毕业论文-2800吨全自动液压压砖机的设计.doc

景德镇陶瓷学院本科生毕业设计（论文） 景德镇陶瓷学院本科生毕业设计（论文） 中文题目:2800吨全自动液压压砖机的设计（主机部分） 英文题目: THE DESIGN OF 2800T AUTOMATIC HYDRAULIC TILE PRESS (MECHANICS PART)院 系： 机械电子工程学院 专 业： 机械设计及其自动化 姓 名： 8 指导教师： 完成时间： 2011年5月31日 摘 要通过对国内外现有全自动液压压砖机的主机结构的分析研究，以及相关资料的吸收借鉴，对2800吨液压压砖机的主机结构进行设计。该压砖机的压制力比较大，其工作台面尺寸较大，主机结构机架采用简单的梁柱结构，这种形式结构简单，容易制造。在加工和装配时方便，而且立柱可作为动梁的导向装置，导向刚度大，上模板的运动精度高，提高了模具寿命和砖胚质量。并且采用了油箱与传统横梁铸成一体的整体结构，大大提高上横梁的抗弯能力，减小机架变形。并对上、下横梁简化计算，通过对横梁进行强度和刚度以及绕度的校核，充分证实该结构可以满足要求。基于目前市场对宽体压砖机的需求，宽体压砖机将有广阔的市场前景。关键词: 压砖机 主机结构设计 梁柱结构 横梁ABSTRACTBased on the existing automatic hydraulic ress host institutions and the relevant data analysis,the absorption of 2,800 tons,hydraulic ress host structure design.This pressure machine working mesa dimension,host structure frame beams using simple structure,simple structure,easy machining.Column can be used as the guide,guide beams,the stiffness on the motion precision,template,improve the quality of life and bricks.And by using tank and traditional beam,the whole structure cast integrative greatly increased the flexural capacity,reduce beam frame deformation.On simplified calculation,beams,through,the beams are strength,stiffness and deflection of checking,fully confirmed this structure can meet the rrequirements.Based on the current market for big pressure machine mountain of demad,big pressure machine will have broad application prospects and market potential.KEYWORDS: Press machine Host structure design Beam structure beam目 录1、 绪论 6 1.1国外的研究情况 6 1.2 国内的研究情况 72、 总体的方案设计 8 2.1 压砖机的工作原理 8 2.2 方案的比较 8 2.3 方案的确定与论证 