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1、液壓缸的設計計算
作為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，液壓缸將液壓能轉化為機械能去驅動主機的工作機構做功。由于液壓缸使用場合與條件的千差萬別，除了從現有標準產品系列選型外，往往需要根據具體使用場合自行進行設計。
3.1設計內容
液壓缸的設計是整個液壓系統(tǒng)設計中的一部分，它通常是在對整個系統(tǒng)進行工況分析所后進行的。其設計內容為確定各組成部分（缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、排氣裝置等）的 結構形式、尺寸、材料及相關技術要求等，并全部通過所繪制的液壓缸裝配圖和非標準零件工作圖反映這些內容。
3.2液壓缸的類型及安裝方式選擇
液壓缸的輸入是液體的流量和壓力，輸出的是力和直線速
2、速，液壓缸的結構簡單，工作可靠性好，被廣泛地應用于工業(yè)生產各個部門。為了滿足各種不同類型機械的各種要求，液壓缸具有多種不同的類型。液壓缸可廣泛的分為通用型結構和專用型結構。而通用型結構液壓缸有三種典型結構形式：
（1）拉桿型液壓缸
前、后端蓋與缸筒用四根（方形端蓋）或六根（圓形端蓋）拉桿來連接，前、后端蓋為正方形、長方形或圓形。缸筒可選用鋼管廠提供的高精度冷拔管，按行程長度所相應的尺寸切割形成，一般內表面不需加工（或只需作精加工）即能達到使用要求。前、后端蓋和活塞等主要零件均為通用件。因此，拉桿型液壓缸結構簡單、拆裝簡便、零件通用化程度較高、制造成本較低、適于批量生產。但是，受到行程長度、
3、缸筒內徑和額定壓力的限制。如果行程長度過長時，拉桿長度就相應偏長，組裝時容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒內徑過大和額定壓力偏高時，因拉桿材料強度的要求，選取大直徑拉桿，但徑向尺寸不允許拉桿直徑過大。
（2）焊接型液壓缸
缸筒與后端蓋為焊接連接，缸筒與前端蓋連接有內螺紋、內卡環(huán)、外螺紋、外卡環(huán)、法蘭、鋼絲擋圈等多種形式。
焊接型液壓缸的特點是外形尺寸較小，能承受一定的沖擊負載和嚴酷的外界條件。但由于受到前端蓋與缸筒用螺紋、卡環(huán)或鋼絲擋圈等連接強度的制約缸筒內徑不能太大和額定壓力不能太高。
焊接型液壓缸通常額定壓力、缸筒內徑，在活塞桿和缸筒的加工條件許可下，允許最大行程。
（3）法蘭型液
4、壓缸
缸筒與前、后端蓋均為法蘭連接，而法蘭與缸筒有整體、焊接、螺紋等連接方式。法蘭型液壓缸的特點是額定壓力較高，缸筒內徑大，外形尺寸大。適用于較嚴酷的沖擊負載和外界工作條件，又稱重載型液壓缸。
法蘭型液壓缸通常額定壓力、缸筒內徑，在活塞桿和缸筒的加工條件許可下，允許最大行程。
由此可知，我們設計的液壓升降平臺車的液壓缸應選擇（2）焊接型液壓缸比較合適。當然對缸筒的連接還需根據具體情況具體分析確定
3.3液壓平臺的運動與負載分析
液壓平臺的運動方式主要是實現各個液壓缸的上升和下降，但在上升和下降過程中在起升階段會有一段的加速運動，等到加速到所要求的速度時，平臺將實現一段的勻速運動，
5、隨后減速停止。在整個運動的過程中，液壓升降平臺的外在負載主要由汽車的重力和平臺自身的自重組成。所以外在負載的大小相對來說是穩(wěn)定不變的。
3.4液壓缸的設計計算與選取
汽車質量
四個液壓柱中液壓缸的單缸最大升起的質量
升降平臺的最大起升高度:
上升速度等于下降速度:
液壓平臺上升工況的最大負載
液壓缸的機械效率:
液壓缸的工作壓力由表3-1可知
表3-1不同負載條件下的工作壓力
負載F/KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作壓力p/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
6、
3.4.1液壓缸缸筒的設計和計算
1、液壓缸內徑D的計算
由公式
（；；；）
解得。
