1、压板强度校核; ^# F* W4 u% c8 ^# [0 E( o
已知油缸缸径为Φ140mm，液压站系统压力为14MPa，故油缸推力F1为: F1=3.14*72*14*100=215404N=21.5t+ c; M7 p* ~% }+ I* l
& W) v, ]/ p" l* ~$ P
根据压板实际工作位置，可量出拉杆与油缸杆的夹角为5.38°；拉杆与压板的夹角为73.23°，故可计算出拉杆对压板的水平作用力F2为: F2= F1*cos5.38°*sin73.23°=205334N=20.5t
0 p9 z# \. Y6 v f以旋转轴为旋转中心，通过力矩平衡可计算出一块压板的作用力F3为：
! B" P* R. o# D: AF3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t
+ E J* U5 m7 E- E7 h以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4! L7 c- N r5 ^: E: Z
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
3 o( w+ t; S% ~2 ]已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
! e# Z+ @0 f$ o+ V' s则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：
# j0 h, X# _& M+ q O- zσ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
" }& w+ w. k) [. t- }而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；+ _' S! O4 a( F# z3 D3 K
取安全系数为2.5
5 o% ]; i$ P& O2 x$ V6 I# {故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
" m6 z7 J. I% G$ c4 W- @结论：故原压板设计是满足理论要求。
3 K, }2 x7 r8 h: q4 x2改进方案：9 [! ~$ O: s- s+ H9 C
鉴于原设计选用压板选材及热处理可能达不到理论设计值，为了能满足使用要求，故决定将原材料由45#更换为45Mn，同时对压板结构进行优化，具体见实际压板图。
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发表于 2013-3-12 15:46:24
发表于 2013-3-12 16:05:46
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