压力机计算设计

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
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
)]21(4
)1[( αλ
αcos cos R S -+
-= 式中：R —曲轴半径 mm R 250= α—曲轴转角 0-360度 L —连杆长度 mm L 1050= λ—连杆系数
238.01050250
==
=L R λ 在不同α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：
)
(2)(2
22p p p S L R R L S L R R cos -+--++=
α
式中：p S —发生公称力时，滑块离下死点距离 mm S p 13= 代入得
︒
===-+⨯⨯--++=-70.169565.0 9565
.0)
131050250(25021050)131050250(25012
22cos cos p p αα
2、滑块速度与转角的关系
)2sin 2
(sin αλ
αω+
⋅=R V
式中 V —滑块的速度
ω—曲柄等速旋转时的角速度， n n
105.030
=⋅=πω
n —滑块每分钟行程次数 当滑块每分钟行程次数为10次/分
秒弧度/05.110105.0105.0=⨯==n ω 秒毫米/5.26225005.1=⨯=⋅R ω
根据上式可列下表： 单位（毫米/秒）
3、滑块的加速度与曲转角的关系
)2cos (cos 2αλαω+⋅-=R J
α—曲柄旋转角度 0-360度
ω—曲柄等速旋转时的角速度， n n
105.030
=⋅=πω
n —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/s 2
4、曲柄上最大扭矩的计算 3.1摩擦力臂的计算
)(μm m p M t +=
式中： p —公称压力， kg p 630000= μm —摩擦当量力臂
m
d d d m B A 04081.0 ]26.015.0238.086.0)238.01[(03.0 ]
)1[(2
0=+⨯+⨯+⨯=+⋅++=
λλμ
μ
μ—摩擦系数， μ＝0.06 A d —曲轴颈直径， mm d A 860= B d —球头直径， mm d B 150= 0d —曲轴支承颈直径， mm d 2600=
)2cos (cos 2max αλαω+⋅-=R J
t m —理想当量力臂
m
R m t 0.088227 ))7.162sin(2
0.238
.70.25(sin16
)
2sin 2
(sin =︒⨯+︒=+
=αλα 将以上数值代入上式：
曲轴传递的扭矩：
m
Kgf m m P M t k ⋅=+⨯=+=81270 )08827.004081.0(630000 )
(μ
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：
m kgf m m p M t g ⋅=⨯⨯⨯=+=
50800 129.0106308
5
)
(8
53μ单
5﹑ 传动轴上的扭距
m
kgf M m kgf i M M C K c .16560.1655806.597.081270
==⨯=⋅=
取低η
6﹑离合器轴的扭距
m
kgf M m kgf i M M L C L .2220.780.221969.797.016560
==⨯=⋅=
取高η
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K g K
m P M ⋅=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 g =6300000KN,当017 α时,
k
K
g m M P =
a(度)16.72030405060708090m (cm)
12.9
14.54
19.16
23.08
26.16
28.3
29.49
29.72
29.08
Pg(KN)630558.941424.16352.123310.665287.17275.585273.45279.47 (吨)
630
559
424
352
310
287
276
273
280
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：
]57.1973.054.1[1S m S S S S K S
P E P P g μ
+-=
式中：
Pg —公称压力 （吨） Pg=630吨 S —滑块行程（毫米） S=500mm S P —滑块公称力行程（毫米） S P =13mm
m μ—摩擦当量力臂（毫米） m μ=40.814mm K 1—经验系数。

对闭式压力机 K 1=6
m
kgf m kgf S
m S S S S K S
P E P P g .18400.18436]12815.002530.024832.0[52500]5008114
.4057.150013973.05001354.1[6500630]
57.1973.054.1[1取=+-⨯=⨯+⨯-⨯=
+-=μ
2、主电机功率的确定
6120
2E
n K N T H =
式中：
n T —滑块每分钟行程次数 n T =10次/分 K 2—电机过载系数 K 2 =1.5
kw E n K N T H 1.456120
18400
105.161202=⨯⨯==
考虑到双点压力机拉延的工序等因素，取主电机N H =75KW
YH280M-4 1395r.p.m
3、 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
m kgf A E H .7460373022=⨯==从
m kgf E k n A E T i .2532674605
.1775
.07561202=-⨯⨯⨯=-=
从η 取E i =25000kgf.m
4、 电机恢复时间的计算
s s N E t H i A 2035.475
.0756********
60612060〈=⨯⨯⨯==
η
