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平均取=0.12 :螺纹材料屈服点(MP


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  1、液压缸内径和活塞杆直径的确定 液压缸的材料选为Q235无缝钢管,活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径: == F:负载力 (N) A:无杆腔面积 () P:供油压力 (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) 缸筒壁厚计算 π×/≤≥ηδσψμ 当δ/D≤0.08时 (mm) 当δ/D=0.08~0.3时 (mm) 当δ/D≥0.3时 (mm) δ:缸筒壁厚(mm) :缸筒材料强度要求的最小值(mm) :缸筒内最高工作压力(MPa) :缸筒材料的许用应力(MPa) :缸筒材料的抗拉强度(MPa) :缸筒材料屈服点(MPa) n:安全系数 3 缸筒壁厚验算 (MPa) PN:额定压力 :缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) :缸筒耐压试验压力(MPa) E:缸筒材料弹性模量(MPa) :缸筒材料泊松比 =0.3 同时额定压力也应该与完全塑性变形压力有一定的比例范围,以避免塑性变形的发生,即: (MPa) 4 缸筒径向变形量 (mm) 变形量△D不应超过密封圈允许范围 5 缸筒爆破压力 (MPa) 6 缸筒底部厚度 (mm) :计算厚度处直径(mm) 7 缸筒头部法兰厚度 (mm) F:法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力(N) b:连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离(mm) :法兰外圆的半径(mm) :螺钉孔直径 如不考虑螺钉孔,则: (mm) 8 螺纹强度计算 螺纹处拉应力 (MPa) 螺纹处切应力 (MPa) 合成应力 许用应力 F:螺纹处承受的最大拉力 :螺纹外径 (mm) :螺纹底径 (mm) K:拧紧螺纹系数,不变载荷取K=1.25~1.5,变载荷取K=2.5~4 :螺纹连接的摩擦因数,=0.07~0.2,平均取=0.12 :螺纹材料屈服点(MPa) :安全系数,取=1.2~2.5 9 缸筒法兰连接螺栓强度计算 螺栓螺纹处拉应力 (MPa) 螺纹处切应力 (MPa) 合成应力 z:螺栓数量 缸筒卡键连接 卡键的切应力(A处) (MPa) 卡键侧面的挤压应力 卡键尺寸一般取h=δ,l=h, 验算缸筒在A断面上的拉应力 (MPa) 缸筒与端部焊接 焊缝应力计算 (MPa) :缸筒外径 (mm) :焊缝底径 (mm) :焊接效率,取=0.7 :焊条抗拉强度 (MPa) n:安全系数,参照缸筒壁的安全系数选取 如用角焊 h—焊角宽度 (mm) 活塞杆强度计算 1)活塞杆在稳定工况下,如果只承受轴向推力或拉力,可以近似的用直杆承受拉压载荷的简单强度计算公式进行计算: (MPa) 如果活塞杆所承受的弯曲力矩(如偏心载荷等),则计算式: (MPa) 活塞杆上螺纹、退刀槽等部位是活塞杆的危险截面,危险截面的合成应力应该满足: (MPa) 对于活塞杆上有卡键槽的断面,除计算拉应力外,还要计算校核卡键对槽壁的挤压应力: F:活塞杆的作用力(N) d:活塞杆直径 (mm) :材料许用应力,无缝钢管=100~110MPa, 中碳钢(调质)=400MPa :活塞杆断面积 () W:活塞杆断面模数 () M:活塞杆所承受弯曲力矩(N.m) :活塞杆的拉力 (N) :危险截面的直径 (mm) :卡键槽处外圆直径 (mm) :卡键槽处内圆直径 (mm) c:卡键挤压面倒角 (mm) :材料的许用挤压应力(MPa) 活塞杆弯曲稳定行计算 活塞杆细长比计算 :支铰中心到耳环中心距离(油缸活塞杆完全伸出时的安装距); 若活塞杆所受的载荷力完全在活塞杆的轴线上,则按下式验算: (N) (MPa) 圆截面:() :活塞杆弯曲失稳临界压缩力 (N) :安全系数,通常取=3.5~6 K:液压缸安装及导向系数(见机械设计手册5卷21-292) :实际弹性模量(MPa) a:材料组织缺陷系数,钢材一般取a≈1/12 b:活塞杆截面不均匀系数,一般取b≈1/13 E:材料弹性模量,钢材 (MPa) I:活塞杆横截面惯性矩() :活塞杆截面面积 () e:受力偏心量 (m) :活塞杆材料屈服点(MPa) S:行程 (m) 2)若活塞杆所受的载荷力偏心时,推力与支承的反作用力不完全处在中线上,则按下式验算: (N) 其中: 一端固定,另一端自由=1,两端球铰=0.5,两端固定=0.25, 一端固。


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