压力机计算设计

1、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_,_-1min105最大装模高度mm10006装模高度调节量mm3407接油盒之间的距离mm33208滑块底向尺寸（左右x前后）mm3300X16009工作台面尺寸（左右x前后）mm3450X1600-1-10工作台板厚度mm20011滑块打料行程mm20012气垫力kN1000

2、13气垫个数单顶冠（双气缸）14气垫仃程mm24015电动机功率kW7516转速r/min1395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S=R（1-cos：）（1-cos2：）4式中：R一曲轴半径3一曲轴转角L一连杆长度篮一连杆系数RA=LR=250mm0-360度L=1050mm2501050=0.238单位（毫米）在不同口值求得S值列于下表:0.001.000.001.000.000.00000.000010.00r0.98r0.02r0.94r0.060.00364.6951120.000.940.060.770.230.013918.556930.00r0

3、.87r0.13r0.50r0.500.029740.9311140.000.730.049270.780950.00:0.64:0.36P-0.17r1.170.0698106.7611160.000.500.50-0.501.500.0892147.312570.00r0.34r0.66P-0.77r1.77P0.1051190.7649180.000.170.83-0.941.940.1154235.440990.00:0.00r1.00P-1.00:2.00:0.1190279.75001S-a曲线300280卜260240r220/200180米160毫140

4、/120100806040.J320040.0010.0020.0030.0040.0050.0060.0070.0080.0090.00度当发生公称力时，曲轴转角由下式求得:R2(RL-Sp)2-L22R(RL-Sp)式中：Sp发生公称力时，滑块离下死点距离Sp=l3mmp代入得cos：p_2_22250(2501050-13)-10502250(2501050-13)=0.9565二p=cos0.9565=16.702、滑块速度与转角的关系、，“，九.C、V-R(sin1sin2-i)式中V一滑块的速度6一曲柄等速旋转时的角速度，o=0.105n30n一滑块每分钟行程次数当滑块每分钟行程次

5、数为10次/分0=0.105n=0.105父10=1.05弧度/秒.R=1.05250=262.5毫米/秒根据上式可列下表:单位(毫米/秒)asinasin2a入sin2a/2V(mm/s)0.00000.00000.00000.0000P0.0000110.00000.17360.34200.040756.116320.00000.34200.64280.0765109.566130.00000.50000.86600.10311157.8800:40.00000.64280.98480.1172198.962250.00000.76600.98480.1172P231.2308160.00

6、000.86600.86600.1031253.705270.00000.93970.64280.0765P266.0364180.00000.98480.34200.0407268.477490.00001.00000.00000.0000261.7994300280260240220200秒180/,160本140量1201008060402000102030405060708090度3、滑块的加速度与曲转角的关系.2J=-R(coscos2-)a一曲柄旋转角度0-360度一、nF0曲柄等速旋转时的角速度，&=0.105n30n一滑块每分钟行程次数10次/分J一滑块加速度米/秒aCOSaC

7、OS2a入COS2aJ0.00001.00001.00000.2380P-339.404710.00000.98480.93970.2236-331.304720.00000.93970.76600.1823-307.605730.00000.8660r0.5000r0.1190P-270.050340.00000.76600.17360.0413-221.345850.00000.6428-0.1736-0.0413-164.893560.00000.5000-0.5000-0.1190-104.453370.00000.3420-0.7660-0.1823-43.783180.00000.

8、1736P-0.9397P-0.2236P13.707490.00000.0000-1.0000-0.238065.2490a-J关系曲线度100.00000.00002m-100.0000cg-200.0000-300.0000-400.0000由上式可知：当a=0度和a=180度时具有最大加速度J2Jmax二一R(COS,Z.C0S2：)=1.0472X1.0472X250X(1+0.238)=-339.4m/s4、曲柄上最大扭矩的计算3.1摩擦力臂的计算M=p(mtmj)式中：p一公称压力，p=630000kgm口一摩擦当量力臂m=一(1)dAdBd02=0.03(1-0.238)0.8

9、60.2380.150.26=0.04081mN摩擦系数，N=0.06dA一曲轴颈直径，dA=860mmdB一球头直径，dB=150mmd0=260mmd一曲轴支承颈直径，mt一理想当量力臂mt=R(sin：sin2?)2=0.25(sin16.7-038sin(216.7)2=0.088227m将以上数值代入上式:曲轴传递的扭矩：Mk=P(mtmu)=630000(0.040810.08827)=81270Kgfmasinasin2a入sin2&/2mtm=m(i+mt0.00000.00000.00000.00000.000040.810010.0000I0.17360.34200.040

