1、压板强度校核
; ~# O& ^* ^, o) x/ x7 Z0 d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; L$ {% k' X: c" M
1 e# A& C Y4 L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' e* q- i! u- h
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:
/ H/ X: S; ]$ q, ~. vF3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
' R5 y, I- r( Y5 Q% W1 o( @+ I以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4
$ L: E. r9 W6 A) w) @- MF4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t0 c& S$ }# @: ]- N( D n0 }, H
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
- I: M( S/ v4 F则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:/ P! }6 v9 A7 y: D0 p& V6 S g
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa6 k0 H) m5 k5 _1 T, L9 N; Z
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;, T4 J: s" @- `! h/ | _
取安全系数为2.5
+ u3 _; x: N5 W/ F0 B: G5 w& d故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]' ~7 h+ o4 q" n' G% F# e
结论:故原压板设计是满足理论要求。
, A; Z6 D- ^; n2改进方案:3 j3 N! ^2 `6 U9 S1 K* U1 u
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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