液压缸尺寸计算Word版

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液压缸设计计算范文

液压缸设计计算范文液压缸是一种利用液压力来产生线性运动的设备。

液压缸的设计计算是指在给定工作条件下，根据液压系统参数及工作要求，计算液压缸的尺寸、力学参数、压力等重要参数，以确保液压缸能够正常工作。

1.功率计算：根据所需的输出力和速度，计算液压缸的功率要求。

功率可以通过公式P=F×V/1000来计算，其中P表示功率，F表示输出力，V表示速度。

2.液压力计算：根据所需的输出力，计算液压压力的大小。

液压力可以通过公式P=F/A来计算，其中P表示液压力，F表示输出力，A表示活塞面积。

3.活塞面积计算：根据所需的液压力，计算活塞的面积。

活塞面积可以通过公式A=F/P来计算，其中A表示活塞面积，F表示输出力，P表示液压力。

4. 活塞直径计算：根据所需的活塞面积，计算活塞的直径。

活塞直径可以通过公式D= 2 × sqrt(A/π)来计算，其中D表示活塞直径，A表示活塞面积，π表示圆周率。

5.液压缸行程计算：根据工作要求和装置的限制条件，计算液压缸的最大行程。

行程可以通过设备的限制条件来确定，如设备的尺寸、行程限制等。

6.液压缸稳定性计算：根据液压缸的结构和工作要求，计算液压缸的稳定性。

稳定性计算包括校核液压缸的抗屈曲、抗剪切等能力，以确保液压缸在工作中不发生变形或破坏。

7.寿命计算：根据液压缸的设计参数和工作条件，计算液压缸的寿命。

寿命计算包括根据液压缸的设计寿命和使用条件，计算液压缸的可靠性和寿命预测。

在进行液压缸设计计算时，需要考虑以下几个重要因素：1.工作条件：包括工作压力、工作温度、介质类型等。

2.力学要求：包括输出力、速度、行程等。

3.设备限制：包括装置的尺寸、行程限制等。

4.安全要求：包括液压缸的稳定性、可靠性等。

在进行液压缸设计计算时，需要根据实际情况进行具体分析。

一般来说，液压缸的设计计算是一个复杂的工作，需要涉及力学、流体力学、材料力学等多个学科的知识，并以此为基础进行具体计算。

液压缸尺寸计算2

A、大腿液压缸结构尺寸设计计算①、大腿缸的负载组成1、工作载荷（活塞杆在抬腿过程中始终受压）2、惯性载荷（由于所选用液压缸尺寸较小，即不计重量，且执行元件运动速度变化较小，故不考虑惯性载荷），是外载荷，，其中是液压缸的机械效率，取综上可得：外载荷，密封阻力，总载荷按载荷选定工作压力，取工作腔压力为（由于总载荷为选择执行元件液压缸的背压力为（由于回油路带有调速阀，1----------液压缸工作腔压力（Pa）----------液压缸回油腔压力（Pa）----------无杆腔活塞有效作用面积，，D为活塞直径（m）----------有杆腔活塞有效作用面积，，d为活塞杆直径（m）选取d/D=0.7（由于工作压力为12MPa大于5MPa，故根据手册选取d/D=0.7）综上可得：D=82.8mm，根据手册可查得常用活塞杆直径，可取D=90mm，d=60mm。

校核活塞杆的强度，其中活塞杆的材料为45钢，故。

由于活塞杆在受负载的工作过程中仅收到压力作用，故仅校核其压缩强度即可。

，故满足强度要求。

即d=60mm，则D=90mm。

由此计算得工作压力为：得液压缸壁厚为。

钢，故。

由于该缸处于低压系统，故先按薄壁筒计算，，其中工作压力，可取，则，故满足又由于，故可将该缸筒视为厚壁，则的校核应按下面公式进行。

计算的，故经过校核满足要求即取缸筒壁厚。

B、①、水平摆动缸的负载组成1、工作载荷（活塞杆正反行程中保持不变）2、惯性载荷（由于所选用液压缸尺寸较小，即不计重量，故不考虑惯性载荷）3、密封阻力，其中是作用于活塞上的载荷，且，是外载荷，，其中是液压缸的机械效率，取综上可得：外载荷，密封阻力，总载荷。

②、选定系统尺寸由所受最大负载的大腿缸计算所得的液压缸的数据，初步拟定水平摆动缸的尺寸为:D=90mm，d=60mm，=9mm。

，m）综上可得：工作腔压力钢，故，故满足强度要求。

校核液压缸缸壁的强度，其中液压缸的材料为45钢，故。

液压油缸设计计算公式.

