1、压板强度校核; e( @) V) t! ]# W9 }7 D7 y
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=21.5t8 K, t4 i! b& b- |
$ @' j& K% i# D) \8 g4 {3 P% N! k; a; x1 g
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
8 s k6 L- f" ^$ c" T, 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:. h+ F4 @; p8 V
F3=(F2*340/243)/2=287298/2=143649N=14.35t( ^. m" G; d& j
以压板挤压处为支点,计算旋转轴处受力F4! Z9 j& U) }% g; y7 C8 k6 @- A) e
F4= F2*(243+340)/(243*2)=246316N=24.6t
. I# w! S( X& U$ c/ W4 o) \已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
: P: a; t! g7 R- O5 K% ^. _则压板旋转轴中心右边为危险截面,其受屈服应力σ为:; k L/ P: q1 p
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa) B8 F1 R |, ^ Z7 v1 T1 q9 w6 d% t, e
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa;8 P$ q6 s* A& v
取安全系数为2.5
# N) w1 R+ O( l4 S% Q* { K; Y故1.5σ=107*2.5=267.5MPa<[σ]& O5 ]" W1 U/ @
结论:故原压板设计是满足理论要求。0 Y7 z9 B8 s( h5 _
2改进方案: u7 e. U+ t* Z- `' N
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。# E$ W. c1 S1 J% w0 k! N
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