液压缸尺寸计算2

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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，高于16乘以5.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 /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)p ：压力 (kgf /cm 2 )非标液压、机电、试验、工控设备开发研制。

液压缸无杆腔面积A=*40*40/ (平方米)=(平方米)泵的理论流量Q=排量*转速=32*1430/1000000 (立方米/分)=(立方米/分)液压缸运动速度约为V=*Q/A= m/min所用时间约为T=缸的行程/速度=L/V==8 (秒) 上面的计算是在系统正常工作状态时计算的,如果溢流阀的安全压力调得较低,负载过大,液压缸的速度就没有上面计算的大,时间T就会增大. 楼主应把系统工作状态说得更清楚一些.其实这是个很简单的问题:你先求出油缸的体积,会求吧,等于:4021238立方毫米;然后再求出泵的每分钟流量,需按实际计算,效率取92%(国家标准),得出流量为:32X1430X1000X92%=立方毫米;两数一除就得出时间:分钟,也就是秒,至于管道什么流速什么的东西根本不要考虑,影响比较少.油缸主要尺寸的确定方法1．油缸的主要尺寸油缸的主要尺寸包括：缸筒内径、活塞缸直径、缸筒长度以及缸筒壁厚等。

液压缸计算

液压缸设计计算说明系统压力为1p =25 MPa本系统中有顶弯缸、拉伸缸以及压弯缸。

以下为这三种液压缸的设计计算。

一、顶弯缸 1 基本参数的确定（1）按推力F 计算缸筒内径D根据公式 3.5710D -=⨯ ① 其中，推力F=120KN系统压力1p =25 MPa带入①式，计算得D= 78.2mm ，圆整为D = 80 mm （2）活塞杆直径d 的确定确定活塞杆直径d 时，通常应先满足液压缸速度或速比的要求，然后再校核其结构强度和稳定性。

若速比为ϕ，则d = ② 取ϕ=1.6，带入②式，计算得d =48.9mm ，圆整为d =50mm8050D d ϕ===1.6 （3）最小导向长度H 的确定对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足202L DH ≥+ ③ 其中，L 为液压缸行程，L=500mm带入③式，计算得H=65mm （4）活塞宽度B 的确定活塞宽度一般取(0.6~1.0)B D = ④ 得B=48mm~80mm ，取B=60mm （5）导向套滑动面长度A 的确定在D ＜80mm 时，取(0.6~1.0)A D = ⑤ D ＞80mm 时，取(0.6~1.0)A d = ⑥ 根据⑤式，得A=48mm~80mm ，取A=50mm （6）隔套长度C 的确定根据公式2A BC H +=-⑦ 代入数据，解得C=10mm 2 结构强度计算与稳定校核（1）缸筒外径缸筒内径确定后，有强度条件确定壁厚δ，然后求出缸筒外径D 1假设此液压缸为厚壁缸筒，则壁厚1]2D δ=⑧ 液压缸筒材料选用45号钢。

其抗拉强度为σb =600MPa 其中许用应力[]b nσσ=，n为安全系数，取n=5将数据带入⑧式，计算得δ=8.76mm故液压缸筒外径为D 1=D+2δ=97.52mm ，圆整后有 D 1=100mm ，缸筒壁厚δ=10mm （2）液压缸的稳定性和活塞杆强度验算按速比要求初步确定活塞杆直径后，还必须满足液压缸的稳定性及其强度要求。

液压缸计算公式(液压缸内径和活塞杆直径的确定等)

液压缸计算公式(液压缸内径和活塞杆直径的确定等)Determining the ___ DiameterFor the hydraulic cylinder。

Q235 seamless steel pipe is chosen as the material。

while Q235 is ___.___:D = 4F/πp = 4 x 3.14 x F/(A x P)where F is the load force in Newtons。

