1、压板强度校核
4 P: B D' h5 _5 z! T. y6 c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; b+ w; ~* ^# L5 X8 ?
$ }& \3 Q, O( K/ 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=20.5t) U, m& A4 X# P
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：6 }8 R2 c; T1 I* R9 \
F3=（F2*340/243）/2=287298/2=143649N=14.35t4 ?! P x. Z) w/ z$ ]
以压板挤压处为支点，计算旋转轴处受力F4. A5 v, [& e! l. |8 ^
F4= F2*(243+340)/（243*2）=246316N=24.6t
0 U8 t( [9 g, m+ n0 {已知受弯截面为S,S=0.115*0.02=0.0023m2
6 h+ c, V6 G3 O" N8 ~: e( ~8 w则压板旋转轴中心右边为危险截面，其受屈服应力σ为：8 D6 y+ |, k% N0 m
σ= F4/s=246316/0.0023=107MPa9 i8 T& s5 R. r I4 B; v5 E
而45#一般调质后的许用弯曲应力[σ]为300MPa；
5 ?* L8 g* C4 ?( p ?& z% ^取安全系数为2.5, b1 [& R* k' H( t
故1.5σ=107*2.5=267.5MPa＜[σ]
~2 V) F7 ^$ L; ~& s6 ~结论：故原压板设计是满足理论要求。* S, g% `) q: z& h
2改进方案：
* Y/ _) V" r' W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。4 N c' H7 I; {
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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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