XII某卸載閥控制器主要結構強度校核計算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u5355某卸載閥控制器主要結構強度校核計算案例 -1-204541.1凸輪組件結構強度校核 -1-136441.2閥桿軸強度校核 -3-卸載閥控制器是通過電動推桿線性前后運動作用在凸輪上進而使小閥桿組件進行軸向運動，所以控制器的機械結構強度校核中，最重要的是凸輪和小閥桿組件滾動軸承和閥軸的強度校核。所以本章要對凸輪，滾動軸承以及閥軸進行強度校核。在實際先導閥液壓力的調查中發(fā)現(xiàn)，先導閥閥芯產(chǎn)生的最大液壓力為P=1311N，所以在進行結構強度校核時，先確定先導閥閥芯對小閥桿組件的最大液壓力為P=1311N。1.1凸輪組件結構強度校核凸輪組件是把電動推桿的線性運動轉換為小閥桿組件的軸向運動的核心元件。通過凸輪組件的緩沖作用，可以很好的保護電動推桿不被先導閥閥芯的液壓沖力所損壞。該結構的設計與強度會改變小閥桿組件運動的可靠性和不變性。（1）凸輪輪廓曲線分析根據(jù)第三章的凸輪輪廓設計可得，凸輪下表面輪廓曲線的兩條水平線相差為5mm，這是先導閥的開口差值，為保障小閥桿組件運動的堅固性，凸輪下表面兩水平線與其相連接的過渡斜線用平滑曲線連接。凸輪輪廓由圖1.1所示，其中θ為平滑曲線角度，θ=30°。L為電動推桿的推程，也是小閥桿組件的滾動軸承在凸輪上的運動軌跡，L=30mm。D為先導閥閥口開口差值，D=5mm。圖4-1圖1.1凸輪輪廓曲線（2）小閥桿在凸輪上的滾動運動分析本設計的控制器機械裝置采用卸載閥滾子在凸輪下表面運動的方式，從而使電動推桿控制小閥桿組件的運動。所以需要分析滾子在凸輪下表面的受力分析，以保證小閥桿組件的正常運動。如圖1.2所示，對卸載閥先導閥的開啟狀態(tài)A，關閉狀態(tài)C，和運行狀態(tài)B這三個狀態(tài)時的小閥桿組件的滾子進行分析。圖4-2圖1.2先導閥開啟與關閉時滾子受力圖對于狀態(tài)A時的滾子來說有以下方程ΣMf=0ΣFx=0所以滾動軸承滾動所需的水平力計算公式為：FA=MAf/R（1.2）式中FA--推動滾子的最小推力MAf—最大扭矩對于狀態(tài)C時的滾子來說，受力情況與狀態(tài)A的受力一樣，對于狀態(tài)B時的滾子來說，滾子受到凸輪下表面斜面的側向壓力?，F(xiàn)在對凸輪進行受力分析，如圖1.3所示。圖4-3圖1.3凸輪下表面受力圖分析圖1.3，發(fā)現(xiàn)A點與C點的受力一樣，并且受到的壓力Fp都是先導閥閥芯對小閥桿組件的液壓力，而B點因為壓力Fpb被斜面分解為Fpb1和Fpb2兩個力，所以B點受到的壓力并沒有A,B點大。由上文可知，最大液壓力P=1311N。凸輪結構材料選擇3Cr13，查詢資料得屈服強度為230000000N/m2，而滾輪與凸輪接觸面積約為6mm2，通過計算可得滾輪作用在凸輪上的強度為21850000N/m2，遠小于凸輪的屈服強度，所以凸輪滿足強度要求。1.2閥桿軸強度校核根據(jù)前文的分析，發(fā)現(xiàn)閥桿軸中間受到來自滾動軸承的橫向力，而兩邊對稱受到閥桿相同的橫向力，因此閥桿軸產(chǎn)生彎曲。此次設計的閥桿軸尺寸為31mm，中心位置受到的應力為先導閥對小閥桿的壓力1311N，由此可得閥桿軸受力分析圖如下所示。FA為A點的反力，F(xiàn)C為C點的反力，F(xiàn)B為集中應力，a為AC距離，c為CB的距離，L為閥桿軸總長度圖4-4圖1.4閥桿軸受力分析因為小閥桿軸受扭矩平衡且A,C點關于B點對稱可知FA=cF/L（1.3）FC=aFB/L（1.4）對于閥桿軸可列方程Fs（x）=aF/L(0<x<=c)（1.5）M（x）=aFx/L(0<x<=c)（1.6）式中，F(xiàn)s——剪力M——彎矩將數(shù)據(jù)帶入方程中，算出剪力為565.5N，彎矩為8.48N?m由于應力集中于閥桿軸中心，并且左右兩邊相對稱，所以AB端與CB端所受剪力大小相同，方向相反。將上述結論繪制成圖，如下所示：圖4-5圖1.5閥桿軸剪力圖圖4-6圖1.6閥桿軸彎矩圖根據(jù)上圖可知，閥桿的剪力大小各處相等，但彎矩是B點最大，并且B點發(fā)生剪力突變和彎矩突變。所以B點平面為危險截面閥桿軸支撐閥桿滾輪，只需要對其進行彎曲強度校核。查資料得，閥桿軸直接應滿足:d=21.683M/σP其中d——閥軸直徑，mmM——彎矩大小。N?mσp——閥軸的最大許用彎曲力，但因為閥桿軸所受到的載荷會變化，并且是對稱受力，所以σp實際大小為原來的二分之一。閥桿軸材料為3Cr13，用正火，退火進行調質處理。查資料可知σ=630MPa，取σp=315Mpa，帶入上面的公式可得閥桿軸的直徑要大于6.5mm閥桿軸B點處的截面為圓形，所以求截面抗彎系數(shù)的公式為W=пd3/3