1、压板强度校核
|- G8 q) E! I0 m' p% V* b3 ]: l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
4 c$ J5 ]+ \- Q% {" ^! I
6 O4 y7 C/ D( H4 j: y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/ |9 A, e* U$ }9 D
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:
" M2 O& F6 F( `4 C( OF3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
- z. A# ~& F9 }, i' E, d8 i& {以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4
: ]8 J5 l0 o7 D2 ~- gF4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t t. O. [/ h2 A3 ]
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
6 D9 m& s( n) j- d2 j, {8 M( X则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:
, ~/ C" b3 z7 m* Sσ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
Z# M' V, N: }3 L5 ?而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;5 r$ e/ ]2 w- E& ?2 B* e
取安全系数为2.59 g. |" [2 w) I# L% r; m5 T
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]
0 l$ ^9 c- z' K, S结论:故原压板设计是满足理论要求。
! i, h* U& O4 n$ B0 _2改进方案:6 b0 z5 w5 B* ~5 C0 T
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。
" `$ u+ e! a% K4 P' I |