液压油缸的主要设计技术参数一、液压油缸的主要技术参数：1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。

2. 进出口直径及螺纹参数3.活塞杆直径；4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以1.5，高于16乘以1.255.油缸行程；6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。

7.油缸的安装方式；达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。

应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。

二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。

液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面：1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配精度以及密封摩擦力大小的综合指标；2.最低稳定速度：是指液压缸在满负荷运动时没有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标，承担不同工作的液压缸，对最低稳定速度要求也不相同。

3.内部泄漏：液压缸内部泄漏会降低容积效率，加剧油液的温升，影响液压缸的定位精度，使液压缸不能准确地、稳定地停在缸的某一位置，也因此它是液压缸的主要指标之。

液压油缸常用计算公式液压油缸常用计算公式项目公式符号意义液压油缸面积 (cm 2 A =πD 2/4D ：液压缸有效活塞直径(cm液压油缸速度 (m/min V = Q / AQ ：流量(l / min液压油缸需要的流量(l/minQ=V×A/10=A×S/10tV：速度(m/minS：液压缸行程 (mt：时间(min液压油缸出力 (kgfF = p × AF = (p ×A －(p×A( 有背压存在时p：压力(kgf/cm 2泵或马达流量 (l/min Q = q × n/ 1000q ：泵或马达的几何排量(cc/r evn ：转速（ rp m ）泵或马达转速 (rpm n = Q / q×1000Q ：流量(l /泵或马达扭矩 (N.m T = q × p/ 20π液压所需功率 (kw P = Q × p/ 612管内流速 (m/s v = Q×21.22 / d 2d ：管内径(mm管内压力降 (kgf/cm 2△P=0.000698×USLQ/d 4U：油的黏度(cstS：油的比重L：管的长度(m：流量(l/mind：管的内径(cm 液压常用计算公式项目公式符号意义液壓缸面積(cm2 A =πD2/4D：液壓缸有效活塞直徑(cm 液壓缸速度(m/min V = Q / AQ：流量(l /min液壓缸需要的流量(l/minQ=V×A/10=A×S/10tV：速度(m/minS：液壓缸行程(mt：時間(min液 F = p ×壓缸出力(kgfAF = (p × A－(p×A(有背壓存在時p：壓力(kgf /cm2泵或馬達流量(l/minQ = q ×n / 1000q：泵或马达的幾何排量(cc/revn：转速（rpm）泵或馬達轉速(rpmn = Q / q×1000Q：流量(l / min泵或馬達扭矩(N.mT = q × p / 20π液壓所需功率(kwP = Q × p / 612管內流速(m/sv = Q×21.22 / d2d：管內徑(mm管內壓力降(kgf/cm2△P=0.000698×USLQ/d4U：油的黏度(cstS：油的比重L：管的長度(mQ：流量(l/mind：管的內徑(cm非标液压、机电、试验、工控设备开发研制。

计算液压缸的的尺寸和所需流量

计算液压缸的的尺寸和所需流量1液压缸的内径和活塞杆的内径工作压力的确定P=3MPa.2计算液压缸尺寸（1）液压缸的有效面积A1A1=F/P=1000KN/16MPa=62500 mm2D=√4 A1/π=282.16 mm取标准值D=280 mm(2)活塞杆直径取速比系数为ψ=1.46d=√ψ-1/ψ=280√1.46-1/1.46=157.17 mm取标准值d=160 mm3缸径、缸径取标准值后的有效面积无杆腔的有效面积：A1=πD2 /4=πx280 2/4=61544 mm2有杆腔的有效面积：A2=πd2 /4=πx160 2/4=41448 mm24 确定缸所需要的流量无干腔：Q1 = A1 v=61544x10-6 x4=246(L/min)有干腔：Q2= A2v=41448x10-6 x4=167(L/min)液压元件的计算和选择1液压泵和电动机的选择前面选择液压系统的压力为16MPa,因此根据机械手册计算泵的额定压力Pb=（1.25～1.6）P=（1.25～1.6）×25Mpa=20～25.6MPa因此泵的额定压力可取为Pb= 25MPa2系统流量的计算液压缸工作时所需流量为Q= Q1 = A1 v=246(L/min)Q系= KQ=1.2×246 =295.2L/min3泵的选择先取电动机的转速为1500r/min则要求泵的几何流量为q B =1500Q=246/1500= 164 ml/r又因为系统要求压力高且可变流量，故选用柱塞式恒功率变量泵查力士乐设计手册选用泵的型号为A4V180泵。

4电动机的选择泵的输入功率为P=PQ/612X0.9=160x295.2/612/0.9=85.75 KW查机械设计手册得电动机的型号为Y280M-4其输出功率为90kw 转速为1480r/min5油箱容积的计算锻压机械油箱的有效容量一般为泵每分钟流量的5～7倍。