10、753.587194.397120.00000.34200.64280.0765104.6280145.438030.000010.50000.86600.1031150.7643191.574340.00000.64280.98480.1172189.9949230.804950.000010.76600.98480.1172220.8091261.6191160.00000.86600.86600.1031242.2706283.080670.00000.93970.64280.0765254.0461294.856180.000010.98480.34200.0407256.377029

11、7.187090.00001.00000.00000.0000250.0000290.8100a-J关系曲线350.0000300.00002250.0000-m200.0000g150.0000k100.000050.00000.0000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：5PgM单=(mt+mpj853J630100.129=50800kgfm5、传动轴上的扭距MK81270Mc=16558kgf.mni低0.97父5.06取Me=16560kgf.m6、离合器轴的扭距Me16560.ML=2219.780kgf.m，i高0

12、.97m7.69取Ml=2220kgf.m7、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Mk=巳mK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13mmt滑块的允许压力称其公称力，即滑块的公称力P=Pg=6300000KN当口170时，a(度)16.72030405060708090mcm)12.914.5419.1623.0826.1628.329.4929.7229.08Pg(KN)630558.941424.16352.123310.665287.17275.585273.45279.47(吨)630559424352310287276273280三电动机

13、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：Sp1.57mISSPgSSPE1.54,P-0.973K1.SPg-公称压力（吨）Pg=630吨S一滑块行程（毫米）S=500mm浮一滑块公称力行程（毫米）SP=13mmm摩擦当量力臂（毫米）mk40.814mmPgSE=1.54KiK一经验系数。对闭式压力机K1=6SPSP1.57mj,P-0.973-SSS630500”,13c131.5740.8114,736.500500500=525000.24832-0.025300.12815=18436kgf.m取18400kgf.m

14、2、主电机功率的确定NhK2nTE6120式中：m一滑块每分钟行程次数nt=10次/分区一电机过载系数K2=1.5NhK2nTE61201.510184006120=45.1kw考虑到双点压力机拉延的工序等因素，取主电机N=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E从=2Ah=2父3730=7460kgf.mEiAnTk2-E从6120750.7571.5-7460=25326kgf.m取E=25000kgf.m4、电机恢复时间的计算60Ei_60250006120Nh6120750.75-4.35s20

15、s5、飞轮所需转动惯量的计算2E21840022WK341.360.332二65.2kgf.m.s式中：一飞轮轴的角速度二nL303.1439530=41.36rad/s&一飞轮速度降系数，受电动机临界转差率的影响K3=SK(2-SK)=0.18(2-0.18)=0.33对通用鼠笼式异步电动机，SK股为0.08-0.12，故Sk=0.15-0.19对线绕式异步电机，在转子电路中串入电阻，故K3=0.23-0.27高转差率电机，SK值一般不小于0.3,故取K3=0.33四、飞轮部分实际转动惯量1、飞轮实际惯量的计算_22G1=0.785(1.252-0.872)0.487200=2186kgf0

16、.785?_2_2_G2-0.785(0.5-0.31)0.3327200=289kgf_2_2_G3=0.785(78-0.5)0.1127200=227kgf_2_2_G4=0.785(0.87-0.78)0.227200=185kgfGi22218622,2J1“D；d12)(1.2520.872)=64.67kgfms28g89.8G22228922.2J2=2(D；d；)=(0.520.312)-1.27kgf.m.s28g89.8G32222722_2(D3d3)=(0.780.5)=2.48kgf.m.s8g89.8-10-G4_22185222J4=(D4d4)(0.870.7

17、8)=3.22kgf.m.s8g89.82Ji、-JiJ2J3J4=71.64kgf.m.s离合器活塞体转动惯量的计算(对零件进行简化)22、G1=0.785(0.7-0.53)0.0457200=53kgfG2=0.785(0.782-0.72)0.1717200=114kgfG3=0.785(0.72-0.442)0.0457200=75kgfG12253_2_22Ji=-1(D1d1)=(1.250.87)=1.57kgf.m.s8g89.8G2_22114J22(D2d；)(0.7820.72)=1.6kgf.m.s28g89.8G32275222J3=3(D；d；)=(0.720.4

