2025年液压的缸设计计算.doc

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1、 压力
油液作用在单位面积上得压强
Pa
式中：
F——作用在活塞上得载荷，N
A——活塞得有效工作面积，
从上式可知，压力值得建立就是载荷得存在而产生得。在同一种活塞得有效工作面积上，载荷越大，克服载荷所需要得压力就越大。换句话说，假如活塞得有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生得作用力就越大。
额定压力（公称压力） PN,就是指液压缸能用以长期工作得压力。
最高容许压力 ，也就是动态试验压力，就是液压缸在瞬间所能承受得极限压力。一般规定为： MPa。
耐压试验压力，就是检查液压缸质量时需承受得试验压力，即在此压力下不出现变形、裂缝或破裂。一般规定为： 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得体积：
　　　　　　　　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得油液体积，L；
t——液压缸活塞一次行程所需得时间，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得速度之比：
　　　　　
式中：
——活塞杆得伸出速度，m/min；
——活塞杆得缩回速度，m/min；
D——液压缸缸径，m；
d——活塞杆直径，m。
计算速比重要就是为了确定活塞杆得直径与就与否设置缓冲装置。速比不适宜过大或过小，以免产生过大得背压或导致因活塞杆太细导致稳定性不好。
4、液压缸得理论推力与拉力
活塞杆伸出时得理推力：　　　N
　　活塞杆缩回时得理论拉力：　 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、液压缸得最大容许行程
活塞行程S，在初步确定期，重要就是按实际工作需要得长度来考虑得，但这一工作行程并不一定就是油缸得稳定性所容许得行程。为了计算行程，应首先计算出活塞得最大容许计算长度。由于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——材料得弹性模量。钢材得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就是一端耳环、一端缸底安装，因此油缸得最大计算长度（安全系数取3）
　　　　　　　　　　　　　
式中：
P——油缸得工作压力；
油缸安装形式如图1。
图1 液压缸安装形式
　　　 L=
行程
6、液压缸重要参数
A、液压缸产品启动压力
起动时，记录下得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倍得压力,保压5分钟,测定经活塞泄至未加压腔得泄漏量。
C、外泄漏
全程往复运行多次,观测焊接各处及活塞杆密封处及各结合面处得漏油、挂油、带油。
D、 耐压
输入额定压力1、3~1、5倍得压力,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得外渗漏现象。
E、缓冲
调整溢流阀使其试验压力为公称压力得50%，使液压缸作全行程动作，同步，观瞧缓冲效果与缓冲长度。
第二部分 缸筒计算
缸筒构造
缸筒构造见表2。
表2 缸筒构造
缸头法兰连接
缸头内螺纹连接
长处：构造简单，易加工，易拆装。
长处：重量轻，外径较小
缺陷：重量比螺纹连接得大
缺陷：装卸时要用专用得工具，拧端部时，有也许把O形圈拧扭曲。
缸筒跟缸底采用焊接连接
2、缸筒材料
缸筒材料规定有足够得强度与冲击韧性，对焊接缸筒还规定有良好得焊接性能，缸筒重要材料有，45、27SiMn。缸筒毛坯采用退火得冷拔或热扎无缝钢管。缸筒材料无缝钢管得机械性能见表3。
　　　　　　　　　 表3 缸筒材料无缝钢管得机械性能
材料
45
610
360
14
27SiMn
1000
850
12
3、缸筒计算
缸筒要有足够得强度，能长期承受最高工作压力及短期动态试验压力而不致产生永久变形；有足够得刚度，能承受侧向力与安装得反作用力而不致产生弯曲；内表面与活塞密封件及导向环得摩擦力作用下，能长期工作而磨损少。
A、 缸筒内径
当油缸得作用力F(推力、拉力)及工作压力p压力为已知时，
则无杆腔得缸筒内径D为
　　　　　　　 m
　 有杆腔得缸筒内径D为
　　　　　　　　　　 m
　 最终将以上各式所求得得D值，选择其中最大者，圆整到原则值。
B、 缸筒壁厚
　　在不考虑缸筒外径公差余量与腐蚀余量得状况下，缸筒壁厚可按下式计算
　m
式中：
——缸筒内最高工作压力，MPa；
——缸筒材料得许用应力，MPa；
　 最终将以上式所求得得值，圆整到原则值。
　 对最终采用得缸筒壁厚应作三方面得验算
额定工作压力应低于一定得极限值，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得比例范围，以避免塑性变形得发生：