123、 设计计算 13 3.1 压制油缸的设计 13 3.2 立柱的设计和校核 15 3.3 上横梁的设计和校核及建立三维模型 18 3.4 活动横梁结构的设计及建立三维模型 23 3.5 下横梁的设计和校核 24 3.6 立柱台肩和立柱螺母的设计及校核和建立立柱螺母的三维模型 274、梁柱框架的设计及建立三维模型 34 4.1 梁柱框架的受力分析 34 4.2 梁柱框架的设计计算 35 4.3 活塞和活塞杆的设计 43 4.4 缸盖的设计 45 4.5 主油缸的密封 46 4.6 螺钉与螺栓的选用和设计 475、 设计说明 48 5.1 润滑和密封 48 5.2 关键零部件的加工和安装 496、 技术经济分析报告 51 6.1 经济效益分析 51 6.2 社会效益分析 527、 小结 53 致谢 54 参考文献 551 绪论2007年，科达几点股份有限公司推出了宽体系列压机，使得陶瓷行业又掀起一股新的热潮。陶瓷液压压砖机（以下简称压机）是现代陶瓷生产线的核心关键设备，是机、电、液、气一体化的高技术设备。现代陶瓷生产随着陶瓷工艺技术的不断进步，单线产能不断扩大，可达15000m2/d。为满足陶瓷生产的需求，科达机电股份有限公司于2007年开发并推出了宽体系列压机KD3800W、KD3200W、KD2100W型陶瓷液压压砖机。宽体系列压机承袭了科达系列压机的性能优点，超宽台面的设计，KD3800W压机左右净间距达到2400mm，最适合压制三片600mm600mm水晶砖，日产量可达1500m以上，满足用户单击单线的配置要求。KD3200W压机左右净间距达到2250mm，主要用于外墙砖的生产，适合的组要产品规格为350mm450mm（5片/次）；450mm600mm（6片/次）；500mm500mm（3片/次）；单机日产量均达到12000m以上。KD2100W压机左右立柱净间距达到1750mm，适合的主要产品规格为350mm350mm（4片/次）；350mm450mm（4片/次）；450mm600mm（3片/次）；单机日产量可达到10000m以上。所以宽体系列要比其他的同等级的压机生产效率要高的多，适合更高的生产需求。所以，对宽体台面的研究和设计是非常重要的。虽然国产压机能定线生产，基本可靠稳定运行，但是与国外仍存在较大的差距，具体有：1、国内的各厂生产的压机尚未形成各自的结构特点和系列化。国外的各种结构形式的压机，对压机结构的可靠性运用电算法与有限元分析法做了深入的研究，使得结构优化、结构更加完美，而其不浪费任何材料。这也使得国外的压机整体结构刚度大，变形小，运动精度高，是一种全新结构形式的新型压机。另外国外的压机在保证压机刚度的前提下，采用适当加大立柱间距结构，增加对某种或几种砖胚尺寸的压制块数，以提高生产率是一种发展趋势。2、国外压机液压系统尚未采用电液比例控制技术和高效节能技术。3、国内压机的铸件、钣金件、电镀件在材质、加工工艺、制造质量上低于国外。4、国内压机的电控系统在参数显示、控制内容、操作编程、过程监控、故障跟踪显示等功能上低于国外。本设计通过对大规格超薄建筑陶瓷砖压机主机结构各部分多种方案的比较研究，形成合理的主机结构设计方案，满足成形设计要求，然后利用三维造型技术进行虚拟样机设计；对压机主机结构的关键问题如强度、刚度、疲劳断裂等进行校核，在此基础上对压机主机结构进行尺寸和形状优化，最终设计出重量较轻、结构较合理的压机主机结构。1.1 国外的研究情况世界各国生产陶瓷砖除了塑性法、注浆法成型胚体之外，只要是采用颗粒状粉料压力成型工艺的基本上都是走过手工捶打、半机械化的摩擦压力锤、机械式压力机、摩擦、液压机成型、全自动液压机成型的道路。