A is the area of the non-rod side in square millimeters。

P is the oil supply pressure in Megapascals。

and D is the ___.___π×δ×D/(4×η×≤≥σ×ψ×μ)1) When δ/D ≤ 0.08:δ。

p_max x D/(2 x σ) (in millimeters)where p_max is the maximum operating pressure ___.2) When 0.08 < δ/D ≤ 0.3:δ ≥ 2.3 x p_max x D/(3 x σ) (in millimeters)3) When δ/D ≥ 0.3:δ/D ≥ (2 x σ x (p + 0.4 x p_max))/(σ x p - 1.3 x p_max) (in millimeters)where σ_b is the ___。

σ_s is the yield point of the cylinder material。

and n is the safety factor.Checking the ___PN ≤ 0.35 x σ_s x (D_1^2 - D^2)/(D_1^2 x D) (in Megapascals)where PN is the rated pressure。

液压传动系统设计与计算

液压传动系统设计与计算一、液压缸的设计计算1.初定液压缸工作压力液压缸工作压力主要根据运动循环各阶段中的最大总负载力来确定，此外，还需要考虑以下因素：(1)各类设备的不同特点和使用场合。

(2)考虑经济和重量因素，压力选得低，则元件尺寸大，重量重；压力选得高一些，则元件尺寸小，重量轻，但对元件的制造精度，密封性能要求高。

所以，液压缸的工作压力的选择有两种方式：一是根据机械类型选；二是根据切削负载选。

如表9-2、表9-3所示。

表9-2 按负载选执行文件的工作压力表9-3 按机械类型选执行文件的工作压力2.液压缸主要尺寸的计算缸的有效面积和活塞杆直径，可根据缸受力的平衡关系具体计算，详见第四章第二节。

3.液压缸的流量计算液压缸的最大流量：qmax=A·vmax (m3/s) (9-12)式中：A为液压缸的有效面积A1或A2(m2)；vmax为液压缸的最大速度(m/s)。

液压缸的最小流量：qmin=A·vmin(m3/s) (9-13)式中：vmin为液压缸的最小速度。

液压缸的最小流量qmin，应等于或大于流量阀或变量泵的最小稳定流量。

若不满足此要求时，则需重新选定液压缸的工作压力，使工作压力低一些，缸的有效工作面积大一些，所需最小流量qmin也大一些，以满足上述要求。

流量阀和变量泵的最小稳定流量，可从产品样本中查到。

二、液压马达的设计计算1.计算液压马达排量液压马达排量根据下式决定：vm=6.28T/Δpm*ηmin(m3/r) (9-14)式中：T为液压马达的负载力矩(N·m)；Δpm为液压马达进出口压力差(N/m3)；ηmin为液压马达的机械效率，一般齿轮和柱塞马达取0.9～0.95，叶片马达取0.8～0.9。