18、42)-0.65kgf.m.s28g89.82J2%=J1J2J3=3.82kgf.m.s-11-3、离合器接合盘实际惯量的计算40_2_2_G1=0.785(1.05-0,435)0,047200=207kgfG122207J1=(01d1)=(1.050.435)=3.36kgf.m.s8g89.8._2J32=J1=3.36kgf.m.s4、飞轮实际转动惯量的计算JJ广J2”J3.71,633.823.4-78.85kgf.m.s2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

19、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。-12-、儿/、设K2=2大-（Z大+Z小）180由于Z大为一整数，因此，两偏心齿轮能否同步主要决定于第二项（Z大+Z小）是否为整数或者整数加1/2。a角的大小可由齿轮中心距求得180Rsin）=一,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2A数m.1Rsin(Z大2A180R=2A

20、sin180mZ大+Z/j滑块悬挂式布置，R为滑块导轨左右尺寸的3/5左右即R=2014.33R2014.33sin-=0.877542A21149.71-=61.347061.34761.347m=(Z大+Z小)=(86+17)=35.104180180取整m=35-13-,180m18035、故：B=2Asin21149.71sin()=2014.32mmZ大+Z小103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6.37K.M单m.z大.B大y大cosct式中：M单一每个偏心齿轮承受的扭矩M单=50800

21、kgf.mm齿轮模数m=22mmZ大一大齿轮的齿数2大二86K一载何系数KMK1.K2.K3K-载荷集中系数当且=空=0.122查表K1=1d11892&一动载荷系数当齿轮的线速度V=独=0.945m/s时K2=1.160%一当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作K3=0.8K=K1.K2K3=1X1.1X0.8=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大一大齿轮的宽度B大=230mmY大一大齿轮的齿形系数y大二0.183,当=0.2时Y小小轮的齿形系数y小=0.167,当”0.6时6.37K.M单京

22、二-2-m.z大.B大y大cos6.370.885080000222862300.183cos20o一-2一-2=17.29kgf/mm=1729kgf/cmy大0.183,2%二二二1729=1895kgf/cmy小0.167小齿轮材料40Cr调质b=2400-3400kgf/cm-14-大齿轮材料ZG45(T=2560kgf/cm22.2低速副接触应力核算C.C1K.M2（i1）bj二-mz大BB式中：M大齿轮扭矩（kg.cm）M2=M单=50800kgf.mM齿轮模数（cmMn=2.2cmB齿轮宽度（mmB=23cmK一载荷系数。K=K1.K2.K3K1、K2的叙述同前。K3一当量载荷系

23、数，一般压力机K3=0.8,自动压力机K3=1.0C一弹性模数系数C=2140G一承载能力系数C1=1.1i一低速副传动比i=5.06C.C1K.M2(i1)21401.11.045080000(5.061),r2%1,214679kgf/cm2mz大、B2.2父86丫23(rj=12600kgf/cm23、高速副齿轮弯曲应力的核算4.13K.MCcosc*一2式中：Mc-中间轴上的扭矩Mn齿轮模数z大一大齿轮的齿数K一载荷系数mn.z大.B大y大cosonMc=M=16560kgf.miMn=14mmz=123K=K1.K2.K3K-载荷集中系数当旦=20=0.11查表K1=1d11892&

24、一动载荷系数当齿轮的线速度V=3=0.945m/s时K2=1.160K当量载荷系数，对闭式双点压力机不是长期满载工作K3=0.8-15-K=K1,K2.K3=1X1.1X0.8=0.88B大一大齿轮的宽度B大=210mmY大一大齿轮的齿形系数y大二0.183Y小小轮的齿形系数y小=0.1674.13K.Mccos-0大=2m.z大.B大y大coscton4.130.881656000cos20o2141232100.183cos:0n22=6.456kgf/mm=645.6kgf/cmy大0.1832%=仃大=645.6=707kgf/cmy小0.167高速副齿轮强度比较富裕，安全系数比较大t

25、g%=tgasMcosp0=tg20Mtg20=0.34200oaon=18.88、19七、皮带轮传动的计算1、 已知条件：电机功率75KW转速n=1395r/min小皮带轮直径：D小=350mm大皮带轮直径：D大=1235mm,1235皮带轮传动比：i皮=9=3.53350两班制，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13953.53=395r/min4、 飞轮轮缘线速冗D观3.141250395v=25.9m/s60000600005、 根据实际尺寸，确定中心距为1200mm6、 计算皮带长度2,71,4大一口小)1 =2a0+(

