偏压对SiSb相变薄膜质的影响计算说明书.docVIP

中期答辩的计算说明书 1. 压机最大工作压力: 1MN； 2. 系统工作压力: 6.3MPa； 3. 回程力：0.1 MN ； 4. 工作行程：500mm； 5. 液压马达最大输出转矩：120000N.m： 6. 液压马达转速：16rpm； 7. 最大工件尺寸：￠1800x2000mm。 为了使液压机结构紧凑，应使液压缸外径尽可能减小。一般来说，当工作缸的总作用力不变时，提高工作液体的压力，液压缸的外径将减小，但是如果钢的材料不变，则当液体压力增加到某一数值后，缸的外径反而会随液体工作压力的增加而增大，这可由下面的公式推导及图中看出液压缸柱塞直径D与该缸总作用力FH之关系为 D=2r=2×102=2×cm 式中 D ——工作柱塞直径（cm） r ——工作柱塞半径（cm） P ——液体工作压力（pa） FH——缸的总作用力（N） 缸的材料初定为铸钢，?取20mm。 缸的内直径D1为 D1=D+?=2r1≈320mm 式中 D1 ——缸内直径（cm） ? ——缸与柱塞在直径上的间隙（cm) r1 ——缸的内半径（cm) 对于法兰支撑的缸，可得缸外直径D2为 D2=2r1=2r2 为简化推导，且由于2r1 ≈2r，可得 D2=2 将上式对p微分，使其一阶导数为零，可以求出缸外径为极小值时，材料需用应力与p的关系如下 Pz==0.289 式中 PZ —— 最佳液体工作压力。 当FH值一定时，可作出在不同的材料许用应力条件下的一组D2随p的变化曲线，如下图所示此图中FH设为4MN。对于每一组D2 - P曲线，其最低点对应的P值即为最佳压力。同理可求出缸底支撑时的最佳压力为 PZ=0.287 当进一步分析缸的重量与液体工作压力之间的关系时，可以发现当液体压力比PZ略低一些时，缸外径D2虽稍有增加，但缸的重量却减轻了，因此，对应于某一确定缸的材料，液体工作压力不宜PZ，一般采用（0.7~0.8）PZ为宜。故有 PZ==≈9×106pa 对于材料许用应力与p的关系如下 Pz==0.289 故= 为保证液压缸的寿命，选用ZG35铸钢做为液压缸材料，且查表的ZG35的许用应力=88Mpa 由此代入公式 D2=2=2×≈360mm 从而可得到缸壁厚度 S= 设计时一般以S为参数，按照下图来初步选择液压缸的有关尺寸，再进行强度校核。法兰外径可根据法兰上表面的需用应力来确定，即将缸的作用力除以法兰的环形接触面积，所得挤压应力应小于，对于ZG35铸钢，可取为80~100Mpa。 其液压缸的一般形状分为两种，参看下面两张图型。 图中有关尺寸为 图中有关尺寸 计算缸体的主要尺寸 校核筒壁部分强度 最大应力点在缸筒内壁，按照下列公式计算的当量应力为 安全系数为 安全 校核缸底部分强度 平底缸的常用计算公式，用锻造方法制成的液压缸，其结构多半为平底缸，中间开有进液口，如下图 其简图为 图中进液孔的半径r1为40mm 在国外一些著名有关液压机的专著中推荐了一些平底液压缸缸底的强度计算公式： 前苏联米海耶夫（B.A.Mhxeeb）推荐 式中 ——计算应力（pa) P——工作液体压力（pa） R——缸内半径（cm) h——缸底厚度（cm） ——系数，与进进液孔rk有关，即 取安全系数n4~4.5。 前苏联罗萨诺夫（B.B.Poahob)推荐 式中 ——系数，取0.7~0.8； 其余符号同前式。 德国谬勒（E.Muller）推荐 以上三个公式都是把平底缸缸底看作周边为固定端的圆形薄板来分析的。 球型缸底的强度计算。在铸造液压缸中，缸底往往做成半球形，缸底厚度与缸壁厚度相等，或为刚壁厚度的1.2~1.3倍。球形缸底的强度