2.计算液压马达所需流量液压马达的最大流量：qmax=vm·nmax(m3/s)式中：vm为液压马达排量(m3/r)；nmax为液压马达的最高转速(r/s)。

液压缸设计计算实例

液压缸设计计算实例液压缸是一种常用于工业设备中的液压传动装置，主要由一个活塞、一个油缸和两个密封件组成。

它通过液压力将活塞推动，从而实现各种机械运动或工艺过程。

液压缸的设计计算主要包括以下几个方面：液压缸的尺寸计算、密封件的设计和选择、液压缸的工作压力计算、液压缸的材料和结构设计。

下面以液压缸在机械设备中的应用为例，进行设计计算。

液压缸的油缸内径可以根据活塞面积计算得到，油缸内径=2×√(A/π)=2×√(0.04/π)≈0.36m。

为了方便选用标准化油缸，取油缸内径为0.35m。

根据液压缸的工作行程和速度，可以计算出整个工作周期的时间 t=行程/速度=1000mm/0.5m/s=2000s。

液压缸的密封件设计和选择也是重要的一步。

常见的密封元件有油封、活塞密封圈和导向环等。

根据液压缸的工作压力和速度，可以选择适用的密封件类型和尺寸，确保密封性能以及使用寿命。

液压缸的工作压力计算也是必要的。

液压缸工作时，会受到工作压力的作用，为了保证液压缸的安全性和可靠性，需要计算液压缸允许的最大工作压力。

液压缸的最大工作压力一般按照材料、工艺和安全要求确定，常用的安全系数为2倍。

根据工作压力和安全系数，可以计算出液压缸最大允许工作压力为12.5MPa×2=25MPa。

液压缸的材料和结构设计也需要考虑。

液压缸常用的材料有铸铁、铝合金和不锈钢等，根据具体的应用场景和要求选择适合的材料。

液压缸的结构设计包括油缸壁厚、密封件槽设计、支撑结构等，需要根据实际情况和安全性要求进行设计。

综上所述，液压缸设计计算涉及液压缸的尺寸计算、密封件的设计和选择、液压缸的工作压力计算、液压缸的材料和结构设计等方面。

通过合理计算和选取，可以设计出安全可靠的液压缸，满足机械设备的工作需求。

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 。

液压缸计算

缸径D 160mm 杆径d110mm 额定启门力320KN 有杆腔启门压力30.1958009Mpa油缸内最高工作压力P 35Mpa 缸径D40mm 屈服极限σs 340Mpa 许用应力[σ]115Mpa 可以取115-150油缸壁厚δ6.100217865mm油缸缸底厚度计算缸径D20mm许用应力[σ]120Mpa 45钢取120，锻件（QT）取100油缸内最高工作压力P 40Mpa 缸底油口直径D00mm P*D800σ*(D-D0)2400缸底厚度4.999853331缸体内外径的平均值D1186.5mm 最终壁厚δ26.5mm 缸体纵向应力[σz1]23.90105721Mpa 缸体环向应力[σh1]123.1603774Mpa 缸体合应力[σzh1]125.4581169Mpa116螺纹拧紧系数K 1.25螺纹内摩擦系数K10.12螺纹内径d126.211mm螺纹外径d030mm 最大拉力F137.5KN螺纹强度核算有杆腔启门压力油缸壁厚计算液压缸缸体强度核算拉应力s86.916943Mpa剪应力t46.85576302Mpa合应力s n118.9156952Mpa45钢最大可取170螺栓螺纹强度核算螺纹拧紧系数K 1.25螺纹内摩擦系数K10.12螺纹内径d113.835螺纹外径d016最大拉力F1200螺栓数量Z23拉应力s72.34094687Mpa剪应力t39.40450854Mpa合应力s n99.45530893Mpa系统压力液压缸内最大计算工作压力Pc30.1958009Mpa活塞杆组件自重压力损失0.3Mpa密封和导向压力损失0.2Mpa管道压力损失0.4Mpa换向阀压力损失0.06Mpa调速阀压力损失0.6Mpa液控单向阀压力损失0.03Mpa回油滤器压力损失0.03Mpa系统压力计算值31.8158009Mpa系统压力圆整值31.82Mpa油缸运行所需流量活塞杆径d55mm活塞直径D110mm油缸数量N1启门活塞速度 V启 2.1M/min闭门活塞速度 V闭 2.1M/min启门时油缸所需流量Q启14.9601375L/Min闭门时油缸所需流量Q闭 (不考虑差动）19.94685L/Min油泵排量汇漏系数e 1.2最大计算流量14.9601375L 系统流量17.952165L 电机转速1450油泵排量12.38080345ml 电机功率系统压力P31.82Mpa 油缸运行所需流量Q17.952165L 油泵容积效率0.88系统功率P10.81889944KW 计算厚度外直径D2备注油缸内最高工作压力P 25Mpa 缸径D 160mm材料牌号45屈服极限σs 360Mpa许用应力[σ]115Mpa 可以取115-150抗拉强度σb 610Mpa 安全系数n5一般取5缸筒材料的许用应力σp 122油缸壁厚公式116.39344262δ/D≤0.08油缸壁厚公式219.45525292δ/D=0.08~0.3油缸壁厚公式317.15506238δ/D≥0.3油缸壁厚δ020mm 外径公差余量c11mm 腐蚀余量c21mm 实际壁厚δ22.00mm计算厚度外直径D2100mm 缸内最大工作压力P 40MPA 缸筒材料的许用应力σp 122实际壁厚δ24.79350788油缸壁厚计算20100628油缸底部厚计算20100628缸筒头部法兰厚度法兰在缸筒最大内压下的轴向压力F20000N 法兰外圆半径RA0.24m 法兰螺孔直径DL0.0165m 法兰螺孔中心高b0.0671m 缸筒材料的许用应力σp122m 法兰厚度H7.918132238mm 不考虑DL的厚度7.641100175mm缸筒内径d200mm 卡键厚度h20mm 卡键宽度L10mm 外卡键剪应力 1.929375MPA 外卡键挤压应力201.1476064MPA 缸筒危险截面10.000525137MPA 内卡键剪应力157.5MPA 内卡键挤压应力165.7894737MPA 缸筒危险截面1108.3870968MPA。

