液压油缸设计计算书
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一 、 液 压 缸 主 要 技 术 参 数 表
序号 1 2 3
4 5 6 7 8 9 10 11
液压油缸计算书
名称 活塞直径(缸径)D 活塞杆直径(杆径)d
活塞面积S1 有杆腔面积S2
油缸外径D1 缸体壁厚δ 有杆腔工作压力P1 无杆腔工作压力P2 试验推力F1= 试验拉力F2=
行程L
参数 695 370 379174.63 271708.13 900 102.5 28 28 10616.9 7607.8 1200
单位 mm mm mm2 mm2 mm mm MPa MPa kN kN mm
二
、
缸
壁
强
度
计
算
1
缸体壁厚校核(按中等壁厚的
计算公式) 计算公式：
PD/(2.3
3P)
式中: 液压缸缸体的最小壁厚δ 液压缸的设计压力P 液压缸缸径D ［σ］=σb/ n
102.5 28 695
216
缸体材料的抗拉强度σb
1080
安全系数n δ
结论：
5 47.1 合格
mm MPa mm
按
标
MPa
准 42C
rMo
钢
mm
<10 2.5
mm
2 缸体壁厚验算
缸体壁厚确定后,需作以下四
个方面的验算,以保证液压缸
安全的工作
1）
液压缸的额定压力Pn值应低于 一定的极限值。
验算公式: Pn 0.35 s (D12 D2 ) / D12
式中：
液压缸的设计压力Pn
28
MPa
缸体材料的屈服极限σs
930
MPa
缸体外径D1
900
mm
缸体内径D
695
mm
缸体壁厚δ
102.5
mm
验算结果：
Pn
131
MPa >28 MPa
结论： 符合要求
为避免缸筒在工作时发生塑性
2） 变形,液压缸的额压工作压力
与完全塑性变形压力成
一定比例范围。
Pn (0.35 ~ 0.42) Pr l
验算公式:
Pr l
2.3 s
lg
D1 D
液压缸的设计压力Pn
28
MPa
缸体发生完全塑性变形压力PPL
MPa
缸体材料的屈服极限σs
930
MPa
缸体外径D1
900
mm
缸体内径D
695
mm
缸体壁厚δ
102.5
mm
验算结果：
Prl
240.1
Pn
28
MPa < 84 ～ 101 MPa
结论： 符合要求
缸筒径向变形△D值应在允许
3） 范围内,而不应超过密封件允
许范围
验算公式:
D
DPT
(
D12 D12
D2 D2
) /
E
式中：
液压缸的耐压试验压力PT
35
缸筒材料的弹性模数E
210000
缸体外径D1
900
缸体内径D
695
缸筒材料的泊桑系数υ
0.3
验算结果：
△D
0.49
MPa
MPa mm mm
钢 材 取
为了确保液压缸安全的使用,
P 2.3 log D1 4) 缸筒的爆裂压力PE应远大于耐 压试验压力PT
验算公式:
E
bD
PE≤PT 式中：
缸筒发生爆破时的压力PE
缸体材料的抗拉强度σb
1080
MPa
验算结果：
缸体外径D1
900
mm
缸体内径为D
695
mm
PE
278.8
MPa
结论：
远大于耐压试验压 力,符合要求。
三 、 法 兰 厚 度 计 算
按标 准 42Cr Mo钢 材， σb =108 0MPa
>
35M Pa
h 计算公式：
2F(D3 D2)
π(
D1 2
dL
)[σ]
式中：
缸盖所受的推力F 10616890 N
缸盖螺孔中心距D3
780
mm
缸盖根部直径D2
680
mm
缸盖外径D1
880
mm
缸盖螺孔直径dL
45
mm
［σ］=σb/ n
缸体材料的抗拉强度σb
计算结果:
安全系数n h>
610
5 118.46
按 标 MPa 准 45 钢
mm
四 、 端 盖 连 接 螺 钉 强 度 计 算
油缸缸盖连接采用高强度螺 钉，性能等级选用10.9级，该 等级螺钉公称屈服强度为 σn=900MPa，产生最小变形的 屈服强度为σ0.2 计算公式：
拉应力 4KF / d12 z
940 MPa
剪应力 KK1d0F / 0.2d13z
合成应力 合成应力 2 3 2
式中：
K=1
螺钉的拧紧系数K
1.3
.25 ～
1.5
螺纹连接的磨擦系数K1
0.12
在试
验压
力下
螺钉处所受的最大载荷F 10000000 N
最大 载荷
为
1000
0kN
螺钉的公称直径d0
42
mm
M42
螺钉的小径d1
37.5
mm
M42 小
螺钉的数量Z
34
计算结果:
σ
346
MPa
τ
183
MPa
σ合成应力
