1、PAGE PAGE - 46 -一 壓壓力機主主要技術術參數二 壓壓力機運運動學和和動力學學計算三 電電動機功功率和飛飛輪的轉轉動慣量量的計算算四、飛輪輪部分實實際轉動動慣量五、齒輪輪嚙合及及齒輪強強度的驗驗算皮帶輪傳傳動的計計算七 離合器器和制動動器部分分的計算算八 滑滑塊部分分計算九 機身強強度計算算一 壓壓力機主主要技術術參數序號名稱單位技術參數數1公稱力kN630002公稱力行行程mm133滑塊行程程mm5004滑塊行程程次數 min-1105最大裝模模高度mm100006裝模高度度調節量mm3407接油盒之之間的距距離mm332008滑塊底面面尺寸（左左右前后）mm330001600

2、09工作臺面面尺寸（左左右前后）mm345001600010工作臺板板厚度mm20011滑塊打料料行程mm20012氣墊力kN1000013氣墊個數數單頂冠（雙雙氣缸）14氣墊行程程mm24015電動機功功率kW7516轉速r/miin13955二 壓壓力機運運動學和和動力學學計算1滑塊塊行程和和轉角的的關系滑塊行程程S由下式式求得式中：曲軸半徑 曲軸轉轉角 0-3360度度連桿長長度連桿系系數 在不同同值求得得S值列于于下表： 單位（毫毫米）當發生公公稱力時，曲軸轉轉角由下下式求得得：式中中：發發生公稱力時，滑塊離離下死點距離代入入得2、滑塊塊速度與與轉角的的關系式中滑滑塊的速速度曲柄等等速

3、旋轉轉時的角角速度，滑塊每每分鐘行行程次數數當滑塊每每分鐘行行程次數數為10次/分根據上式式可列下下表：單單位（毫毫米/秒）滑塊的加加速度與與曲轉角角的關系系曲柄柄旋轉角角度0-3600度曲柄等等速旋轉轉時的角角速度，滑塊每每分鐘行行程次數數10次/分J滑塊塊加速度度米/秒2由上式可可知：當當0度和1800度時具具有最大大加速度度1.047721.0047222500（1+0.2238）-339.4m/s24、曲柄柄上最大大扭矩的的計算3.1摩摩擦力臂臂的計算算式中：公稱壓壓力，摩擦當當量力臂臂摩擦系系數，0.006曲軸頸頸直徑，球頭直直徑，曲軸支支承頸直直徑，理想當當量力臂臂 將以上數數值代

4、入入上式：曲軸傳遞遞的扭矩矩：對雙點壓壓力機，每每個齒輪輪承受的的扭矩為為總扭矩矩的每個齒輪輪承受的的扭矩單單個曲軸軸傳遞的的扭矩：5 傳傳動軸上上的扭距距6離合合器軸的的扭距7滑塊塊上允許許的載荷荷的確定定 傳動系系統的零零部件是是以曲軸軸上最大大扭距設設計的.滑塊上上允許負負載在滑滑塊行程程范圍內內變化的的, 滑滑塊行程程在下死死點133mm處處滑塊的的允許壓壓力稱其其公稱力力,即滑滑塊的公公稱力PP=P=630000000KNN,當時時,三 電電動機功功率和飛飛輪的轉轉動慣量量的計算算1、連續續行程時時，一次次行程功功的計算算根據“曲曲柄壓力力機設計計”一書中中的公式式：式中：Pg公公稱

5、壓力力 （噸噸） Pgg=6330噸S滑塊塊行程（毫毫米） SS=5000mmmSP滑滑塊公稱稱力行程程（毫米米） SP=133mmm摩摩擦當量量力臂（毫毫米） m=400.8114mmmK1經經驗系數數。對閉閉式壓力力機 K1=62、主電電機功率率的確定定式中： nT滑滑塊每分分鐘行程程次數 nT=10次/分分K2電電機過載載系數 K22 =1.5考慮到雙雙點壓力力機拉延延的工序序等因素素，取主主電機NNH=755KWYH2880M-4 113955r.pp.m3、當滑滑塊行程程次數為為7次/分時，單單次行程程按滑塊塊允許的的功計算算滑塊單次次行程時時，離合合器消耗耗的功取Ei=250000