因此，当今各地企业选用的自动液压压砖机其实是实践经验总结的应用，是目前最普遍最先进的方法，但不是唯一的方法。世界上对陶瓷墙地砖制品与专用装备开发比较早又长期坚持下来的国家，首推意大利，其次是德国、美国。1983年佛山引进投产的生产线配用的是2台R200型摩擦液压压砖机，此机的实质还是摩擦锤，液压机构作为操作手段。之后，引进萨克米公司的500、550、600、1000型，西蒂公司的800、1200型，德国莱斯公司的600、1100、1500型等等，上世纪的80年代末90年代初，才真正出现以液压机构为主的液压压砖机，级别上属于中小型机。中国在1995年之后，出现生产制作500毫米*500毫米至1000毫米*1000毫米大规格的趋势，为此，娜塞缇等公司才研发了5000吨级的大型压砖机并首先进入中国市场。1999年，世界最大的7200吨压砖机进入中国市场。由此可知，意大利、德国、日本生产制造全自动液压压砖机的历史是1520年的事情。这些国家产品的共同点都是以液压机构为工作机构，引入当代的科技成果，逐步完善，最终走向机电一体化的高技术装备。但他们又都保持着企业的特点，如在液压油路的设计、控制宣示手段、机架结构、布料系统的设计等。国外的压砖机企业紧跟行业终端产品而开发，紧随社会的新科技不断提高，不轻易放弃自己的特色等做法应对中国压砖机的研制有重要的借鉴作用。1.2 国内的研究情况 国产全自动液压压砖机从机架、外观、技术参数、加工技术可靠性、重复性、调控性方面已达到国外全自动液压压砖机的先进水平。但国产压砖机与国外压砖机相比，其自重均超过国外压砖机的20%25%,和主要是因为国内大新铸件的品质不良所致。另外，国外压砖机在安全防护、降低噪音的设计、除尘设计等等方面处处体现了以人为本，以保护操作人员安全和维护人员健康的设计理念为基础。国产压砖机的设计在这方面还考虑甚少，设计力量薄弱。现代陶瓷生产随着陶瓷工艺技术的不断进步，单线产能不断扩大，可达15000m2/d。科达机电股份有限公司于2007年开发并推出了宽体系列压机KD3800W、KD3200W、KD2100W型陶瓷液压压砖机。KD3200W压机左右净间距达到2250mm，主要用于外墙砖的生产，适合的组要产品规格为350mm450mm（5片/次）；450mm600mm（6片/次）；500mm500mm（3片/次）；单机日产量均达到12000m以上。KD2100W压机左右立柱净间距达到1750mm，适合的主要产品规格为350mm350mm（4片/次）；350mm450mm（4片/次）；450mm600mm（3片/次）；单机日产量可达到10000m以上。所以宽体系列要比其他的同等级的压机生产效率要高的多，适合更高的生产需求。所以，对宽体台面的研究和设计是非常重要的。2 总体方案设计2.1 压砖机的工作原理压砖机是根据一种利用液体压力能来传递能量的机器。一般由主机、操纵系统和泵站三大部分组成。泵站为动力源，供给压砖机各执行机构及控制机构以高压工作液体。操纵系统属于控制机构，它通过控制工作液体的流向来使各执行机构按照工艺要求完成应有的动作。主机为压砖机的执行机构。当高压液体进入主油缸时，对活塞产生很大的压力，推动活塞运动，使动梁向下运动完成对砖坯的压制，使动梁向上运动完成回程动作。2.2 方案的比较与选择a) 已知条件（见表2.1）：表2.1 已知条件 项目 序号名称参数1压制力（t）28002系统压力（MPa）15-173油缸内最大压力（MPa）344低压油箱压力（bar）25立柱净间距（mm）18006动梁最大行程（mm）1607动梁工作宽度（mm）7558封闭高度（mm）4302.21 压制油缸结构形式的比较 全自动液压压砖机压制油缸的结构形式有柱塞式和活塞式两种。