469
MPa
安全系数n=σ0.2/σ合成应力
2.0035
≥2
结论： 符合要求
序号 1 2 3
4 5 6 7 8 9 10 11
液压油缸计算书
名称 活塞直径(缸径)D 活塞杆直径(杆径)d
活塞面积S1 有杆腔面积S2
油缸外径D1 缸体壁厚δ 有杆腔工作压力P1 无杆腔工作压力P2 试验推力F1= 试验拉力F2=
行程L
参数 695 370 379174.63 271708.13 900 102.5 28 28 10616.9 7607.8 1200
单位 mm mm mm2 mm2 mm mm MPa MPa kN kN mm
二
、
缸
壁
强
度
计
算
1
缸体壁厚校核(按中等壁厚的
计算公式) 计算公式：
PD/(2.3
3P)
式中: 液压缸缸体的最小壁厚δ 液压缸的设计压力P 液压缸缸径D ［σ］=σb/ n
102.5 28 695
216
缸体材料的抗拉强度σb
1080
安全系数n δ
结论：
5 47.1 合格
mm MPa mm
按
标
MPa
准 42C
rMo
钢
mm
<10 2.5
mm
2 缸体壁厚验算
缸体壁厚确定后,需作以下四
个方面的验算,以保证液压缸
安全的工作
1）
液压缸的额定压力Pn值应低于 一定的极限值。
验算公式: Pn 0.35 s (D12 D2 ) / D12
式中：
液压缸的设计压力Pn
28
MPa
缸体材料的屈服极限σs
930
MPa
缸体外径D1
900
mm
缸体内径D
695
mm
缸体壁厚δ
102.5
mm
验算结果：
Pn
131
MPa >28 MPa
结论： 符合要求
为避免缸筒在工作时发生塑性
2） 变形,液压缸的额压工作压力
与完全塑性变形压力成
一定比例范围。
Pn (0.35 ~ 0.42) Pr l
验算公式:
Pr l
2.3 s
lg
D1 D
液压缸的设计压力Pn
28
MPa
缸体发生完全塑性变形压力PPL
MPa
缸体材料的屈服极限σs
930
MPa
缸体外径D1
900
mm
缸体内径D
695
mm
缸体壁厚δ
102.5
mm
验算结果：
Prl
240.1
Pn
28
MPa < 84 ～ 101 MPa
结论： 符合要求
缸筒径向变形△D值应在允许
3） 范围内,而不应超过密封件允
许范围
验算公式:
D
DPT
(
D12 D12
D2 D2
) /
E
式中：
液压缸的耐压试验压力PT
35
缸筒材料的弹性模数E
210000
缸体外径D1
900
缸体内径D
695
缸筒材料的泊桑系数υ
0.3
验算结果：
△D
0.49
MPa
MPa mm mm
钢 材 取
为了确保液压缸安全的使用,
P 2.3 log D1 4) 缸筒的爆裂压力PE应远大于耐 压试验压力PT
验算公式:
E
bD
PE≤PT 式中：
缸筒发生爆破时的压力PE
缸体材料的抗拉强度σb
1080
MPa
验算结果：
缸体外径D1
900
mm
缸体内径为D
695
mm
PE
278.8
MPa
结论：
远大于耐压试验压 力,符合要求。
三 、 法 兰 厚 度 计 算
按标 准 42Cr Mo钢 材， σb =108 0MPa
>
35M Pa
h 计算公式：
2F(D3 D2)
π(
D1 2
dL
)[σ]
式中：
缸盖所受的推力F 10616890 N
缸盖螺孔中心距D3
780
mm
缸盖根部直径D2
680
mm
缸盖外径D1
880
mm
缸盖螺孔直径dL
45
mm
［σ］=σb/ n
缸体材料的抗拉强度σb
计算结果:
安全系数n h>
610
5 118.46
按 标 MPa 准 45 钢
mm
四 、 端 盖 连 接 螺 钉 强 度 计 算
油缸缸盖连接采用高强度螺 钉，性能等级选用10.9级，该 等级螺钉公称屈服强度为 σn=900MPa，产生最小变形的 屈服强度为σ0.2 计算公式：
拉应力 4KF / d12 z
940 MPa
剪应力 KK1d0F / 0.2d13z
合成应力 合成应力 2 3 2
式中：
K=1
螺钉的拧紧系数K
1.3
.25 ～
1.5
螺纹连接的磨擦系数K1
0.12
在试
验压
力下
螺钉处所受的最大载荷F 10000000 N
最大 载荷
为
1000
0kN
螺钉的公称直径d0
42
mm
M42
螺钉的小径d1
37.5
mm
M42 小
螺钉的数量Z
34
计算结果:
σ
346
MPa
τ
183
MPa
σ合成应力
469
MPa
安全系数n=σ0.2/σ合成应力
2.0035
≥2
结论： 符合要求