1、压板强度校核+ S" Q) r& Y8 ?$ n4 K
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+ v1 v! X$ o7 {3 w9 X
0 \5 ~( z/ N0 X) X3 J1 N! w
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' ^' U* P" S+ x2 `, ^- n
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：
6 S( B# r& V, q& x9 P6 hF3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t+ ~6 ]* u, D* v/ ` w# @6 I# m
以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4, L* Y5 L+ A [9 a5 N1 @1 U: v
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
; A/ G- i+ E3 }# V. G已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2" }* S8 g$ w. b7 o
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：+ y0 D g9 d8 n- l
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa$ b8 W4 a- R/ D/ n+ J
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
3 {$ e f8 W# e7 P, u* E! |' i取安全系数为2.5
3 P4 [6 d6 L1 Y故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
* ^1 B6 @" ~8 g8 g' n. K结论：故原压板设计是满足理论要求。
* m4 v4 x$ `2 ]% }6 _2改进方案：
8 k ^3 K8 I1 I" ^$ k$ f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。
+ k, y) S9 I5 _3 Y; D$ {" i |
发表于 2013-3-12 15:46:24
发表于 2013-3-12 16:05:46