1） 柱塞式柱塞式油缸是一种单作用油缸，只能从一个方向加压，所以要靠另外的油缸实现回程。在液压压砖机中，该回程缸在活动横梁快速下行起差动缸作用，以加速活动横梁的下行速度，故又称其为快速缸。柱塞式油缸一般导向套长度较短，为了加长导向距离，以便承受较大的偏心矩，可在柱塞的两端安装导向套。另外，柱塞缸的密封寿命较短，原因是柱塞缸一端通高压油腔，另一端直接与大气相同，密封件两端的压力差较大，而且有微小的渗漏，都会污染环境和胚体，均影响使用，必须进行更换。2） 活塞式油缸活塞式油缸被活塞分隔为两个腔，因此可以获得正反连个方向的运动。当活塞腔通入高压油，活塞杆腔回油时，即为工作行程；当活塞杆腔进油，活塞腔回油时，则可实现回程，故不需要单独设置回程缸。它属于双作用油缸。由于活塞式油缸不需要另设回程缸，所以结构紧凑，零件少，安装空间小。活塞在运动时，除了活塞杆有导向作用外，活塞沿缸壁滑动，也具有导向作用，且导向长度较长，导向性能好。另外，活塞缸密封件的寿命较长，只要不影响使用性能，密封件产生的一些微小泄漏可继续使用，不必更换。根据以上对柱塞式和活塞式油缸的对比，本设计采用活塞式油缸由公式得F= D02p103, 可得 D0=油缸的内径D0=1.024m根据机械设计手册油缸的内径标准值，将油缸内径圆整为1.100m2.2.2 主缸结构形式的比较 目前国产压砖机的主缸结构形式可以分为两大类，3000t级以下的中小型梁柱结构压砖机多采用缸梁一体结构，即把油缸设置在横梁腹腔内，油缸和横梁成为一整体，活塞驱动活动横梁传递压制力；3000t级以上结构以及钢丝缠绕结构的压砖机多采用缸动结构形式，即活塞杆相对上梁固定，油缸与横梁连接成一体传递压制力。现代压砖机的主缸系统除了满足良好的工作精度（主缸运动部件的轨迹对工作台面的垂直度）外，更应该注重提高主缸工作速度（活动横梁上下运动的空程速度）及可靠性方面的研究。提高工作速度就是要适应现代压砖机对动作越来越快的要求，可靠性则要求可靠耐用。所以本设计采用缸梁复合一体结构，主油缸采用双作用活塞缸，并置于上横梁内，缸梁合一，结构紧凑，减少了立柱高度，同时主机内高大大降低，主机框架刚度得到提高，从而使机架在交变载荷作用下变形减小，提高了机架的疲劳寿命，同时出于机架变形减小也能起到节能的作用。 如下图1-10所示 图1-10 主油缸与上横梁一体结构 1-横梁 2-缸盖 3-活塞杆 4-法兰2.2.3 机架的结构形式的比较 现在大型压砖机机架的发展总的趋势是，高强度及刚度，高几何精度及承载稳定性，抗疲劳，重量轻。目前，出了陶瓷砖压砖机常用的几种传统的结构形式（梁柱结构，板框结构，缠绕结构）外，其他行业压力机的各种类似的机架，如多板重叠C字型张紧机架等都可以去借鉴、研究、创新。压砖机梁柱框架一般由上、下梁和立柱的刚度及其连接形式，根据其联接形式，一般可分为如下三种结构。1、 简单的梁柱结构立柱由上、下梁分别采用预应力联接，立柱靠螺母用预紧力将梁锁紧。立柱两端装在梁中部分承受预紧力，而上、下梁之间的部分则是自由状态。这种形式结构简单，容易制造。在加工和装备时方便，而且立柱可作为动梁的导向装置，导向刚度大，上模板的运动精度高，提高了模具寿命和砖胚质量。缺点是工作时，在巨大的压制力作用下，立柱产生向内侧的弯曲变形，加快了动梁导套和立柱间滑动面的磨损。2、 拉杆套筒的结构 这种结构与梁柱组合结构相近，不同的是立柱有拉杆及套在外面的套筒组成，装配时，拉杆两端分别穿过上、下横梁的通孔，再用专用千斤顶将拉杆拉长，最后用螺母拧紧。这样，拉杆受一个预拉力，工作时，机架承受的为脉动载荷，循环特征r=0。立柱施以预拉力后，脉动载荷与预拉力叠加，改变了载荷的性质。如果得当，载荷的循环特征可大些，载荷性质接近于静载荷。