液压缸设计计算.docx

第一部分总体计算
1、压力
油液作用在单位面积上的压强
Pa
式中：
F——作用在活塞上的载荷，N
A——活塞的有效工作面积，
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，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：MPa。
耐压实验压力，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。通常规定为：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：
L/min
由于L则L/min
对于单活塞杆液压缸：
当活塞杆伸出时
当活塞杆缩回时
式中：
V——液压缸活塞一次行程中所消耗的油液体积，L；
t——液压缸活塞一次行程所需的时间，min；
D——液压缸缸径，m；
d——活塞杆直径，m；
——活塞运动速度，m/min。
3、速比
液压缸活塞往复运动时的速度之比：

式中：
——活塞杆的伸出速度，m/min；
——活塞杆的缩回速度，m/min；
D——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：N
活塞杆缩回时的理论拉力：N
式中：
——活塞无杆腔有效面积，；
——活塞有杆腔有效面积，；
P——工作压力，MPa；
D——液压缸缸径，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：
mm
式中：
——活塞杆弯曲失临界压缩力，N；
E——材料的弹性模量。钢材的E=2.1X10MPa；
I——活塞杆横截面惯性矩，mm；圆截面。
将上式简化后mm
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（安全系数取3）

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=
行程
6、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1.3~1.5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1.3~1.5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%，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
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：结构简单，易加工，易拆装。优点：重量轻，外径较小缺点：重量比螺纹连接的大缺点：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456103601427SiMn1000850123、缸筒计算
缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变形；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；内表面与活塞密封件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(推力、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
m
有杆腔的缸筒内径D为
m
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
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
m
式中：
——缸筒内最高工作压力，MPa；
——缸筒材料的许用应力，MPa；
最后将以上式所求得的值，圆整到标准值。
对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算
额定工作压力应低于一定的极限值，以保证工作安全：
MPa
式中：
——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