液压缸计算公式液压缸内径和活塞杆直径的确定等.docx
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液压缸计算公式液压缸内径和活塞杆直径的确定等
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:
2、缸筒壁厚计算
7tX/<>T]8（T。
（1
1）当S/DW0.08时
0>pmaxD（mm
2p
2）当S/D=0.08~0.3时
02^^（mm
2.3p3Pmax
3）当S/DA0.3时
Dp0.4pmax
0一」（mm
2-p1.3pmax
8:
缸筒壁厚（mm
0:
缸筒材料强度要求的最小值（mm
Pmax：
缸筒内最高工作压力（MPA
p：
缸筒材料的许用应力（MPa
b:
缸筒材料的抗拉强度（MPa
s：
缸筒材料屈服点（MPa
n：
安全系数
3缸筒壁厚验算
PN0.35s（Dl22D2）（MPa）
D1
D1
Pl2.3sig'
PN额定压力
Pl：
缸筒发生完全塑性变形的压力（MPa）
F>:
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
以避免
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,
塑性变形的发生，即：
PN0.35~0.42PrL（MPa）
4缸筒径向变形量
D型J（mm
ED12D2
变形量△D不应超过密封圈允许范围
5缸筒爆破压力
PE2.3blg^D1（MPa）
6缸筒底部厚度
10.433。
2^^（mmP
D2:
计算厚度处直径（mm
7缸筒头部法兰厚度
、4Fb/X
h卜_t^-（mm
（ra山）P
F:
法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力（b:
连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离（%:
法兰外圆的半径（mm
ND
mm
dL:
螺钉孔直径
如不考虑螺钉孔，则:
「4Fb
hr—（mm
8螺纹强度计算
螺纹处拉应力
KF
22
—d12D2
4
（MPa）
螺纹处切应力
KiKFdo
33
0.2（d：
D3）
（MPa）
合成应力
n。
F:
螺纹处承受的最大拉力
或：
螺纹外径（mm
di:
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
Ki：
螺纹连接的摩擦因数，Ki=0.07~0.2,平均取Ki=0.12
s：
螺纹材料屈服点（MPa
n0:
安全系数，取n0=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
—d2z
4
螺纹处切应力
K1KFd0
0.2d；z
（MPa）
合成应力
1.3P
z:
螺栓数量10、缸筒卡键连接
卡键的切应力（A处）
卡键侧面的挤压应力
PD2
小丁PmaxD2
cD12（D12h2）2h（2D1""h）
丁4
卡键尺寸一般取h=S,l=h,hih2
11、缸筒与端部焊接
焊缝应力计算
——F」（MPa）
—D；d12n
4
Di：
缸筒外径（mm
di：
焊缝底径（mm
:
焊接效率，取=0.7
b：
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
、,2F
D1h
h一焊角宽度（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：
-P（MPa）
—d2
4
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
P（MPa）
AdW'/
3）活塞杆上螺纹、退刀梢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：
n1.8与p（MPa）
d2
对于活塞杆上有卡键梢的断面，除计算拉应力外，还要计算校核卡键
对梢壁的挤压应力：
4F2
d12d32cpp
F:
活塞杆的作用力（N）d:
活塞杆直径（mm
p：
材料许用应力，无缝钢管p=i00~ii0MPa
中碳钢（调质）p=400MPa
A:
活塞杆断面积（mm2）
W活塞杆断面模数（mm3）
M活塞杆所承受弯曲力矩（N.m）
F2：
活塞杆的拉力（N）
d2：
危险截面的直径（mm
d1:
卡键梢处外圆直径（mm
d3:
卡键梢处内圆直径（mm
c：
卡键挤压面倒角（mm
pp:
材料的许用挤压应力（MPa
13、活塞杆弯曲稳定行计算
活塞杆细长比计算
4Lb
d
Lb：
支校中心到耳环中心距离（油缸活塞杆完全伸出时的安装距）
1）若活塞杆所受的载荷力Fi完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算:
Fk
nk
Fi
Ei
2EiI106
k2lB
（N）
i.8i05（MPa
4
圆截面：
I—0.049d4（m4）
64
Fk：
活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）
队：
安全系数，通常取n”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）
Ei：
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E2.1105（MPa
I:
活塞杆横截面惯性矩（m4）
A:
活塞杆截面面积（m2）
e：
受力偏心量（m1
s：
活塞杆材料屈服点（MPa
s：
行程（m）
2）若活塞杆所受的载荷力F1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：
sAd106
d8
1—esecd
其中：
aFklB
0:
EI106
一端固定，另一端自由a0=1,两端球较a0=0.5,两端固定a0=0.25,
一端固定，另一端球较a。
=0.35
14、缸的最小导向长度
HaD
202（mm
导向套滑动面的长度
1）在缸径w80mm寸
A=（0.6~1）D2）在缸径＞80mm寸
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:
d1.6
PnKC
K口竺15或按照机械设计手册选取（5卷11-28）
4C4C
CD一般初假定C-5~8d
有效圈数：
_4__'
GdFnFd
n
8PnD3P'
弹簧刚度
_4_
PGdGD
P34
8Dn8Cn
总圈数
n1nx
x:
1/2（见机械设计手册第5卷11-18）
节距：
tHo（1~2）dn
间距：
td
自由高度：
Ho（n1）d
最小工作载荷时高度:
H1H0-F1
最大工作载荷时的高度
H0-Fn
P
P'
工作极限载荷下的高度
HjHo-Fj
Fj
8nPjD3
Gd4
___4
8nPjC
GD
或者Fi
P
P'
弹簧稳定性验算
高径比：
b力
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:
兄CbP'H。
>用
R：
弹簧的临界载荷（N）
Cb:
不稳定系数（见机械设计手册第5卷11-19）
Pn:
最大工作载荷（N）
强度验算：
安全系数S00.75minSp
max
0:
弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度，
（见机械设计手册第5卷11-19）
Sp=1.3~1.7,当精确度低时，取Sp=1.8~2.2
静强度：
安全系数S上Sp
max
s：
弹簧材料的屈服极限
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10cm/min时
可见在工进速度低时，功率损失为0.233kW,发热量最大。
假设系统的散热状况一般，取K10103kW/cm2
C，油箱的散热面积A为
A0.065300.065316021.92m2
系统温升为
Pt
KA
0.386
3
10101.92
20.1C
验算表明系统的温升在许可范围内
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