所以泵的排量为Q B =nq B =1500r/min ×295.2ml/r ÷1000=442.8L查机械设计手册得油箱的计算公式为V=（5～7）X442.8L=2214～3099.6L系统取V=2500L因此油箱的长宽高分别取800mm 、620mm 、500mm6管路内径的选择吸油管：d=4.6VQ =4.6√295.2/2=55.8≈56mm 吸油管：d=4.6VQ =4.6√295.2/2.5 =49.9 ≈50mm 根据《机械设计手册》表20－8－2，取公称通径d=65mm,外径75mm 。

液压缸缸体长度的计算公式

液压缸缸体长度的计算公式
液压缸缸体长度的计算公式是根据液压系统中的工作压力、缸体直径和活塞杆长度来确定的。

液压缸是一种用液压力驱动的推拉装置，广泛应用于各种工程和机械设备中。

液压缸的缸体长度计算公式如下：
缸体长度 = 活塞杆长度 + 2 ×缸体壁厚
其中，活塞杆长度指的是液压缸活塞杆的长度，缸体壁厚是液压缸缸体壁的厚度，通常为设计要求的一小部分。

这个公式的基本原理是根据液压系统的工作压力和活塞杆的长度确定液压缸的推力需求，然后根据推力需求确定缸体的尺寸。

活塞杆长度是由液压缸的应用需求和操作环境决定的；缸体壁厚是为了保证液压缸的结构强度和安全性而设计的。

在实际应用中，还需考虑液压缸的材质和制造工艺，以及缸体与其他部件的连接方式，从而综合考虑各种因素来确定液压缸的合适长度。

此外，还需进行合理的安全余量设计，以确保液压缸在工作过程中的稳定性和可靠性。

总之，液压缸缸体长度的计算公式是基于液压系统的工作压力、活塞杆长度和缸体壁厚来确定的。

这个公式可以为液压缸的设计和制造提供参考，并确保液压缸在工作过程中具备所需的推拉能力和结构强度。

(完整word版)液压缸设计说明书(word文档良心出品)

液压缸的设计一、液压缸类型与安装方式的确定当下各种液压缸规格品种比较少，主要是因各种机械对液压缸的要求差别太大。

比如对液压缸的内径、活塞杆直径、液压缸的行程和连接方式等要求不一样。

由于本次液压设计主要是实现立式快速的原则，故选双作用单活塞杆立式快速液压缸的设计。

因为是活塞式，故用螺纹连接。

二、液压缸的结构设计1、缸体与缸的连接缸体与缸的连接形式较多，有拉杆连接、法兰连接、内半环连接、焊接连接、内螺纹连接等。

在此选用法兰连接，如下图所示：这种连接结构简单，装拆方便。

3、活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆的连接大多采用螺纹连接结构和卡键连接结构。

螺纹连接结构形式简单实用，应用较为普遍；卡键连接机构适用于工作压力较大，工作机械振动较大的油缸。

因此从多方面的因素考虑选择螺纹连接结构。

4、液压缸缸体的安全系数对缸体来说，液压力、机械力和安全系数有关的因素都对缸体有影响。

液压缸因压力过高丧失正常工作能力而破坏，往往是强度问题、刚度和定性问题三种形式给表现出来，其中最重要的还是强度问题。

要保证缸体的强度，一定要考虑适当的安全系数。

三、液压缸的主要技术性能参数的计算（一）、压力所谓压力，是指作用在单位面积上的负载。

从液压原理可知，压力等于负载力与活塞的有效工作面积之比。

P=F/A(N/m2)式中：F—作用在活塞上的负载力（N）A—活塞的有效工作面积（m2）从上述可知，压力值的建立是因为负载力的存在而产生的，在同一个活塞的有效工作面积上，负载越大，所需的压力就越大，活塞产生的作用力就越大。