6、kkgf.m4、電機機恢復時時間的計計算5、飛輪輪所需轉動慣量的的計算=式中：飛輪輪軸的角速速度K3飛飛輪速度度降系數數，受電電動機臨臨界轉差差率的影影響。對通用鼠鼠籠式異異步電動動機,一般為00.088-0.12，故故=0.115-00.199對線繞式式異步電電機，在在轉子電電路中串串入電阻阻，故=0.223-00.277高轉差率率電機，值一般不小于0.3，故取=0.33四、飛輪輪部分實實際轉動動慣量1飛輪輪實際慣慣量的計計算0.7885?2離合合器活塞塞體轉動動慣量的的計算（對對零件進進行簡化化）離合器接接合盤實實際慣量量的計算算4飛輪輪實際轉轉動慣量量的計算算故：飛輪輪的實際際轉動慣慣量

7、大于于飛輪所所需的轉轉動慣量量。五、齒輪輪嚙合及及齒輪強強度的驗驗算1、雙點點壓力機機偏心齒齒輪安裝裝位置的的定位計計算對雙點壓壓力機的的齒輪傳傳動系統統，若采采用整體體式偏心心齒輪，在在設計時時，必須須保證兩兩偏心同同步。在在設計中中，若齒齒輪齒數數，兩曲曲柄中心心位置，各各齒輪中中心位置置布置不不當，將將導致齒齒輪不能能良好嚙嚙合。比比如在保保證兩偏偏心同步步的情況況下，會會出現齒齒頂對齒齒頂的情情況發生生，因此此，必須須計算偏偏心齒輪輪安裝的的位置。低速傳動動參數：m=222,zz小=117，ZZ大=886，AA=11149.71兩偏心輪輪同心旋旋轉。設由于為一一整數，因因此，兩兩偏心齒

8、齒輪能否否同步主主要決定定于第二二項是否為整整數或者者整數加加1/22。角的大大小可由由齒輪中中心距求求得，因此當當兩齒輪輪都以齒齒厚中心心定位時時，上式式最后一一項必須須等于某某一正數數m即滑塊懸掛掛式布置置，B為為滑塊導導軌左右右尺寸的的3/55左右 即BB=20014.33取整 m=355故：mmm所以兩齒齒輪中心心距必須須滿足220144.322mm，才才能保證證兩偏心心齒輪同同步轉動動。2、低速速齒輪副副的強度度核算2.1低低速齒輪輪副的彎彎曲強度度核算式中：每個偏偏心齒輪輪承受的的扭矩=508800kkgf.m m齒齒輪模數數m=22mmm大齒輪輪的齒數數 =86K載荷荷系數K1載

9、荷集集中系數數 當查查表K11=1K2動動載荷系系數 當齒齒輪的線線速度時時K2=1.11K3當當量載荷荷系數，對對閉式雙雙點壓力力機不是是長期滿滿載工作作 KK3=0.8=111.10.88=0.88總之K在在設計時時可以預預先選擇擇，如果果設計時時做到傳傳動零件件的比例例協調，相相互位置置安排合合理，精精度選擇擇恰當，則則K=1.05-1.22B大大大齒輪的的寬度 BB大=2330mmmY大大大齒輪的的齒形系系數 yy大=0.1833，當=0.2時Y小小輪輪的齒形形系數 y小=0.1677，當=0.6時小齒輪材材料400Cr調調質 =224000-34400kkgf/cm22大齒輪材材料Z

10、GG45 =225600kgff/cmm22.2低低速副接接觸應力力核算式中：M2大大齒輪扭扭矩（kkg.ccm）=508800kkgf.mMn齒齒輪模數數（cm）Mn=2.2cmmB齒輪輪寬度（mmm） B =23ccmK載荷荷系數。 K1、K2的敘述同前。K3當當量載荷荷系數，一一般壓力力機K33=0.8，自自動壓力力機K33=1.00C彈性性模數系系數 C=21440C1承承載能力力系數 C1=1.11i低速速副傳動動比 i=5.006 j=126600kkgf/cm223高速速副齒輪輪彎曲應應力的核核算式中： Mc中中間軸上上的扭矩矩 MC=165560kkgf.mMn齒齒輪模數數 M

