液壓缸設計計算

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1、第一部分 總體計算 1、 壓力 油液作用在單位面積上的壓強 Pa 式中： F——作用在活塞上的載荷，N A——活塞的有效工作面積， 從上式可知，壓力值的建立是載荷的存在而產生的。在同一個活塞的有效工作面積上，載荷越大，克服載荷所需要的壓力就越大。換句話說，如果活塞的有效工作面積一定，油液壓力越大，活塞產生的作用力就越大。 額定壓力（公稱壓力）PN,是指液壓缸能用以長期工作的壓力。 最高允許壓力 ，也是動態(tài)實驗壓力，是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。通常規(guī)定為： MPa。 耐壓實驗壓力，是檢驗液壓缸質量時需承受的實驗壓力，即在此壓力下不出現變形、裂縫或破裂。通

2、常規(guī)定為： MPa。 液壓缸壓力等級見表1。 表1 液壓缸壓力等級 單位MPa 壓力范圍 0～2.5 ＞2.5～8 ＞8～16 ＞16～32 ＞32 級 別 低 壓 中 壓 中高壓 高壓 超高壓 2、 流量 單位時間內油液通過缸筒有效截面的體積： 　　　　　　　　L/min 由于 L 則　　 L/min 　對于單活塞桿液壓缸： 當活塞桿伸出時　　　 　當活塞桿縮回時　　 式中： V——液壓缸活塞一次行程中所消耗的油液體積，L； t——液壓缸活塞一次行程所需的時間，min；

3、D——液壓缸缸徑，m； d——活塞桿直徑，m； ——活塞運動速度，m/min。 3、速比 液壓缸活塞往復運動時的速度之比： 　　　　　 式中： ——活塞桿的伸出速度，m/min； ——活塞桿的縮回速度，m/min； D——液壓缸缸徑，m； d——活塞桿直徑，m。 計算速比主要是為了確定活塞桿的直徑和是否設置緩沖裝置。速比不宜過大或過小，以免產生過大的背壓或造成因活塞桿太細導致穩(wěn)定性不好。 4、液壓缸的理論推力和拉力 活塞桿伸出時的理推力：　　　N 　　活塞桿縮回時的理論拉力：　 N 式中： ——活塞無桿腔有效面積，； ——活塞有桿腔有效面積，； P——工作壓

4、力，MPa； D——液壓缸缸徑，m； d——活塞桿直徑，m。 5、液壓缸的最大允許行程 活塞行程S，在初步確定時，主要是按實際工作需要的長度來考慮的，但這一工作行程并不一定是油缸的穩(wěn)定性所允許的行程。為了計算行程，應首先計算出活塞的最大允許計算長度。因為活塞桿一般為細長桿，由歐拉公式推導出： 　　　　　　　　　　 mm 式中： ——活塞桿彎曲失臨界壓縮力，N； E——材料的彈性模量。鋼材的E=2.1X10MPa； I——活塞桿橫截面慣性矩，mm；圓截面　。 將上式簡化后　　　 mm　 由于旋挖鉆機液壓缸基本上是一端耳環(huán)、一端缸底安裝，所以油缸的最大計算長度（安全系數

5、取3） 　　　　　　　　　　　　　 式中： P——油缸的工作壓力； 油缸安裝形式如圖1。 圖1 液壓缸安裝形式 　　　 L= 行程 6、液壓缸主要參數 A.液壓缸產品啟動壓力 起動時，記錄下的油缸起動壓力為最低起動壓力.判斷基準起動：壓力<0.6MPa。 B.內泄漏 輸入額定壓力1.3~1.5倍的壓力,保壓5分鐘,測定經活塞泄至未加壓腔的泄漏量。 C.外泄漏 全程往復運行多次,觀察焊接各處及活塞桿密封處及各結合面處的漏油、掛油、帶油。 D. 耐壓 輸入額定壓力1.3~1.5倍的壓力,保壓5分鐘. 所有零件均無松動、異常磨損、破壞或永久變形異

6、?，F金蟬脫殼的外滲漏現象。 E.緩沖 調整溢流閥使其試驗壓力為公稱壓力的50%，使液壓缸作全行程動作，同時，觀看緩沖效果和緩沖長度。 第二部分 缸筒計算 1、 缸筒結構 缸筒結構見表2。 表2 缸筒結構 缸頭法蘭連接 缸頭內螺紋連接 優(yōu)點：結構簡單，易加工，易拆裝。 優(yōu)點：重量輕，外徑較小 缺點：重量比螺紋連接的大 缺點：裝卸時要用專用的工具，擰端部時，有可能把O形圈擰扭曲。 缸筒跟缸底采用焊接連接 2、缸筒材料 缸筒材料要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接缸筒還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熱扎

7、無縫鋼管。缸筒材料無縫鋼管的機械性能見表3。 　　　　　　　　　 表3 缸筒材料無縫鋼管的機械性能 材料 45 610 360 14 27SiMn 1000 850 12 3、缸筒計算 缸筒要有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產生永久變形；有足夠的剛度，能承受側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲；內表面與活塞密封件及導向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少。 A、 缸筒內徑 當油缸的作用力F(推力、拉力)及工作壓力p壓力為已知時， 則無桿腔的缸筒內徑D為 　　　　　　　 m 　 有桿腔的缸筒內徑D為 　　

