10吨螺杆压力机设计说明书.doc

(1)拉紧螺栓直径：
拉紧螺栓直径决定于机身的预紧力。机身预紧力通常根据压力机的公称压力及其结构形式确定。拉紧螺栓一般采用45号钢制造。
当采用正火处理的45号钢时，对于组合机身的拉紧螺栓直径d可按以下经验公式计算，然后根据标准直径圆 初步选定。

式中 ——压力机公称压力(KN)。
对于整体机身，可取预紧力为(0.7~1.0) ，但是在目前实际设计时也有人取和机身同样大小的预紧力。
拉紧螺栓两端通常采用45锯齿形螺纹，其牙型与基本尺寸分别见标准，螺母采用圆螺母。当拉紧螺栓的直径确定后，两端螺纹和螺母可以按标准表（见设计手册）选取。
（2）立柱断面尺寸
立柱最小断面积按下面这个公式选取：
;
——预压力，通常可取=（1.2~1.5）；
——许用应力，可近似取40~60MPa
（3）机身高度的确定
机身的高度可按下式确定：
H=h+S+L+H1+A+H2+H3+H4;
式中h——最大装模高度；
S——压力机行程长度；
L——连杆长度；
H1——滑块底面与连杆小头中心线的距离；
A+H2——偏心轴心与上横梁顶面的距离；
H3——楔形工作台的高度；
H4——底座的高度；
封闭高度采用偏心压力销或偏心套调整的压力机，在计算机身高度时，不应计人H3。
(4)底座尺寸和底座与基础接触面积
底座后面尺寸可近似按以下经验公式决定：
E＝T+2/3D;
式中T——机身中心线至传动轴支座孔中心线的距离；
D——飞轮直径(mm)。
机身底座与基础接触面积按下式确定；
P＝mg/p;
式中 m——压力机质量；
g——重力加速度；
p——机身底座与基础接触面的单位压力，一般可取0.7~0.8MPa。
4.4 机身机架的选用、受力及强度的校核
本课题选用的机身为三梁四柱式机身，机身结构简图如下图4-1所示

1-横梁 2-移动横梁 3-立柱 4-工作台
图4-1 机身结构简图

整体机身框架力的传递由上图可以看出上下横梁和立柱交界内转角处为危险区域，并为受拉状态，所以在设计的时候应该保证以下几点原则。
（1）应使力的传递距离最短。
（2）结构布置和材料分配应考虑力的传递路线。
（3）整体机身的上下横梁和立柱交界的内转角处有明显的应力集中，应设计合理的圆弧结构，并保证加工精度。
（4）上下横梁不宜采用中段局部增高等加强梁结构，因其在转折处必定应力集中，有害无利。
现在研究一下工作行程中机身受的力，假设机身与基础刚性连接，可对于不动的下横梁来分析拉紧螺栓——立柱的伸长和上横梁的绝对位移。作用在机身上的拉力通常可表示为(不考虑摩擦力)：

式中M、分别为机身部分的换算质量和加速度；
F为螺杆压力机的最大工作负载为100K
采用的近似方法，只附带考虑了工作行程时滑块、螺杆和飞轮在突然减速情况下产生的惯性力和惯性力矩。
惯性力和惯性力矩可用下式确定：
；

应当给出变形时间t，当在没有锻件情况下模具冷击时，
T= 0.01~0.05秒。
冷击时在滑决运动方向上的变形可以由比值s=p/c令近似确定，这里c为螺旋压力机的刚度。
4.4.1主机载荷分析
螺杆压力机的最大工作负载为100KN，在进行载荷设计时，取负载100KN对压力机进行受力计算。
螺杆压力机机结构形式为“三梁四柱”式，工作时加压的负载作用在横梁和导柱上，受载时横梁受压，导柱受拉
受力简图如下图所示：

F-负载 T-导柱拉力
图4-2横梁、导柱受力图
4.4.2立柱的设计
压力机的最大负载约为100kN，通过力传递后，最后由四根立柱承受100KN的拉力，作用在每根立柱上的拉力为25kN。由许用拉应力公式，可计算导柱的安全直径D。
式1
式中：
—许用应力；取45钢=80～100MPa；
F—轴向拉力；
A—横截面积。
即：

