壓力機計算設計

1、一 壓力機主要技術參數(shù)二 壓力機運動學和動力學計算三 電動機功率和飛輪的轉(zhuǎn)動慣量的計算四、飛輪部分實際轉(zhuǎn)動慣量五、 齒輪嚙合及齒輪強度的驗算六、 皮帶輪傳動的計算七 離合器和制動器部分的計算八 滑塊部分計算九 機身強度計算一 壓力機主要技術參數(shù)序號名稱單位技術參數(shù)1公稱力kN63002公稱力行程mm133滑塊行程mm5004滑塊行程次數(shù) min-1105最大裝模高度mm10006裝模高度調(diào)節(jié)量mm3407接油盒之間的距離mm33208滑塊底面尺寸（左右×前后）mm3300×16009工作臺面尺寸（左右×前后）mm3450×160010工作臺板厚度mm20

2、011滑塊打料行程mm20012氣墊力kN100013氣墊個數(shù)單頂冠（雙氣缸）14氣墊行程mm24015電動機功率kW7516轉(zhuǎn)速r/min1395二 壓力機運動學和動力學計算1 滑塊行程和轉(zhuǎn)角的關系滑塊行程S由下式求得式中：曲軸半徑 曲軸轉(zhuǎn)角 0-360度 連桿長度 連桿系數(shù) 在不同值求得S值列于下表： 單位（毫米）當發(fā)生公稱力時，曲軸轉(zhuǎn)角由下式求得：式中：發(fā)生公稱力時，滑塊離下死點距離代入得2、滑塊速度與轉(zhuǎn)角的關系式中 滑塊的速度曲柄等速旋轉(zhuǎn)時的角速度， 滑塊每分鐘行程次數(shù) 當滑塊每分鐘行程次數(shù)為10次/分根據(jù)上式可列下表： 單位（毫米/秒）3、 滑塊的加速度與曲轉(zhuǎn)角的關系曲柄旋轉(zhuǎn)角度 0

3、-360度曲柄等速旋轉(zhuǎn)時的角速度， 滑塊每分鐘行程次數(shù) 10次/分J滑塊加速度 米/秒2由上式可知：當0度和180度時具有最大加速度1.0472×1.0472×250×（1+0.238）-339.4m/s24、曲柄上最大扭矩的計算 3.1摩擦力臂的計算 式中： 公稱壓力， 摩擦當量力臂 摩擦系數(shù)， 0.06 曲軸頸直徑， 球頭直徑， 曲軸支承頸直徑， 理想當量力臂 將以上數(shù)值代入上式：曲軸傳遞的扭矩：對雙點壓力機，每個齒輪承受的扭矩為總扭矩的每個齒輪承受的扭矩單單個曲軸傳遞的扭矩：5 傳動軸上的扭距6離合器軸的扭距7 滑塊上允許的載荷的確定 傳動系統(tǒng)的零部件是以曲

4、軸上最大扭距設計的.滑塊上允許負載在滑塊行程范圍內(nèi)變化的, 滑塊行程在下死點13mm處滑塊的允許壓力稱其公稱力,即滑塊的公稱力P=P=6300000KN,當時, 三 電動機功率和飛輪的轉(zhuǎn)動慣量的計算1、 連續(xù)行程時，一次行程功的計算根據(jù)“曲柄壓力機設計”一書中的公式：式中：Pg公稱壓力 （噸） Pg=630噸S滑塊行程（毫米） S=500mmSP滑塊公稱力行程（毫米） SP=13mmm摩擦當量力臂（毫米） m=40.814mmK1經(jīng)驗系數(shù)。對閉式壓力機 K1=62、主電機功率的確定式中： nT滑塊每分鐘行程次數(shù) nT=10次/分K2電機過載系數(shù) K2 =1.5考慮到雙點壓力機拉延的工序等因素，

