壓力機計算設計方案-全文預覽
【正文】 m = 22 mm —大齒輪的齒數(shù) = 86 K—載荷系數(shù) K1載荷集中系數(shù) 當查表K1=1K2—動載荷系數(shù) 當齒輪的線速度時K2=K3—當量載荷系數(shù)，對閉式雙點壓力機不是長期滿載工作 K3==1=總之K在設計時可以預先選擇，如果設計時做到傳動零件的比例協(xié)調，相互位置安排合理，精度選擇恰當，則K=B大—大齒輪的寬度 B大=230mmY大—大齒輪的齒形系數(shù) y大=，當ξ=Y小小輪的齒形系數(shù) y小=，當ξ= 小齒輪材料40Cr調質 [σ]=24003400kgf/cm2大齒輪材料ZG45 [σ]=2560kgf/cm2 低速副接觸應力核算式中：M2—大齒輪扭矩（） =Mn—齒輪模數(shù)（cm） Mn =B—齒輪寬度（mm） B =23cmK—載荷系數(shù)。 β=1 .3 計算參數(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= 取μ=1 .4 單位壓力qm計算 1 .5 壓緊摩擦塊所需要的軸向力 Pm 1 .6 離合器脫開彈簧所產(chǎn)生的軸向力P彈設計選用4根 1060130根據(jù)圖紙設計，采用新的摩擦塊時，壓縮量為23mm，當摩擦后磨損10mm后，壓縮量為33mm查彈簧標準：GB208980得知：彈簧剛度P’=最大壓縮量Fi=P彈=33=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= D、d—離合器汽缸外徑與內徑 （厘米）, D=78厘米 D=50厘米 空氣壓力[p]≤4（公斤/厘米2）2﹑ 制動器部分計算2 .1 計算折算到離合器軸上的各從動件的總轉動慣量 J總轉動慣量是由偏心齒輪、中間軸和離合器軸的轉動慣量組成 2 . 偏心齒輪的轉動慣量及其計算簡圖如下 2. 中間軸上轉動慣量的計算 J中 折算到到離合器軸上的轉動慣量: 離合器軸的轉動慣量 離合器的總轉動慣量的計算 離合器軸的角速度w 從動部分的動能AH1﹑ 旋轉部件的動能 AH’ 2 ﹑往復部件的動能AH”3 ﹑從動部分的動能AH 制動器的計算1﹑ 制動器扭矩的計算 MT 式中：α—計算制動角 α=5度i13—制動器軸到曲軸的傳動比 2﹑ 摩擦塊表面的總壓力 qT 式中：μ—摩擦塊摩擦系數(shù) μ= RCP—平均摩擦半徑 RCP=30㎝ F—摩擦塊面積 F=148cm2 m—摩擦塊個數(shù) m=10 n—摩擦塊面數(shù) n=2 kgf/cm＜[qT]3﹑ 摩擦副所需的軸向力P1 kgf4 ﹑制動彈簧所需的最大負荷P2 kgf5﹑ 制動所需要的空氣壓力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= D—環(huán)形汽缸的外徑 D=62㎝ d—環(huán)形汽缸的內徑 d=42㎝ kgf/cm2 制動彈簧的選擇和計算根據(jù)設計布局，采用10根制動彈簧，單根彈簧的制動力Pcp選擇彈簧 GB208980 1260130彈簧直徑ｄ=12,彈簧中徑D=60 節(jié)距 t=工作極限負荷P=690kgf 有限圈數(shù)?。恚綇椈蓜偠取 ’= 工作極限負荷Fj= 安裝高度100mm 離合器軸各鍵的強度校核 高速副齒輪連接鍵強度的核算。 1 .2. 1 各形心面積對X軸的靜距 1 .2 .2 斷面重心到X軸的距離yc . 3 各部分斷面對中性軸的慣性距 J = = 4532551 + 5586220 + 225065 + 157151 + 4503836 + 5841765 = 20846588 cm4 1. 3 強度校核 拉應力 : = 215kgf/cm2 壓應力 : = 215kgf/ cm2 許用應力 [ σ] = 400～600 kgf/ cm2 對Q235A 1. 4 橫梁剛度驗算 橫梁剛度大小是以橫梁中間斷面的相對撓度來表示的,相對撓 度小則剛度大,反之則剛度小 上橫梁的縱向剛度的計算 相對撓度 f = f=== 式中: L = 4010 mm E = J = 20846588 cm4 計算斷面對中性軸的慣性距相對撓度 : f 相對= 2﹑底座的強度驗算 2 . 1底座AA 的最大彎距 Mmax = = = 2 . 2 求斷面重心到X軸的距離yc和斷面的慣性距 求各形心面積對X軸的靜距 = 449723 cm3 斷面重心到X軸的距離 yc yc = 2. 3 各部分斷面對中性軸的慣性距:
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