压力机计算设计

PAGEPAGE-21-一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）mm3300×16009工作台面尺寸（左右×前后）mm3450×160010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 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf ：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）滑块的加速度与曲转角的关系α—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α＝0度和α＝180度时具有最大加速度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５／８＝０．６２５每个齿轮承受的扭矩Ｍ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 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 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=13mmmμ—摩擦当量力臂（毫米）mμ=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延的工序等因素，取主电机NH=75KWYH280M-41395r.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：ω—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（对零件进行简化）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者整数加1/2。α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.mm—齿轮模数m=22mm—大齿轮的齿数=86K—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=1×1.1×0.8=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ξ=0.2时Y小小轮的齿形系数y小=0.167，当ξ=0.6时小齿轮材料40Cr调质[σ]=2400-3400kgf/cm2大齿轮材料ZG45[σ]=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[σj]=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.mMn—齿轮模数Mn=14mmz大—大齿轮的齿数z=123K—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=1×1.1×0.8=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高速副齿轮强度比较富裕，安全系数比较大皮带轮传动的计算1、已知条件：①电机功率75KW，转速n=1395r/min②小皮带轮直径：=350mm③大皮带轮直径：=1235mm④皮带轮传动比：⑤两班制，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D50007、计算小带轮包角α＞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=1.2P1—单根皮带功率P1=16.77KW△P—单根皮带额定功率增量△P=1.88KWKa—包角修正系数Ka=0.88Kl—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F0F0=式中：q—单位长度质量q=0.6—计算功率=90kw—包角修正系数=0.8811、作用在轴上的力F≈2ZF0Sin(α/2)=2×5×1042×sin(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=81720kgf.mi—曲轴至离合器轴的传动比i=η—齿轮传动效率η=0.96V—齿轮传动对数V=21.2离合器计算扭矩MKP（公斤.米）式中：MK—离合器轴上的工作扭矩（公斤.米）MQ=3712.8（公斤.米）β—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。β=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μ：μ=0.3-0.4取μ=0.41.4单位压力qm计算1.5压紧摩擦块所需要的轴向力Pm1.6离合器脱开弹簧所产生的轴向力P弹设计选用4根10×60×130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 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 ：GB2089-80得知：弹簧刚度P’=8.42kgf/mm最大压缩量Fi=49.7mmP弹=33×8.42=278kgf1.7所需要的空气压力p式中：γ—考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦损耗等系数γ=1.1D、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[p]≤4（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MTkgf.m式中：α—计算制动角α=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：μ—摩擦块摩擦系数μ=0.40RCP—平均摩擦半径RCP=30㎝F—摩擦块面积F=148cm2m—摩擦块个数m=10n—摩擦块面数n=2kgf/cm＜[qT]3﹑摩擦副所需的轴向力P1kgf4﹑制动弹簧所需的最大负荷P2kgf5﹑制动所需要的空气压力p式中γ—考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦损耗等系数γ=1.1D—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　　GB2089-8012×60×130弹簧直径ｄ=12,弹簧中径D=60节距　t=20.1工作极限负荷P=690kgf有限圈数　ｍ＝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32×18×220式中：MKP—离合器工作时离合器轴上传递的扭矩MKP=22790N.mh—平键的工作高度h=18mml—平键的工作长度l=188mmd—轴颈的直径d=145mmn—键的数量n=2[σj]—平键的许用挤压应力[σj]=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40×22×145式中：MKP—离合器工作时离合器轴上传递的扭矩MKP=22790N.mh—平键的工作高度h=22mml—平键的工作长度l=105mmd—轴颈的直径d=170mmn—键的数量n=2[σj]—平键的许用挤压应力[σj]=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36×20×130式中：MT—离合器工作时离合器轴上传递计算扭矩MT=10984N.mh—平键的工作高度h=36mml—平键的工作长度l=84mmd—轴颈的直径d=145mmn—键的数量n=2[σj]—平键的许用挤压应力[σj]=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σY=≤[σY]σY―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　　[σY]—许用压缩应力　　　　45号钢调质[σY]=1800kgf/cm2σY=≤[σY]2﹑调节螺纹强度校核σw=式中:H—螺纹的旋合长度H=38.5cms—螺纹螺距(梯形)s=1.6cm—许用弯曲应力球铁QT60-23﹑连杆的强度计算由于连杆大端和小端都存在摩擦力矩，所以连杆受压应力与弯曲应力联合作用。