5、取主電機NH=75KW3、 當滑塊行程次數(shù)為7次/分時，單次行程按滑塊允許的功計算 滑塊單次行程時，離合器消耗的功 取Ei=25000kgf.m4、 電機恢復時間的計算5、 飛輪所需轉(zhuǎn)動慣量的計算 =式中：飛輪軸的角速度K3飛輪速度降系數(shù)，受電動機臨界轉(zhuǎn)差率的影響。對通用鼠籠式異步電動機, 一般為0.08-0.12，故=對線繞式異步電機，在轉(zhuǎn)子電路中串入電阻，故高轉(zhuǎn)差率電機，值一般不小于0.3，故取=0.33四、飛輪部分實際轉(zhuǎn)動慣量1 飛輪實際慣量的計算 0.785?2 離合器活塞體轉(zhuǎn)動慣量的計算（對零件進行簡化）3、 離合器接合盤實際慣量的計算4 飛輪實際轉(zhuǎn)動慣量的計算故：飛輪的實際轉(zhuǎn)動慣量

6、大于飛輪所需的轉(zhuǎn)動慣量。五、 齒輪嚙合及齒輪強度的驗算1、 雙點壓力機偏心齒輪安裝位置的定位計算對雙點壓力機的齒輪傳動系統(tǒng)，若采用整體式偏心齒輪，在設計時，必須保證兩偏心同步。在設計中，若齒輪齒數(shù)，兩曲柄中心位置，各齒輪中心位置布置不當，將導致齒輪不能良好嚙合。比如在保證兩偏心同步的情況下，會出現(xiàn)齒頂對齒頂?shù)那闆r發(fā)生，因此，必須計算偏心齒輪安裝的位置。低速傳動參數(shù)：m=22,z小=17，Z大=86，A=1149.71兩偏心輪同心旋轉(zhuǎn)。設由于為一整數(shù)，因此，兩偏心齒輪能否同步主要決定于第二項是否為整數(shù)或者整數(shù)加1/2。角的大小可由齒輪中心距求得，因此當兩齒輪都以齒厚中心定位時，上式最后一項必須等

7、于某一正數(shù)m即滑塊懸掛式布置，B為滑塊導軌左右尺寸的3/5左右 即B=2014.33取整 m=35故：mm所以兩齒輪中心距必須滿足2014.32mm，才能保證兩偏心齒輪同步轉(zhuǎn)動。2、 低速齒輪副的強度核算2.1 低速齒輪副的彎曲強度核算式中：每個偏心齒輪承受的扭矩 =50800kgf.m m 齒輪模數(shù) m = 22 mm 大齒輪的齒數(shù) = 86 K載荷系數(shù)K1-載荷集中系數(shù) 當查表K1=1K2動載荷系數(shù) 當齒輪的線速度時K2=1.1K3當量載荷系數(shù)，對閉式雙點壓力機不是長期滿載工作 K3=0.8=1×1.1×0.8=0.88總之K在設計時可以預先選擇，如果設計時做到傳動零件

8、的比例協(xié)調(diào)，相互位置安排合理，精度選擇恰當，則B大大齒輪的寬度 B大=230mmY大大齒輪的齒形系數(shù) y大=0.183，當=0.2時Y小小輪的齒形系數(shù) y小=0.167，當=0.6時小齒輪材料40Cr調(diào)質(zhì) =2400-3400kgf/cm2大齒輪材料ZG45 =2560kgf/cm22.2 低速副接觸應力核算式中：M2大齒輪扭矩（kg.cm） =50800kgf.mMn齒輪模數(shù)（cm） Mn =2.2cmB齒輪寬度（mm） B =23cmK載荷系數(shù)。 K1、K2的敘述同前。K3當量載荷系數(shù)，一般壓力機K3=0.8，自動壓力機K3=1.0C彈性模數(shù)系數(shù) C=2140C1承載能力系數(shù) C1=1.1

