







A0-ZG装配.dwg
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A0-总装图.dwg
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A1-机械锁.dwg
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A1-上梁.dwg
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A2-顶出缸.dwg
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A2-油箱.dwg
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压砖机机身及液压系统设计说明书.doc
当时,由此可见,为拉应力,为压应力,对壁内任点而言,就是该点的主应力,其剪应力式式表明随的减小而变大,当时,在钢套内侧面上,达到最大值,式因为钢套是塑性材料,根据材料力学第三强度理论有式式中,材料许用应力.薄壁油缸的应力和应变分析采用薄壁油缸结构时,其钢套与上横梁采取过盈配合,上横梁可简化为个圆筒,其结构见图。
因此,内外两圆筒之间产生相互作用的预紧压力,由于预紧压力的存在,使得主油缸外径减小,整机结构更为紧凑。
下面对这种压配组合式油缸的内筒薄壁油缸的应力和应变进行分析。
图薄壁油缸结构简图图薄壁油缸只承受装配压力时应力分布示意图油缸压力为零时,薄壁油缸的应力和应变设为过盈装配时,内外圆筒之间产生的预紧压力,其值决定于过盈量。
设内外圆筒弹性模量及泊松系数均相等时,可由下式计算式当时内外筒配合的过盈量外筒的外半径内筒的外半径内筒的内半径。
此时,内筒只承受装配时产生的预紧压力,在此压力作用下,圆筒横截面上任意点的应力状态可由下式计算式式式其应力分布如图所示,时,的绝对值最大。
时,和都是压应力,的绝对值最大。
时,绝对值随值减小而增大。
即时,的绝对值最大。
可由下式得出任意点的径向位移式将式代人,则有式时,。
当时式当和确定时,薄壁油缸内壁的变形规律为不变,则径向位移随增加而增加不变,则径向位移随增加而减小。
油缸应力为时,薄壁油缸的应力和应变油缸压力为时,薄壁油缸的受力状态如图所示,虚线表示油缸外壁无内压时的大小,显然,随着油缸工作压力的增加,油缸外套将承受更大的压力,为装配压力和工作压力在内外筒之间引起的接触应力之矢量和,也可以认为是由装配过盈量及在工作压力作用下不考虑预应力内筒外壁的径向位移之和产生的接触应力。
图油缸压力为时,薄壁油缸受力状态设时,在油缸工作压力的作用下,并将代人公式得式那么可知式对于内筒上任意点的应力状态,可按下式计算式式式内筒上任意点的径向位移为式当时式.薄壁油缸的优化设计优化目标的提出关于压配式组合钢套的优化设计问题已有人提出,其优化准则是以等强度观点提出的。
如前所述,在压机油缸的设计中,外套筒是压机横梁,它的截面尺寸设计受油缸压力因素的影响很小,主要决定于压机所承受的压制力的大小。
也就是说,压机油缸的外套筒的结构参数外套筒外半径。
和外套筒内半径也可认为是内套筒外半径的关系是由上横梁的应力状态决定。
本文在不考虑上横梁的受力情况下,给出和的关系式式为满足上横梁要求的最小壁厚外套筒壁厚,它的确定由上横梁的设计计算可得。
在本文中,将设为常量注不同的压机值不同。
这样压机油缸的结构参数包括外套筒壁厚内筒外半径内半径和内外套筒配合的过盈量等。
我们提出在满足强度和刚度要求的前提下,使油缸的结构尺寸最小为目标,并以油缸截面面积构成第优化目标式同时,我们认为在满足要求的情况下,过盈量应尽可能小,使该组合油缸的装配工艺相对简单。
这样就得到第二优化目标式.总结该文提出的压机油缸钢套的设计计算方法,为钢套有关参数的确定提供了理论依据,对压机的设计有定的参考价值。
取负值,说明在理想状态时,可以不采取过盈配合,即小负荷时可充分发挥内筒的材料功能如果内压超过定的值时,外筒受力。
从这个意义上说,压机油缸的内筒的外直径和外筒的内直径公差等级都可以取较低等级,但是,其形状公差要求严格。
所以,在油缸设计时,此处仍应采用小的过盈配合。
结论本文对液压压砖机的本体结构及部分液压控制元件进行了计算及选型,在完成设计流程图的前提下,对液压泵及液压缸等主要元件进行强度校核,从而保障机器的运行寿命及生产安全。
在液压压砖机的结构初步成型后,通过对液压系统的性能进行估算以及压制油缸的优化设计,使得机器能够得到最大的工作效率。
但是在设计中还有许多不尽人意的地方,比如对液压系统基本回路方面的知识了解的比较肤浅!还有在对液压系统进行估算时常常把些意义相近的概念相混淆!希望这些知识会在以后的不断学习中有所提高!参考文献俞新陆主编,液压机.北京,官忠范主编,液压传动系统北京机械工业出版社,王春行主编,液压控制系统第版北京机械工业出版社林建亚,何存心主编液压元件北京机械工业出版社雷天觉主编,新编液压工程手册.北京北京理工大学出版社路甬祥主编,液压气功技术手册北京机械工业出版社郑洪生主编,气压传动与控制北京机械工业出版社黄宜,章宏甲主编为代表的新技术对传统制造产业和新兴制造业的渗透形成的机电体化产品,即所谓的数字化装备,其技术范围覆盖很多领域机械制造技术信息处理加工传输技术自动控制技术伺服驱动技术传感器技术软件技术等。
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