壓力機(jī)計(jì)算設(shè)計(jì)預(yù)案

64-/NUMPAGES64一壓力機(jī)要緊技術(shù)參數(shù)二壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算三電動(dòng)機(jī)功率和飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算四、飛輪部分實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)慣量五、齒輪嚙合及齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算皮帶輪傳動(dòng)的計(jì)算七離合器和制動(dòng)器部分的計(jì)算八滑塊部分計(jì)算九機(jī)身強(qiáng)度計(jì)算一壓力機(jī)要緊技術(shù)參數(shù)序號(hào)名稱單位技術(shù)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(tái)面尺寸（左右×前后）mm3450×160010工作臺(tái)板厚度mm20011滑塊打料行程mm20012氣墊力kN100013氣墊個(gè)數(shù)單頂冠（雙氣缸）14氣墊行程mm24015電動(dòng)機(jī)功率kW7516轉(zhuǎn)速r/min1395二壓力機(jī)運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算1﹑滑塊行程和轉(zhuǎn)角的關(guān)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(zhǎng)度—連桿系數(shù)在不同值求得S值列于下表：?jiǎn)挝唬ê撩祝┊?dāng)發(fā)生公稱力時(shí)，曲軸轉(zhuǎn)角由下式求得：式中：—發(fā)生公稱力時(shí)，滑塊離下死點(diǎn)距離代入得2、滑塊速度與轉(zhuǎn)角的關(guān)系式中—滑塊的速度—曲柄等速旋轉(zhuǎn)時(shí)的角速度，—滑塊每分鐘行程次數(shù)當(dāng)滑塊每分鐘行程次數(shù)為10次/分依照上式可列下表：?jiǎn)挝唬ê撩?秒）滑塊的加速度與曲轉(zhuǎn)角的關(guān)系α—曲柄旋轉(zhuǎn)角度0-360度—曲柄等速旋轉(zhuǎn)時(shí)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(dāng)α＝0度和α＝180度時(shí)具有最大加速度Ｊｍａｘ

＝－1.0472×1.0472×250×（1+0.238）＝-339.4m/s24、曲柄上最大扭矩的計(jì)算3.1摩擦力臂的計(jì)算式中：—公稱壓力，—摩擦當(dāng)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(dāng)量力臂將以上數(shù)值代入上式：曲軸傳遞的扭矩：

對(duì)雙點(diǎn)壓力機(jī)，每個(gè)齒輪承受的扭矩為總扭矩的５／８＝０．６２５每個(gè)齒輪承受的扭矩Ｍ單單個(gè)曲軸傳遞的扭矩：5﹑傳動(dòng)軸上的扭距6﹑離合器軸的扭距7﹑滑塊上同意的載荷的確定傳動(dòng)系統(tǒng)的零部件是以曲軸上最大扭距設(shè)計(jì)的.滑塊上同意負(fù)載在滑塊行程范圍內(nèi)變化的,滑塊行程在下死點(diǎn)13mm處滑塊的同意壓力稱其公稱力,即滑塊的公稱力P=P=6300000KN,當(dāng)時(shí),三電動(dòng)機(jī)功率和飛輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算1、連續(xù)行程時(shí)，一次行程功的計(jì)算依照“曲柄壓力機(jī)設(shè)計(jì)”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=13mmmμ—摩擦當(dāng)量力臂（毫米）mμ=40.814mmK1—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)。