9、i低速副傳動比 i=5.06 j=12600kgf/cm23 高速副齒輪彎曲應力的核算式中： Mc中間軸上的扭矩 MC=16560kgf.m Mn齒輪模數(shù) Mn =14mm z大大齒輪的齒數(shù) z =123 K載荷系數(shù)K1-載荷集中系數(shù) 當查表K1=1K2動載荷系數(shù) 當齒輪的線速度時K2=1.1K3當量載荷系數(shù)，對閉式雙點壓力機不是長期滿載工作 K3=0.8=1×1.1×0.8=0.88B大大齒輪的寬度 B大=210mmY大大齒輪的齒形系數(shù) y大=0.183Y小小輪的齒形系數(shù) y小=0.167高速副齒輪強度比較富裕，安全系數(shù)比較大七、 皮帶輪傳動的計算1、 已知條件：電機功率

10、75KW，轉(zhuǎn)速n=1395r/min 小皮帶輪直徑： =350mm大皮帶輪直徑： =1235mm皮帶輪傳動比： 兩班制，起動負荷為正常負荷的1.25倍。2、 選擇三角皮帶：根據(jù)功率和工作情況，選擇D型皮帶3、 飛輪轉(zhuǎn)速4、 飛輪輪緣線速5、 根據(jù)實際尺寸，確定中心距為1200mm6、 計算皮帶長度取皮帶內(nèi)周長為LP=5000mm 即D5000 7、 計算小帶輪包角120O8、 皮帶擾曲次數(shù)9、 皮帶根數(shù) Z式中：Pd計算功率Ka工況系數(shù) Ka=1.2 P1單根皮帶功率 P1=16.77KW P單根皮帶額定功率增量 P=1.88KW Ka包角修正系數(shù) Ka=0.88 Kl帶長修正系數(shù) Kl=0.

11、96 取皮帶根數(shù)為5根10、單根皮帶的初張緊力F0 F0= 式中： q單位長度質(zhì)量 q =0.6 計算功率 =90kw 包角修正系數(shù) =0.8811、作用在軸上的力F2ZF0Sin(/2)=2×5×1042×sin(135.75/2)=9653N七 離合器和制動器部分的計算1 離合器部分計算1. 1 離合器軸上的工作扭矩 MK（公斤.米）式中：MQ曲軸工作扭矩（公斤.米） MQ= 81720 kgf.mi曲軸至離合器軸的傳動比 i=齒輪傳動效率 =0.96V齒輪傳動對數(shù) V=21. 2 離合器計算扭矩 MKP（公斤.米）式中：MK離合器軸上的工作扭矩（公斤.米）

12、MQ=3712.8（公斤.米）儲備系數(shù)，考慮摩擦系數(shù)變動，氣壓波動和其它阻力對扭矩的影響。 =1.11 .3 計算參數(shù)的選用摩擦表面數(shù)n： n=2摩擦塊塊數(shù)m： m=10平均摩擦半徑RCP ： RCP=30（厘米）摩擦塊面積F： F=148（厘米2）摩擦塊摩擦系數(shù)： =0.3-0.4 取=0.41 .4 單位壓力qm計算1 .5 壓緊摩擦塊所需要的軸向力 Pm1 .6 離合器脫開彈簧所產(chǎn)生的軸向力P彈設計選用4根 10×60×130根據(jù)圖紙設計，采用新的摩擦塊時，壓縮量為23mm，當摩擦后磨損10mm后，壓縮量為33mm查彈簧標準：GB2089-80得知：彈簧剛度P=8.4

13、2kgf/mm最大壓縮量Fi=49.7mmP彈=33×8.42=278kgf1 .7 所需要的空氣壓力 p式中：考慮到汽缸漏損、脫開彈簧阻力和摩擦損耗等系數(shù)=1.1 D、d離合器汽缸外徑與內(nèi)徑 （厘米）, D=78厘米 D=50厘米 空氣壓力p4（公斤/厘米2）2 制動器部分計算2 .1 計算折算到離合器軸上的各從動件的總轉(zhuǎn)動慣量 J總轉(zhuǎn)動慣量是由偏心齒輪、中間軸和離合器軸的轉(zhuǎn)動慣量組成 2 .1.1 偏心齒輪的轉(zhuǎn)動慣量及其計算簡圖如下2. 1.2 中間軸上轉(zhuǎn)動慣量的計算 J中 折算到到離合器軸上的轉(zhuǎn)動慣量:2.1.3 離合器軸的轉(zhuǎn)動慣量2.1.4 離合器的總轉(zhuǎn)動慣量的計算2.2 離