26、D大+D小)+24aO上、j1235-350)2=2父1200+(1235+350)+241200=5052.88mm-16-取皮带内周长为Lp=5000mm即D50007、计算小带轮包角oa=180D大一D小o60AO=1801235-350“o6012000=135.75a12008、皮带扰曲次数v=_v_=J25=5.18次/秒(15次/秒LP59、皮带根数Pd(R+iP)KlK0f式中：Pd计算功率Pd=C.NhKa工况系数Ka=1.2Pd=Ka.NH=1.275=90kwP1一单根皮带功率P1=16.77KW一单根皮带额定功率增量P=1.88KWKa一包角修正系数Ka=0.88Kl一

27、带长修正系数Kl=0.96Pd(RP)KlK-90(16.771.88)0.880.96=5.7根取皮带根数为5根10、单根皮带的初张紧力F0F0=500R(-1)qv2VZKa式中：q单位长度质量q=0.6Pd计算功率Pd=90kwKa-包角修正系数Ka=0.88F0=500以(25-1)qv2=500(*-1)900.625.92vZKa0.88525.9二1042N11、作用在轴上的力F=2ZRSin(a/2)=2X5X1042Xsin(135.75/2)=9653N-17-七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MkMqMk（公斤.米）式中：Mq一曲轴工作

28、扭矩（公斤.米）i一曲轴至离合器轴的传动比Mq=81720kgf.m.12386i=1617=38.9MkMq“一齿轮传动效率V齿轮传动对数4=0.96V=28172038.90.962=2266kgf.m1.2离合器计算扭矩MkpMkp=MkP（公斤.米）式中：Mk一离合器轴上的工作扭矩（公斤.米）Mq=3712.8（公斤.米）B一储备系数，考虑摩擦系数变动，气压波动和其它阻力对扭矩的影响。3=1.1n=2m=10Rcp=30（厘米）F=148（厘米2）=0.3-0.4取a=0.41.3计算参数的选用摩擦表面数n：摩擦块块数m：平均摩擦半径Rcp:摩擦块面积F:摩擦块摩擦系数以：1.4单位压

29、力qm计算_Mkpqm=.RCPFmn2492000.430148210=7.02kgf/cm21.5压紧摩擦块所需要的轴向力Pmpm=m.qmF=107.02148=10389.6kgf1.6离合器脱开弹簧所产生的轴向力P弹设计选用4根10X60X130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10mmiI,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=49.7mmP弹=33X8.42=278kgf-18-1.7所需要的空气压力p?（Pm+4p弹）P=2T-P0.785（D-d式中：丫一考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦

30、损耗等系数丫=1.1D、d一离合器汽缸外径与内径（厘米），D=78厘米PmP=0070.785(D2-d2)D=50厘米1.1(10389.64278)2rn22二4.4969kgf.cm_p0.785(782-502)2、空气压力pW4（公斤/厘米）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J偏及其计算简图如下，/77777/P2222222222222221团劄ZIT备Y/AS20低迷大齿轮转动情食计算筒图-19-_2_2_Gi=0.785(1.892-1.72)0,277800=1

31、027kgf_2_2、_G2=0,785(1.72-0.47)0,097800-0.50.390.450.0978006=1139kgfG3=0,040.110.53578006=110kgf2，2、3G4=0,785(0.862-0.712)0,3957800=427kgf4,22、2G5=0,785(0.712-0.472)0,057800-=58kgf_2_2_一一G6=0,785(0.47-0.29)0,827800=687kgfG22102722,2J1=(D2d2)=(1.89221.722)=85.557kgf.m.s28g89.81113922,2J2=(1.7220.472)

32、=46.14kgf.m.s28g110J3(1.540,29)=3.44kgf.m.s8g242722G4a,2J4=(0.860.71)=13,0518kgf.m.s8gg2J5=史(0.7220,472)G5a1=0.91489kgf.m.s28gg68722,2J6=(0.23520.1452)=0.66748kgfm.s289.81_2J偏=85.557+46.14+3.44+13.0518+0.91489+0.66748=149.77kgf.m.s因为是双点压力机有两个偏心齿轮._.2J偏=2父149.77=299.54kgf.m.s折算到离合器轴上的转动惯量：J偏折299.545.

