1、压板强度校核 ^7 S. X, w$ @! n* q# x) N) y9 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
0 m! w8 O# b# k$ D9 t
' s8 G- L/ _ a4 M, Y. u) O4 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=20.5t5 a- l. j5 [+ P2 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：
( Z1 |9 C1 P) z% l; {9 Z2 [F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t" D G6 Q! c5 g
以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4
+ A" Y L: R5 S8 a% z. L3 BF4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
) b, [. B# H! {已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m21 ~- g7 }: i- @; J# U5 u& Z1 J
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：. F6 C$ P# \# O* b
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa$ v& G# N1 {) o
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
0 z" ?3 M& O9 W- `+ ?( c取安全系数为2.5
0 H! Z4 l8 ^ p D c Q故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
: q5 V- @+ C/ v* o结论：故原压板设计是满足理论要求。2 L! ]3 T* V3 x8 D1 w
2改进方案：
) \/ w1 D; ]: R$ i* Q6 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。
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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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