14、合器軸的角速度w2.3 從動部分的動能AH1 旋轉(zhuǎn)部件的動能 AH 2 往復部件的動能AH”3 從動部分的動能AH2.4 制動器的計算1 制動器扭矩的計算 MT kgf.m 式中：計算制動角 =5度i1-3制動器軸到曲軸的傳動比 2 摩擦塊表面的總壓力 qT式中：摩擦塊摩擦系數(shù) =0.40 RCP平均摩擦半徑 RCP=30 F摩擦塊面積 F=148cm2 m摩擦塊個數(shù) m=10 n摩擦塊面數(shù) n=2 kgf/cmqT3 摩擦副所需的軸向力P1 kgf4 制動彈簧所需的最大負荷P2 kgf5 制動所需要的空氣壓力p式中 考慮到汽缸漏損、脫開彈簧阻力和摩擦損耗等系數(shù)=1.1 D環(huán)形汽缸的外徑 D=

15、62 d環(huán)形汽缸的內(nèi)徑 d=42 kgf/cm22.5 制動彈簧的選擇和計算根據(jù)設計布局，采用10根制動彈簧，單根彈簧的制動力Pcp選擇彈簧GB2089-80 12×60×130彈簧直徑=12,彈簧中徑D=60 節(jié)距t=20.1工作極限負荷P=690kgf 有限圈數(shù)5.5彈簧剛度P=17.5kg/mm工作極限負荷Fj=39.6 安裝高度100mm3、 離合器軸各鍵的強度校核3.1 高速副齒輪連接鍵強度的核算。（按鍵的擠壓應力核算）根據(jù)軸頸選擇平鍵 32×18×220式中：MKP離合器工作時離合器軸上傳遞的扭矩 MKP=22790N.m h平鍵的工作高度

16、h=18mm l平鍵的工作長度 l=188mm d軸頸的直徑 d=145mm n鍵的數(shù)量 n=2 j平鍵的許用擠壓應力 j=2000Mpa 此鍵可用3.2 離合器軸上平鍵的擠壓應力（離合器部分）根據(jù)軸頸選擇平鍵 40×22×145式中：MKP離合器工作時離合器軸上傳遞的扭矩 MKP=22790N.m h平鍵的工作高度 h=22mm l平鍵的工作長度 l=105mm d軸頸的直徑 d=170mm n鍵的數(shù)量 n=2 j平鍵的許用擠壓應力 j=2000Mpa此鍵可用3.3 離合器軸上平鍵的擠壓應力（制動器部分）根據(jù)軸頸選擇平鍵 36×20×130式中：MT離

17、合器工作時離合器軸上傳遞計算扭矩 MT=10984N.m h平鍵的工作高度 h=36mm l平鍵的工作長度 l=84mm d軸頸的直徑 d=145mm n鍵的數(shù)量 n=2 j平鍵的許用擠壓應力 j=2000Mpa此鍵可用八 滑塊部分計算1調(diào)解螺桿最大壓縮應力的計算Y =YY調(diào)節(jié)螺桿的最大壓縮應力Pj連桿上的計算作載荷kg取=400000kgd調(diào)節(jié)螺桿最小直徑d=170mmF調(diào)節(jié)螺桿的最小截面積 Y許用壓縮應力 45號鋼調(diào)質(zhì) Y=1800kgf/cm2 Y =Y2 調(diào)節(jié)螺紋強度校核w= 式中: H螺紋的旋合長度 H=38.5cm s螺紋螺距(梯形) s=1.6cm 許用彎曲應力 球鐵 QT60-

