plc四柱液压机控制系统设计(编辑修改稿)

plc四柱液压机控制系统设计(编辑修改稿)内容摘要：

n— 安全系数，通常取 n=5 当 D  时 ,材料使用不够经济 ,应改用高屈服强度的材料 . 筒壁厚校核 额定工作压力 P , 应该低于一个极限值 ,以保证其安全 . P  21D DDP   MPa =  2  =47MPa （ 29） 1D =外径 D=内径 同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生 : rlP 1s = 320  = MPa （ 210） rlP 缸筒完全塑性的变形压力 , s 材料屈服强度 MPa rP 钢筒耐压试验压力， MPa   rlPP ~ =～ MPa （ 211） 缸筒的暴裂压力 rP rP 1b = 610  = （ 212） 缸筒底部厚度 缸筒底部为平面时 : 1  PD p2 11  122252D D  mm （ 213） 取 2020 mm 1 筒底厚， MM 核算缸底部分强度 按照平板公式即米海耶夫推荐的公式计算，缸底进油孔直径 kr 为φ 20cm 则 Ψ =112 22 r rr k = 642064 = （ 214） 21 pr= 2  = MPa （ 215） 按这种方法计 算 [ ]=100MPa  [ ] 所以安全 缸筒端部法兰厚度 :   31 104 F bh  pa rr  =  1 2 20 . 0 20 . 4 8 5 1025018 0 0 0433 = （ 216） 取 h=100mm ar 法兰外圆半径。 1r 螺孔直径。 螺 钉 – M30 b— 螺 钉 中心到倒角端的长度 1r =32cm 2r = 42cm 4r = 1h = 12 rr =10cm h=10cm 5r = 21  12 rr =37cm 3r = 21  Rrr  24 =21    = 12 图 校核法兰部分强度：    1231212 24 ln)6( 1rrrrrr   =   3242ln32423242 )( 1 324 = （ 217） 14315253ln)(2121)(rrhhrhrrPM  （ 218） 其中 P=52rPHπ = 5212 rprππ 372 25322  ππ ==（ 219） 2h=  = （ 220） 5221 r 2  = （ 221） 31)(hh 3)1010( =1 （ 222） 14lnrr = = （ 223） 13 所以 6 3 3 )(  M = )(6 212221 rr PhM Hz  π )3242( 253210 2222   ππ （ 224） =+= MPa[ ] 满足要求 依据上面公式当垫片的厚度为大于 10cm 时就能满足要求， 为了满足横梁的强度和工艺性，垫片厚度选用 25cm。 因此可以推算横梁的厚度取大于 25cm 即满足要求。 缸筒法兰连接螺 钉 ： 表 螺 钉 所选材料 型号 b ≥／ MPa s ≥／ MPa s ≥／ % 35 540 320 17 (1)螺 钉 处的拉应力   = 62110zd4kF  MPa = 623 10018 0 0 04  = 310 MPa （ 225） z螺 钉 数 12 根。 k拧紧螺纹的系数变载荷 取 k=4。 1d 螺纹底径 , m (2)螺纹处的剪应力 :  = 631 01 kFdK  MPa （ 226） 0nsp   = 725360  MPa （ 227） s 屈服极限 0n 安全系数。 5 (3)合成应力 : n 14 n = 22 3    =  MPa  P （ 228） 垫片与横梁间螺钉的校核： (1)螺 钉 处的拉应力   = 62110zd4kF  MPa = 623 10120 3 018 0 0 04  = 310 MPa （ 229） z螺 钉 数 12 根。 k拧紧螺纹的系数变载荷 取 k=4。 1d 螺纹底径 , m (2)螺纹处的剪应力 :  = 631 01 kFdK  MPa （ 230） 0nsp   = 725360  MPa （ 231） s 屈服极限 0n 安全系数。 5 (3)合成应力 : n n = 22 3    =  MPa  P （ 232） 活塞杆直径 d 的校核： 表 23 活塞杆所选材料 型号 b ≥／ MPa s ≥／ MPa s ≥／ % 45MnB 1030 835 9 15 ][4 Fd     （ 233） d= 满足要求 F— 活塞杆上的作用力 ][ — 活塞杆材料的许用应力，][ = b / 下缸的设计计算： 表 型号 b ≥／ MPa s ≥／ MPa s ≥／ % 45 610 360 14 下缸筒壁厚  公式 :  = 0 + 1C + 2C 当 D  ～ 时，用使用公式 : 0maxmax32 PDPp = 3 1 .2 531 2 22 .3 1 .2 5   = m 取  = 0 为缸筒材料强度要求的最小， M 1C 为钢筒外径公差余量， M 2C 为腐蚀余量， M maxP 试验压力， P 16M aP 时，取maxP = P— 管内最大工作压力为 25 M aP p 钢筒材料的许用应力， M aP p = b /n 16 b 钢筒材料的抗拉强度， M aP n— 安全系数，通常取 n=5 当 D  时 ,材料使用不够经济 ,应改用高屈服强度的材料 . 下缸筒壁厚校核 额定工作压力 P , 应该低于一个极限值 ,以保证其安全 . P  21D DDP   MPa =  2  = 1D =外径 D=内径 同时额定工作压力也应该完全塑性变形的发生 : rlP 1s = 320  = MPa rlP 缸筒完全塑性的变形压力 , s 材料屈服强度 MPa rP 钢筒耐压试验压力， MPa   rlPP ~ =～ MPa 缸筒的暴裂压力 rP rP 1b = 610  = 缸筒底部厚度 缸筒底部为平面 : 1  PD p2 17  122252D D 401  mm 取 801 mm 1 筒底厚， MM 核算缸底部分强度 按照平板公式 即米海耶夫推荐的公式计算，缸底进油孔直径 kr 为φ 8cm，则 Ψ =112 22 r rr k = 25825 = 21 pr= 2  = 按这种方法计算 [ ]=100MPa  [ ] 所以安全 缸筒端部法兰厚度 :h   31104 F bh pa rr  =  1 2 20 . 0 1 20 . 1 8 6 1022020 0 0 0433 = 取 h=40mm ar 法兰外圆半径。 1r 螺孔直径。 螺栓 – M12 b— 螺栓中心到倒角端的长度 1r = 2r = 16cm 4r = 1h = 12 rr = h=4cm 5r = 21  12 rr = 3r = 21  Rrr  24 =21    = 18 校核法兰部分强度：    1231212 24 ln)6( 1rrrrrr   =    )( 1 324 = 14315253ln)(2121)(rrhhrhrrPM  其中 P=52rPHπ = 5212 rprππ 2 ππ == 2h=  = 5221 r 2  = 31)(hh 3)( = 14lnrr = = 所以 )(  M = MPa )(6 212221 rr PhM Hz  π )( 2222   ππ。