33、0627.692=0.19784kgf.m.s2-20-2.1.2中间轴上转动惯量的计算J中_ 2_.-G1=0.7850.270.37800=134kgf_ _2-G2=0.7850.430.287800=317kgfG3=0.78503320.457800=300kgf_2_2_687kgfG4=0.785(1.832-1.56)0.237800=1299kgf_2_2、_G5=0.785(1.56-0.4)0.077800-0.50.390.450.0778006_ _9_G6=0.7850.40.237800=225kgfG7=0.040.090.4978006=82.56kgf_2_

34、G8=0.7850.220.1257800=37kgf-21-Goo1349.9J1(D2d2)=-0.272=0.1245kgf.m.s28g89.813172.2J2=0.432=0.74686kgfms28g3002,2J3=0.332=0.4163kgf.m.s28g129922,2J4=(1.8321.56)=95.833kgf.m.s8g68722,2J5=(1.5620.42)=22.7039kgf.m.s28g225oJ6=0.42=0.458789.8182.5222J7=(1.380.4)=2.17kgf.m.s8gJ中=J1+J2+J3+J4+J5+J6+J7=0.124

35、50.74860.416395.83322.70390.45872.17_2=122.45326kgf.m.s折算到到离合器轴上的转动惯量：J中折122.453267.692_2=2.0707kgf.m.s2.1.3离合器轴的转动惯量-22-09WO32(理网长晦宓)012离合器轴上被动惯量计算简图-23-Gi=0.785(0.812-0.242)0,0257800=92kgf_2_2_G2=0,785(0.24-0,185)0,1357800=19.32kgf_2.一.G3=0,7850.1851.4667800=307kgfG4=0,785(0.812-0.272)0,0257800=89

36、kgf_2_2_G5=0,785(0.27-0,185)0,167800=38kgf_2_.G6=0,7850.260.237800=95.2kgfG229222,2J1=(D2d2)=(0.8120.242)=0.83665kgfms28g89.8119.32222J2=x(0.240.185)=0.0226kgf.m.s8g307J3=0.185=0.13388kgf.m.s8g8922-2J4=(0,810,27)=0.82672kgf.m.s8g38222J5=(0.270.185)=0.05187kgf.m.s8g95.2ooJ6=0.2620.082kgf.m.s28gJ离=J1J

37、2J3J4J5J6=0.836650.02260.133880.826720.051870.082_2=1.98972kgf.m.s2.1.4离合器的总转动惯量的计算J=J偏折+J中折+J离=0.197842.07071.98972.2=4.25826kgfms2.2 离合器轴的角速度w二n3.1439530301=41.364secn-离合器轴的转速n=395rpm2.3 从动部分的动能Ah1、旋转部件的动能A/122_Ah=-J总=1/2M4.25826M41.364=3642.9kgf.m22、往复部件的动能AAH=；mV2=1/2240000.26682=870J=87kgf.m3、从

38、动部分的动能Ah-2Ah=AhAh=3642.987=3729.9kgf.m.s-24-2.4 制动器的计算1、制动器扭矩的计算MtMtA:ii$3729.9=1098.43kgf.m538180式中：a一计算制动角a=5度ii-3制动器轴到曲轴的传动比i1j3=5.06x7.69=38.91142、摩擦块表面的总压力qTMtqT=RCPF.m.n式中：艮一摩擦块摩擦系数以=0.40Rcp一平均摩擦半径Rcp=30cm2F摩擦块面积F=148cmm摩擦块个数m=10n摩擦块面数n=2MtqT=-；-RpF.m.n1098430.430148210=3.1kgf/cmqT3、摩擦副所需的轴向力P

39、iP=m.qT.F=103.1148=4577kgf4、制动弹簧所需的最大负荷P2P2=(1.11.15)R=1.154577=5263kgf5、制动所需要的空气压力pP2/22、0.785D-d)式中丫一考虑到汽缸漏损、脱开弹簧阻力和摩擦损耗等系数丫=1.1D一环形汽缸的外径D=62cmd一环形汽缸的内径d=42cmP20.785(D2-d2)1.25263_2_20.785(62-42)2=3.9kgf/cm2.5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弹簧直径d=12，弹簧中径D=60工作极限负荷P=690kgf弹簧刚度P=1