5、 飞轮所需转动惯量的计算 322K W E J =
=22
..2.6533
.036.4118400
2s m kgf =⨯⨯ 式中：
ω—飞轮轴的角速度
s rad n L
/36.4130
395
14.330
=⨯=
=
πω K 3—飞轮速度降系数，受电动机临界转差率的影响。

33.0)18.02(18.0)2(3=-⨯=-=K K S S K
对通用鼠笼式异步电动机, K S 一般为0.08-0.12，故K S =0.15-0.19 对线绕式异步电机，在转子电路中串入电阻，故3K =0.23-0.27 高转差率电机，K S 值一般不小于0.3，故取3K =0.33
四、飞轮部分实际转动惯量
1﹑ 飞轮实际惯量的计算
kgf G 2186720048.0)87.025.1(785.0221=⨯⨯-= 0.785? kgf G 2897200332.0)31.05.0(785.0222=⨯⨯-= kgf G 2277200112.0)5.078(785.0223=⨯⨯-=
kgf G 185720022.0)78.087.0(785.0224=⨯⨯-=
222212111..67.64)87.025.1(8.982186)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
2222
22222..27.1)31.05.0(8.98289)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
222232333..48.2)5.078.0(8
.98227)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
2222
42444..22.3)78.087.0(8
.98185)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
243211..64.71s m kgf J J J J J =+++=∑
2﹑ 离合器活塞体转动惯量的计算（对零件进行简化）
kgf G 537200045.0)53.07.0(785.0221=⨯⨯-= kgf G 1147200171.0)7.078.0(785.0222=⨯⨯-= kgf G 757200045.0)44.07.0(785.0223=⨯⨯-=
222212111..57.1)87.025.1(8.9853)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
2222
22222..6.1)7.078.0(8.98114)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
222232333..65.0)44.07.0(8
.9875)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
23212..82.3s m kgf J J J J =++=∑
3、 离合器接合盘实际惯量的计算
kgf G 207720004.0)435.005.1(785.0221=⨯⨯-=
222212111..36.3)435.005.1(8
.98207)(8s m kgf d D g G J =+⨯=+=
213..36.3s m kgf J J ==∑
4﹑ 飞轮实际转动惯量的计算
2321..85.784.382.363.71s m kgf J J J J =++=++=∑∑∑∑ 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）
（小大大Z Z Z K +-
=180
2α
由于大Z 为一整数，因此，两偏心齿轮能否同步主要决定于第二项
）
（小大Z Z +180
α
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 A B
2sin =α，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
即小
大小大或Z 180sin
2A B )Z (1802sin 1
+=+=-Z m
Z A B
m
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
o A B 347.6187754
.071
.1149233.20142sin ==⨯==
αα 104.35180
347
.61)1786()Z (180347.61=+=+=
小大Z m 取整 m=35
故：32.2014)103
35
180sin(71.11492Z 180sin
2A B =⨯⨯=+=小大Z m 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
α
cos B ...37.6σ2
大大大单y z m M K =
式中：
单M —每个偏心齿轮承受的扭矩 单M =50800kgf.m
m — 齿轮模数 m = 22 mm 大Z —大齿轮的齿数 大Z = 86 K —载荷系数 321..K K K K = K 1--载荷集中系数 当
122.01892
230
1==d B 查表K1=1 K 2—动载荷系数 当齿轮的线速度s m dn
V /945.060
==
π时K2=1.1
K 3—当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作 K 3=0.8
321..K K K K ==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=1.05-1.2
B 大—大齿轮的宽度 B 大=230mm
Y 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
2
222/1729/29.1720cos 183.02308622508000088.037.6cos B ...37.6σcm
kgf mm kgf y z m M K o
==⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
=
α大大大单大 2/1895167
.0183
.01729
σcm kgf y y ===小
大小σ
小齿轮材料40Cr 调质 [σ]=2400-3400kgf/cm 2
大齿轮材料ZG45 [σ]=2560kgf/cm 2 2.2 低速副接触应力核算
B
)
1i (M .K .σ21+=
大
mz C C j 式中：
M 2—大齿轮扭矩（kg.cm ） 单M M =2=50800kgf.m M n —齿轮模数（cm ） M n =2.2cm B —齿轮宽度（mm ） B =23cm
K —载荷系数。

321..K K K K = K1、K2的叙述同前。

K 3—当量载荷系数，一般压力机K 3=0.8，自动压力机K 3=1.0 C —弹性模数系数 C=2140 C 1—承载能力系数 C1=1.1 i —低速副传动比 i=5.06
2
21/1467923
)
106.5(508000004.1862.21.12140B )1i (M .K .σcm kgf mz C C j =+⨯⨯⨯=+=
大
[σj]=12600kgf/cm 2
3﹑ 高速副齿轮弯曲应力的核算
on
n c y z m M K αβ
cos B ..cos .13.4σ2
大大大=
式中：
Mc —中间轴上的扭矩 M C =
=i
M
16560kgf.m Mn —齿轮模数 Mn =14mm z 大—大齿轮的齿数 z =123 K —载荷系数 321..K K K K = K 1--载荷集中系数 当
11.01892
2101==d B 查表K1=1 K 2—动载荷系数 当齿轮的线速度s m dn
V /945.060
==
π时K2=1.1
K 3—当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作 K 3=0.8
321..K K K K ==1×1.1×0.8=0.88
B 大—大齿轮的宽度 B 大=210mm Y 大—大齿轮的齿形系数 y 大=0.183 Y 小小轮的齿形系数 y 小=0.167
22220/6.645/456.6cos 183.021********cos 165600088.013.4cos B ..cos .13.4σcm kgf mm kgf y z m M K on
o on
c ==⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
ααβ大大大大2/707167
.0183
.06
.645σcm kgf y y ===小
大大
小σ 高速副齿轮强度比较富裕，安全系数比较大
3420.02020cos tg α000on =⨯=⨯=tg tg tg os βα o 1988.18α0on ≈=
七、 皮带轮传动的计算
1、 已知条件：
①电机功率75KW ，转速n=1395r/min
② 小皮带轮直径： 小D =350mm ③大皮带轮直径： 大D =1235mm ④皮带轮传动比： 53.3350
1235
i ==
皮 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
min /3953.53
1395
i n r n ==
=
皮
飞 4、 飞轮轮缘线速
s m v /9.2560000
395
125014.360000πDn =⨯⨯==
飞 5、 根据实际尺寸，确定中心距为1200mm
6、 计算皮带长度
88mm
.50521200
4350123535012352120024)D ()D (2
22
2
0=⨯-+
++⨯=-+
++
=）
（）（小大小大π
π
a D D a l 取皮带内周长为L P =5000mm 即D5000 7、 计算小带轮包角 0O O O 135.75601200
350
123518060A
D 180α=⨯--
=⨯-+
=小
大D o
α＞120O
8、 皮带扰曲次数 秒次秒次/15/18.55
9.25〈===
P L v μ 9、 皮带根数
Z ≥αK K P P L d
）（P 1∆+
式中：
P d —计算功率
H a d N K P .=
K a —工况系数 Ka=1.2
kw N K P H a d 90752.1.=⨯==
P1—单根皮带功率 P1=16.77KW △P —单根皮带额定功率增量 △P=1.88KW Ka —包角修正系数 Ka=0.88
Kl —带长修正系数 Kl=0.96
根）（7.596
.088.0)88.177.16(90
1=⨯⨯+=∆+≥αK K P P P Z L d 取皮带根数为5根 10、单根皮带的初张紧力F 0 F 0=215.2500qv K vZ p a
d +-⨯
）（ 式中：
q —单位长度质量 q =0.6
d P — 计算功率 d P =90kw a K — 包角修正系数 a K =0.88
N
qv K vZ p F a d 10429.256.09
.25590)188.05.2(50015.25002
20=⨯+⨯-=+-⨯=）（ 11、作用在轴上的力
F ≈2ZF 0Sin(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 M K
V
Q K i M M η
=
（公斤.米）
式中：M Q —曲轴工作扭矩（公斤.米） M Q = 81720 kgf.m
i —曲轴至离合器轴的传动比 i=9.3817
86
16123=⨯
η—齿轮传动效率 η=0.96 V —齿轮传动对数 V=2
m kgf i M M V
Q K .226696
.09.3881720
2
=⨯=
=
η 1. 2 离合器计算扭矩 M KP
βK KP M M =（公斤.米）
式中：M K —离合器轴上的工作扭矩（公斤.米）
M Q =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=1.1
1 .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R CP ： R CP =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=0.4
