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。