式中：
——缸筒完全发生塑性变形得压力，MPa；
最终还需对缸筒径向变形量进行验算，假如径向变形量超过密封件容许范围，液压缸就会发生内泄。
m
式中：
——缸筒材料泊松比，=0、3；
C、缸筒螺纹
缸筒与缸头部分采用螺纹，压桩机液压缸一般采用内螺纹连接，螺纹处得强度计算：
螺纹处得拉应力
MPa
螺纹处得剪应力
MPa
合成应力

式中：
F——缸筒端部承受得最大推力，N；
D——缸筒外径，m；
——螺纹大径，m；
K——螺纹连接得拧紧系数，不变载荷取1、25～1、5，变载荷取2、5～4；
——螺纹连接得摩擦因数，一般0、07～0、2，平均取0、12；
——材料得抗拉强度，MPa；
——安全系数，取3～5。
D、　缸筒技术规定
缸筒技术规定如下：
a) 缸筒内孔一般采用H8级公差，表面粗糙度一般在左右；
　 b) 缸筒内径得锥度、圆柱度不不小于内径公差得三分之一；
　 c) 缸筒直线度公差在1000mm长度上不不小于0、1mm；
　 d) 缸筒端面对内径得垂直度在直径100mm上不不小于0、04mm。
　　为便于装配与不损坏密封件，缸筒内孔口应倒20°角，宽度根据内径大小来选用。通往油口得内孔口必须倒角或开避让槽，过度处需抛光，以免划伤密封件。缸筒上有焊接件时，都必须在半精加工前进行，以免精加工后焊接引起内孔变形。
总之，缸筒就是液压缸得重要零件，它与缸头、缸底、油口等零件构成密封容腔，用以容纳压力油液，同步它还就是活塞得运动“轨道”。设计液压缸缸筒时，应当对的确定各部分得尺寸，保证液压缸有足够得输出力，运动速度与有效行程，同步还必须有一定得强度，能足够以承受液压力、负载力与意外得冲击力；缸筒得内表面应具有合适得配合公差等级、表面粗糙度与形位公差，以保证液压缸得密封性、运动平稳性与耐用性。
第三部分 活塞杆计算
1、 活塞杆构造
活塞杆一般采用实心杆，跟杆头耳环采用焊接或螺纹连接得形式。
2、 活塞杆材料
一般用中碳钢，调质处理。在旋挖钻机液压缸中大多数采用45钢,在受力尤其大得状况也可采用高强度合金钢。活塞杆材料得机械性能见表4。
表4 活塞杆材料得机械性能
材料
热处理
45
600
340
13
调质
40Cr
900
700
9
调质
42CrMo
1000
900
12
调质
活塞杆得计算
A、慨述
活塞杆就是液压缸传递力得重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力与震动冲击等多种力，必须有足够得强度与刚度。
B、活塞杆杆径计算
旋挖钻机液压缸一般都就是差动缸，其活塞杆直径d可根据往复运动速比来确定：
　　　　 　　m
式中：
D——液压缸缸径，m；
——液压缸活塞往复运动时得速度之比；
　计算出活塞杆直径后，应将尺寸圆整到原则值并校核其稳定性。
C、活塞杆得强度计算
压桩机液压缸工作时，活塞杆承受得弯曲力矩很大，则按下式计算活塞杆得应力。
　　　　　　　　
式中：
F——活塞杆得作用力，N；
A——活塞杆横断面积，；
M——活塞杆承受得弯曲力矩，；
W——活塞杆断面模数，。
活塞杆与活塞一般都靠螺纹连接，因此都设有螺纹、退刀槽等构造。这些部位往往就是活塞上得危险截面，也要进行计算。当活塞各参数确定好后，可以对活塞杆进行三维建模，运用有限元分析软件对活塞杆进行应力分析。
D、 活塞杆技术规定
活塞杆技术规定如下：
a) 活塞杆在导向套中滑动，一般采用H8/f7配合。太紧了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滞现象与单边磨损；
b) 其圆度与圆柱度不不小于直径公差得三分之一，、外圆直线度公差在1000mm长度上不不小于0、02mm；
c) 安装活塞得轴劲与外圆得同轴度公差不不小于0、02mm,轴肩端面与活塞杆轴线得垂直度公差不不小于0、04mm/100mm，以保证活塞安装后不产生歪斜；
d) 活塞杆外圆粗糙度一般在左右，太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于润滑；
e) 活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层后（0、04～0、05）mm, 镀铬前活塞杆表面需要高频淬火处理；
f) 活塞杆端得螺纹与缓冲柱塞也要保证与轴线得同轴度。
便于装配与不损坏密封件，活塞杆安装缸头得一端倒20°角，宽度根据内径大小来选用，过度处需抛光，以免划伤密封件。台阶尖角处需到圆。