如果活塞的有效工作面积一定，压力越大，活塞产生的作用力就越大。

由此可知：1、根据负载力的大小，选择活塞面积合适的液压缸和压力适当的液压泵。

2、根据液压泵的压力和负载力，设计和选用合适的液压缸。

3、根据液压缸的压力和液压缸的活塞面积，确定负载的重量。

在液压系统中，为了便于液压元件和管路的设计选用，往往将压力分级。

见下表因本次液压缸的设计要求中已知的公称压力为30Mpa，由表1.1可知，本此液压缸属于高压。

液压缸的设计与计算

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设计依据
缸工作压力、运动速度、工作条件、加工工艺及拆装检修等。
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4、3、2 缸体与端盖的结构设计
缸体与端盖的连接活塞和活塞杆结构活塞杆头部的连接液压缸的缓冲装置液压缸的排气装置
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缸体与端盖的连接
法兰连接半环连接螺纹连接拉杆连接焊接连接
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当液压缸承受轴向压缩载荷时：
若l/d≤15时，无须验算
验算 l/d≥15时，可按材料力学有关公式进行
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4、3 液压缸结构设计
4、3、1 液压缸的典型结构举例 4、3、2 缸体与端盖的结构设计
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4、3、1 液压缸的典型结构举例
典型结构设计依据
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典型结构
缸体组件、活塞组件、密封件、连接件、缓冲装置、排气装置等。
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缸筒壁厚δ校核方法
薄壁缸体（无缝钢管）: 当δ/ D≤0.08时
厚壁缸体（铸造缸体）:
δ≥pmaxD/2[б]
当δ/ D=0.08——0.3时
δ≥pmaxD/2.3 [б]-3pmax 当δ/ D≥0.3时
δ≥D/2[√[б]+ 0.4 py/[б] -1.3py-1]
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液压缸其它部位尺寸的确定
外螺纹装卸不便，需专用工具
焊接连接
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拉杆连接
通用性好，缸体加工方便，装拆方
便，但端盖体积大，重量也大，拉杆受力后会拉伸变形，影响端部密
封效果，只适精选于p低pt 压.
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活塞和活塞杆的连接

液压油缸缸径计算

液压油缸缸径计算
摘要：
1.液压油缸简介
2.液压油缸缸径的计算方法
3.液压油缸缸径的选择影响因素
4.实际应用中的液压油缸缸径计算举例
5.结论
正文：
一、液压油缸简介
液压油缸是一种将液压能转换为机械能的装置，通常由缸筒、缸盖、活塞、密封装置等组成。

在工程机械、机床、汽车等行业中得到广泛应用。

液压油缸的工作原理是利用液压油的压力驱动活塞，从而实现行程和力的转换。

二、液压油缸缸径的计算方法
液压油缸缸径的计算主要取决于两个因素：工作压力和行程。

一般来说，缸径的计算公式为：缸径=（工作压力×行程）/（2×密封摩擦系数×有效工作面积）。

三、液压油缸缸径的选择影响因素
1.工作压力：工作压力是决定液压油缸缸径的主要因素，一般情况下，工作压力越大，要求的缸径就越大。

2.行程：行程也是影响缸径的重要因素，行程越长，要求的缸径就越大。

3.密封摩擦系数：密封摩擦系数越小，要求的缸径就越小。

4.有效工作面积：有效工作面积越大，要求的缸径就越小。

四、实际应用中的液压油缸缸径计算举例
假设一个液压油缸的工作压力为10MPa，行程为500mm，密封摩擦系数为0.1，有效工作面积为200mm，那么根据上述公式计算，缸径=
（10×500）/（2×0.1×200）=31.25mm。

