1、压板强度校核
* h4 N0 m5 T# N- a+ R; } z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=21.5t3 n3 L* r: S2 U2 u6 X+ H# V u
7 D1 z, ]3 e/ e6 _" ?- |$ {- q
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
7 a8 j( \! R0 n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:
; H2 ]; f- H5 T; U$ pF3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t
, j8 V; T$ W) m4 ^+ m) d以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4
- H5 o1 G8 t& }; K2 o8 X8 `F4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t% s4 K3 K! W: k, C+ x$ O+ z
已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
9 j$ D4 {8 V6 y: U$ e则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:
) }$ q0 x4 p; P- I+ A. ]; [6 ~σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa
1 K& p9 k: Q' R5 \而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;
& g4 m! l+ I, f: } N6 k3 M取安全系数为2.5
8 i9 H; t: B+ Y0 x4 m- P$ E故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]
( y5 q: r7 g, |3 m" l结论:故原压板设计是满足理论要求。
. F$ U+ ]5 B/ `) Z2改进方案:+ x' i( x$ O$ b
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。) g" f/ s/ ~8 Z& M. B* S
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