油缸计算书解析

1、1.1 1#5#执行机构油缸设计计算书1.1.1 设计条件及技术条件的相关规定(1) 1# 5#执行机构油缸主要参数：缸径： 280 mm；杆径： 200mm；工作压力： 25 MPa；行程： 275 955 mm；安装距： 1575 1705mm;速度： 0.005 m/s ；(2) 环境适应性要求：环境温度：-20 C+80C(3) 最小设计寿命： 缸体、活塞杆： 30 年； 密封件： 5 年(累积行程 60 km)；1.1.2 设计结构及材料、标准件选型(1) 结构形式1) 油缸采用底部法兰、杆端耳环带关节轴承的连接形式；2) 法兰与缸筒采用螺纹连接；3) 缸底与缸筒采用螺钉连接；4)

2、活塞与活塞杆采用卡键连接。(2) 材料选用1) 缸筒材料选用27SiMn无缝钢管，调质处理HB27O-3O02) 活塞杆材料选用 45#圆钢，调质处理 HB250-280；0.04mm、3) 缸体内孔280H8活塞杆200f8外圆镀双层铬，单边厚分别为0.05mm；4) 活塞、缸盖、缸底选用 45#，正火处理。(3) 标准件选用1) 油缸所有密封件及导向环均选用 Parker 品牌产品；2) 杆端耳环处选用SKF自润滑关节轴承，型号：GE120ES-2RS3）其它标准件的选用及表面处理遵循相关标准及技术协议要求。1.1.3 主要设计计算及强度校核（1）理论工作能力计算1#5#执行机构油缸理论工

3、作能力，即不考虑密封件摩擦损失和系统损失;在正常工作状态下，工作压力 P= 25MPa时,nDFt = P =4n ( D2 - d2)P =4n X 2802 X25=1538600N4nX (2802 - 2002) X25=753600N4试验压力为：Fy = 37.5 MPa,取工作压力的1.5倍式中:Ft :最大推力（N）F :最大拉力（N）D:缸体缸径（mm）d:活塞杆杆径（mm）P: 工作压力（MPa）R :保压试验压力（MPa）（2）缸底厚度计算当缸底有油孔时，0.433D PyDd(D- d。)=0.433 X0.28 X/37.5 X 0.280147.5 X (0.28

4、- 0.02)=0.0634m 64mm式中:?:缸底厚度（m）司：缸底材料的许用应力（MPa）, “十590=147.5MPa4氐：缸底材料的抗拉强度（MPa）, 45#调质弔=590MPad0：缸底油孔直径（m）n 安全系数，n = 3.55,此处取n = 4因缸底厚度取? ?= ?故强度满足设计要求。（3）缸盖法兰厚度计算螺栓连接式缸盖法兰厚度计算：3F(D0 - dcp) h = v ndp aX 1538600 X (370 - 274.2)nX 274.2 X118=66mm式中:h :法兰厚度（mm）F:法兰受力（N）Do :螺栓孔分布圆直径（mm）dcp :密封环平均直径（mm

5、）a 590d :缸盖材料的许用应力（MPa）, d = = 118MPan 5d :缸盖材料的抗拉强度（MPa）, 45#调质d = 590MPan：安全系数，n = 3.55, 一般取n = 5因法兰厚度取80? ?故强度满足设计要求。（4）缸筒壁厚计算PyD+ c =(2.3 d- F)当3.29mm故油口直径满足设计要求。（6）缸筒与法兰处螺纹强度校核1）缸筒危险截面（外螺纹退刀槽325X 8）处强度校核在工作压力下：危险截面处的拉应力4FK4 X 1538600 X1.5cr=2=108 MPan （D-D2）nX （3252 - 2802）危险截面处的合成应力帀=V/ + 3 T

6、1.3 （= 1.3 X 108 = 140.4MPa式中：F:危险截面处所受的拉力（N）D0 :危险截面直径（mm）K:螺纹拧紧系数，静载时取 K= 1.251.5;动载时取K= 2.54t螺纹处的剪切应力（MPa）os835d :缸体材料的许用应力（MPa）, 0 = = 334MPan 2.5d :缸筒材料的屈服强度（MPa）, 27SiMn调质的o = 835MPan：安全系数，n= 1.52.5,此处取n = 2.5因?= ?.?= ?故危险截面强度满足设计要求2）螺纹牙强度校核缸筒与法兰采用螺纹连接，螺纹选用 M33CX4, Z=23螺纹牙的抗拉强度校核3Fh 3 X 153860