對(duì)閉式壓力機(jī)K1=62、主電機(jī)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(jī)過載系數(shù)K2=1.5考慮到雙點(diǎn)壓力機(jī)拉延的工序等因素，取主電機(jī)NH=75KWYH280M-41395r.p.m3、當(dāng)滑塊行程次數(shù)為7次/分時(shí)，單次行程按滑塊同意的功計(jì)算滑塊單次行程時(shí)，離合器消耗的功取Ei=25000kgf.m4、電機(jī)恢復(fù)時(shí)刻的計(jì)算5、飛輪所需轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算=式中：ω—飛輪軸的角速度K3—飛輪速度降系數(shù)，受電動(dòng)機(jī)臨界轉(zhuǎn)差率的阻礙。對(duì)通用鼠籠式異步電動(dòng)機(jī),一般為0.08-0.12，故=0.15-0.19對(duì)線繞式異步電機(jī)，在轉(zhuǎn)子電路中串入電阻，故=0.23-0.27高轉(zhuǎn)差率電機(jī)，值一般不小于0.3，故取=0.33四、飛輪部分實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)慣量1﹑飛輪實(shí)際慣量的計(jì)算0.785?2﹑離合器活塞體轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算（對(duì)零件進(jìn)行簡(jiǎn)化）離合器接合盤實(shí)際慣量的計(jì)算4﹑飛輪實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算故：飛輪的實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)慣量大于飛輪所需的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。五、齒輪嚙合及齒輪強(qiáng)度的驗(yàn)算1、雙點(diǎn)壓力機(jī)偏心齒輪安裝位置的定位計(jì)算對(duì)雙點(diǎn)壓力機(jī)的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)，若采納整體式偏心齒輪，在設(shè)計(jì)時(shí)，必須保證兩偏心同步。在設(shè)計(jì)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(dāng)，將導(dǎo)致齒輪不能良好嚙合。比如在保證兩偏心同步的情況下，會(huì)出現(xiàn)齒頂對(duì)齒頂?shù)那闆r發(fā)生，因此，必須計(jì)算偏心齒輪安裝的位置。低速傳動(dòng)參數(shù)：m=22,z小=17，Z大=86，A=1149.71兩偏心輪同心旋轉(zhuǎn)。設(shè)由于為一整數(shù)，因此，兩偏心齒輪能否同步要緊決定于第二項(xiàng)是否為整數(shù)或者整數(shù)加1/2。α角的大小可由齒輪中心距求得，因此當(dāng)兩齒輪都以齒厚中心定位時(shí)，上式最后一項(xiàng)必須等于某一正數(shù)m即滑塊懸掛式布置，B為滑塊導(dǎo)軌左右尺寸的3/5左右即B=2014.33取整m=35故：mm因此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(dòng)。2、低速齒輪副的強(qiáng)度核算2.1低速齒輪副的彎曲強(qiáng)度核算式中：—每個(gè)偏心齒輪承受的扭矩=50800kgf.mm—齒輪模數(shù)m=22mm—大齒輪的齒數(shù)=86K—載荷系數(shù)K1--載荷集中系數(shù)當(dāng)查表K1=1K2—?jiǎng)虞d荷系數(shù)當(dāng)齒輪的線速度時(shí)K2=1.1K3—當(dāng)量載荷系數(shù)，對(duì)閉式雙點(diǎn)壓力機(jī)不是長(zhǎng)期滿載工作K3=0.8=1×1.1×0.8=0.88總之K在設(shè)計(jì)時(shí)能夠預(yù)先選擇，假如設(shè)計(jì)時(shí)做到傳動(dòng)零件的比例協(xié)調(diào)，相互位置安排合理，精度選擇恰當(dāng)，則K=1.05-1.2B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(dāng)ξ=0.2時(shí)Y小小輪的齒形系數(shù)y小=0.167，當(dāng)ξ=0.6時(shí)小齒輪材料40Cr調(diào)質(zhì)[σ]=2400-3400kgf/cm2大齒輪材料ZG45[σ]=2560kgf/cm22.2低速副接觸應(yīng)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(dāng)量載荷系數(shù)，一般壓力機(jī)K3=0.8，自動(dòng)壓力機(jī)K3=1.0C—彈性模數(shù)系數(shù)C=2140C1—承載能力系數(shù)C1=1.1i—低速副傳動(dòng)比i=5.06[σj]=12600kgf/cm23﹑高速副齒輪彎曲應(yīng)力的核算式中：Mc—中間軸上的扭矩MC=16560kgf.mMn—齒輪模數(shù)Mn=14mmz大—大齒輪的齒數(shù)z=123K—載荷系數(shù)K1--載荷集中系數(shù)當(dāng)查表K1=1K2—?jiǎng)虞d荷系數(shù)當(dāng)齒輪的線速度時(shí)K2=1.1K3—當(dāng)量載荷系數(shù)，對(duì)閉式雙點(diǎn)壓力機(jī)不是長(zhǎng)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(qiáng)度比較富裕，安全系數(shù)比較大皮帶輪傳動(dòng)的計(jì)算1、已知條件：①電機(jī)功率75KW，轉(zhuǎn)速n=1395r/min②小皮帶輪直徑：=350mm③大皮帶輪直徑：=1235mm④皮帶輪傳動(dòng)比：⑤兩班制，起動(dòng)負(fù)荷為正常負(fù)荷的1.25倍。2、選擇三角皮帶：依照功率和工作情況，選擇D型皮帶3、飛輪轉(zhuǎn)速4、飛輪輪緣線速5、依照實(shí)際尺寸，確定中心距為1200mm6、計(jì)算皮帶長(zhǎng)度取皮帶內(nèi)周長(zhǎng)為L(zhǎng)P=5000mm即D50007、計(jì)算小帶輪包角α＞120O8、皮帶擾曲次數(shù)9、皮帶根數(shù)Z≥式中：Pd—計(jì)算功率Ka—工況系數(shù)Ka=1.2P1—單根皮帶功率P1=16.77KW△P—單根皮帶額定功率增量△P=1.88KWKa—包角修正系數(shù)Ka=0.88Kl—帶長(zhǎng)修正系數(shù)Kl=0.96取皮帶根數(shù)為5根10、單根皮帶的初張緊力F0F0=式中：q—單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.6—計(jì)算功率=90kw—包角修正系數(shù)=0.8811、作用在軸上的力F≈2ZF0Sin(α/2)=2×5×1042×sin(135.75/2)=9653N七離合器和制動(dòng)器部分的計(jì)算1﹑離合器部分計(jì)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=81720kgf.mi—曲軸至離合器軸的傳動(dòng)比i=η—齒輪傳動(dòng)效率η=0.96V—齒輪傳動(dòng)對(duì)數(shù)V=21.2離合器計(jì)算扭矩MKP（公斤.米）式中：MK—離合器軸上的工作扭矩（公斤.米）MQ=3712.8（公斤.米）β—儲(chǔ)備系數(shù)，考慮摩擦系數(shù)變動(dòng)，氣壓波動(dòng)和其它阻力對(duì)扭矩的阻礙。β=1.11.3計(jì)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)μ：μ=0.3-0.4取μ=0.41.4單位壓力qm計(jì)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(shè)計(jì)選用4根10×60×130依照?qǐng)D紙?jiān)O(shè)計(jì)，采納新的摩擦塊時(shí)，壓縮量為23mm，當(dāng)摩擦后磨損10mm后，壓縮量為33mm查彈簧標(biāo)準(zhǔn)：GB2089-80得知：彈簧剛度P’=8.42kgf/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：γ—考慮到汽缸漏損、脫開彈簧阻力和摩擦損耗等系數(shù)γ=1.1D、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[p]≤4（公斤/厘米2）2﹑制動(dòng)器部分計(jì)算2.1計(jì)算折算到離合器軸上的各從動(dòng)件的