五、结论
液压油缸缸径的计算是一个复杂的过程，需要综合考虑工作压力、行程、密封摩擦系数和有效工作面积等多个因素。

液压缸计算公式

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：p F D π4==⨯⨯14.34= F ：负载力（N ）A ：无杆腔面积 (2mm )P ：供油压力 (MPa)D ：缸筒内径 (mm)1D ：缸筒外径 (mm)2、缸筒壁厚计算π×／≤≥ηδσψμ1）当δ/D ≤0.08时pD p σδ2max 0＞（mm ） 2)当δ/D=0.08~0.3时maxmax 03-3.2p D p p σδ≥（mm ） 3)当δ/D ≥0.3时⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+≥max max 03.14.02p p D p p σσδ（mm ） n bp σσ=δ：缸筒壁厚（mm ）0δ：缸筒材料强度要求的最小值（mm ）m ax p ：缸筒内最高工作压力（MPa ）p σ：缸筒材料的许用应力（MPa ）b σ：缸筒材料的抗拉强度（MPa ）s σ：缸筒材料屈服点（MPa ）n ：安全系数3 缸筒壁厚验算21221s )(35.0D D D PN -≤σ(MPa) D D P s rL 1lg3.2σ≤ PN ：额定压力rL P ：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)r P ：缸筒耐压试验压力(MPa)E ：缸筒材料弹性模量(MPa)ν：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：()rL P PN 42.0~35.0≤(MPa)4 缸筒径向变形量⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+=∆ν221221D D D D E DP D r （mm ）变形量△D 不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压力DD PE b 1lg 3.2σ=(MPa)6 缸筒底部厚度P P D σδmax 21433.0≥（mm ）2D ：计算厚度处直径（mm ）7 缸筒头部法兰厚度PL a d r Fb h σπ)(4-=（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 ）a r ：法兰外圆的半径（mm ）L d ：螺钉孔直径如不考虑螺钉孔，则：Pa r Fb h σπ4=（mm ） 8 螺纹强度计算螺纹处拉应力()2214D d KF-=πσ (MPa)螺纹处切应力)(2.033101D d KFd K -=τ (MPa) 合成应力P n στσσ≤+=223 许用应力0sn P σσ=F ：螺纹处承受的最大拉力0d ：螺纹外径（mm ）1d ：螺纹底径（mm ）K ：拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~4 1K ：螺纹连接的摩擦因数，1K =0.07~0.2，平均取1K =0.12s σ：螺纹材料屈服点（MPa ）0n ：安全系数，取0n =1.2~2.59 缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力zd KF214πσ= （MPa ）螺纹处切应力zd KFd K 31012.0=τ (MPa)合成应力P n σστσσ≤≈+=3.1322z ：螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应力（A 处）lD P l D D P 441max 121max ==ππτ (MPa)卡键侧面的挤压应力 )2(h 4)2(44121max 2212121max h D D P h D D D P c -=--=πππσ 卡键尺寸一般取h=δ,l=h,2h h h 21==验算缸筒在A 断面上的拉应力[]22121max 22121max )(4-)(4D h D D P D h D D P --=-=ππσ (MPa)11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算()n d D Fb σηπσ≤-=21214 (MPa)1D ：缸筒外径（mm ）1d ：焊缝底径（mm ）η：焊接效率，取η=0.7b σ：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ησh D F 12= 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：P d Fσπσ≤=24 (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： P d W M A F σσ≤⎪⎪⎭⎫⎝⎛+= (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：P n F σσ≤≈222d 8.1 (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：()[]pp c d d F σπσ≤+-=243212 F ：活塞杆的作用力（N ）d ：活塞杆直径（mm ）P σ：材料许用应力，无缝钢管P σ=100~110MPa ，中碳钢（调质）P σ=400MPad A ：活塞杆断面积 (2mm )W ：活塞杆断面模数 (3mm )M ：活塞杆所承受弯曲力矩（N.m ）2F ：活塞杆的拉力（N ）2d ：危险截面的直径（mm ）1d ：卡键槽处外圆直径（mm ）3d ：卡键槽处内圆直径（mm ）c ：卡键挤压面倒角（mm ）pp σ：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 dL B 4=λ B L ：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1F 完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算：kK n F F ≤1 2261210B K L K I E F ⨯=π （N ）()()51108.111⨯=++=b a E E （MPa ）圆截面：44049.064d d I ==π(4m )K F ：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N ）K n ：安全系数，通常取K n =3.5~6K ：液压缸安装及导向系数（见机械设计手册5卷21-292） 1E :实际弹性模量（MPa ）a ：材料组织缺陷系数，钢材一般取a ≈1/12b ：活塞杆截面不均匀系数，一般取b ≈1/13E ：材料弹性模量，钢材 5101.2⨯=E （MPa ）I ：活塞杆横截面惯性矩（4m )d A ：活塞杆截面面积（2m )e ：受力偏心量（m ）s σ：活塞杆材料屈服点（MPa ）S ：行程（m ）2）若活塞杆所受的载荷力1F 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：βσsec 81106e d A F d S K +⨯= （N ）其中：62010⨯=EI L F a B K β 一端固定，另一端自由0a =1，两端球铰0a =0.5，两端固定0a =0.25，一端固定，另一端球铰0a =0.3514、缸的最小导向长度 220D S H +≥（mm ）导向套滑动面的长度1）在缸径≤80mm 时A=(0.6~1)D2）在缸径＞80mm 时A=(0.6~1)d活塞宽度取B=(0.6~1)D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径：P KC P d τn 6.1≥ CC C K 615.04414+--= 或按照机械设计手册选取（5卷11-28） d DC = 一般初假定C-5~8有效圈数：'8'd 3n n4P P D P F Gd n ==弹簧刚度n C GDn D G P 43488d '==总圈数x n +=1nx ：1/2 (见机械设计手册第5卷 11-18）节距：n dH t )2~1(0-=间距：d t -=δ自由高度：d n H ）（10+=最小工作载荷时高度：101-F H H =GD C P Gd D P F 414311n 8n 8==或者'11P P F =最大工作载荷时的高度n n F H H -0=GD C P Gd D P F n n 443n n 8n 8==或者'n1P P F = 工作极限载荷下的高度j j F H H -0=GDC P GdD P F j j 443j n 8n 8==或者'j 1P P F =弹簧稳定性验算高径比：DH b 0=应满足下列要求两端固定 b ≤5.3 一端固定，另一端回转 b ≤3.7 两端回转 b ≤2.6 当高径比大于上述数值时，按照下式计算：n B C P H P C P ＞0'=C P ：弹簧的临界载荷（N ）B C ：不稳定系数（见机械设计手册第5卷 11-19） n P ：最大工作载荷（N ）强度验算：安全系数 P S S ≥+=maxmin075.0τττ0τ：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）m ax τ：最大载荷产生的最大切应力 n 3max 8P d KDπτ=， m in τ：最小载荷产生的最小切应力 13in8P d KD m πτ=， P S ：许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取 P S =1.3~1.7 ，当精确度低时，取 P S =1.8~2.2静强度：安全系数P SS S ≥=maxττ S τ：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。