取立柱直径D=60mm,带入式1进行强度校核

满足条件，强度合格
立柱稳定性计算
取立柱长度L=1200mm

式中I—立柱的的惯性距
A—立柱的横截面积
柔度计算：
立柱是两端固定结构，根据表5-2

式中—长度系数
立柱临界应力：
材料为45钢，
则
立柱工作应力

公式：
计算表明稳定性合格
4.4.3横梁的设计
横梁受力可以简化为简直梁，中间受载的情形，如图所示。

横梁受力简图
图4-3
初步确定横梁的长、宽、高尺寸分别为800,700,300mm截面为矩形，
即：负载作用下的剪力和弯矩如图所示

图4-4(a) 剪力图 (b) 弯矩图

由弯矩图4-4可知，横梁C点1—1截面弯矩最大，该截面是危险截面。为了保证横梁能够正常工作，必须对该截面进行强度校核。正应力计算公式为：

式中：
—最大弯曲正应力；
—最大弯矩；
—抗弯截面系数()。
矩形截面抗弯系数W计算公式为：

式中：
—矩形截面的宽；
—矩形截面的高。
即：

45钢的弯曲许用应力[]=100MPa，而横梁的最大弯曲应力=2.7MPa，远小于材料的许用应力，经过校核，设计尺寸满足要求

5.螺杆的设计算5.1螺杆的设计计算
(1)确定螺纹直径
螺杆工作时，同时受到压力和转矩的作用。因此它的计算可近似按螺栓联接的计算公式求得螺纹公称直径即

许用应力
螺杆材料选45钢，调质处理，，

取
则
选梯形螺纹
螺纹大径：
，
螺纹中径：

螺纹小径：

螺距 ：

螺纹根部厚度：

螺纹工作高度：

校核螺杆强度：
螺纹力矩:
螺纹升角：

查表5-1(钢与铸铁的滑动摩擦系数无润滑)
当量摩擦角

表5-1摩擦因数 f值（无滑条件下）
螺杆和螺母材料
f值
螺杆和螺母材料
f值
淬火钢和青铜
钢和青铜
钢和耐磨铸铁
0.06~0.08
0.08~0.10
0.10~0.12
钢和铸铁
钢和钢
0.16~0.19
0.13~0.17

按第四强度理论较核，压——扭组合校核

满足要求。
(2)自锁性验算
自锁条件
其中
故 ，可用，且，可靠
(3)螺杆结构
螺杆上端直径：

取
，
取
退刀槽直径：

取
退刀槽宽度：

螺杆膨大部分长度：

取
，
取
螺杆长度

(4)稳定性计算
细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力，螺杆可能失稳，为此按下式演算螺杆的稳定性。

式中，为螺杆的临界压力。。弹性模量
。

，
取。
由，为固定支承，查表5-2（一端固定，一端自由）
表5-2 系数和
螺杆端部结构

两端固定
0.5
（如一端不完全固定时为0.6）
4.730
一端固定，一端铰支
0.7
3.927
两端铰支
1
3.142
一端固定，一端自由
2
1.875

，螺杆可以稳定工作。

5.2螺母的设计计算
螺母的材料选用HT300
(1)确定螺纹旋合圈数z
根据耐磨性旋合圈数z，即

查表5-3取

表5-3滑动螺旋传动的许用压强
螺纹副材料
速度范围，
许用压强

螺纹副材料
速度范围，
许用压强

钢对青铜
低速
<0.05
0.1~0.2
>0.25
18~25
11~18
7~10
1~2
钢对铸铁
<0.04
0.1~0.2
13~18
4~7
钢对钢
低速
7.5~13
钢对耐磨铸铁
0.1~0.2
6~8
淬火钢对青铜
0.1~0.2
10~13

螺母实际圈数

螺母旋合长度：

校核螺母的高径比：

，不能满足要求。故要重新确定螺母的高度。，则
取
(2)校核螺母的螺牙强度
剪切强度:
查表5-4取
表5-4螺杆与螺母的许用应力
材 料
许用拉应力
许用弯曲应力
许用剪切应力
螺 杆
钢

——
——

螺 母
青铜
耐磨铸铁
铸铁
钢
——
——
——
——
40~60
50~60
45~60
(1~1.2)
30~40
40
40
0.6

故满足要求。
弯曲强度:

式中
查表5-4

故满足要求
(3)螺母其它结构尺寸:
螺母外径

取
螺母凸外径

取
螺母

取
螺母外径和凸缘强度的计算及螺母悬置部分拉——扭组合校核

式中：螺母的许用拉应力
母材料的许用弯曲应力查表5-4，

安全。
凸缘与底座接触部分的挤压强度计算

，安全
凸缘根部的弯曲强度计算

，安全
6.电动机的选取
螺杆转速:
，则
传动比：
取i=20
工作所需功率

蜗轮蜗杆传动效率
联轴器
电动机所需功率
选取交流电动机功率为7.5KW 转速1440型号Y132-S-4，制动器DC70-22
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