1、压板强度校核
) |; W- i, m, }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
( U4 R* W# W5 u2 |. l ? ' A; p$ M1 w+ e( ?3 r
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=20.5t4 T" a; c5 d6 ^* o. A3 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：7 o: E) o; K5 |" v7 P ~
F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t
7 u9 `" Y: w! \0 `( K以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4
2 T3 I2 [8 i! M% m; h! I- qF4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t3 h* v& }$ t! y9 T% Z
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2# L6 m$ o) `; {" U( m, M
则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：6 I6 {7 h9 \) o. z9 g* {) ]
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa8 n- [! X* T2 |- n
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；) n! ]+ T0 O& C& X" o
取安全系数为2.5" V6 y! N0 Q0 m8 [1 c
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
+ f! ^! j( P8 Z结论：故原压板设计是满足理论要求。# T+ R9 ^' \$ H7 I
2改进方案：! q: v; ^7 k) J ]
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。9 i! B f% T! R9 w
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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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