液压缸设计计算

1、第一部分总体计算1、压力油液作用在单位面积上的压强P = F A Pa式中：F作用在活塞上的载荷，NA活塞的有效工作面积，m2从上式可知，压力值的建立是载荷的存在而产生的。在同一个活塞的有效工作面积上， 载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。换句话说，如果活塞的有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生的作用力就越大。额定压力(公称压力)PN,是指液压缸能用以长期工作的压力。最高允许压力 pmax ,也是动态实验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。通常规定为：pmax < 1.5P MPa。耐压实验压力 pr,是检验液压缸质量时需承受的实验压力，即在此压力下不出现变形、裂缝或破裂。通常

2、规定为：Pr E1.5PN MPa。液压缸压力等级见表 1。表1 液压缸压力等级单位MPa压力范围0 2.5>2.5 8>8-16> 16 32>32级别低压中压中高压高压超高压2、流量单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积：Q = V tL/min由于 V=nAtM103 L 则 Q =vA = D2v><103 L/min4对于单活塞杆液压缸：23当活塞杆伸出时Q = - D 21034当活塞杆缩回时Q=(D2-d2)、 1034式中：V液压缸活塞一次行程中所消耗的油液体积，L;液压缸活塞一次行程所需的时间,D液压缸缸径，m；d活塞杆直径，m;v活塞运动速

3、度，m/min。3、速比液压缸活塞往复运动时的速度之比:viD -d式中:vi活塞杆的伸出速度，m/min;V2活塞杆的缩回速度，m/min;D一液压缸缸径，m;d活塞杆直径，m=计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细导致稳定性不好。4、液压缸的理论推力和拉力活塞杆伸出时的理推力:活塞杆缩回时的理论拉力:F1 = A1P 106 = - D2p 106 N_ 622一 6 .F2 = F2P 10 = (D -d )p 10 N式中：人一一活塞无杆腔有效面积，m2 ;A2活塞有杆腔有效面积，m2;P工作压力，MPaD液压缸

4、缸径，m；d 活塞杆直径， m)5、液压缸的最大允许行程活塞行程S,在初步确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑的，但这一工作行程并不一定是油缸的稳定性所允许的行程。为了计算行程，应首先计算出活塞的最大允许计算长度。因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出：二 EImm式中:Fk 活塞杆弯曲失临界压缩力，N;E材料的弹性卞II量。钢材的E=2.1X10 5MPaI 活塞杆横截面惯性矩，mm4;圆截面44I = 0.049d °64d2将上式简化后Lk : 320 mm.Fk(安全由于旋挖钻机液压缸基本上是一端耳环、一端缸底安装，所以油缸的最大计算长度 系数取3)d2= 208.4D

5、 P式中:P油缸的工作压力;油缸安装形式如图1。图1液压缸安装形式L= Lk =208.4 D P -1行程 S (L -11 -ll)26、液压缸主要参数A.液压缸产品启动压力起动时，记录下的油缸起动压力为最低起动压力.判断基准起动：压力0.6MPa。B.内泄漏输入额定压力1.31.5倍的压力，保压5分钟，测定经活塞泄至未加压腔的泄漏量。C.外泄漏全程往复运行多次，观察焊接各处及活塞杆密封处及各结合面处的漏油、挂油、带油。D.耐压输入额定压力1.31.5倍的压力，保压5分钟.所有零件均无松动、异常磨损、破坏或 永久变形异常现金蝉脱壳的外渗漏现象。E.缓冲调整溢流阀使其试验压力为公称压力的50

6、%使液压缸作全行程动作，同时，观看缓冲效果和缓冲长度。第二部分缸筒计算1、缸筒结构缸筒结构见表2。表2缸筒结构缸头法兰连接缸头内螺纹连接优点：重量轻，外径较小缺点：装卸时要用专用的工具，拧端部时, 有可能把O形圈拧扭曲。缸筒跟缸底采用焊接连接2、缸筒材料缸筒材料要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接缸筒还要求有良好的焊接性能，缸筒主要材料有，45、27SiMn。缸筒毛坯采用退火的冷拔或热扎无缝钢管。缸筒材料无缝钢管的机械性能见表3。表3缸筒材料无缝钢管的机械性能材料0 b 之/MPa0s 之/MPa6之/%456103601427SiMn1000850123、缸筒计算缸筒要有足够的强度，能长期承受