这样一来，拉杆就可以用材料的屈服极限而不用持久极限来进行强度校核，材料的能力得到充分利用，拉杆截面可以小些。这种结构较复杂，加工工艺相对困难。梁柱结构的压砖机在结构上有以下特点；（1） 采用了成熟可靠的油箱横梁连体结构，增大了上横梁的强度和刚度。（2） 采用了内置式增压器使主机结构更为紧凑，外形美观；（3） 下置式缸内充液阀,大大改善了液压油的工作状态,提高了压砖机的工作次数;（4） 全新稳固的缸动结构,主缸与动梁柔性结合,改善了油缸的复杂受力,同时降低了主机的高度;（5） 大吨位压砖机采用拉杆套筒结构,全长预紧,极小弹性变形,节省能量,且套筒兼做动梁导向,确保压砖机最佳工作精度.3、钢丝缠绕预应力结构钢丝缠绕预应力结构由上、下两个半圆及两立柱用预应力绝缘缠绕而成。通过预紧钢丝对梁柱施加足够的预紧力，使梁柱上的拉应力大部分转化为压应力，这样就大大消除了由于拉应力引起的疲劳裂纹扩展的隐患，提高了压砖机机架的疲劳强度和刚度。大吨位的压机一般采用这种结构，并进行优化设计，这样设计出的结构大大提高了机架的抗疲劳能力和使用寿命，避免了传统梁柱结构由于应力集中出现立柱断裂现象。但制造工艺复杂，加工周期长。对零件的精度、缠绕预紧力的分布以及钢丝的焊接均有严格的要求。综上所述，由于简单梁柱结构有结构简单，加工方便，制造工艺好，成本低，运动精度高等优点，所以本设计采用简单梁柱结构。如下图1-6 图1-6梁柱组合机架 1-横梁 2-动梁 3-立柱 4-底座2.3 方案的确定与论证根据以上的对比，本设计采用简单梁柱结构，缸梁复合一体，主油缸采用双作用活塞缸。这使得整体结构简单，加工方便，制造工艺好，成本低，运动精度高，并置主油缸于上横梁内，缸梁合一，结构紧凑，减少了立柱高度，提高机架的刚度。如下图。 图2.3.1简单梁柱结构 图2.3.2缸梁复合一体结构 1-横梁 2-动梁 3-立柱 4-底座 1-横梁 2-缸盖 3-活塞杆 4-法兰3 设计计算3.1 压制油缸的设计 计算项目计算内容计算结果a） 材料的选择b）计算缸筒厚度c）壁厚的校核 确定材料为35CrMo，其屈服强度为s=835MPa，抗拉强度为b=1000MPa 设安全系数ns=3.5， 可得许用应力=238.571Mpa 根据中等壁厚缸桶计算，由公式可得，壁厚00.0837m取0=0.0900m，油缸的外径D=1.2800m按照单层厚壁油缸进行校核，压机主油缸结构如图3.1所示。该油缸只承受工作压力P的作用。图3.1 油缸结构受力示意图 则截面内任意半径为r处的切向应力t和径向应力r，按材料力学中的拉美公式计算如下： （3.1a） （3.1b） 式中，为油缸工作压力；为油缸内径；为油缸外径；为径向应力； 为切向应力；为油缸截面内任意点的半径。这时缸壁的应力分布如图3.2所示图3.2 油缸只有内压时的应力分布示意图应力和的绝对值都是在内壁处最大，随r值的增大而逐渐减小。油缸在工作油压作用下，内径扩大，变形量为，即油缸任意一点的径向位移可由下式计算： （3.2） 式中，为材料的泊桑系数；为材料的弹性模量；其余符号同前。当时， 由此可见，为拉应力，为压应力，对壁内任一点而言，、就是该点的主应力，其剪应力为 （3.3） 式（3.3）表明随的减小而增大，当时，在油缸的内侧面上达到最大 （3.4） 因为油缸是塑性材料，根据材料力学第三强度理论有 式中为材料的许用应力把a=0.5100m， b=0.6200m, p=34MPa代入式（3.4）可得 2MPa所以，满足强度要求。ns=3.5=238.571MPa0=0.0900m油缸的外径D=1.2800ma=0.5100mb=0.6200mp=34MP2MPa满足强度要求3.2 立柱的设计和校核立柱是梁柱结构液压机重要的支承件和受力件，同时又是活动横梁的导向基准。