液压油缸设计计算公式

液压油缸的主要设计技术参数一、液压油缸的主要技术参数：1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。

7.油缸的安装方式；达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。

应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。

二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。

液压油缸常用计算公式液压油缸常用计算公式项目公式符号意义液压油缸面积(cm 2 ) A =πD 2 /4 D ：液压缸有效活塞直径(cm) 液压油缸速度(m/min) V = Q / A Q ：流量(l / min)液压油缸需要的流量(l/min) Q=V×A/10=A×S/10tV ：速度(m/min)S ：液压缸行程(m)t ：时间(min)液压油缸出力(kgf) F = p × AF = (p × A) －(p×A)( 有背压存在时)p ：压力(kgf /cm 2 )泵或马达流量(l/min) Q = q × n / 1000 q ：泵或马达的几何排量(cc/rev) n ：转速（rpm ）泵或马达转速(rpm) n = Q / q ×1000 Q ：流量(l / min) 泵或马达扭矩(N.m) T = q × p / 20π液压所需功率(kw) P = Q × p / 612管内流速(m/s) v = Q ×21.22 / d 2 d ：管内径(mm)管内压力降(kgf/cm 2 )△P=0.000698×USLQ/d 4U ：油的黏度(cst)S ：油的比重L ：管的长度(m)Q ：流量(l/min)d ：管的内径(cm)液压常用计算公式项目公式符号意义液壓缸面積(cm2) A =πD2/4D：液壓缸有效活塞直徑 (cm)液壓缸速度(m/min)V = Q / A Q：流量 (l / min) 液壓缸需要的流Q=V×A/10=A×V：速度 (m/min)非标液压、机电、试验、工控设备开发研制。

液压油缸设计计算公式

液压油缸的主要设计技术参数一、液压油缸的主要技术参数：1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。

7.油缸的安装方式；达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。

应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。

二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。

液压油缸缸径计算

液压油缸缸径计算
液压油缸的判断主要根据两个主要参数：
1.工作压力：液压油缸的工作压力是指液压系统中液压油缸所能承受的最大压力。

工作压力的大小会直接影响到液压油缸的尺寸设计和选型。

2.推力需求：推力需求是指液压系统中所需承载的力大小。

根据应用场景和具体使用要求，确定所需的推力大小，再根据工作压力来选择合适的液压油缸。

F=P×A
其中，F表示所需推力大小，P表示液压系统的工作压力，A表示液压油缸的活塞面积。

要计算液压油缸的缸径，首先需要确定所需推力大小F，然后根据所选液压油缸的工作压力P，计算活塞面积A。

最后，通过活塞面积A来确定液压油缸的缸径。

液压油缸的活塞面积计算公式如下：
A=(π/4)×d^2
其中，A表示活塞面积，d表示液压油缸的缸径。

综上所述
1.确定所需推力大小F。

2.根据液压系统的工作压力P，计算活塞面积A。

3.根据活塞面积A，确定液压油缸的缸径d。

需要注意的是，液压系统中的推力需求和工作压力是根据具体应用场
景来确定的，不同的应用场景有不同的推力需求和工作压力，因此在计算
液压油缸缸径时，需要根据具体的使用要求和系统参数来确定相关的数值。

需要特别注意的是，液压油缸的选型不仅仅是根据缸径来确定的，还
需要考虑液压缸的行程、工作温度、密封要求等因素，以确保液压油缸在
实际工作中的可靠性和稳定性。

油缸内径计算公式

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油缸内径计算公式
油缸（液压缸）的内径计算通常基于所需的推力、工作压力以及设计的性能和速度要求。

一个常见的计算公式是根据液压缸的推力需求和工作压力来确定内径。

这个计算可以基于液压缸的推力平衡公式，如下所示：
F=P ⋅A
其中：
• F 是推力（单位：牛顿或磅力），
• P 是液压缸的工作压力（单位：帕斯卡或 PSI ），
• A 是缸的活塞面积。