11、nn=144mm z大大大齒輪輪的齒數數z=1223 K載荷系系數K1載荷集集中系數數 當查查表K11=1K2動動載荷系系數 當齒齒輪的線線速度時時K2=1.11K3當當量載荷荷系數，對對閉式雙雙點壓力力機不是是長期滿滿載工作作 KK3=0.8=111.10.88=0.88B大大大齒輪的的寬度 BB大=2110mmmY大大大齒輪的的齒形系系數 yy大=0.1833Y小小輪輪的齒形形系數 y小小=0.1677高速副齒齒輪強度度比較富富裕，安安全系數數比較大大皮帶輪傳傳動的計計算1、已知知條件：電機功功率755KW，轉轉速n=13995r/minn 小皮皮帶輪直直徑：=3500mm大皮帶帶輪直徑徑

12、：=112355mm皮帶輪輪傳動比比：兩班制制，起動動負荷為為正常負負荷的11.255倍。2、選擇擇三角皮皮帶：根根據功率率和工作作情況，選選擇D型型皮帶3、飛輪輪轉速4、飛輪輪輪緣線線速5、根據據實際尺尺寸，確確定中心心距為112000mm6、計算算皮帶長長度取皮帶內內周長為為LP=50000mmm 即即D50000 7、計算算小帶輪輪包角1220O8、皮帶帶擾曲次次數9、皮帶帶根數 Z式中：Pd計計算功率率Ka工工況系數數 Kaa=1.2 P1單根皮皮帶功率率 PP1=116.777KWWP單單根皮帶帶額定功功率增量量 P=11.888KWKa包包角修正正系數 Kaa=0.88 Kl帶帶長

13、修正正系數 Kll=0.96取皮帶根根數為55根10、單單根皮帶帶的初張張緊力FF0 F0= 式中：q單位位長度質質量 q=00.6 計算算功率 =990kww 包角角修正系系數 =0.8811、作作用在軸軸上的力力F2ZZF0Sinn(/2)=2510442sinn(1335.775/22)=996533N七 離合器器和制動動器部分分的計算算1離合合器部分分計算1. 11 離合器器軸上的的工作扭扭矩 MMK（公斤.米）式中：MMQ曲軸工工作扭矩矩（公斤斤.米）MQ= 8117200kgff.mi曲軸軸至離合合器軸的的傳動比比 i=齒輪輪傳動效效率=0.96V齒輪輪傳動對對數 VV=21. 2

14、2離合器器計算扭扭矩 MMKP（公斤.米）式中：MMK離合器器軸上的的工作扭扭矩（公公斤.米）MQ=337122.8（公公斤.米）儲備備系數，考考慮摩擦擦系數變變動，氣氣壓波動動和其它阻力力對扭矩矩的影響響。=1.11 .33 計算算參數的的選用摩擦表面面數n： nn=2摩擦塊塊塊數m：m=110平均摩擦擦半徑RRCP： RRCP=30（厘厘米）摩擦塊面面積F： F=1488（厘米米2）摩擦塊摩摩擦系數數：=0.3-00.4 取=0.41 .44單位壓壓力qm計算1 .55 壓緊摩摩擦塊所所需要的的軸向力力 PPm1 .66 離合器器脫開彈彈簧所產產生的軸軸向力PP彈設計選用用4根 10601

15、300根據圖紙紙設計，采采用新的的摩擦塊塊時，壓壓縮量為為23mmm，當當摩擦后后磨損110mmm后，壓壓縮量為為33mmm查彈簧標標準：GGB20089-80得得知：彈彈簧剛度度P=8.42kkgf/mm最大壓縮縮量Fii=499.7mmmP彈=3338.442=2278kkgf1 .77 所需需要的空空氣壓力力 p式中：考慮到到汽缸漏漏損、脫脫開彈簧簧阻力和和摩擦損損耗等系系數=1.1 DD、d離合合器汽缸缸外徑與與內徑（厘厘米）, DD=788厘米 DD=500厘米空氣壓力力p4（公斤斤/厘米2）2制動動器部分分計算2 .11 計算算折算到到離合器器軸上的的各從動動件的總總轉動慣慣量 J