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量J總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量是由偏心齒輪、中間軸和離合器軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量組成2.1.1偏心齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量及其計(jì)算簡(jiǎn)圖如下2.1.2中間軸上轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算J中折算到到離合器軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量:2.1.3離合器軸的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量2.1.4離合器的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算2.2離合器軸的角速度w2.3從動(dòng)部分的動(dòng)能AH1﹑旋轉(zhuǎn)部件的動(dòng)能AH’2﹑往復(fù)部件的動(dòng)能AH”3﹑從動(dòng)部分的動(dòng)能AH2.4制動(dòng)器的計(jì)算1﹑制動(dòng)器扭矩的計(jì)算MTkgf.m式中：α—計(jì)算制動(dòng)角α=5度i1-3—制動(dòng)器軸到曲軸的傳動(dòng)比2﹑摩擦塊表面的總壓力qT式中：μ—摩擦塊摩擦系數(shù)μ=0.40RCP—平均摩擦半徑RCP=30㎝F—摩擦塊面積F=148cm2m—摩擦塊個(gè)數(shù)m=10n—摩擦塊面數(shù)n=2kgf/cm＜[qT]3﹑摩擦副所需的軸向力P1kgf4﹑制動(dòng)彈簧所需的最大負(fù)荷P2kgf5﹑制動(dòng)所需要的空氣壓力p式中γ—考慮到汽缸漏損、脫開彈簧阻力和摩擦損耗等系數(shù)γ=1.1D—環(huán)形汽缸的外徑D=62㎝d—環(huán)形汽缸的內(nèi)徑d=42㎝kgf/cm22.5制動(dòng)彈簧的選擇和計(jì)算依照設(shè)計(jì)布局，采納10根制動(dòng)彈簧，單根彈簧的制動(dòng)力Pcp選擇彈簧GB2089-8012×60×130彈簧直徑ｄ=12,彈簧中徑D=60節(jié)距t=20.1工作極限負(fù)荷P=690kgf有限圈數(shù)ｍ＝5.5彈簧剛度P’=17.5kg/mm工作極限負(fù)荷Fj=39.6安裝高度100mm3、離合器軸各鍵的強(qiáng)度校核3.1高速副齒輪連接鍵強(qiáng)度的核算。（按鍵的擠壓應(yīng)力核算）依照軸頸選擇平鍵32×18×220式中：MKP—離合器工作時(shí)離合器軸上傳遞的扭矩MKP=22790N.mh—平鍵的工作高度h=18mml—平鍵的工作長(zhǎng)度l=188mmd—軸頸的直徑d=145mmn—鍵的數(shù)量n=2[σj]—平鍵的許用擠壓應(yīng)力[σj]=2000Mpa∴此鍵可用3.2離合器軸上平鍵的擠壓應(yīng)力（離合器部分）依照軸頸選擇平鍵40×22×145式中：MKP—離合器工作時(shí)離合器軸上傳遞的扭矩MKP=22790N.mh—平鍵的工作高度h=22mml—平鍵的工作長(zhǎng)度l=105mmd—軸頸的直徑d=170mmn—鍵的數(shù)量n=2[σj]—平鍵的許用擠壓應(yīng)力[σj]=2000Mpa∴此鍵可用3.3離合器軸上平鍵的擠壓應(yīng)力（制動(dòng)器部分）依照軸頸選擇平鍵36×20×130式中：MT—離合器工作時(shí)離合器軸上傳遞計(jì)算扭矩MT=10984N.mh—平鍵的工作高度h=36mml—平鍵的工作長(zhǎng)度l=84mmd—軸頸的直徑d=145mmn—鍵的數(shù)量n=2[σj]—平鍵的許用擠壓應(yīng)力[σj]=2000Mpa∴此鍵可用八滑塊部分計(jì)算1﹑調(diào)解螺桿最大壓縮應(yīng)力的計(jì)算σY=≤[σY]σY―調(diào)節(jié)螺桿的最大壓縮應(yīng)力Pj—連桿上的計(jì)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[σY]—許用壓縮應(yīng)力45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)[σY]=1800kgf/cm2σY=≤[σY]2﹑調(diào)節(jié)螺紋強(qiáng)度校核σw=式中:H—螺紋的旋合長(zhǎng)度H=38.5cms—螺紋螺距(梯形)s=1.6cm—許用彎曲應(yīng)力球鐵QT60-23﹑連桿的強(qiáng)度計(jì)算由于連桿大端和小端都存在摩擦力矩，因此連桿受壓應(yīng)力與彎曲應(yīng)力聯(lián)合作用。