1、压板强度校核+ Q% t6 F! F1 O! `6 ?( _' ^
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=21.5t7 `, B9 o' Y2 b; \
: X3 k7 S8 [$ d! q3 x2 W1 a! S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
1 ~( F4 |4 K% w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：; b9 ^* f- Q2 B. g$ P1 g) {' r
F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t: L% ~, h# \; V1 j9 `2 `4 r
以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4
! [. m, u! [: j- c/ [0 DF4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
- S5 `5 |' J3 j1 {+ P% \: x$ L已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m22 N- ]" {8 F; q
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：
& D _# t) C. ^σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa3 |) Y$ T: Z. |) f' A6 s
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
5 z) Z/ q* \0 R( ~# e4 L$ }$ ~1 T1 Y取安全系数为2.5
& `/ l; g) K$ g; }6 A8 G, u" A) J故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
6 Z$ G5 r; ]6 f& S6 n结论：故原压板设计是满足理论要求。
" ]" v* a9 d* x6 E2改进方案：
8 i" F7 D" h: I7 o% n: s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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