1 .4 单位压力q m 计算
2
/02.7102148304.0249200
cm kgf Fmn
R M q CP KP
m =⨯⨯⨯⨯=
=
μ
1 .5 压紧摩擦块所需要的轴向力 P m
kgf F q m p m m 6.1038914802.710.=⨯⨯==
1 .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：GB2089-80得知：弹簧刚度P ’=8.42kgf/mm 最大压缩量Fi=49.7mm
P 弹=33×8.42=278kgf
1 .7 所需要的空气压力 p
][785.042
2
p d D p p p m ≤-+=
）
（）
（弹γ
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=1.1
D 、d —离合器汽缸外径与内径 （厘米）, D=78厘米 D=50厘米
][.4969.4)
5078(785.0)27846.10389(1.1785.02
2
22
2p cm kgf d D p p m
≤=-⨯+⨯=-=
）
（γ 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偏J 及其计算简图如下
2
2
22
2
222
2262
2152
252
242
242
2232
2222222212262252243222221..19784.069.706.554.299:..54.29977.1492..77.14966748.091489.00518.1344.314.46557.85..66748.0)145.0235.0(81
.98687..91489.0)47.072.0(858..0518.13)71.086.0(8427..44.3)29.054.1(8110..14.46)47.072.1(81139..557.85)72.1892.1(81.981027)(8687780082.0)29.047.0(785.0583
2
780005.0)47.071.0(785.04274
3
7800395.0)71.086.0(785.011067800535.011.004.011396780009.045.039.05.0780009.0)47.072.1(785.010********.0)72.1892.1(785.0s
m kgf i i J J s m kgf J s m kgf J s m kgf J s m kgf g a G g J s m kgf g
a G g J s m kgf g J s m kgf g J s m kgf d D g G J kgf
G kgf G kgf G kgf G kgf G kgf
G =⨯=
=
=⨯==+++++==+⨯⨯==⋅++==++==+⨯==+⨯==+⨯⨯=+=
=⨯⨯-⨯==⨯
⨯⨯-⨯==⨯⨯⨯-⨯==⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯-⨯==⨯⨯-⨯=高
低偏偏折偏偏动惯量折算到离合器轴上的转个偏心齿轮因为是双点压力机有两
2. 1.2 中间轴上转动惯量的计算 J 中
kgf
G kgf G kgf G kgf G kgf
G kgf
G kgf G kgf G 377800125.022.0785.056.826780049.009.004.022*******.04.0785.06876780007.045.039.05.0780007.0)4.056.1(785.01299780023.0)56.1832.1(785.0300780045.0033785.0317780028.043.0785.013478003.027.0785.0287262
2
5224232221=⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯==⨯⨯⨯==⨯⨯⨯⨯⨯-⨯⨯-⨯==⨯⨯-⨯==⨯⨯⨯==⨯⨯⨯==⨯⨯⨯=
2
2242
232
2222221..833.95)56.1832.1(81299..4163.033.08300..74686.043.08317..1245.027.081.98134)(8s m kgf g J s m kgf g J s m kgf g
J s m kgf d D g G J =+==⨯==⨯==⨯⨯=+=
2
227262225..17.2)4.038.1(85.824587.04.081.98225..7039.22)4.056.1(8687
s m kgf g J J s m kgf g J =+==⨯⨯==+=
2
gf.m.s 122.45326k 2.170.458722.703995.8330.41637486.01245.0J7
J6J5J4J3J2J1=++++++=++++++=中J 折算到到离合器轴上的转动惯量: 22..0707.27.692
45326
.122i J s m kgf J ==
=
高
中
中折
2.1.3 离合器轴的转动惯量
2
26
2225
22242
232
2222222212622522423222221..082.026.082.95..05187.0)185.027.0(838..82672.0)27.081.0(889..13388.0185.08307..0226.0)185.024.0(832.19..83665.0)24.081.0(81.9892)(82.95780023.026.0785.038780016.0)185.027.0(785.0897800025.0)27.081.0(785.03077800466.1185.0785.032.197800135.0)185.024.0(785.0927800025.0)24.081.0(785.0s m kgf g
J s m kgf g