調(diào)節(jié)螺桿危險(xiǎn)截面A—A的合成應(yīng)力式中：—危險(xiǎn)截面A—A的壓應(yīng)力a—危險(xiǎn)截面的寬a=31cmb—危險(xiǎn)截面的厚b=22㎝—危險(xiǎn)截面A—A的彎曲應(yīng)力—危險(xiǎn)截面的彎距μ—摩擦系數(shù)一般取μ=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(zhǎng)度（cm）L=105㎝X—危險(xiǎn)截面距離小端中心的距離（cm）X=35㎝—許用應(yīng)力45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)4﹑滑塊調(diào)節(jié)速度的計(jì)算式中：5﹑調(diào)節(jié)電機(jī)功率N=49.89KW式中：——滑塊部件的重量=119482N——最大模具的重量 =29870NV——滑塊調(diào)節(jié)速度V=0.00092m/s——調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)中綜合效率=0.0276﹑過載愛護(hù)裝置中氣動(dòng)泵規(guī)格的確定依照公稱力及油缸直徑，行程次數(shù)和滑塊行程長(zhǎng)度確定氣動(dòng)泵規(guī)格6.1計(jì)算溢流通徑A（mm）A=7.810.D=7.810380=12mm式中:D=380mm油缸直徑n=2油缸數(shù)量N=10min滑塊每分鐘行程次數(shù)S=500mm滑塊行程長(zhǎng)度=13mm公稱力行程依照溢流通徑A=12mm選用日本昭和OLP20-H型氣動(dòng)泵其溢流通徑A'=20mm6.2計(jì)算高壓油缸的油壓力=6.3卸荷壓力=1.1=1.1×278=3066.4氣動(dòng)泵工作氣壓=(-140)/44.2=(306–140)/44.2=3.87﹑推料桿的強(qiáng)度取推料力=0.02P=0.02×630000=12600kg單根推料力p=kg n──推料桿個(gè)數(shù)彎曲應(yīng)力:式中:M─危險(xiǎn)截面彎矩M=269100kg.cmW─危險(xiǎn)截面上的抗彎截面系數(shù)b─推料桿截面寬度b=50mmh─推料桿截面高度h=140mm─許用彎曲應(yīng)力45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)=1720kg/8﹑滑塊的強(qiáng)度與剛度8.1滑塊體的強(qiáng)度驗(yàn)算關(guān)于雙點(diǎn)壓力機(jī)滑塊的受力情況比較復(fù)雜,設(shè)計(jì)時(shí)給予假設(shè):1﹑支承受力點(diǎn)為兩連桿上的距離且滑塊不受導(dǎo)軌的約束的雙點(diǎn)梁2﹑載荷分布:設(shè)力是作用在懸掛點(diǎn)之間的均布載荷將滑塊體簡(jiǎn)化為T形斷進(jìn)行計(jì)算1﹑截面面積:=7×148.5+11.5×150=2765各形心面積對(duì)X軸的靜矩:=7×148.5×80+150×11.5×5.75=83078.752﹑斷面重心位置到X軸的靜矩:3﹑各形心斷面對(duì)中性軸的慣性矩J=1/3()=1/3(17×116.47-10×104.97+17×43.35-10×23.35)﹑5﹑求各斷面形心對(duì)W─W軸的靜矩S=17×20×150+(23.53+104.97)×7×75.75+150×11.5×5.75=1290566﹑滑塊的剪切應(yīng)力式中:─最大剪切力=滑塊體材料為鋼板焊接機(jī)構(gòu)Q235─A[]=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─材料的彈性模數(shù)對(duì)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