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：pFD4=14.34=F：负载力（N）A：无杆腔面积(2mm)P：供油压力(MPa)D：缸筒内径(mm)1D：缸筒外径(mm)2、缸筒壁厚计算π×／≤≥ηδσψμ1）当δ/D≤0.08时pDp2max0＞（mm）2)当δ/D=0.08~0.3时maxmax03-3.2pDpp（mm）3)当δ/D≥0.3时maxmax03.14.02ppDpp（mm）nbpδ：缸筒壁厚（mm）0：缸筒材料强度要求的最小值（mm）maxp：缸筒内最高工作压力（MPa）p：缸筒材料的许用应力（MPa）b：缸筒材料的抗拉强度（MPa）s：缸筒材料屈服点（MPa）n：安全系数3缸筒壁厚验算21221s)(35.0DDDPN(MPa)DDPsrL1lg3.2PN：额定压力rLP：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)rP：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，以避免塑性变形的发生，即：rLPPN42.0~35.0(MPa)4缸筒径向变形量221221DDDDEDPDr（mm）变形量△D不应超过密封圈允许范围5缸筒爆破压力DDPEb1lg3.2(MPa)6缸筒底部厚度PPDmax21433.0（mm）2D：计算厚度处直径（mm）7缸筒头部法兰厚度PLadrFbh)(4（mm）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）ar：法兰外圆的半径（mm）Ld：螺钉孔直径如不考虑螺钉孔，则：ParFbh4（mm）8螺纹强度计算螺纹处拉应力2214DdKF(MPa)螺纹处切应力)(2.033101DdKFdK(MPa)合成应力Pn223许用应力0snPF：螺纹处承受的最大拉力0d：螺纹外径（mm）1d：螺纹底径（mm）K：拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~41K：螺纹连接的摩擦因数，1K=0.07~0.2，平均取1K=0.12s：螺纹材料屈服点（MPa）0n：安全系数，取0n=1.2~2.59缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力zdKF214（MPa）螺纹处切应力zdKFdK31012.0(MPa)合成应力Pn3.1322z：螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应力（A处）lDPlDDP441max121max(MPa)卡键侧面的挤压应力)2(h4)2(44121max2212121maxhDDPhDDDPc卡键尺寸一般取h=δ,l=h,2hhh21验算缸筒在A断面上的拉应力22121max22121max)(4-)(4DhDDPDhDDP(MPa)11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算ndDFb21214(MPa)1D：缸筒外径（mm）1d：焊缝底径（mm）：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hDF12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：PdF24(MPa)2)如果活塞杆所承受的弯曲力矩（如偏心载荷等），则计算式：PdWMAF(MPa)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：PnF222d8.1(MPa)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：ppcddF243212F：活塞杆的作用力（N）d：活塞杆直径（mm）P：材料许用应力，无缝钢管P=100~110MPa，中碳钢（调质）P=400MPadA：活塞杆断面积(2mm)W：活塞杆断面模数(3mm)M：活塞杆所承受弯曲力矩（N.m）2F：活塞杆的拉力（N）2d：危险截面的直径（mm）1d：卡键槽处外圆直径（mm）3d：卡键槽处内圆直径（mm）c：卡键挤压面倒角（mm）pp：材料的许用挤压应力（MPa）13、活塞杆弯曲稳定行计算活塞杆细长比计算dLB4BL：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）；1）若活塞杆所受的载荷力1F完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算：kKnFF12261210BKLKIEF（N）51108.111baEE（MPa）圆截面：44049.064ddI(4m)KF：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）Kn：安全系数，通常取Kn=3.5~6K：液压缸安装及导向系数（见机械设计手册5卷21-292）1E:实际弹性模量（MPa）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≈1/13E：材料弹性模量，钢材5101.2E（MPa）I：活塞杆横截面惯性矩（4m)dA：活塞杆截面面积（2m)e：受力偏心量（m）s：活塞杆材料屈服点（MPa）S：行程（m）2）若活塞杆所受的载荷力1F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：sec81106edAFdSK（N）其中：62010EILFaBK一端固定，另一端自由0a=1，两端球铰0a=0.5，两端固定0a=0.25，一端固定，另一端球铰0a=0.3514、缸的最小导向长度220DSH（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：PKCPdn6.1CCCK615.04414或按照机械设计手册选取（5卷11-28）dDC一般初假定C-5~8有效圈数：'8'd3nn4PPDPFGdn弹簧刚度nCGDnDGP43488d'总圈数xn1nx：1/2(见机械设计手册第5卷11-18）节距：ndHt)2~1(0间距：dt自由高度：dnH）（10最小工作载荷时高度：101-FHHGDCPGdDPF414311n8n8或者'11PPF最大工作载荷时的高度nnFHH-0GDCPGdDPFnn443nn8n8或者'n1PPF工作极限载荷下的高度jjFHH-0GDCPGdDPFjj443jn8n8或者'j1PPF弹簧稳定性验算高径比：DHb0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：nBCPHPCP＞0'CP：弹簧的临界载荷（N）BC：不稳定系数（见机械设计手册第5卷11-19）nP：最大工作载荷（N）强度验算：安全系数PSSmaxmin075.00：弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度，（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n3max8PdKD，min：最小载荷产生的最小切应力13in8PdKDm，PS：许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取PS=1.3~1.7，当精确度低时，取PS=1.8~2.2静强度：安全系数PSSSmaxS：弹簧材料的屈服极限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min10cm时..min.min.min22333qD00801m050310m0503L44此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有....320503P027kW6001入.2310PF225001010kW0037kW60出此时的功率损失为...PPP0270037kW0233kW入出当min120cm，.minq603L时....32603P046kW6007入.23120PF225001010kW045kW60出...PPP046045kW001kW入出可见在工进速度低时，功率损失为0.233kW，发热量最大。假设系统的散热状况一般，取32K1010kWcmC,油箱的散热面积A为...33222A0065V0065160192m系统温升为...3P0386t201KA1010192℃℃验算表明系统的温升在许可范围内。