J s m kgf g J s m kgf g J s m kgf g J s m kgf d D g G J kgf G kgf G kgf G kgf G kgf G kgf G =⨯==+==+==⨯==+⨯==+⨯⨯=+==⨯⨯⨯==⨯⨯-⨯==⨯⨯-⨯==⨯⨯⨯==⨯⨯-⨯==⨯⨯-⨯=
2
6
54321..98972.1082.005187.082672.013388.00226.083665.0J J J J J J s m kgf J =+++++=+++++=离 2.1.4 离合器的总转动惯量的计算
2
..25826.498972.10707.219784.0J J J s m kgf J =++=++=离
中折偏折 2.2 离合器轴的角速度w
rpm
n n
395n sec 364.4130
395
14.3301
=-=⨯=
=
-离合器轴的转速πω 2.3 从动部分的动能A H
1﹑ 旋转部件的动能 A H ’
m kgf J A H .3642.9364.4125826.42/12
122'
=⨯⨯==ω总
2 ﹑往复部件的动能A H ”
m kgf mV A H .87870J 0.2668240002/12
122"
==⨯⨯==
3 ﹑从动部分的动能A H
2"
'..9.3729879.3642s m kgf A A A H H H =+=+=
2.4 制动器的计算
1﹑ 制动器扭矩的计算 M T
43.1098385180
9
.37293
1=⨯⨯==
-παi A M T kgf.m 式中：α—计算制动角 α=5度
i 1-3—制动器轴到曲轴的传动比 9114.3869.706.531=⨯=-i 2﹑ 摩擦块表面的总压力 q T n
m F R M q CP T
T ..μ=
式中：μ—摩擦块摩擦系数 μ=0.40 R CP —平均摩擦半径 R CP =30㎝ F —摩擦块面积 F=148cm 2
m —摩擦块个数 m=10
n —摩擦块面数 n=2
1.310
2148304.0109843
..=⨯⨯⨯⨯==
n m F R M q CP T T μ kgf/cm ＜[q T ]
3﹑ 摩擦副所需的轴向力P 1
45771481.310..1=⨯⨯==F q m P T kgf
4 ﹑制动弹簧所需的最大负荷P 2
5263457715.1)15.1~1.1(12=⨯==P P kgf
5﹑ 制动所需要的空气压力p ）
（2
2
2
785.0d D p p -=
γ
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=1.1
D —环形汽缸的外径 D=62㎝ d —环形汽缸的内径 d=42㎝
9.3)
4262(785.052632.1785.02
2222
=-⨯⨯=-=
）（d D p p γkgf/cm 2
2.5 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 12×60×130 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F j =39.6 安装高度100mm 3、 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
hldn
M KP
4=
σ 式中：M KP —离合器工作时离合器轴上传递的扭矩
M KP =22790N.m
h —平键的工作高度 h=18mm l —平键的工作长度 l=188mm d —轴颈的直径 d=145mm n —键的数量 n=2 [σj ]—平键的许用挤压应力 [σj ]=2000Mpa
[]
j
KP Pa hldn M σσ 510915.9282
145.0188.0018.022790
44⨯=⨯⨯⨯⨯==
∴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
hldn
M KP
4=
σ 式中：M KP —离合器工作时离合器轴上传递的扭矩
M KP =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 [σj ]—平键的许用挤压应力 [σj ]=2000Mpa
[]
j KP Pa hldn M σσ 51011602
170.0105.0022.022790
44⨯=⨯⨯⨯⨯==
∴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
hldn
M T
'4=πσ
式中：M T —离合器工作时离合器轴上传递计算扭矩 M T =10984N.m
h —平键的工作高度 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
[σj ]—平键的许用挤压应力 [σj ]=2000Mpa
[]
j T Pa hldn M σσ 5'105012
145.0084.0036.01098444⨯=⨯⨯⨯⨯==
∴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 =
A
j F P ≤[σY ]
σY ―调节螺杆的最大压缩应力 P j —连杆上的计算作载荷
393750630000625.0625.0=⨯=⨯=g j P P kg
取j P =400000kg
d —调节螺杆最小直径 d=170mm F —调节螺杆的最小截面积
2287.226785.0cm d F =⨯=
[σY ]—许用压缩应力 45号钢调质 [σY ]=1800kgf/cm 2 σY =
Pa F P j 51061.1735865
.226393750
⨯==
≤[σY ]
2﹑ 调节螺纹强度校核
σw =z
b d hP d
2
1...3π
式中:
最大轴向力—d P kg P d 400000=
cm h h 88.0 —=轴向力作用点距离
cm d d 19
—=螺纹直径 cm b b 04.1 —=螺纹牙根的宽度
圈螺纹牙的工作圈数
24 —=Z Z H —螺纹的旋合长度 H=38.5cm s —螺纹螺距(梯形) s=1.6cm ][w σ—许用弯曲应力 ][1010.68024
