液压缸计算公式.docx
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液压缸计算公式
液压缸计算公式
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:
4，F4==D,3.14，,p
F:
负载力（N）
2A:
无杆腔面积（）mm
P:
供油压力（MPa）D:
缸筒内径（mm）:
缸筒外径（mm）D1
2、缸筒壁厚计算
π×,?
?
ηδσψμ
1）当δ/D?
0.08时
pDmax,,（mm）02,p
2）当δ/D=0.08~0.3时
pDmax,,（mm）02.3,-3ppmax
3）当δ/D?
0.3时
,,，0.4pDpmax,,,,（mm）0,,2,1.3p,pmax,,
b,,pn
δ:
缸筒壁厚（mm）
:
缸筒材料强度要求的最小值（mm）0
:
缸筒内最高工作压力（MPa）pmax
:
缸筒材料的许用应力（MPa）,p
:
缸筒材料的抗拉强度（MPa）,b
:
缸筒材料屈服点（MPa）,s
n:
安全系数
3缸筒壁厚验算
22,（D,D）s1（MPa）PN,0.352D1
D1P,2.3,lgrLsD
PN:
额定压力
:
缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa）PrL
:
缸筒耐压试验压力（MPa）Pr
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）PN,0.35~0.42PrL
4缸筒径向变形量
22,,DPDD，1r,,D,,，,（mm）22,,EDD,1,,变形量?
D不应超过密封圈允许范围
5缸筒爆破压力
D1PE,2.3,lg（MPa）bD
6缸筒底部厚度
Pmax,（mm）,0.433D12,P
:
计算厚度处直径（mm）D2
7缸筒头部法兰厚度
4Fbh,（mm）,（r,d）,aLP
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）ra
:
螺钉孔直径dL
如不考虑螺钉孔，则:
Fb4h,（mm）,r,aP
8螺纹强度计算
螺纹处拉应力
KF,,（MPa）,22d,D，，14
螺纹处切应力
KKFd10,,（MPa）330.2（d,D）1
合成应力
22,,,，3,,,nP
s,许用应力,Pn0
F:
螺纹处承受的最大拉力:
螺纹外径（mm）d0
:
螺纹底径（mm）d1
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=0.12KKK111
:
螺纹材料屈服点（MPa）,s
:
安全系数，取=1.2~2.5nn00
9缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力
KF,（MPa）,,2dz14
螺纹处切应力
KKFd10,（MPa）,30.2dz1
合成应力
22,,,，3,,1.3,,,nP
z:
螺栓数量
10、缸筒卡键连接
卡键的切应力（A处）
2,D1PmaxPDmax14,,,（MPa）,Dl4l1
卡键侧面的挤压应力
2,D1P2maxPDmax14,,,c22,,D（D,2h）h（2D,h）1121,44
hhh卡键尺寸一般取h=δ,l=h,,,122
验算缸筒在A断面上的拉应力
2,D1P2maxPDmax14,,,（MPa）2222,,,（D,h）-D（D,h）,D11
4
11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算
F,b（MPa）,,,,n22，，Dd,,114
D:
缸筒外径（mm）1
d:
焊缝底径（mm）1
:
焊接效率，取=0.7,,
:
焊条抗拉强度（MPa）,b
n:
安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取
如用角焊
F2,,Dh,1
h—焊角宽度（mm）
12、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:
F（MPa）,,,,P,2d4
2）如果活塞杆所承受的弯曲力矩（如偏心载荷等），则计算式:
,FM,,,,，,,（MPa）P,,AWd,,
3）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:
F21.8,,,,（MPa）nP2d2
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:
F42,,,,pp2,,，，ddc,，2,13
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，,,PP中碳钢（调质）=400MPa,P
2:
活塞杆断面积（）mmAd
3W:
活塞杆断面模数（）mmM:
活塞杆所承受弯曲力矩（N.m）
:
活塞杆的拉力（N）F2
:
危险截面的直径（mm）d2
:
卡键槽处外圆直径（mm）d1
:
卡键槽处内圆直径（mm）d3
c:
卡键挤压面倒角（mm）,:
材料的许用挤压应力（MPa）pp
13、活塞杆弯曲稳定行计算
活塞杆细长比计算
L4B,,d
:
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）;LB
1）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:
F1
FKF,1nk
26EI，,101F,（N）K22KLB
E5E,,1.8，10（MPa）1，，，，1，a1，b
4d,44I,,0.049dm圆截面:
（）64
F:
活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）K
:
安全系数，通常取=3.5~6nnKK
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）E1
a:
材料组织缺陷系数，钢材一般取a?