16、J總轉動慣慣量是由由偏心齒齒輪、中中間軸和和離合器器軸的轉轉動慣量量組成2 .11.1 偏心齒齒輪的轉轉動慣量量及其計計算簡圖圖如下2. 11.2中中間軸上上轉動慣量量的計算算 J中中折算到到到離合器器軸上的的轉動慣慣量:2.1.3 離合合器軸的的轉動慣慣量2.1.4 離合器器的總轉轉動慣量量的計算算2.2 離離合器軸軸的角速速度w2.3 從動部部分的動動能AH1旋轉轉部件的的動能 AH 2 往復部部件的動動能AH”3從動動部分的的動能AAH2.4 制制動器的的計算1制動動器扭矩矩的計算算 MT kgff.m式中：計算制制動角=5度i1-33制動器器軸到曲曲軸的傳傳動比2摩擦擦塊表面面的總壓壓

17、力 qqT式中：摩擦塊塊摩擦系系數=0.40 RRCP平均摩摩擦半徑徑 RRCP=30 FF摩擦擦塊面積積 FF=1448cmm2m摩擦擦塊個數數 mm=100 nn摩擦擦塊面數數 n=22 kgff/cmmqT3摩擦擦副所需需的軸向向力P1 kgff4制動動彈簧所所需的最最大負荷荷P2 kgff5制動動所需要要的空氣氣壓力pp式中考慮到到汽缸漏漏損、脫脫開彈簧簧阻力和和摩擦損損耗等系系數=1.1 D環形汽汽缸的外外徑 D=662 d環形汽汽缸的內內徑 d=442kgf/cm222.5制制動彈簧簧的選擇擇和計算算根據設計計布局，采采用100根制動動彈簧，單單根彈簧簧的制動動力Pccp選擇彈簧簧

18、GB220899-800 112601300彈簧直徑徑=112,彈彈簧中徑徑D=660節距距t=20.1工作極限限負荷PP=6990kggf 有限圈圈數5.5彈簧剛度度PP=177.5kkg/mmm工作極限限負荷FFj=399.6 安裝裝高度1100mmm3、離合合器軸各各鍵的強強度校核核3.1高高速副齒齒輪連接接鍵強度度的核算算。（按按鍵的擠擠壓應力力核算）根據軸頸頸選擇平平鍵 322182200式中：MMKP離合器器工作時時離合器器軸上傳傳遞的扭扭矩 MKPP=227790NN.m h平平鍵的工工作高度度 h=18mmml平鍵鍵的工作作長度 l=1188mmmd軸頸頸的直徑徑 d=1455

19、mm n鍵的數數量 nn=2 jj平鍵鍵的許用用擠壓應應力 j=220000Mpaa此鍵可可用3.2 離合合器軸上上平鍵的的擠壓應應力（離離合器部部分）根據軸頸頸選擇平平鍵400221455式中：MMKP離合器器工作時時離合器器軸上傳傳遞的扭扭矩 MKPP=227790NN.mh平鍵鍵的工作作高度hh=222mm l平鍵的的工作長長度l=1055mm d軸軸頸的直直徑d=1700mm n鍵鍵的數量量n=22j平鍵鍵的許用用擠壓應應力j=220000Mpaa此鍵可可用3.3 離合合器軸上上平鍵的的擠壓應應力（制制動器部部分）根據軸頸頸選擇平平鍵366201300式中：MMT離合器器工作時時離合器

20、器軸上傳傳遞計算算扭矩 MT=109984NN.m h平平鍵的工工作高度度h=366mm l平平鍵的工工作長度度 l=84mmmd軸頸頸的直徑徑 d=1455mmn鍵的的數量 n=22 jj平鍵鍵的許用用擠壓應應力 j=220000Mpaa此鍵可可用八 滑滑塊部分分計算1調解解螺桿最最大壓縮縮應力的的計算Y =YY調調節螺桿桿的最大大壓縮應應力Pj連連桿上的的計算作作載荷kg取=40000000kggd調節節螺桿最最小直徑徑d=1700mmF調節節螺桿的的最小截截面積Y許用壓壓縮應力力 45號號鋼調質質 Y=118000kgff/cmm2Y =Y2調節節螺紋強強度校核核w=式中: H螺螺紋的旋