04.11914.340000088.03 (35)
2
21W d MPa ＜z b d hP ＝
σπσ⨯=⨯⨯⨯⨯⨯= 球铁 QT60-2 2/700][cm kg w =σ
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
2
/66.608 66.22586
cm kg w
y A =+=+=σσσ
式中： y σ—危险截面A —A 的压应力 2/586682
400000
cm kg F P A A y ===
σ kg P P A A 400000 —=连杆作用力 2682 —cm F F A A =危险截面积 26823122cm ab F A =⨯==
a —危险截面的宽 a=31cm
b —危险截面的厚 b=22㎝
][w A
B
A B j A
A
w W L r r X
r P W M σμσ≤+-==
）（
w σ—危险截面A —A 的弯曲应力
A M —危险截面的弯距
3100 —cm W W A A =危险截面的截面模数 μ—摩擦系数 一般取μ=0.1
r B —连杆的小头半径（cm ） r B =15/2=7.5cm r A —连杆的大头半径（cm ） r A =87/2=43.5cm L —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㎝ ][A σ—许用应力
45号钢调质 2/2000~1800][cm kg A =σ
][/66.222w A
B
A B j A
A
w cm kgf W L r r X
r P W M σμσ≤=+-==
）（
4﹑ 滑块调节速度的计算
min mm i i ns V /2.5540
1016
138021=⨯⨯==
式中： 调整电机额定转速—n spm n 1380=
mm s s 16 —=调节螺杆螺矩
10 —11=i i 减速机传动比 40 —22=i i 蜗转副传动比 5﹑ 调节电机功率 N=
=+η
102)(21V
G G 49.89KW
式中： 1G ——滑块部件的重量 1G =119482N 2G ——最大模具的重量
2G =29870N
V ——滑块调节速度 V = 0.00092m/s η——调节机构中综合效率 η=0.027 6﹑ 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= 7.8⨯104-.D 2
P P S S S N n -⋅⋅
= 7.8 ⨯104-⨯38021313500102-⨯⨯ = 12 mm 式中 : D = 380 mm 油缸直径 n = 2 油缸数量
N= 10 min 1- 滑块每分钟行程次数 S = 500 mm 滑块行程长度 P S = 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 MAX P =
22
2/2782
38785.0630000
785.0cm kgf n
D P j
=⨯⨯=
⋅ 6.3 卸荷压力 H P = 1.1MAX P = 1.1 × 278 =306 2/cm kgf 6.4 气动泵工作气压
A P = (H P -140)/44.2 =(306 – 140 )/ 44.2= 3.8 2/cm kgf 7 ﹑ 推料杆的强度
取推料力推P = 0.02P = 0.02×630000 = 12600kg 单根推料力 p =
=
n P 推15007
12600
=kg
n ── 推料杆个数 弯曲应力: 2/1651163
269100cm kg W M ===
ωσ 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
22
21636
1456cm bh W =⨯==
b ─ 推料杆截面宽度 b=50 mm h ─ 推料杆截面高度 h=140 mm []w σ ─ 许用弯曲应力
45号钢调质 []w σ = 1720kg/2cm 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 : I F ∑= 7 ×148.5 + 11.5 ×150 =2765 2cm 各形心面积对X 轴的静矩 :
i y F I ∑= 7×148.5×80 + 150×11.5×5.75= 83078.753cm
2 ﹑ 断面重心位置到X 轴的静矩: cm F y F y i i i c 66.332765
75
.83078==∑∑=
3 ﹑ 各形心断面对中性轴的惯性矩 J = 1/3 (3113313h b be h b e b -+-')
=1/3( 17×116.473-10×104.973+17×43.353-10×23.353) =5515789 4cm 4 ﹑ 抗弯截面模数
A W '= J / e = 5515789 / 43.53 =126712 3
cm
A W ''= J /e '= 5515789/ 116.47 =47358 3cm 5﹑ 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 = 129056 3cm 6 ﹑ 滑块的剪切应力 2max max /43317
5515789129056315000cm kgf jb S Q J =⨯⨯=⋅=
式中: max Q ─ 最大剪切力 max Q =
kgf P g 3150002
630000
2==
滑块体材料为钢板焊接机构
Q235─A [σ]= 400 ─500kgf/2cm 8.2 滑块的刚度
滑块总挠度 Q M δδδ+=
由弯矩所引起的挠度 21M M M δδδ+=
cm EJ
l L l P g M 01169597.05515789
101.2384)14.2033308(4.201630000384)38(6
22=⨯⨯⨯⨯-⨯⨯=-=
δ 式中 : E ─ 材料的弹性模数
对钢板 E = 2.1×26/10cm kgf 由剪切所引起的挠度 21Q Q Q δδδ+=
cm G j P l L g
Q 3
5
11210759.710