40、7.5kg/mm工作极限负荷Fj=39.612X60X130节距t=20.1有限圈数m=5.5安装高度100mm3、离合器轴各键的强度校核-25-3.1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32X18X2204MKPhldn式中：Mkp离合器工作时离合器轴上传递的扭矩MKP=22790N.mh一平键的工作高度l一平键的工作长度d一轴颈的直径n键的数量w一平键的许用挤压应力h=18mml=188mmd=145mmn=2(rj=2000Mpa4MKPhldn4227900.0180.1880.14525=928.91510Pa.此键可用3.2离合器轴上平键的挤压应力（离

41、合器部分）根据轴颈选择平键40X22X1454Mkphldn式中：Mkp一离合器工作时离合器轴上传递的扭矩M“=22790N.mh一平键的工作高度l一平键的工作长度d一轴颈的直径n键的数量一平键的许用挤压应力h=22mml=105mmd=170mmn=2(rj=2000Mpa4MKPhldn4227900.0220.1050.1702=1160105Pa.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36X20X130-26-_4Mthldn式中：Mt一离合器工作时离合器轴上传递计算扭矩MT=10984N.mh一平键的工作高度l一平键的工作长度d一轴颈的直径n键的数量w一

42、平键的许用挤压应力h=36mml=84mmd=145mmn=2(rj=2000Mpa4Mthldn4109840.0360.0840.1452=501105PaLJ.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一巳YY-0YFa6Y一调节螺杆的最大压缩应力Pj一连杆上的计算作载荷Pj=0.625Pg=0.625630000=393750kg取巴=400000kgd调节螺杆最小直径d=170mmF一调节螺杆的最小截面积一2_2F=0.785d226.87cm丫一许用压缩应力45号钢调质bY=1800kgf/cm2(TY=*=393750=1735.61父105Paw6yF226.8652

43、、调节螺纹强度校核_3hPdww=2-二.d1bz式中:Pd最大轴向力Pd=400000kg-27-h一轴向力作用点距离h=0.88cmd螺纹直径d=19cmb螺纹牙根的宽度b=1.04cmZ一螺纹牙的工作圈数Z=24圈H一螺纹的旋合长度H=38.5cms一螺纹螺距（梯形）s=1.6cm2w一许用弯曲应力_5_=680.10父10MPa2w3hPd30.88400000,22八二.d1bz3.14191.0424球铁QT60-22；-w=700kg/cm3、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AA的合成应力二A=。y,二w=586

44、22.662=608.66kg/cm式中：Qy一危险截面AA的压应力PaFa4000006822二586kg/cmPa一连杆作用力Fa一危险截面积2Fa=ab=2231=682cm2a一危险截面的宽b一危险截面的厚PA=400000kg2Fa=682cma=31cmb=22cmWa年-XLTw仃w一危险截面AA的弯曲应力-28-MA一危险截面的弯距Wa一危险截面的截面模数小一摩擦系数一般取以=0.1b一连杆的小头半径（cnrj）ra一连杆的大头半径（cnrj）L一连杆的长度（cnj）_3Wa=100cm3rB=15/2=7.5cmrA=87/2=43.5cmL=105cmX一危险截面距离小端中

45、心的距离（cm）X=35cma一许用应力45号钢调质仃a=18002000kg/cm2erMawapHb-xA”)L=22.66kgf/cm2wwWa滑块调节速度的计算nsI1I21380161040=55.2mm/min式中：n调整电机额定转速n=1380spms一调节螺杆螺矩11 减速机传动比12 一蜗转副传动比调节电机功率（G1G2）VN=（1J=49.89KW102式中：G1滑块部件的重量G2最大模具的重量V滑块调节速度调节机构中综合效率过载保护装置中气动泵规格的确定s=16mmi1=10i2=40G1=119482NG2=29870NV=0.00092m/s=0.027-29-根据公

46、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1.1 计算溢流通径A(mrhA=7.8父104D(nNJSSpSp=7.8104380210,50013-132=12mm式中：D=380mmn=2N=10minS=500mmSP=13mm油缸直径油缸数量滑块每分钟行程次数滑块行程长度公称力行程根据溢流通径A=12mm选用日本昭和OLP20-H型气动泵具溢流通径A=20mm1.2 计算高压油缸的油压力P=Pj2MAX20.785Dn二278kgf/cm26300001.3 卸荷压力PH=1.1PMAX=1.1X278=306kgf/cm_0.785382HMAX1.4 气动泵工作气压2Pa=(PH-140)/44.2=(306-140)/44.2=3.8kgf/cm27 、推料杆