18、2 3 連桿的強度計算 由于連桿大端和小端都存在摩擦力矩，所以連桿受壓應力與彎曲應力聯(lián)合作用。調(diào)節(jié)螺桿危險截面AA的合成應力 式中： 危險截面AA的壓應力 a危險截面的寬 a=31cm b危險截面的厚 b=22 危險截面AA的彎曲應力 危險截面的彎距 摩擦系數(shù) 一般取=0.1rB連桿的小頭半徑（cm） rB=15/2=7.5cmrA連桿的大頭半徑（cm） rA=87/2=43.5cmL連桿的長度（cm） L=105X危險截面距離小端中心的距離（cm）X=35 許用應力 45號鋼調(diào)質(zhì) 4 滑塊調(diào)節(jié)速度的計算式中： 5 調(diào)節(jié)電機功率 N=49.89KW 式中： 滑塊部件的重量 =119482N 最

19、大模具的重量 =29870N V滑塊調(diào)節(jié)速度 V = 0.00092m/s 調(diào)節(jié)機構(gòu)中綜合效率 =0.0276 過載保護裝置中氣動泵規(guī)格的確定 根據(jù)公稱力及油缸直徑，行程次數(shù)和滑塊行程長度確定氣動泵規(guī)格 6.1 計算溢流通徑A（mm） A= 7.810.D = 7.8 10380 = 12 mm 式中 : D = 380 mm 油缸直徑 n = 2 油缸數(shù)量 N= 10 min 滑塊每分鐘行程次數(shù) S = 500 mm 滑塊行程長度 = 13 mm 公稱力行程 根據(jù)溢流通徑A =12 mm 選用日本昭和OLP20-H型氣動泵 其溢流通徑A'=20mm 6.2 計算高壓油缸的油壓力 =

20、6.3 卸荷壓力 = 1.1= 1.1 × 278 =306 6.4 氣動泵工作氣壓 = (-140)/44.2 =(306 140 )/ 44.2= 3.8 7 推料桿的強度 取推料力 = 0.02P = 0.02×630000 = 12600kg 單根推料力 p =kg n 推料桿個數(shù) 彎曲應力: 式中 : M 危險截面彎矩 M = 269100kg.cm W 危險截面上的抗彎截面系數(shù) b 推料桿截面寬度 b=50 mm h 推料桿截面高度 h=140 mm 許用彎曲應力 45號鋼調(diào)質(zhì) = 1720kg/ 8 滑塊的強度與剛度 8.1 滑塊體的強度驗算 對于雙點壓力機

21、滑塊的受力情況比較復雜, 設計時給予假設: 1 支承受力點為兩連桿上的距離且滑塊不受導軌的約束的雙點梁 2 載荷分布: 設力是作用在懸掛點之間的均布載荷 將滑塊體簡化為T形斷進行計算 1 截面面積 : = 7 ×148.5 + 11.5 ×150 =2765 各形心面積對X軸的靜矩 : = 7×148.5×80 + 150×11.5×5.75= 83078.75 2 斷面重心位置到X軸的靜矩: 3 各形心斷面對中性軸的慣性矩 J = 1/3 () =1/3( 17×116.47-10×104.97+17×

22、43.35-10×23.35) =5515789 4 抗彎截面模數(shù)= J / e = 5515789 / 43.53 =126712 = J /= 5515789/ 116.47 =47358 5 求各斷面形心對WW軸的靜矩 S = 17×20×150+(23.53+104.97)×7×75.75+150×11.5×5.75 = 129056 6 滑塊的剪切應力 式中: 最大剪切力 = 滑塊體材料為鋼板焊接機構(gòu) Q235A = 400 500kgf/ 8.2 滑塊的剛度 滑塊總撓度 由彎矩所引起的撓度 式中 : E 材料的彈