(duì)鋼板G=8.1×─與斷面形狀尺寸有關(guān)的系數(shù)滑塊總撓度:相對(duì)撓度L=3300mm時(shí)合格九機(jī)身強(qiáng)度計(jì)算1﹑橫梁強(qiáng)度計(jì)算上橫梁的強(qiáng)度計(jì)確實(shí)是建立在以下假設(shè)的條件上的:1﹑橫梁是一個(gè)簡(jiǎn)支梁,兩支點(diǎn)間距2﹑僅考慮最大彎距和最大剪切力的阻礙3﹑考慮滑塊的偏心載荷的作用設(shè)已知:L=4010mm1.1橫梁的危險(xiǎn)斷面的最大彎距取1.2求危險(xiǎn)截面到橫梁下平面的距離橫梁危險(xiǎn)斷面計(jì)算簡(jiǎn)圖如下·1.2.1各形心面積對(duì)X軸的靜距1.2.2斷面重心到X軸的距離yc1.2.3各部分?jǐn)嗝鎸?duì)中性軸的慣性距J==4532551+5586220+225065+157151+4503836+5841765=20846588cm41.3強(qiáng)度校核拉應(yīng)力:=215kgf/cm2壓應(yīng)力:=215kgf/cm2許用應(yīng)力[σ]=400～600kgf/cm2對(duì)Q235-A1.4橫梁剛度驗(yàn)算橫梁剛度大小是以橫梁中間斷面的相對(duì)撓度來表示的,相對(duì)撓度小則剛度大,反之則剛度小上橫梁的縱向剛度的計(jì)算相對(duì)撓度f=f===0.003524797557cm式中:L=4010mmE=2.1106kgf/cm2鋼件的彈性模數(shù)J=20846588cm4計(jì)算斷面對(duì)中性軸的慣性距相對(duì)撓度:f相對(duì)=2﹑底座的強(qiáng)度驗(yàn)算2.1底座A-A的最大彎距Mmax==39473437.5kgf.cm=40000000kgf.cm2.2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(duì)X軸的靜距=449723cm32.2.2斷面重心到X軸的距離ycyc=2.3各部分?jǐn)嗝鎸?duì)中性軸的慣性距:J=8816725+6894286+8732246=2443256cm42.4強(qiáng)度驗(yàn)算拉應(yīng)力:壓應(yīng)力:=162kgf/cm2許用應(yīng)力對(duì)Q235—A[σ]=400～600kgf/cm22.5底座剪應(yīng)力驗(yàn)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(yīng)力B斷面寬度B=88cmH斷面高度H=200cm－公稱力Ｋ１－由m和n決定的常數(shù)范圍m==0.841n=3﹑底座的剛度驗(yàn)算底座的剛度對(duì)沖壓件的質(zhì)量,模具壽命和機(jī)床餓受力有專門大的阻礙,故底座的變形應(yīng)操縱在一定的范圍內(nèi),用底座中間斷面的相對(duì)擾度的大小來表示底座的剛度.相對(duì)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=0.011005132cm3.2由剪切引起中間斷面處的撓度K2=0.437596788式中:Pg=630000kgf公稱力L=401cm左右拉緊螺栓的中心距J=27772577cm4中間斷面對(duì)中性軸的慣性距B=88cm簡(jiǎn)化斷面的寬度H=200cm簡(jiǎn)化斷面的高度G=8.1×105kgf/cm2抗剪彈性模數(shù)4﹑立柱和拉緊螺栓的強(qiáng)度驗(yàn)算4.1計(jì)算立柱不同斷面上的面積S1=184×56.5-65×20-10×10×2-0.785×202×2=8268S2=2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28+3×2×27.6=1241.1S3=2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28+3×2×27.6-0.785×13.52×2-3×75-2.5×75=543S4=2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28+3×2×27.6+1.5×37.5×2-3×75-2.5×75=941S5=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=1133S6=2.5×2