液压缸的活塞面积 A 可以通过以下公式计算：
2
4d A π⋅=
其中：
• A 是活塞面积，
• π 是圆周率（约为3.14159），
• d 是油缸的内径。

将上述两个公式结合，可以得到液压缸内径的计算公式：
d =这里，
• d 是油缸的内径，
• F 是推力，
• P 是液压缸的工作压力。

请注意，这个公式是基于一些简化假设的，并且在实际应用中，还需要考虑一些其他因素，如摩擦、密封和性能要求等。

在实际工程中，通常还需要参考制造商提供的规格表和设计手册来选择合适的油缸。

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液压缸内径公式范文

液压缸内径公式范文
液压缸的内径是指液压缸内部圆筒内径的直径，通常用于计算液压系统的性能参数和设计液压缸的尺寸。

液压缸的内径直接影响着液压系统的输出力和速度，因此正确计算液压缸内径非常重要。

液压缸最常用的是单杆液压缸和双杆液压缸。

单杆液压缸的内径计算公式如下：
它有以下几个要素：C，活塞的单位工作力；A，活塞截面积；p，压力。

从公式可以看出，液压缸的内径与需要的输出力和压力有关。

如果需要更大的输出力，可以通过增加压力或增大活塞的截面积来实现。

因为液压系统的压力通常是固定的，所以根据需要的输出力，可以计算出所需的活塞截面积，从而得到液压缸的内径。

双杆液压缸的内径计算稍微复杂一些，因为它有两个活塞和两个杆。

双杆液压缸的内径计算公式如下：
其中，Ad是活塞的总截面积，A1和A2分别是两个活塞的截面积，d1和d2是两个杆的直径。

在计算双杆液压缸的内径时，首先需要确定所需的总输出力，然后根据系统的压力，计算出活塞的截面积Ad。

接下来，根据所需的输出力比例，计算出A1和A2的比例关系，从而确定两个活塞的截面积。

最后，根据活塞的截面积，计算出液压缸的内径。

除了活塞的截面积和压力，液压缸的内径还受到一些其他因素的影响，如可用的安装空间、杆的直径和液压缸的长度等。

在设计液压缸时，还需
要综合考虑这些因素，以确保液压缸的尺寸符合实际要求。

总结起来，液压缸的内径根据所需的输出力和压力来计算，涉及的因
素包括活塞的截面积、压力、杆的直径和液压缸的长度等。

正确计算液压
缸的内径可以确保液压系统的性能和工作效率。

液压缸计算公式.doc

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：p F D π4==⨯⨯14.34=F：负载力（N）A：无杆腔面积(2mm )P：供油压力(MPa)D：缸筒内径(mm)1D ：缸筒外径(mm)2、缸筒壁厚计算π×／≤≥ηδσψμ1）当δ/D≤0.08时pD p σδ2max 0＞（mm）2)当δ/D=0.08~0.3时maxmax 03-3.2p D p p σδ≥（mm）3)当δ/D≥0.3时⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+≥maxmax 03.14.02p p D p p σσδ（mm）n bp σσ=δ：缸筒壁厚（mm）0δ：缸筒材料强度要求的最小值（mm）max p ：缸筒内最高工作压力（MPa）p σ：缸筒材料的许用应力（MPa）b σ：缸筒材料的抗拉强度（MPa）s σ：缸筒材料屈服点（MPa）n：安全系数3缸筒壁厚验算21221s )(35.0D D D PN -≤σ(MPa)D D P s rL 1lg3.2σ≤PN：额定压力rL P ：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)r P ：缸筒耐压试验压力(MPa)E：缸筒材料弹性模量(MPa)ν：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：()rL P PN 42.0~35.0≤(MPa)4缸筒径向变形量⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-+=∆ν221221D D D D E DP D r （mm）变形量△D 不应超过密封圈允许范围5缸筒爆破压力DD PE b 1lg 3.2σ=(MPa)6缸筒底部厚度P P D σδmax 21433.0≥（mm）2D ：计算厚度处直径（mm）7缸筒头部法兰厚度PL a d r Fb h σπ)(4-=（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）a r ：法兰外圆的半径（mm）L d ：螺钉孔直径如不考虑螺钉孔，则：Pa r Fb h σπ4=（mm）8螺纹强度计算螺纹处拉应力()2214D d KF-=πσ(MPa)螺纹处切应力)(2.033101D d KFd K -=τ(MPa)合成应力Pn στσσ≤+=223许用应力0sn P σσ=F：螺纹处承受的最大拉力0d ：螺纹外径（mm）1d ：螺纹底径（mm）K：拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~41K ：螺纹连接的摩擦因数，1K =0.07~0.2，平均取1K =0.12s σ：螺纹材料屈服点（MPa）0n ：安全系数，取0n =1.2~2.59缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力zd KF214πσ=（MPa）螺纹处切应力z d KFd K 31012.0=τ(MPa)合成应力Pn σστσσ≤≈+=3.1322z：螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应力（A 处）l D P l D D P 441max 121max ==ππτ(MPa)卡键侧面的挤压应力)2(h 4)2(44121max 2212121max h D D P h D D D P