1/12b:
活塞杆截面不均匀系数，一般取b?
1/13
5E:
材料弹性模量，钢材（MPa）E,2.1，10
4I:
活塞杆横截面惯性矩（m）
2:
活塞杆截面面积（m）Ad
e:
受力偏心量（m）
:
活塞杆材料屈服点（MPa）,s
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F1
处在中线上，则按下式验算:
6,A，10SdF,（N）K81，esec,d
2FLKB,a,其中:
06EI，10
aaa一端固定，另一端自由=1，两端球铰=0.5，两端固定=0.25，000
a一端固定，另一端球铰=0.350
14、缸的最小导向长度
SDH,，202（mm）导向套滑动面的长度
1）在缸径?
80mm时
A=（0.6~1）D2）在缸径,80mm时
A=（0.6~1）d活塞宽度取
B=（0.6~1）D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算
材料直径:
PKCnd,1.6,P
4C,10.615K,，或按照机械设计手册选取（5卷11-28）4C,4C
D一般初假定C-5~8C,d
有效圈数:
'4PGdFdnn,,38PDP'n
弹簧刚度
4GdGDP',,348Dn8Cn总圈数
n,n，x1
x:
1/2（见机械设计手册第5卷11-18）
节距:
H（1~2）d,0t,n
间距:
,t,d
自由高度:
H,（n，1）d0
最小工作载荷时高度:
H,H-F101
34PDPC8n8nP111FF,,,或者114P'GdGD
最大工作载荷时的高度
H,H-Fn0n
34PDPC8n8nPnnn或者FF,,,1n4P'GdGD
工作极限载荷下的高度
H,H-Fj0j
34PDPCP8n8njjjF或者F,,,1j4P'GdGD
弹簧稳定性验算
高径比:
H0b,D
应满足下列要求
两端固定b?
5.3一端固定，另一端回转b?
3.7两端回转b?
2.6当高径比大于上述数值时，按照下式计算:
P,CP'H,PCB0n
P:
弹簧的临界载荷（N）C
C:
不稳定系数（见机械设计手册第5卷11-19）B
P:
最大工作载荷（N）n
强度验算:
,，0.750minS,,S安全系数P,max
:
弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度，,0
（见机械设计手册第5卷11-19）
8KD,:
最大载荷产生的最大切应力，,P,maxnmax3,d
8KD,:
最小载荷产生的最小切应力，,P,min1min3,d:
许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取SP
=1.3~1.7，当精确度低时，取=1.8~2.2SSPP
S静强度:
安全系数S,,SP,max
:
弹簧材料的屈服极限,S
15系统温升的验算
在整个工作循环中，工进阶段所占的时间最长，为了简化计算，主要考虑工进时的发热量。
一般情况下，工进速度大时发热量较大，由于限压式变量泵在流量不同时，效率相差极大，所以分别计算最大、最小时的发热量，然后加以比较，取大值进行分析。
当时,,10cmmin
,22333,qD00801m050310m0503L,,，，,，,..min.min.min,44
此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有
320503..，P027kW,,.入6001，.
10,,23,,，，，,,.PF225001010kW0037kW出60
此时的功率损失为
,,,,,PPP0270037kW0233kW...，，入出
当，时,,120cmminq603L,.min
32603..，P046kW,,.入6007，.
120,,23,,，，，,,.PF225001010kW045kW出60
,,,,,PPP046045kW001kW...，，入出
可见在工进速度低时，功率损失为0.233kW，发热量最大。
32假设系统的散热状况一般，取K1010kWcmC,，,:
油箱的散热面积A为，，
33222A0065V0065160192m,,,...
系统温升为
P0386.,,,,t201?
?
.,3KA1010192，，.
验算表明系统的温升在许可范围内。
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