因此，立柱应有足够的强度与刚度，导向表面应有足够的精度、光洁度和必要的硬度。计算项目计算内容计算结果1、 立柱的计算2、立柱直径的计算立柱采用锯齿形螺纹考虑螺纹及其有效应力系数立柱的预紧力F3、立柱的强度校核 立柱初步选用的材料为35CrMo，其屈服强度为s=835MPa，选取安全系数ns=3.75，即许用应力，进行调质处理，其弹性模量Ew=206Gpa。由变形协调公式，得以下方程= = 所以拉力变量幅,即 F=F0=1.7F Fmin=F=1.5F根据材料力学P359式（11-16）其中： 工作安全系数 对称循环的持久极限 应力幅 平均应力 尺寸系数 表面质量系数查机械设计手册第二卷P11-106表11.6-4立柱受抗压=1.42=0.23(+）=0.23(835+980)=1.42x417.5=592.779Mpa=查机械设计手册图11.4-91，图11.4-92得查机械设计手册螺纹P347，采用锯齿型螺纹查机械设计手册上册P11-75由图11.4-53，可得a=5由图11.4-90，可得q=0.25 所以3.75dF=1.5F=1.5N参照中小型液压压砖机设计计算P53得到，在中心载荷作用下，立柱只承受拉伸应力，其应力可按下式计算： （kgf/cm2）=222.67MpaP公称压力（kgf）D0立柱最小直径（取螺纹退刀处得直径）（cm）D0=20.2cm。n立柱数量立柱许用拉伸应力完全的中心载荷和受力完全均等，仅仅是一种理想的状态。实际结构中，各零件连接处不可避免的会有不均匀现象，立柱断面变化处得应力集中，工作总会由于模具安装不准确，工作变形阻力不对称等各种因素使实际应力分布不均匀，形成局部应力较计算应力为高的现象。因此许用应力取得较低是必要的，合理的。ns=3.75 Ew=206Gpa=0.2F=1.5FF=0.7F=0.1F F=1.6Fs=835MPa=980Mpa=417.4Mpa=592.7Mpa=0.41=0.68=0.92取=3.75圆整为d=290mmF=10.5N156.25Mpa=222.67Mpa满足要求3.3 上横梁的设计和校核计算项目计算内容计算结果a）选择材料b）上横梁的挠度校核1、上横梁的弯曲挠度2、 剪切挠度3、 三维模型的建立上横梁选用材料为ZG270500，其材料的屈服强度s=270MPa ，选取安全系数ns=4，即得许用应力=67.5MPa，取许用切应力=90MPa，E=180GPa。 上横梁安装工作油缸，液压机加压工作时，上横梁承受其反作用力。上横梁强度计算可假设为自由放在两支点上的弯曲梁来考虑，支点间距即为立柱中心距。对于单缸液压机最简化的方法可视为受一集中力，则中间截面处弯矩： Mmax=PB （kgfcm）式中：P液压机公称压力 （kgf） B立柱中心间距 （cm）参照中小型压机的设计和计算一书 上式仅能对上横梁做粗略估算。在加压工作缸时，由于通过主油缸的台肩将作用力传递给上横梁，因此，可认为力作用在平均半圆即之承台肩的半环形的重心上。平均半环形重心至油缸中心的距离为： S= （cm)式中： D-油缸台肩外径 （cm) d-油缸台肩内径 （cm)由于油缸台肩内外径一般在（0.87-0.93）：故可简化为： S= （cm) 最大弯矩在台肩半环形重心点间： Mmax= Mmax= (kgf-cm）可得 Mmax=6160（KNM)钢架模型一般按静不定梁处理方法求得整个钢架的内力（轴力、剪力、弯矩）分布，求出最大弯矩Mmax，按下式计算: 其中为许用应力，K为应力集中系数或动载荷系数（取K=2），W=，将横梁截面视为矩形，b、h分别为横梁截面宽度和高度。根据上横梁的宽度要比油缸大的特点，取b=1500mm。