液压缸计算公式液压缸内径和活塞杆直径的确定等

1、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/T8(T。(11)当S/DW0.08时0pmaxD(mm2p2)当S/D=0.080.3时02(mm2.3p3Pmax3)当S/DA0.3时Dp0.4pmax0一(mm2-p1.3pmax8:缸筒壁厚（mmF:负载力(N)A:无杆腔面积(mm2)P:供油压力(MPa)D:缸筒内径(mm)Di:缸筒外径(mm)0:缸筒材料强度要求的最小值（mmPmax：缸筒内最高工作压力(MPAp：缸筒材料的许用应力(MPab:缸筒材料的抗拉强度(MPas：缸筒材料屈服点(MPan：安全

2、系数3缸筒壁厚验算PN0.35s(Dl22D2)(MPa)D1D1PL2.3sigPN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：PN0.350.42PrL(MPa)4缸筒径向变形量D 型J(mmED12D2变形量D不应超过密封圈允许范围以避免5缸筒爆破压力PE2.3blgD1(MPa)6缸筒底部厚度10.433。2（mmPD2:计算厚度处直径（mm7缸筒头部法兰厚度、4Fb/Xh卜_T-（mm,（ra山）PF:法兰在缸筒最大内压下

3、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（mmNDmmdL:螺钉孔直径如不考虑螺钉孔，则:4Fbhr（mm8螺纹强度计算螺纹处拉应力KF22d12D24(MPa)螺纹处切应力KiKFdo330.2(d：D3)(MPa)合成应力n。F:螺纹处承受的最大拉力或：螺纹外径(mmdi:螺纹底径(mmK:拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.251.5,变载荷取K=2.54Ki：螺纹连接的摩擦因数，Ki=0.070.2,平均取Ki=0.12s：螺纹材料屈服点(MPan0:安全系数，取n0=1.22.59缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力(MPad2z4螺纹处切应力合成应力1

4、.3Pz:螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应力(A处)K1KFd00.2d；z(MPa)Pmax-D4D1lPnaxD14l(MPa)11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算F(MPa)D；d12n4Di：缸筒外径(mmdi：焊缝底径(mm卡键侧面的挤压应力PD2小丁 PmaxD2cD12(D12h2)2h(2D1h)丁 4卡键尺寸一般取h=S,l=h,hih2验算缸筒在A断面上的拉应力PmaxDi24(D1h)2-D2(D1h)2D2(MPa):焊接效率，取=0.7b：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、,2FD1hh一焊角宽度(mm)12、活塞杆强度计算1)活塞

5、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)d242)如果活塞杆所承受的弯曲力矩(如偏心载荷等)，则计算式：FMP(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：4F2d12d32cppF:活塞杆的作用力(N)d:活塞杆直径(mmP：材料许用应力，无缝钢管p=i00ii0MPa中碳钢（调质）p=400MPaA: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

6、矩（N.m）F2：活塞杆的拉力（N）d2：危险截面的直径（mmd1:卡键梢处外圆直径（mmd3:卡键梢处内圆直径（mmc：卡键挤压面倒角（mmpp:材料的许用挤压应力（MPa13、活塞杆弯曲稳定行计算活塞杆细长比计算4LBdLB：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:FKnkFiEi2EiI106K2LB(N)i.8i05(MPa,4圆截面：I0.049d4(m4)64FK：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）队：安全系数，通常取n”3.56K: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（M

7、Paa：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=1/13E：材料弹性模量，钢材E2.1105（MPaI: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（m1s：活塞杆材料屈服点（MPaS：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：sAd106d81esecd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。=0.3514、缸的最小导向长度(N)其中：aFKLB0:EI106HaD202(mm导向套滑动面的长度1）在缸径 w80mm寸A

8、=(0.61)D2）在缸径80mm寸A=(0.61)d活塞宽度取B=(0.61)D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径:d1.6PnKCK 口竺15或按照机械设计手册选取（5卷11-28）4C4CCD 一般初假定C-58d有效圈数：_4_GdFnFdn8PnD3P弹簧刚度_4_PGdGDP348Dn8Cn总圈数n1nxx:1/2(见机械设计手册第5卷11-18)节距：tHo(12)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F18nFD3Gd4曙或者F，PlPH0-Fn工作极限载荷下的高度HjHo-Fj弹簧稳定性验算高径比：b 力D应满足下列要求两

9、端固定b5.3一端固定，另一端回转b3.7两端回转b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S00.75minSPmax0:弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度，Fj8nPjD3Gd4_48nPjCGD或者FiPP8nPnD3Gd4瞥或者F1PP（见机械设计手册第5卷11-19）max最大载荷产生的最大切应力maxmin最小载荷产生的最小切应力min8KDd38KD下SP：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SP=1.82.2静强度：安全系数S上SpmaxS：弹簧材料的

10、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2qD44此时泵的效率为0.1,3.20.503P 入0.0820.1m3.min0.503103m3：min0.503L.min泵的出口压力为3.2MPa,则有0.27kW%F225001023102103kW0.037kW60此时的功率损失为PP入屯当120cm/min,3.26.030.270.037kWq6.03L/min 时0.46kW0.233kWPHF600.71202322500102103k