液压缸计算公式.doc

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1、如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流液压缸计算公式【精品文档】第 11 页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：F：负载力 （N）A：无杆腔面积 ()P：供油压力 (MPa)D：缸筒内径 (mm)：缸筒外径 (mm)2、 缸筒壁厚计算1） 当/D0.08时（mm）2) 当/D=0.080.3时（mm）3) 当/D0.3时（mm）：缸筒壁厚（mm）：缸筒材料强度要求的最小值（mm）：缸筒内最高工作压力（MPa）：缸筒材料的许用应力（MPa）：缸筒材料的抗拉强度（MPa）：缸筒材料屈服点（MPa）n：安全系数3 缸筒壁厚验算(

2、MPa)PN：额定压力：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)：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：(MPa)4 缸筒径向变形量（mm）变形量D不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压力(MPa)6 缸筒底部厚度（mm）：计算厚度处直径（mm） 7 缸筒头部法兰厚度（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） ：法兰外圆的半径（mm）：螺钉孔直径如不考虑螺钉孔，则：（mm） 8 螺纹强度计算螺纹处拉应力 (MPa)螺纹处切应

3、力 (MPa)合成应力许用应力F：螺纹处承受的最大拉力：螺纹外径 （mm）：螺纹底径 （mm）K：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：螺纹材料屈服点（MPa）：安全系数，取=1.22.59 缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力 （MPa）螺纹处切应力 (MPa)合成应力z：螺栓数量10、 缸筒卡键连接卡键的切应力（A处） (MPa)卡键侧面的挤压应力卡键尺寸一般取h=,l=h,验算缸筒在A断面上的拉应力 (MPa)11、 缸筒与端部焊接焊缝应力计算 (MPa)：缸筒外径 （mm）：焊缝底径 （mm）：焊接

4、效率，取=0.7：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： (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： (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： (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：F：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，中碳钢（调质）=

5、400MPa：活塞杆断面积 ()W：活塞杆断面模数 ()M：活塞杆所承受弯曲力矩（N.m）：活塞杆的拉力 （N）：危险截面的直径 （mm）：卡键槽处外圆直径 （mm）：卡键槽处内圆直径 （mm）c：卡键挤压面倒角 （mm）：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：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完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算： （N）（MPa）圆截面：()：活塞杆弯曲失稳临界压缩力 （N）：安全系数，通常取=3.56K：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）a：材料组

6、织缺陷系数，钢材一般取a1/12b：活塞杆截面不均匀系数，一般取b1/13E：材料弹性模量，钢材 （MPa）I：活塞杆横截面惯性矩（)：活塞杆截面面积 （)e：受力偏心量 （m）：活塞杆材料屈服点（MPa）S：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处在中线上，则按下式验算： （N）其中：一端固定，另一端自由=1，两端球铰=0.5，两端固定=0.25，一端固定，另一端球铰=0.3514、 缸的最小导向长度 （mm） 导向套滑动面的长度 1）在缸径80mm时A=(0.61)D2）在缸径80mm时A=(0.61)d活塞宽度取B=(0.61)D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算

7、材料直径： 或按照机械设计手册选取（5卷11-28） 一般初假定C-58有效圈数：弹簧刚度总圈数x：1/2 (见机械设计手册第5卷 11-18）节距：间距：自由高度：最小工作载荷时高度：或者最大工作载荷时的高度或者工作极限载荷下的高度或者弹簧稳定性验算高径比：应满足下列要求两端固定 b5.3一端固定，另一端回转 b3.7两端回转 b2.6当高径比大于上述数值时，按照下式计算：弹簧的临界载荷 （N）：不稳定系数 （见机械设计手册第5卷 11-19）：最大工作载荷 （N）强度验算：安全系数 ： 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）： 最大载荷产生的最大切应力 ，

8、： 最小载荷产生的最小切应力 ，：许用安全系数 当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取=1.31.7 ， 当精确度低时，取 =1.82.2静强度： 安全系数：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。当时此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有此时的功率损失为当，时 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,油箱的散热面积A为系统温升为 验算表明系统的温升在许可范围内。