1.85515789480630000)4.20213302(1017676.3480)2(-⨯=⨯⨯⨯⨯-⨯⨯=⋅-=ξδ 式中 : G ─ 剪切弹性模数
对钢板 G = 8.1×25/10cm kgf ξ ─ 与断面形状尺寸有关的系数
[]
1122222331017676.3)892531520()()31520(⨯=++-+-⋅-++-=H Hh eh h eh e h H B h eh e bh ξ 滑块总挠度:
cm Q M 019459.0007759.00117.0=+=+=δδδ []300/04.0=σ 相对挠度 L =3300 mm 时
δδδ'
==⨯=
' cm
mm 044.044.004.0300
3300
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Pg P 321= Pg P 3
12= 已知:
L = 4010 mm mm l l 100031== mm l 20002=
1 .1 横梁的危险断面的最大弯距
cm kgf l l L l P M g .41895262)10022003(401
3100
630000)23(3321
max =⨯+⨯⨯⨯=+=
取 cm kgf M .42000000max = kgf L
P P g 2100003
630000321=⨯==
1. 2 求危险截面到横梁下平面的距离C Y 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
3
4896405.251085.4683135
.9179875.12498170911321065.70cm
y F i
I
=⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯=∑
1 .
2 .2 断面重心到X 轴的距离y c
cm F
y F y I
i
I c
5.1065
1088313798798911365.70489640
=⨯+⨯+⨯+⨯+⨯+⨯=
=
∑∑
1.2. 3 各部分断面对中性轴的惯性距
4532551
65.705.1031265.7023
1=⨯⨯+⨯=J
558622091135.6312911323
2=⨯⨯+⨯=J
225065798181279823
3=⨯⨯+⨯=J
157151798151279823
4=⨯⨯+⨯=J
450383683136012831323
5=⨯⨯+⨯=J
5841765510810412
5108623
=⨯⨯+⨯=J
J = 654321J J J J J J +++++
= 4532551 + 5586220 + 225065 + 157151 + 4503836 + 5841765
= 20846588 cm 4
1. 3 强度校核
拉应力 : 20846588
)
5.106213(42000000)
(max -=
-=
J
y H M c 拉σ
= 215kgf/cm 2
压应力 : 20846588
5
.10642000000max ⨯=
⋅=
J
y M c
压σ
= 215kgf/ cm 2
许用应力 [ σ] = 400～600 kgf/ cm 2 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 L f ≤总
f=⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎣⎡-⋅+-+-----32
331133323331333233)()()(613l l R l l l P l l l l P l l l P l l P l R EJ
A A
=
[]
11
1111311103.4210047.11028.1420042000001063148.261
⨯-⨯+⨯+⨯+-⨯EJ
[]
20846588
101.261025848.91025848.96161111⨯⨯⨯⨯=⨯=EJ = 0.003524797557cm 式中:
mm l l 100031== mm l 20002= L = 4010 mm kgf P 4200001= kgf P 2100002= kgf R A 263148= kgf R B 366852=
E = 2.1⨯106kgf/cm 2 钢件的弹性模数
J = 20846588 cm 4 计算断面对中性轴的惯性距 相对挠度 : f 相对=
1000
1
0000088.04010035248.0 ==l f
2﹑底座的强度验算
2 . 1底座A-A 的最大弯距
M max =
4
.6401
6300004
.6⨯=
⋅L P g
= 39473437.5 kgf.cm = 40000000kgf.cm
2 . 2 求断面重心到X 轴的距离y c 和断面的惯性距 2.2.1 求各形心面积对X 轴的静距
5.5118775.995.771425.1945.1188⨯⨯+⨯⨯+⨯⨯=∑i
I
y
F
= 449723 cm 3 2.2.2 断面重心到X 轴的距离 y c
y c = cm F
y F I
i
I 97.1004454
449723
==
=
∑∑
2. 3 各部分断面对中性轴的惯性距:
88167255.118828.93125.118823
1=⨯⨯+⨯=
J 68942865.177142.12125.1771423
2=⨯⨯+⨯=
J 8732246118747.9512
118723
3=⨯⨯+⨯=
J J = 8816725 + 6894286 + 8732246 = 2443256 cm 4 2 .4 强度验算
拉应力 : 2max /1652444325897
.10040000000cm kgf J
y M c
=⨯=
⋅=
拉σ
压应力 : J
J
y H M c )
97.100200(40000000)
(max -=
-=
压σ
= 162 kgf/cm 2
许用应力 对Q235—A [ σ] = 400～600 kgf/ cm 2
2 .5 底座剪应力验算:
21max /3.13820088630000863992251.3cm kgf BH P K g =⨯⨯==τ 式中 : m ax τ --- 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
g P － 公称力 kgf P g 630000=
Ｋ１－ 由m 和n 决定的常数范围
863992251.3)
88753.08410.01)(8410.01(4)8875.08410.01(3)1)(1(4)1(32321=⨯--⨯-=---=mn m mn K m = 88
1488-=0.841 n = 8875.0200
5.22200=-
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:
[]mm mm mm mm f L
f f 300/04.0025.0300/300-=≤=相对总相对 总f — 底座中间断面处由弯曲和剪切力引起的总挠度
cm f f f 018759732.00077546.0011005132.0=+=+=剪弯总
3 .1 由弯曲引起的中间断面处的挠度 弯f
27772577101.2/401630000158.0/0158.0633⨯⨯⨯⨯==EJ L P f g 弯 = 0.011005132cm
3. 2 由剪切引起中间断面处的挠度 剪f
cm G H B L P K f g 0077546.0101.820088401630000437596788.05
2=⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅=剪 K 2235
253)
1)(1(4087301588mn m n m mn mn mn m --++-+-==0.437596788 mm mm L f f 300/014034712.0401
300018759732.0300=⨯==总相对 []mm mm mm mm f f 300/04.0025.0300/-=≤相对相对
式中 : P g = 630000kgf 公称力
L = 401 cm 左右拉紧螺栓的中心距 J = 27772577 cm 4 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 = 8.1×105 kgf/cm 2 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
S 1 = 184×56.5-65×20-10×10×2-0.785×202 ×2 =8268
S 2 = 2.5×2×29.5+3×2×29.5+5.5×53×2+3×2×28
+3×2×27.6 = 1241.1
S 3 = 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= 543 S 4 = 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= 941
S 5 = 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 S 6 = 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=1073 S 7 = 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=1183 S 8 = 1353 - 10×2×3 =1293
S 9 = 1305 - 10×2×3 =1245
S 10 = 1305
S 11 = 184×56.5 - 65×20-10×10×2 -0.785×202×2 =8268
4 .2 计算立柱平均断面积 10
10
33221110321...............S l S l S l S l l l l l S +++++++=平均 8268413058012458129329118336107371133409411223.54331.1241382684370
++++++++++=
= 35975
.0370 = 1028.49 cm 2
4 . 3 拉紧螺栓的刚度 C 1
kgf L F E tg C 2922237733
255101.24461111=⨯⨯⨯===α/cm 式中 : E 1 = 2.1×106 kgf/cm 2 钢的弹性模数
L 1 = 733 cm 拉紧螺栓的计算长度 F 1 = 42
d π= 0.785×182=255cm 2 拉紧螺栓断面面积
d = 180 mm 拉紧螺栓直径
4 .4 立柱的刚度 C 2
kgf L S E tg C 662221068054.11370
1029101.222⨯=⨯⨯⨯===平均
β/cm 式中 :E 2= 2.1×106 kgf/cm 2 钢的弹性模数 L 2= 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= 6
66
21210922237.21068054.111068054.116300006.1⨯+⨯⨯⨯⨯=+C C C ZP g =806284kgf 式中 :Z = 1.5～2 取Z = 1.6 超载系数 4 .6 确定剩余压紧力 P 1
6
66212
11068054.1110922237.21068054.11630000)16.1()1(⨯+⨯⨯⨯⨯-=+-=C C C P Z P g =302357kgf 4 .7 计算立柱在压紧力作用下的压缩量
cm c P l 0690279.010
68054.11806284622=⨯==∆预
4 .8 计算拉紧螺栓在预紧力作用下的伸长量
cm c P l 275913281.010
922237.2806284611=⨯==∆预
4 .9 压力机装配时预紧螺母应旋转的角度
cm l l L 344941181.027*******.00690279.021=+=∆+∆=∆
螺母旋转角 β= 000
02079647.2066
.0360344941181.0360==⨯=⨯∆S L 式中 : S = 6mm 梯形螺纹的螺距 4 .10 拉紧螺栓的强度验算。