21、旋合長度度 H=338.55cms螺紋紋螺距(梯形) ss=1.6ccm許用彎彎曲應力力球鐵 QT660-22 3 連連桿的強強度計算算 由于連桿桿大端和和小端都都存在摩摩擦力矩矩，所以以連桿受受壓應力力與彎曲曲應力聯聯合作用用。調節螺桿桿危險截截面AA的合合成應力力 式中中： 危險截截面AA的壓壓應力 aa危險截截面的寬寬 aa=311cm bb危險截截面的厚厚 bb=222危險截截面AA的彎彎曲應力力危險截截面的彎彎距摩擦擦系數 一般取取=0.1rB連連桿的小小頭半徑徑（cmm） rBB=15/2=77.5ccmrA連連桿的大大頭半徑徑（cmm） rAA=87/2=443.55cmL連桿桿

22、的長度度（cmm） L=1105X危險險截面距距離小端端中心的的距離（ccm）XX=355許用應應力45號鋼鋼調質 4滑塊塊調節速速度的計計算式中： 5調節節電機功功率 N=449.889KWW 式中： 滑塊部部件的重重量 =11994822N最大大模具的的重量 =298870NNV滑滑塊調節節速度 V =0.000092mm/s調節節機構中中綜合效效率 =0.02776過載載保護裝裝置中氣氣動泵規規格的確確定根據公稱稱力及油油缸直徑徑，行程程次數和和滑塊行行程長度度確定氣氣動泵規規格 6.11計算溢溢流通徑徑A（mmm）A= 77.8110.D = 7.88 1003800 = 12 mm

23、式中中 : D = 3380 mm 油油缸直徑徑 n = 2 油油缸數量量 N= 10 minn 滑滑塊每分分鐘行程程次數 S = 5000 mmm 滑塊塊行程長長度= 133 mmm 公稱稱力行程程 根據據溢流通通徑A =122 mmm 選選用日本本昭和OOLP220-HH型氣動動泵 其其溢流通通徑A=200mm 6.22 計計算高壓壓油缸的的油壓力力=6.3卸卸荷壓力力 = 1.11= 11.1 2778 =3066 6.4 氣動泵泵工作氣氣壓 = (-1440)/44.2 =(3006 1440 )/ 444.22= 33.8 7 推料桿桿的強度度 取取推料力力 = 00.022P =

24、0.0263000000 = 126600kkg 單單根推料料力 p =kgg n 推推料桿個個數彎曲應力力: 式中 : MM 危險險截面彎彎矩M = 26991000kg.cmW 危險截截面上的的抗彎截截面系數數 bb 推料料桿截面面寬度 b=550 mmm hh 推料料桿截面面高度 h=1140 mm 許用用彎曲應應力 455號鋼調調質 = 17720kkg/8滑塊塊的強度度與剛度度8.1滑滑塊體的的強度驗算算 對于雙雙點壓力力機 滑滑塊的受受力情況況比較復復雜, 設計時時給予假假設: 1 支承承受力點點為兩連連桿上的的距離且且滑塊不不受導軌軌的約束束的雙點點梁 2 載荷荷分布: 設力力是

25、作用用在懸掛掛點之間間的均布布載荷 將滑塊塊體簡化化為T形形斷進行行計算1截面面面積 : = 7 1488.5 + 111.55 1500 =227655 各形心面面積對XX軸的靜靜矩 := 71488.580 + 115011.55.775= 830078.75 2 斷面面重心位位置到XX軸的靜靜矩:3 各各形心斷斷面對中中性軸的的慣性矩矩 J = 1/33 () =1/33( 1171166.477-1001044.977+17743.35-1023.35) =555157789 44 抗彎截截面模數數= J / ee = 551157889 / 433.533 =11267712 = J

26、 /= 551157889/ 1166.477 =4473558 5求各斷斷面形心心對WW軸的的靜矩S = 17201500+(223.553+1104.97)775.75+150011.55.775 = 11290056 6 滑塊的的剪切應應力式中: 最大大剪切力力= 滑塊塊體材料料為鋼板板焊接機機構Q2355A = 4400 5000kgff/8.2 滑滑塊的剛剛度 滑塊總總撓度 由彎矩所所引起的的撓度 式式中 : E 材料料的彈性性模數對鋼板 E = 22.1 由由剪切所所引起的的撓度 式中中 : G 剪切切彈性模模數 對鋼板板 G = 8.1 與斷斷面形狀狀尺寸有有關的系系數 滑塊總總