23、性模數(shù) 對鋼板 E = 2.1× 由剪切所引起的撓度 式中 : G 剪切彈性模數(shù) 對鋼板 G = 8.1× 與斷面形狀尺寸有關的系數(shù) 滑塊總撓度: 相對撓度 L =3300 mm 時 合格九 機身強度計算 1 橫梁強度計算 上橫梁的強度計算是建立在以下假設的條件上的: 1橫梁是一個簡支梁,兩支點間距 2僅考慮最大彎距和最大剪切力的影響 3考慮滑塊的偏心載荷的作用 設 已知: L = 4010 mm 1 .1 橫梁的危險斷面的最大彎距 取 1. 2 求危險截面到橫梁下平面的距離 橫梁危險斷面計算簡圖如下· 1 .2. 1 各形心面積對X軸的靜距 1 .2 .2 斷面

24、重心到X軸的距離yc1.2. 3 各部分斷面對中性軸的慣性距 J = = 4532551 + 5586220 + 225065 + 157151 + 4503836 + 5841765 = 20846588 cm4 1. 3 強度校核 拉應力 : = 215kgf/cm2 壓應力 : = 215kgf/ cm2 許用應力 = 400600 kgf/ cm2 對Q235-A 1. 4 橫梁剛度驗算 橫梁剛度大小是以橫梁中間斷面的相對撓度來表示的,相對撓 度小則剛度大,反之則剛度小 上橫梁的縱向剛度的計算 相對撓度 f = f= 0.003524797557cm 式中: L = 4010 mm E

25、 = 2.1106kgf/cm2 鋼件的彈性模數(shù) J = 20846588 cm4 計算斷面對中性軸的慣性距相對撓度 : f 相對= 2底座的強度驗算 2 . 1底座A-A 的最大彎距 Mmax = = 39473437.5 kgf.cm = 40000000kgf.cm 2 . 2 求斷面重心到X軸的距離yc和斷面的慣性距 2.2.1 求各形心面積對X軸的靜距 = 449723 cm3 2.2.2 斷面重心到X軸的距離 yc yc = 2. 3 各部分斷面對中性軸的慣性距: J = 8816725 + 6894286 + 8732246 = 2443256 cm4 2 .4 強度驗算 拉應力

26、 : 壓應力 : = 162 kgf/cm2 許用應力 對Q235A = 400600 kgf/ cm2 2 .5 底座剪應力驗算: 式中 : - 在拉緊螺栓旁剪切面上 中性軸附近產(chǎn)生 的最大剪應力 B - 斷面寬度B = 88 cm H - 斷面高度H = 200cm 公稱力由m和n 決定的常數(shù)范圍 m = =0.841 n = 3 底座的剛度驗算 底座的剛度對沖壓件的質(zhì)量,模具壽命和機床餓受力有很大的影響,故底座的變形應控制在一定的范圍內(nèi),用底座中間斷面的相對擾度的大小來表示底座的剛度. 相對剛度: 底座中間斷面處由彎曲和剪切力引起的總撓度 3 .1 由彎曲引起的中間斷面處的撓度 = 0.

27、011005132cm 3. 2 由剪切引起中間斷面處的撓度 K2=0.437596788 式中 : Pg = 630000kgf 公稱力 L = 401 cm 左右拉緊螺栓的中心距 J = 27772577 cm4 中間斷面對中性軸的慣性距 B = 88 cm 簡化斷面的寬度 H = 200 cm 簡化斷面的高度 G = 8.1×105 kgf/cm2 抗剪彈性模數(shù) 4 立柱和拉緊螺栓的強度驗算 4 .1 計算立柱不同斷面上的面積 S1 = 184×56.5-65×20-10×10×2-0.785×202 ×2 =8268

28、 S2 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28 +3×2×27.6 = 1241.1 S3 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28 +3×2××13.52×2-3×75-2.5×75= 543 S4 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.

29、5×53×2+3×2×28 +3×2×27.6+1.5×37.5×2-3×75-2.5×75= 941 S5 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28 +3×2×27.6+1.5×37.5×2-40×3-40×2.5 = 1133 S6 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28 +3×2×27.6+1.5×37.5×2-4