8、　　　　　　　　 m 　 最后將以上各式所求得的D值，選擇其中最大者，圓整到標準值。 B、 缸筒壁厚 　　在不考慮缸筒外徑公差余量和腐蝕余量的情況下，缸筒壁厚可按下式計算 　m 式中： ——缸筒內最高工作壓力，MPa； ——缸筒材料的許用應力，MPa； 　 最后將以上式所求得的值，圓整到標準值。 　 對最終采用的缸筒壁厚應作三方面的驗算 額定工作壓力應低于一定的極限值，以保證工作安全： 　MPa 式中： ——缸筒外徑； 額定工作壓力也應與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生： 式中： ——缸

9、筒完全發(fā)生塑性變形的壓力，MPa； 最后還需對缸筒徑向變形量進行驗算，如果徑向變形量超過密封件允許范圍，液壓缸就會發(fā)生內泄。 m 式中： ——缸筒材料泊松比，=0.3； C、缸筒螺紋 缸筒與缸頭部分采用螺紋，壓樁機液壓缸一般采用內螺紋連接，螺紋處的強度計算： 螺紋處的拉應力 MPa 螺紋處的剪應力 MPa 合成應力 式中： F——缸筒端部承受的最大推力，N； D——缸筒外徑，m； ——螺紋大徑，m； K——螺紋連接的擰緊系數，不變載荷取1.25～1.5，變載荷取2

10、.5～4； ——螺紋連接的摩擦因數，一般0.07～0.2，平均取0.12； ——材料的抗拉強度，MPa； ——安全系數，取3～5。 D、　缸筒技術要求 缸筒技術要求如下： a) 缸筒內孔一般采用H8級公差，表面粗糙度一般在左右； 　 b) 缸筒內徑的錐度、圓柱度不大于內徑公差的三分之一； 　 c) 缸筒直線度公差在1000mm長度上不大于0.1mm； 　 d) 缸筒端面對內徑的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。 　　為便于裝配和不損壞密封件，缸筒內孔口應倒20角，寬度根據內徑大小來選取。通往油口的內孔口必須倒角或開避讓槽，過度處需拋光，以免劃傷密封件。缸筒上有

11、焊接件時，都必須在半精加工前進行，以免精加工后焊接引起內孔變形。 總之，缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸頭、缸底、油口等零件構成密封容腔，用以容納壓力油液，同時它還是活塞的運動“軌道”。設計液壓缸缸筒時，應該正確確定各部分的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力，運動速度和有效行程，同時還必須有一定的強度，能足夠以承受液壓力、負載力和意外的沖擊力；缸筒的內表面應具有合適的配合公差等級、表面粗糙度和形位公差，以保證液壓缸的密封性、運動平穩(wěn)性和耐用性。 第三部分 活塞桿計算 1、 活塞桿結構 活塞桿一般采用實心桿，跟桿頭耳環(huán)采用焊接或螺紋連接的形式。 2、 活塞桿材料 一般用中碳鋼，

12、調質處理。在旋挖鉆機液壓缸中大多數采用45鋼,在受力特別大的情況也可采用高強度合金鋼?；钊麠U材料的機械性能見表4。 表4 活塞桿材料的機械性能 材料 熱處理 45 600 340 13 調質 40Cr 900 700 9 調質 42CrMo 1000 900 12 調質 3、 活塞桿的計算 A、慨述 活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和震動沖擊等多種力，必須有足夠的強度和剛度。 B、活塞桿桿徑計算 旋挖鉆機液壓缸一般都是差動缸，其活塞桿直徑d可根據往復運動速比來確定： 　　　　 　　m 式中： D—

13、—液壓缸缸徑，m； ——液壓缸活塞往復運動時的速度之比； 　計算出活塞桿直徑后，應將尺寸圓整到標準值并校核其穩(wěn)定性。 C、活塞桿的強度計算 壓樁機液壓缸工作時，活塞桿承受的彎曲力矩很大，則按下式計算活塞桿的應力。 　　　　　　　　 式中： F——活塞桿的作用力，N； A——活塞桿橫斷面積，； M——活塞桿承受的彎曲力矩，； W——活塞桿斷面模數，。 活塞桿與活塞一般都靠螺紋連接，所以都設有螺紋、退刀槽等結構。這些部位往往是活塞上的危險截面，也要進行計算。當活塞各參數確定好后，可以對活塞桿進行三維建模，利用有限元分析軟件對活塞桿進行應力分析。 D、 活塞桿技術要求 活塞

14、桿技術要求如下： a) 活塞桿在導向套中滑動，一般采用H8/f7配合。太緊了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滯現象和單邊磨損； b) 其圓度和圓柱度不大于直徑公差的三分之一，.外圓直線度公差在1000mm長度上不大于0.02mm； c) 安裝活塞的軸勁與外圓的同軸度公差不大于0.02mm,軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保證活塞安裝后不產生歪斜； d) 活塞桿外圓粗糙度一般在左右，太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于潤滑； e) 活塞桿表面需進行鍍鉻處理，鍍層后（0.04～0.05）mm, 鍍鉻前活塞桿表面需要高頻淬火處理； f) 活塞桿端的螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同軸度。 便于裝配和不損壞密封件，活塞桿安裝缸頭的一端倒20角，寬度根據內徑大小來選取，過度處需拋光，以免劃傷密封件。臺階尖角處需到圓。