根據表3-2可知，圓整成標準值后，得液壓缸內徑D=80mm。
表3-2液壓缸內徑尺寸系列mm（GB/T 2348-93）
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
（280）
320
（360）
400
（450）
500
2、缸筒壁厚和外徑計算
本設計的內徑D為80mm,查液壓設計手冊液壓缸的外徑D
7、1為95mm,缸壁的厚度為7.5mm。一般按正規(guī)的方法選取液壓缸壁厚都能滿足其強度，但為安全起見我們還要進行校核。
由于D=80mm，外徑D1=95mm，則，可按第一強度理論，即按照薄壁圓筒的中徑公式計算，則有
式中 ---缸筒壁厚；
---缸筒內徑；
---缸筒試驗壓力，液壓缸的額定壓力時的，額定壓力時的；
---材料許用應力。
為材料的抗拉強度，n為安全系數,,這里取。選用45號鋼，并且調質，查閱《工程力學》劉靜香著可知４５號鋼的抗拉強度，現取，故：
由于液壓
8、缸的工作壓力,故取
所以
因為7.5mm>0.8mm，故強度足夠。
3.4.2活塞桿的設計與計算
活塞桿是液壓缸專遞動力的主要零部件，它要承受拉力、壓力、彎力和震動沖擊等多種作用，必須有足夠的強度和剛度。
1、活塞桿直徑的計算
根據活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.3～0.5D。
受壓力作用時：
P＜5MPa時，d=0.5～0.55D
5MPa＜P＜7MPa時，d=0.6～0.7D
P>7MPa時，d=0.7D
因為P=1.5MPa，D=0.066858mm，故d=0.036771mm
根據下表可知活塞桿直徑d=40mm
表3-3活塞桿直徑系列m
9、m（GB/T 2348-93）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
2、 活塞桿強度校核
（1）按強度條件校核
由公式
式中 d---活塞桿的直徑；
F---活塞桿上的作用力；
---活塞桿材料許用應力，，為材料的抗拉強度，為安全系數，一
10、般取。
由45號鋼的許用應力，
得 ，而，故活塞桿強度符合要求。
（2） 按彎曲穩(wěn)定性校核
當活塞桿全部伸出后，活塞桿外端到液壓缸支撐點之間的距離時，應進行穩(wěn)定性校核。
按材料力學理論，當一根受壓直桿的軸向載荷超過臨界受壓載荷時，即可能失去原有直線狀態(tài)的平衡，稱為失穩(wěn)，其穩(wěn)定條件為
式中 ---液壓缸的最大推力；
---液壓缸的臨界受壓載荷；
---穩(wěn)定安全系數，一般取。
液壓缸臨界受壓載荷與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度以及兩端支撐狀況有關。的相關計算如下：
由公式
11、
式中 ---活塞桿的計算長度；
---端點安裝形式系數，兩端固定，故；
E---材料的彈性模量，鋼材的 ；
J---活塞桿的橫截面轉動慣量，實心桿的。
而，，
故，
而（當取4時），
故活塞桿彎曲穩(wěn)定性符合要求。
3.4.3最小導向長度H的確定
當活塞桿全部伸出時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過短。將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。對于一般液壓缸，最小導向長度應滿足下式要求：
12、
式中 L---最大工作行程；
D---缸筒內徑。
液壓缸工作行程的確定：
升降液壓缸的最大升起高度為1.5m，依據表3-4選取液壓缸工作行程為：800mm。
表3-4液壓缸活塞行程參數系列mm（GB/T 2348-80）
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
故L=0.8m,D=0.08m,代入公式
得：
活塞寬度B的計算：
取。
導向套滑動面的長度A,由公式
由前面的數據可知，，故取
取。
中隔圈K的長度C:
由公式,得：。
液壓缸的設計計算-