所以可得到：h=0.7300m 取h=800mm。k1简化系数p公称吨位（Kgf）B立柱中心距D上法兰与上横梁接触面直径E材料的弹性模量 E=180GPa E=1.86106kgf/cm2J上横梁主截面的惯性距， J=8.7104 cm3代入数据可得：=0.05135mm根据材料力学可知断面抗剪切力主要由立板承受，故可按简化截面矩形来计算。其最大应力在中心横截面，受剪力主板简图如下。由中小型液压机设计计算p81页可得：=Q截面剪切力 Q=B简化截面宽度（cm） B=25cmH简化截面高度（cm） H=100cm可得=84MPa图上梁三维模型s=270MPa ns=4=67.5MPa=90MPaE=180GPaMmax=6160（KNM)K=2b=1500mmh=800mmk1=0.3D=128cm E=1.86106kgf/cm2 J=8.7104 cm3Q=1.4=84MPa故上横梁设计结果安全3.4 活动横梁的设计动梁处于横梁和底座中间，靠四根立柱的导向作上、下垂直运动，是运动频繁的大部件，其两侧立柱孔的装备和活塞杆的连接好坏直接影响带压机的工作质量。为了使动梁及时下行，设计的质量较大，动梁上开有连接上模的T型槽。压机工作时，与活塞杆结合面处受压力较大，故取较大的接触面。主油缸活塞杆与活动横梁的连接方式及活动横梁的导向方式对活动横梁的运动精度有很大的影响。目前，连接方式有两种，一是刚性连接，二是浮动连接，本设计采用刚性连接，由螺栓直接拧紧将活塞杆与活动横梁固定在一起，活动横梁由立柱导向，通过两块垫板与活塞杆连接而成，如下图3.4.1所示：动梁的运动方向以立柱作为导向，由于立柱的导向不需要安装套筒，只采用导套即可。导套上用压盖将其固定，导套内有毛线，以储蓄油，润滑立柱与动梁的配合运动面。如图3.4.2所示。 图3.4.1动梁与活塞杆连接 图3.4.2动梁和立柱的连接活动横梁行程终止无机械行程，即无限程装置，依靠电器行程开关来限制其运动的上下位置。通过模具垫板传递压力，故活动横梁受挤压及较小的弯曲。因此对活动横梁计算可从略。3.4.1 动梁的三维模型3.5 下横梁的设计和校核计算项目计算内容计算结果a）选择材料 下横梁选用材料为ZG270500，其材料的屈服强度s=270MPa ，选取安全系数ns=4，即得许用应力=67.5MPa，取许用切应力取许用切应力=80MPa，E=180GPa。由于下横梁受均布载荷，受力如下图s=270MPans=4 其工作台面厚度较大，以抵抗压制力造成的这几冲击，台面应设有安装下模的孔及安装弹性支座，使得压机在压制时达到一轻二重三加压的效果。b） 下横梁的计算c） 下横梁的校核 受力图 剪力图 弯矩图求截面的最大弯矩最大应力 由下横梁最大弯矩计算公式Mmax= （2.4.1） q= (2.4.2)上式中， F压机公称压力 b液压机宽边立柱中心距 b1下模与底座接触面左右宽度取b1=1.8m 得 Mmax=由，W= 可得 由于动梁的工作宽度为755mm，所以取b=1200mmh1111.88mm,考虑到立柱插入深度。 因此取h=1400mm 受力分析：压制力通过下模均匀的分布在下横梁的工作台面表面，考虑到设计时充分利用有限的净跨，可以假设压制力均匀分布于1700mm台面上（立柱净间距1800mm）， q=由弯矩公式Mmax= 可得式中 p公称压力（2800吨） B立柱中心距（2090mm） B1下模下模与底座接触面左右宽度Mmax=（2090-）将截面近似看成矩形：Wz=0.432m=19.28MPa下横梁选用材料为ZG270500，其材料的屈服强度s=270MPa，安全系数ns=4 可得：a=67.5MPa=19.28a 故可以满足安全要求=67.5MPa=80MPaE=180GPab1=1.8mMmax=833KNmK=2b=1200mmh=1400mmMmax=8.33NWz=0.432m=19.28Mpaa=67.5MPa3.5 立柱台肩和立柱螺母的设计和校核 立柱螺母一般有整体式和对开式两种。