调节螺杆危险截面A—A的合成应力式中：—危险截面A—A的压应力a—危险截面的宽a=31cmb—危险截面的厚b=22㎝—危险截面A—A的弯曲应力—危险截面的弯距μ—摩擦系数一般取μ=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=105㎝X—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=29870NV——滑块调节速度V=0.00092m/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=7.810380=12mm式中:D=380mm油缸直径n=2油缸数量N=10min滑块每分钟行程次数S=500mm滑块行程长度=13mm公称力行程根据溢流通径A=12mm选用日本昭和OLP20-H型气动泵其溢流通径A'=20mm6.2计算高压油缸的油压力=6.3卸荷压力=1.1=1.1×278=3066.4气动泵工作气压=(-140)/44.2=(306–140)/44.2=3.87﹑推料杆的强度取推料力=0.02P=0.02×630000=12600kg单根推料力p=kgn──推料杆个数弯曲应力:式中:M─危险截面弯矩M=269100kg.cmW─危险截面上的抗弯截面系数b─推料杆截面宽度b=50mmh─推料杆截面高度h=140mm─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﹑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:=7×148.5×80+150×11.5×5.75=83078.752﹑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(17×116.47-10×104.97+17×43.35-10×23.35)=55157894﹑抗弯截面模数=J/e=5515789/43.53=126712=J/=5515789/116.47=473585﹑求各断面形心对W─W轴的静矩S=17×20×150+(23.53+104.97)×7×75.75+150×11.5×5.75=1290566﹑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Q235─A[]=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=3300mm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=4010mm1.1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yc1.2.3各部分断面对中性轴的惯性距J==4532551+5586220+225065+157151+4503836+5841765=20846588cm41.3强度校核拉应力:=215kgf/cm2压应力:=215kgf/cm2许用应力[σ]=400～600kgf/cm2对Q235-A1.4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=4010mmE=2.1106kgf/cm2钢件的弹性模数J=20846588cm4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==39473437.5kgf.cm=40000000kgf.cm2.2求断面重心到X轴的距离yc和断面的惯性距2.2.1求各形心面积对X轴的静距=449723cm32.2.2断面重心到X轴的距离ycyc=2.3各部分断面对中性轴的惯性距:J=8816725+6894286+8732246=2443256cm42.4强度验算拉应力:压应力:=162kgf/cm2许用应力对Q235—A[σ]=400～600kgf/cm22.5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=88cmH---断面高度　　　　H=200cm－　公称力　　　　　　　　　　　　　　　Ｋ１－　由m和n决定的常数范围m==0.841n=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=0.011005132cm3.2由剪切引起中间断面处的挠度K2=0.437596788式中:Pg=630000kgf公称力L=401cm左右拉紧螺栓的中心距J=27772577cm4中间断面对中性轴的惯性距B=88cm简化断面的宽度H=200cm简化断面的高度G=8.1×105kgf/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=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=2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28+3×2×27.6+1.5×37.5×2-40×3-40×2.5-10×2×3=1073S7=2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28+3×2×27.6+1.5×37.5×2-20×3-20×2.5-10×2×3=1183S8=1353-10×2×3=1293S9=1305-10×2×3=1245S10=1305S11=184×56.5-65×20-10×10×2-0.785×202×2=82684.2计算立柱平均断面积==1028.49cm24.3拉紧螺栓的刚度C1/cm式中:E1=2.1×106kgf/cm2钢的弹性模数L1=733cm拉紧螺栓的计算长度F1==0.785×182=255cm2拉紧螺栓断面面积d=180mm拉紧螺栓直径4.4立柱的刚度C2/cm式中:E2=2.1×106kgf/cm2钢的弹性模数L2=370cm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=1.5～2取Z=1.6超载系数4.6确定剩余压紧力P1=302357kgf4.7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β=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[σ]=900～1100kgf/cm24.11立柱的强度验算Q235-A材料脉动循环下许用应力[σ压]=1500kgf/cm24.12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=0.0001×733=0.0733cm螺母旋转角β≥2070～2200所以立柱强度达到要求