弹性模数 L1 = 733 cm 拉紧螺栓的计算长度 F1 = = 0.785182=255cm2 拉紧螺栓断面面积 d = 180 mm 拉紧螺栓直径 4 .4 立柱的刚度 C2 /cm 式中 :E2= 2.1106 kgf/cm2 钢的弹性模数 L2= 370 cm 立柱的工作高度 4 .5 计算拉紧螺栓的预紧力P预 P预= =806284kgf 式中 :Z = 1.52 取Z = 1.6 超载系数 4 .6 确定剩余压紧力 P1 =302357kgf 4 .7 计算立柱在压紧力作用下的压缩量 4 .8 计算拉紧螺栓在预紧力作用下的伸长量 4 .9 压力机装配时预紧螺母应旋转的角度 螺母旋转角 = 式中 : S = 6mm 梯形螺纹的螺距 4 .10 拉紧螺栓的强度验算 45钢脉动循环下的许用应力 =9001100kgf/cm2 4 .11 立柱的强度验算 Q235-A材料脉动循环下许用应力压=1500kgf/cm2 4 .12 在公称力作用下工作台到横梁底平面之间的变动量 值应小于0.0001L1=0.0001733=0.0733cm 螺母旋转角 20702200 所以立柱强度达到要求第 - 50 - 页 共 50 页