液压缸计算公式.docx

1、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，,pF:负载力 (N) 2A:无杆腔面积 () mmP:供油压力 (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) D12、缸筒壁厚计算 ,? 1)当/D?0.08时 pDmax,(mm) 02,p2)当/D=0.080.3时 pDmax,(mm) 02.3,-3ppmax3)当/D?0.3时 ,，0.4pDpmax,(mm) 0,2,1.3p,pmax,b, pn:缸筒壁厚(mm) ,:缸筒材料强度要求的最小值(mm) 0:

2、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) ,sn:安全系数 3 缸筒壁厚验算 22,(D,D)s1(MPa) PN,0.352D1D1P,2.3,lg rLsDPN: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) PrE: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,0.350.42PrL4 缸筒径向变形量 22,DPDD，1r,D,，,(mm) 2

3、2,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) bD6 缸筒底部厚度 Pmax,(mm) ,0.433D12,P:计算厚度处直径(mm) D27 缸筒头部法兰厚度 4Fbh,(mm) ,(r,d),aLPF: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,aP8 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,，

4、3, nP,s,许用应力 ,Pn0F:螺纹处承受的最大拉力 :螺纹外径 (mm) d0:螺纹底径 (mm) d1K:拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.251.5，变载荷取K=2.54 :螺纹连接的摩擦因数，=0.070.2，平均取=0.12 KKK111:螺纹材料屈服点(MPa) ,s:安全系数，取=1.22.5 nn009 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, nPz:螺栓数量 10、缸筒卡键连接 卡键的切应力(A处) 2,D1PmaxPDmax14, (MPa) ,

5、Dl4l1卡键侧面的挤压应力 2,D1P2maxPDmax14, ,c22,D(D,2h)h(2D,h)1121,44hhh卡键尺寸一般取h=,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),D11411、缸筒与端部焊接 焊缝应力计算 F,b (MPa) ,n22，Dd,114D:缸筒外径 (mm) 1d:焊缝底径 (mm) 1:焊接效率，取=0.7 ,:焊条抗拉强度 (MPa) ,bn:安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取 如用角焊 F2 ,Dh,1h焊角宽度 (mm) 12、活塞杆强度计算 1)活塞杆在稳定工况

6、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,2d42)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,，2,13F: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=100110MPa， ,PP中碳钢(调质)=400MPa ,P2:活塞杆断

7、面积 () mmAd3W: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) d3c:卡键挤压面倒角 (mm) ,:材料的许用挤压应力(MPa) pp13、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); LB1)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: F1FKF, 1nk26EI，,101F, (N) K22KLBE5E,1.8，10(MPa) 1，1，a1，b4d,44I,0.0

8、49dm圆截面:() 64F:活塞杆弯曲失稳临界压缩力 (N) K:安全系数，通常取=3.56 nnKKK: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) E1a: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 5E:材料弹性模量，钢材 (MPa) E,2.1，104I:活塞杆横截面惯性矩(m) 2:活塞杆截面面积 (m) Ade:受力偏心量 (m) :活塞杆材料屈服点(MPa) ,sS: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)

9、K81，esec,d2FLKB,a,其中: 06EI，10aaa一端固定，另一端自由=1，两端球铰=0.5，两端固定=0.25， 000a一端固定，另一端球铰=0.35 014、 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=(0.61)D 2)在缸径,80mm时 A=(0.61)d 活塞宽度取 B=(0.61)D 15、圆柱螺旋压缩弹簧计算 材料直径: PKCn d,1.6,P4C,10.615K,， 或按照机械设计手册选取(5卷11-28) 4C,4CD 一般初假定C-58 C,d有效圈数: 4PGdFdn n,38PDPn弹簧刚度 4GdGD

10、P, 348Dn8Cn总圈数 n,n，x1x:1/2 (见机械设计手册第5卷 11-18) 节距: H(12)d,0t, n间距: ,t,d 自由高度: H,(n，1)d 0最小工作载荷时高度: H,H-F 10134PDPC8n8nP111FF,或者 114PGdGD最大工作载荷时的高度 H,H-Fn0n34PDPC8n8nPnnn或者 FF,1n4PGdGD工作极限载荷下的高度 H,H-Fj0j34PDPCP8n8njjjF或者 F,1j4PGdGD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

11、于上述数值时，按照下式计算: P,CPH,P CB0nP:弹簧的临界载荷 (N) CC:不稳定系数 (见机械设计手册第5卷 11-19) BP: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,d8KD,: 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=1.31.7 ， 当精确度低时，取 =1.82.2 SSPP,S静强度: 安全系数 S,SP

12、,max:弹簧材料的屈服极限 ,S15 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,.min32603.， 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。