7、0 X 2.165d =n dbZ nX330 X3.4642 X23式中:h:外螺纹牙高,(330 - 325.67)2b:原始三角形高度,b =負=亨X4 = 3.464 =2.165d:螺纹大经，d = 330d1:螺纹小径，d1 = d - 1.0825t = 325.67Z:有效啮合牙数，Z= 23o 980d :缸筒材料的许用应力（MPa）, d = = 196MPan 5d :缸筒材料的抗拉强度（MPa）, 27SiMn调质的o= 980MPan：安全系数，n = 3.55,此处取n = 5因?= ? = ?故螺纹牙的抗拉强度满足设计要求 螺纹牙的剪切强度校核F1538600t=

8、 18.6MPan dbZ n X 330 X 3.464 X23式中：T :缸筒材料的许用应力（MPa），当材料为27SiMn时，T = 167MPa因?= ?= ?故螺纹牙的剪切强度满足设计要求综上所述：缸筒与法兰连接螺纹强度满足计算要求（7）活塞杆强度校核1）活塞杆危险截面（外螺纹退刀槽125X 6）处强度校核在工作压力下：危险截面处的拉应力4F|Kc nd24 X 753600 X 1.25nX1252=76.8 MPa危险截面处的合成应力ob = Vc? + 3 T 1.3 (= 1.3 X 76.8 = 99.84MPa式中:F :危险截面处所受的拉力（N）d1 :危险截面直径（m

9、m）K:螺纹拧紧系数，静载时取 K= 1.251.5;动载时取K= 2.54t螺纹处的剪切应力（MPa）,当材料为45#时，T = 70MPao 345d:活塞杆材料的许用应力（MPa）， 0 = = 138MPan 2.5d:活塞杆材料的屈服强度（MPa），45#调质的o= 345MPan：安全系数，n = 1.52.5，此处取n = 2.5因？?= ?= ?故危险截面强度满足设计要求2）活塞杆与耳环处螺纹牙强度校核耳环与活塞杆采用螺纹连接，螺纹选用 M130X 3, Z=35螺纹牙的抗拉强度校核CT =3Fm _ 3 X 753600 X 1.62375n dbZ= nX130 X2.59

10、82 X35式中:b:原始三角形高度，a/3v3b = y t = X3 = 2.598h:外螺纹牙咼，(d- d1)(130 - 126.7525)h =- = 1.623752 2d:螺纹大经，d = 130di :螺纹小径,di = d- 1.0825t = 126.7525乙有效啮合牙数，Z= 23ob 590d :活塞杆材料的许用应力（MPa）, d=- = 118MPan 5d :缸筒材料的抗拉强度（MPa）, 45#调质的d= 590MPan：安全系数，n = 3.55,此处取n = 5因?= ? = ?故螺纹牙的抗拉强度满足设计要求 螺纹牙的剪切强度校核号=753600= 20

11、.3MPan dbZ n X 130 X 2.598 X35式中:T :活塞杆材料的许用应力（MPa），当材料为45#时，T= 70MPa因?= ?= ?故螺纹牙的剪切强度满足设计要求综上所述：活塞杆与耳环连接螺纹强度满足计算要求（8）缸体与缸盖螺栓连接强度校核选用M30螺栓，螺栓数量：Z=15螺纹处的拉应力4FKd= ndZ =4 X 1538600 X 1.5=nX26.2112 X15 = 285.3MPa螺纹处的合成?= ?+ 3?1.3?= 1.3 X 285.3 = 370.9MPa式中：Z:螺栓数量，Z = 15 ;其他符号同螺纹连接时计算公式835d :缸体材料的许用应力(MPa), d =晋=丁 = 417.5MPaos:缸体材料的屈服强度(MPa)，27SiMn调质的爲=835MPan：安全系数，n= 1.52.5, 般取n = 2,因？初=?.?1? = ?.?故螺栓的强度满足设计要求(9) 耳环宽度的强度校核耳环宽度F1538600EW= =6= 0.065m = 65 mmd o0.12 X980 X