两级单作用液压缸设计计算书

专业液压缸毕业、生产设计、兼职液压设计 QQ34682Q3468285 85
△d= d1P 试*[（d22+ d12）/（d22- d1 2）]/E =8.32*10-5 （m）
经查密封圈样本，该变形量在密封圈间隙允许范围内。
其中
E ——套筒材料的弹性模量，MPa，钢材 E=2.06*105MPa
其中
P 试 —— 液压缸的试验压力，MPa，P 试=1.25P=20MPa
p — 材料的许用强度，MPa， p= b/n=600/3=200MPa n ——安全系数，取 3
b ——材料的强度极限，45 钢， b=600MPa 液压缸壁厚验算：对最终采用的缸筒壁厚应进行四方面的验算
a.额定压力应低于一定的极限值，以保证工作安全额定压力 PN≤0.35σ（s d22-d12）/d12=0.35*355*（0.12-0.092）=29MPa
足达到负载要求，则柱塞直径 d1 ≥ √[4F/ （ π Pᶯ ） ]=√[4*80000/ （3.14*16*0.9）]=84mm 内孔尺寸依标准 GB/T2348-1993 圆整为 90mm
其中
ᶯ --- 液压缸工作效率，取 0.9
2.液压缸缸筒壁厚计算，套筒材料选 45 钢，壁厚暂定为 δ=5mm。
其中 F 推 ——液压缸 20MPa 最大推力，190000N d4 ——连接螺纹中径，mm d4= d5 -2*3/8H=96.7mm d5 ——螺纹大径，98mm H ——连接螺纹牙高，H=√3/2P=1.732mm
P ——连接螺纹螺距，2mm
L ——连接螺纹有效长度，17mm
专业液压缸毕业、生产设计、兼职液压设计 QQ34682 8585

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。

液压缸尺寸计算

液压缸尺寸计算 The following text is amended on 12 November 2020.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F F=59036N（活塞杆在抬腿过程中始终受压）2、惯性载荷F F=0（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）3、密封阻力F F=(1−F F)F，其中F是作用于活塞上的载荷，且F=F F，F F是外载荷，F F=F F+F F，其中F F是F F液压缸的机械效率，取F F=0.95综上可得：外载荷F F=59036N，密封阻力F F=2952N，总载荷F=61988N。

②、初选系统工作压力1、按载荷选定工作压力，取工作腔压力为F=12MPa1（由于总载荷为61988N大于50000N，故根据手册选取工作压力为12MPa）2、选择执行元件液压缸的背压力为F2=1MPa（由于回油路带有调速阀，且回油路的不太复杂，故根据手册选取被压压力为1MPa）③、液压缸主要结构尺寸的计算1、在整个抬腿过程中活塞杆始终受压，故可得下式：活塞杆受压时：F=F1F1−F2F2F1----------液压缸工作腔压力（Pa）F 2----------液压缸回油腔压力（Pa ）F 1----------无杆腔活塞有效作用面积，F 1=πD 24，D 为活塞直径（m ） F 2----------有杆腔活塞有效作用面积，F 2=π4（D 2−d 2)，d 为活塞杆直径（m ）选取d/D=（由于工作压力为12MPa 大于5MPa ，故根据手册选取d/D=）综上可得：D=，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[σ]=100MPa。

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。

σ= F 14πd 2=21.9MPa＜[σ]=100MPa，故满足强度要求。

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。

液压缸计算公式(液压缸内径和活塞杆直径的确定等)

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 FD 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pDp σδ2max 0＞（mm ）2)当δ/D=0.08~0.3时maxmax 03-3.2p Dp 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PP D σδmax21433.0≥（mm ）2D ：计算厚度处直径（mm ）7 缸筒头部法兰厚度PL a d r Fbh 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 Fbh 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,2hh 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 F b 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220DS 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：PKCP 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'd3n n 4P 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 PF =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 dKD 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。

液压缸的计算

所以
3.4液压系统设计
3.4.1液压系统设计图
在绘制液压系统图的过程中应力求系统的结构简单。注意各元件间的联系。避免无动作发生，既要减少能量损失，还要提高系统的工作效率。为了便于液压系统的维护和检测，本系统中要安装必要检测元件（如压力表，温度计）。各液压元件尽量采用国家标准件。在图中要按国家标准规定的液压元件职能符号的常态位置绘制，对于自行设计的非标准元件可用结构原理图绘制，系统图中应注明各液压执行元件的名称和动作，注明各液压元件的序号及各电磁铁代号，并附有电磁铁，行程阀及其他控制元件的动作表。基于以上准则，本设计的液压系统图拟定如下图所示
1）导向套（环式）的结构形式
活塞杆的导向的结构形式有三种：无导向套（环）、金属导向套（环）和非金属导向套（环）。
本课题选用金属导向套。
2）导向套（环）的长度
导向支承长度是端盖长度减去防尘圈沟槽的长度值后的剩余部分。
3）导向套（环）的材料和加工要求
导向套（环）外圆与端盖内孔配合多为H8/f7，内孔与活塞杆的配合多为H9/f9。
其中 ————-液压缸最大压力
所以
在本设计中，因其径向载荷小，结构简单，而选择用定量叶片泵，这样也可以使运动中的噪音降低，流量脉动小。根据表23.5-20[9]选取
图3-2 液压泵
YB1-16,
其技术规格为：排量：16ml/r
额定压力：6.3Mpa
转速：960r/min
驱动功率：2.2KW
(3-16)
式中 -----缸底止口外径，；
-----油口直径, ；
-----工作压力，；
----材料许用应力安全系数（）, 。
3.4.7缸筒头部法兰厚度
选择螺钉连接法兰，法兰厚度为

液压油缸设计计算公式

液压油缸的主要设计技术参数的主要技术参数：一、液压油缸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；计算的时候经常是油缸压力；油缸工作压力，4.16，高于16MPa乘以1.5用试验压力，低于1.25 乘以油缸行程；5.活塞杆伸出收根据工况情况定，6.是否有缓冲；缩如果冲击大一般都要缓冲的。

7.油缸的安装方式；频繁出现故障的油达到要求性能的油缸即为好，应该说是合格与不合格吧？好和合格缸即为坏。

还是有区别的。

结构性能参数包括：液压油缸二、液压缸1.4.3.速度及速比；的直径；2.活塞杆的直径；工作压力等。

衡量一个油缸的性能好坏液压缸产品种类很多，油缸的工作性能主要出厂前做的各项试验指标，主要表现在以下几个方面：专业文档供参考，如有帮助请下载。

．是指液压缸在无负载状态下的最低启动压力：1.它是反映液压缸零件制造和装配最低工作压力，精度以及密封摩擦力大小的综合指标；是指液压缸在满负荷运动时没最低稳定速度：2.有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标，对最低稳定速度要求也承担不同工作的液压缸，不相同。

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

液压油缸常用计算公式常用计算公式液压油缸义符号意公项目式(cm) ：液压缸有效活塞直径 D 液压油缸面积(cm 2 ) D 2 /4 A=π(m/min) 液压油缸速度(l / min) Q ：流量V = Q / A(m/min) V ：速度液压油缸需要的流量S ：液压缸行程(m)A/10=A×S/10t Q=V×(l/min) (min) ：时间tA F = p ×(kgf) 出力液压油缸：压力p (kgf /cm 2 ) A) A) F = (p ×－(p×专业文档供参考，如有帮助请下载。

液压缸设计计算

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，NA——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。