1、压板强度校核' i1 u. o' ]0 p/ r, k R
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=21.5t9 i# l( L- ^2 G* Z
4 A8 J( i$ Q9 } H. 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=20.5t
! P9 t# o3 t/ n. w8 X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:. a2 w1 `, o, @$ D8 P& m, W4 J
F3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
+ b8 i0 ^3 Y6 t3 g% m: C以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F46 E E4 G2 I2 J/ h. r* ?1 v
F4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t& e2 S t" @ |2 Y5 q/ K8 P8 ~) [" V
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2& D* t( F* `! [7 t5 F4 X+ f/ t
则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:
, V9 T7 }1 d2 U7 H! H: i2 }σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa+ L- {# `4 c& O6 E2 P5 t8 S
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;
) L' r( a8 U; R$ }取安全系数为2.5- }: y5 H; h9 E4 _& z" O% A+ _7 H7 ?
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]/ x0 H) u# a w" H4 s
结论:故原压板设计是满足理论要求。5 b. ^& m0 |; V6 o
2改进方案:
8 ^* k+ l( z B: p+ ~2 N7 Q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。# \! j j* T) _8 @7 v
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