27、撓度: 相對對撓度 L =33000 mmm 時時 合合格九 機身強強度計算算1 橫橫梁強度度計算 上上橫梁的的強度計計算是建建立在以以下假設設的條件件上的:1橫梁梁是一個個簡支梁梁,兩支支點間距距2僅考考慮最大大彎距和最最大剪切切力的影影響3考慮慮滑塊的的偏心載載荷的作作用 設 已知:L = 40110 mmm 1 .1 橫梁的的危險斷斷面的最最大彎距距 取取 1. 2 求危險險截面到到橫梁下下平面的的距離 橫橫梁危險險斷面計計算簡圖圖如下 1 .2. 1 各各形心面面積對XX軸的靜靜距 1 .2 .2 斷面重重心到XX軸的距距離yc1.2. 3 各部部分斷面面對中性性軸的慣慣性距 JJ =

28、 = 455325551 + 5558662200 + 22550655 + 15771511 + 450038336 + 588417765 = 22084465888 ccm4 1. 3 強度度校核拉應力 : = 2215kkgf/cm22壓應力 : = 2155kgff/cmm2許用應力力 = 40006000 kggf/ccm2對Q2235-A 1. 4 橫橫梁剛度度驗算橫梁剛度度大小是是以橫梁梁中間斷斷面的相相對撓度度來表示示的,相相對撓 度小則則剛度大大,反之之則剛度度小上橫梁的的縱向剛剛度的計計算 相對對撓度 f = f= 0.0033524479775577cm式中:L = 4

29、0110 mmm EE = 2.11106kgff/cmm2 鋼件的的彈性模模數 J = 22084465888 ccm4 計算斷斷面對中中性軸的的慣性距距相對撓度度 : f 相對= 2底座座的強度度驗算2 . 1底座座A-AA 的最最大彎距距 MMmaxx = = 39947334377.5 kgff.cmm = 40000000000kgff.cmm 2 . 2 求斷面面重心到到X軸的的距離yyc和斷面面的慣性性距 22.2.1 求求各形心心面積對對X軸的的靜距 = 44497223 ccm3 22.2.2 斷斷面重心心到X軸軸的距離離 yc yyc = 2. 33 各部部分斷面面對中性性

30、軸的慣慣性距: J = 881167225 + 688942286 + 8873222466 = 244432556 ccm42 .44 強度度驗算 拉應力力 : 壓應力力 : = 1622 kggf/ccm2 許用用應力 對Q2235A = 40006000 kggf/ccm22 .55 底座座剪應力力驗算:式中 : 在在拉緊螺螺栓旁剪剪切面上上 中性性軸附近近產生 的最大大剪應力力 B 斷面寬寬度BB = 88 cm H 斷面高高度HH = 2000cm公稱稱力由m和和n 決定定的常數數范圍m = =0.8411 n = 3 底底座的剛剛度驗算算 底座的的剛度對對沖壓件件的質量量,模具具壽

31、命和和機床餓餓受力有有很大的的影響,故底座座的變形形應控制制在一定定的范圍圍內,用用底座中中間斷面面的相對對擾度的的大小來來表示底底座的剛剛度. 相對剛剛度: 底座座中間斷斷面處由由彎曲和和剪切力力引起的的總撓度度 33 .11 由彎曲曲引起的的中間斷斷面處的的撓度 = 0.001100051132ccm 33. 22 由剪切切引起中中間斷面面處的撓撓度 K2=00.433759967888 式中 : PPg = 63000000kgff 公稱力力 L = 4401 cm 左左右拉緊緊螺栓的的中心距距 J = 22777725777 ccm4 中中間斷面面對中性性軸的慣慣性距 B = 888

32、ccm 簡簡化斷面面的寬度度 H = 2200 cm 簡簡化斷面面的高度度 G = 88.1105 kggf/ccm2 抗剪彈彈性模數數 4 立柱和和拉緊螺螺栓的強強度驗算算 4 .1 計計算立柱柱不同斷斷面上的的面積 SS1 = 118456.5-66520-10102-00.7885202 2 =82668 SS2 = 2.5229.5+33229.5+55.5532+33228 +33227.6 = 12241.1 SS3 = 2.5229.5+33229.5+55.5532+33228 +33227.6-00.788513.522-3375-2.5575= 5443 SS4 = 2.5229.5+33229.5+55.5532+33228 +33227.6+11.537.52-3375