7、最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变内表面与活塞密封件形；有足够的刚度，能承受侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲;及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少。A、缸筒内径当油缸的作用力F(Fi推力、F2拉力)及工作压力p压力为已知时, 则无杆腔的缸筒内径 D为4F1 10 m,P 二有杆腔的缸筒内径D为d2p 二 1064F2最后将以上各式所求得的 D值，选择其中最大者，圆整到标准值。B、缸筒壁厚瓦在不考虑缸筒外径公差余量和腐蚀余量的情况下，缸筒壁厚可按下式计算c pmaxD m2.3二 p -3Pmax式中：Pmax 缸筒内最高工作压力，MPa二p 缸筒材料的许用应力，MPa最后

8、将以上式所求得的乐值，圆整到标准值。对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算额定工作压力pn应低于一定的极限值，以保证工作安全:_ 2_ 2二 s(D1 -D2)pn <0.35-MPaDi式中：Di 缸筒外径；额定工作压力也应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：pn E (0.35 0.42) prLp,L 三2.3二slg,式中：prL 缸筒完全发生塑性变形的压力，MPa最后还需对缸筒径向变形量AD进行验算，如果彳5向变形量AD超过密封件允许范围,液压缸就会发生内泄。PrD D12 +D2D12 -D2式中:v 缸筒材料泊松比，v =0.3 ;C、缸筒螺纹缸筒与缸头

9、部分采用螺纹，压桩机液压缸一般采用内螺纹连接，螺纹处的强度计算:螺纹处的拉应力4KF 2:一 =10 MPa二(D2 -d1 )螺纹处的剪应力10-6 MPaKiKFd。-=3-0.2(D3 - di )合成应力仃合=收2 +3”<n。式中:F缸筒端部承受的最大推力，N；D缸筒外径，m；d 1螺纹大径，m;K螺纹连接的拧紧系数，不变载荷取 1.251.5 ,变载荷取2.54;K1 螺纹连接的摩擦因数，一般 0.070.2 ,平均取0.12;二b 材料的抗拉强度，MPan0安全系数,取 35。D 缸筒技术要求缸筒技术要求如下:a)缸筒内孔一般采用 H8级公差，表面粗糙度一般在0.2 Rm左

10、右；b) 缸筒内径的锥度、圆柱度不大于内径公差的三分之一；c) 缸筒直线度公差在 1000mm£度上不大于 0.1mm;d) 缸筒端面对内径的垂直度在直径100mmk不大于0.04mmb为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口应倒20。角，宽度根据内径大小来选取。通往油口的内孔口必须倒角或开避让槽，过度处需抛光，以免划伤密封件。缸筒上有焊接件时,都必须在半精加工前进行，以免精加工后焊接引起内孔变形。总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸头、缸底、油口等零件构成密封容腔，用以 容纳压力油液，同时它还是活塞的运动“轨道”。设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分的尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运

11、动速度和有效行程，同时还必须有一定的强度，能足够以承受液压力、负载力和意外的冲击力；缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、表面粗糙度和形位公差，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。第三部分活塞杆计算1、活塞杆结构活塞杆一般采用实心杆，跟杆头耳环采用焊接或螺纹连接的形式。2、活塞杆材料一般用中碳钢，调质处理。在旋挖钻机液压缸中大多数采用45钢，在受力特别大的情况也可采用高强度合金钢。活塞杆材料的机械性能见表4。表4活塞杆材料的机械性能材料ob 2/MPaas 2/ MPa/ >/%热处理4560034013调质40Cr9007009调质42CrMo100090012调质3、活塞杆的计

12、算A、慨述活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力和震动冲击等多种力, 必须有足够的强度和刚度。B、活塞杆杆径计算旋挖钻机液压缸一般都是差动缸，其活塞杆直径d可根据往复运动速比来确定:式中：D液压缸缸径，m;：液压缸活塞往复运动时的速度之比；计算出活塞杆直径后，应将尺寸圆整到标准值并校核其稳定性。C、活塞杆的强度计算压桩机液压缸工作时，活塞杆承受的弯曲力矩很大，则按下式计算活塞杆的应力。.一 F M= 10_ pA Wp式中：F活塞杆的作用力，N;A活塞杆横断面积，m2 ；M活塞杆承受白弯曲力矩，N m；W活塞杆断面模数，m3。活塞杆与活塞一般都靠螺纹连接，所以都设有螺纹、 退刀槽等结构。这些部位往往是活塞上的危险截面，也要进行计算。当活塞各参数确定好后，可以对活塞杆进行三维建模，利 用有限元分析软件对活塞杆进行应力分析。D活塞杆技术要求活塞杆技术要求如下：a)活塞杆在导向套中滑动，一般采用H8/f7配合。太紧了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损；b) 其圆度和圆柱度不大于直径公差的三分之一，.外圆直线度公差在1000mm长度上不大于 0.02mm；c) 安装活塞的轴劲与外圆的同轴度公差不大于0.02mm,轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100m