对于中小型液压机采用整体式较多。大于500吨的用对开式较多，材料为35CrMo。3.5.1 立柱台肩的设计1、 立柱台肩两端部分的校核2、 台肩两端危险截面面积3、 台肩应力幅4、 极限应力5、 极限应力幅6、 许用应力幅7、应力集中的计算由要求很于压砖机所需的传动效率高、牙根的强度要求很高。根据这些查机械设计手册采用锯齿形螺纹。材料选用35CrMo。d=270mm，螺距p=24mm由公式可得中径 D2=d2=252mm 小径 d3=228.35mm、小径 D1=234mm大径D=d=270mm由机械设计教材P85 应力幅可得设计时取=0.2立柱材料为35CrMo， =835MPa =4.2， =0.45，km=1（车制），kn=1.5， 所以其他截面也满足要求。查机械设计手册第四卷26篇，由26-16表3-6得，从表中可查出应力集中系数k=1.5,再根据材料力学P47可得=222.67MPa 所以满足使用要求。中径：D2=d2=252mm小径：d3=228.35mmD1=234mm=4.09mm=12.32MPa=267.2MPa=42.92MPa=14.31MPa满足安全要求k=1.0=183.5MPa=222.67MPa 所以满足使用要求3.5.2 立柱台肩受挤压和受剪力的校核a）立柱台肩受力b）上台肩所受的最大压应力3、变载荷的许用应力（挤压） 上台肩的环面积： A=取螺栓受力的刚度系数为=0.2，=0.8 残余预紧力为：F=1.5F-0.8F=0.7F所受的总拉力：=1.7F上台肩所受的最大压应力可按静止时的最大值计算：， 可得，=因立柱台肩的材料为35CrMo，而上横梁所选用的是ZG270500，两者相互挤压时，只要考虑上横梁的材料是否能满足挤压即可。查教材机械设计P87表5-10得：=， 所以受挤压安全。 (A0为剪切面积)由教材机械设计P87表5-10得=要使其满足要求，必须令为安全起见取 即按预紧力=7N代入得： 200MPa由 得h=128.12MPa 满足安全要求F=7NF4.9N11.9N=37.54MPa取=1.5=180MPa满足安全要求取=4=208.75MPa取h=60mm=128.12MPa满足安全要求3.6.3 立柱锁紧螺母的计算1、 确定螺纹参数2、 确定螺纹圈数前面已经查出了立柱两端的螺纹，其采用的是锯齿形螺纹，d=270mm，螺距p=24mm，由公式可得中径 D2=d2=252mm 小径 d3=228.35mm、小径 D1=234mm锯齿形螺纹（30,300）螺纹自锁较多强度较高。螺母高度： H=11.5d中径：D2=d2=252mm小径：d3=228.35D1=234mm3、 求作用于每一圈螺纹上的力4、 螺纹牙受剪应力5、 挤压应力6、 螺纹牙上所受的弯曲应力7、 各应力校核a）许用应力b）许用挤压应力c）许用弯曲应力d）立柱螺母的三维模型螺母外直径取： D=1.2 d1.8d式中 d为螺纹直径， d=290mm可得：H=290435mm D=348522mmm=18为防止螺母松动，采用对顶螺母进行锁紧，此螺母采用高为250mm，外径为500mm结构尺寸。 F （F0为总拉力） F （F为工作压力）由机械设计手册表520得到 F1=6.61参照中小型液压机设计计算一书中的公式7-35、7-36、7-37得到 螺牙根部宽度D 螺纹内径（290mm）D2 螺纹外径（247mm）=43.