c -=--=πππσ卡键尺寸一般取h=δ,l=h,2h h h 21==验算缸筒在A 断面上的拉应力[]22121max 22121max )(4-)(4D h D D P D h D D P --=-=ππσ(MPa)11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算()n d D Fb σηπσ≤-=21214(MPa)1D ：缸筒外径（mm）1d ：焊缝底径（mm）η：焊接效率，取η=0.7b σ：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ησh D F12=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：P d Fσπσ≤=24(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：P d W M A F σσ≤⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=(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：P n F σσ≤≈222d 8.1(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：()[]pp c d d F σπσ≤+-=243212F：活塞杆的作用力（N）d：活塞杆直径（mm）P σ：材料许用应力，无缝钢管P σ=100~110MPa，中碳钢（调质）P σ=400MPad A ：活塞杆断面积(2mm )W：活塞杆断面模数(3mm )M：活塞杆所承受弯曲力矩（N.m）2F ：活塞杆的拉力（N）2d ：危险截面的直径（mm）1d ：卡键槽处外圆直径（mm）3d ：卡键槽处内圆直径（mm）c：卡键挤压面倒角（mm）pp σ：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dL B4=λB L ：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1F 完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算：kKn F F ≤12261210B K L K I E F ⨯=π（N）()()51108.111⨯=++=b a E E （MPa）圆截面：44049.064d d I ==π(4m )K F ：活塞杆弯曲失稳临界压缩力（N）K n ：安全系数，通常取K n =3.5~6K：液压缸安装及导向系数（见机械设计手册5卷21-292）1E :实际弹性模量（MPa）a：材料组织缺陷系数，钢材一般取a≈1/12b：活塞杆截面不均匀系数，一般取b≈1/13E：材料弹性模量，钢材5101.2⨯=E （MPa）I：活塞杆横截面惯性矩（4m )d A ：活塞杆截面面积（2m )e：受力偏心量（m）s σ：活塞杆材料屈服点（MPa）S：行程（m）2）若活塞杆所受的载荷力1F 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：βσsec 81106e d A F d S K +⨯=（N）其中：62010⨯=EI L F a B K β一端固定，另一端自由0a =1，两端球铰0a =0.5，两端固定0a =0.25，一端固定，另一端球铰0a =0.3514、缸的最小导向长度220DSH+≥（mm）导向套滑动面的长度1）在缸径≤80mm时A=(0.6~1)D2）在缸径＞80mm时A=(0.6~1)d活塞宽度取B=(0.6~1)D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径：PKCPdτn6.1≥CC C K 615.04414+--=或按照机械设计手册选取（5卷11-28）d DC =一般初假定C-5~8有效圈数：'8'd3n n4P P D P F Gd n ==弹簧刚度nC GDn D G P 43488d '==总圈数xn +=1n x：1/2(见机械设计手册第5卷11-18）节距：ndH t )2~1(0-=间距：dt -=δ自由高度：dn H ）（10+=最小工作载荷时高度：101-F H H =GD C P Gd D P F 414311n 8n 8==或者'11P P F =最大工作载荷时的高度nn F H H -0=GDC P GdD P F n n 443n n 8n 8==或者'n 1P P F =工作极限载荷下的高度jj F H H -0=GD C P Gd D P F j j 443j n 8n 8==或者'j1P P F =弹簧稳定性验算高径比：DH b 0=应满足下列要求两端固定b≤5.3一端固定，另一端回转b≤3.7两端回转b≤2.6当高径比大于上述数值时，按照下式计算：nB C P H P C P ＞0'=C P ：弹簧的临界载荷（N）B C ：不稳定系数（见机械设计手册第5卷11-19）n P ：最大工作载荷（N）强度验算：安全系数P S S ≥+=maxmin 075.0τττ0τ：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）max τ：最大载荷产生的最大切应力n 3max 8P d KD πτ=，min τ：最小载荷产生的最小切应力13in 8P d KD m πτ=，P S ：许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取P S =1.3~1.7，当精确度低时，取P S =1.8~2.2静强度：安全系数P S S S ≥=maxττS τ：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。