液压缸计算
液压缸计算公式
液压缸计算公式液压缸是一种常见的液压传动装置，广泛应用于各个行业。
液压缸的计算公式是用来计算液压缸的力和速度的。
下面将详细介绍液压缸的计算公式以及其应用。
液压缸的计算公式主要包括液压缸的力计算公式和速度计算公式。
液压缸的力计算公式可以通过以下公式得出：F = P × A其中，F表示液压缸的输出力，P表示液压缸的工作压力，A表示液压缸的有效工作面积。
液压缸的工作压力可以通过液压系统的设计压力确定，液压缸的有效工作面积可以通过液压缸的结构参数计算得出。
通过这个公式，可以很方便地计算出液压缸的输出力。
液压缸的速度计算公式可以通过以下公式得出：V = (Q × 1000) / A其中，V表示液压缸的运动速度，Q表示液压缸的流量，A表示液压缸的有效工作面积。
液压缸的流量可以通过液压系统的流量计算得出。
通过这个公式，可以计算出液压缸的运动速度。
液压缸的计算公式的应用非常广泛。
在液压系统的设计和工程中，液压缸的计算公式可以用来确定液压缸的尺寸和工作参数，从而满足系统的工作要求。
在机械制造和工程维修中，液压缸的计算公式可以用来评估液压缸的工作性能和故障排除。
液压缸的计算公式还可以用来优化液压系统的设计。
通过合理选择液压缸的尺寸和工作参数，可以提高液压系统的效率和稳定性。
同时，液压缸的计算公式也可以用来对液压系统进行性能测试和评估，为系统的优化提供依据。
液压缸的计算公式是液压系统设计和工程应用中的重要工具。
通过合理应用这些公式，可以方便地计算液压缸的力和速度，从而满足系统的工作要求。
液压缸的计算公式的应用范围广泛，对于液压系统的设计、制造和维修都具有重要意义。
希望本文的介绍对读者有所帮助。
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。
液压的计算公式范文
液压的计算公式范文
液压计算是涉及压力、流量、力和面积等多个变量的计算过程。
液压系统的主要计算公式包括：泵的流量计算、液压缸的力和速度计算、管道的压降计算和马达的功率计算等。
以下是液压计算的详细公式解析。
1.泵的流量计算公式：
液压泵的流量计算公式为Q=A×v，其中Q表示流量（单位为立方米/秒），A表示泵的排量（单位为立方米/转），v表示泵的转速（单位为转/秒）。
2.液压缸的力计算公式：
液压缸的力计算公式为F=P×A，其中F表示液压缸的力（单位为牛顿），P表示液压系统的工作压力（单位为帕斯卡），A表示液压缸的有效工作面积（单位为平方米）。
3.液压缸的速度计算公式：
液压缸的速度计算公式为v=Q/A，其中v表示液压缸的速度（单位为米/秒），Q表示液压泵的流量（单位为立方米/秒），A表示液压缸的有效工作面积（单位为平方米）。
4.管道的压降计算公式：
管道的压降计算公式为ΔP=(f×L×V²)/(D×2g)+Z，其中ΔP表示管道的压降（单位为帕斯卡），f表示管道的摩擦阻力系数，L表示管道的长度（单位为米），V表示流体的速度（单位为米/秒），D表示管道的直径（单位为米），g表示重力加速度（单位为米/秒²），Z表示液体的高度差（单位为米）。
5.马达的功率计算公式：
以上是液压的一些常用计算公式，可以通过这些公式进行液压系统的设计和计算。
需要注意的是，不同的液压系统可能存在不同的计算公式和参数，具体计算时应结合实际情况进行分析和计算。
液压缸的计算范文
液压缸的计算范文液压缸是一种将液压能转化为机械能的设备，广泛应用于工业生产中，包括汽车制造、建筑工程、农业机械等领域。
液压缸的计算包括力学计算、液压计算和参数选择等方面。
下面将详细介绍液压缸的计算方法。
一、力学计算：液压缸的力学计算主要涉及材料的最大抗拉强度、扭矩计算、弹簧力计算和轴的挠度计算等。
1.最大抗拉强度计算液压缸的寿命与承载能力有关，材料的最大抗拉强度是评估其承载能力的重要指标。
液压缸的最大抗拉强度的计算公式为：最大抗拉强度=材料的抗拉强度×空心面积。
2.扭矩计算扭矩是一个对液压缸的瞬时力矩的评估。
液压缸的扭矩计算公式为：扭矩=力矩×转速。
3.弹簧力计算弹簧力是指液压缸在运动过程中受到的弹簧的力。
液压缸的弹簧力计算公式为：弹簧力=弹簧常数×表示位移的参数。
4.轴的挠度计算轴的挠度是指轴在承受力时的变形程度。
液压缸的轴的挠度计算公式为：挠度=(力×长度^3)/(弹性模量×断面惯量)。
二、液压计算：液压计算是液压缸设计中的重要过程，主要涉及液压缸的压力计算、液体流量计算和功率计算等。
1.压力计算液压缸的压力计算是指在给定的液体流量和缸的截面积下，计算液压缸所需的压力。
压力计算公式为：压力=力/面积。
2.流量计算液压缸的流量计算是指在给定的工作压力下，计算液压缸所需的液体流量。
流量计算公式为：流量=需要的液体流量/时间。
3.功率计算液压缸的功率计算是指在给定的压力和流量下，计算液压缸的功率。
功率计算公式为：功率=压力×流量。
三、参数选择：液压缸的参数选择是确保其正常工作的关键步骤，主要包括推力、速度、行程、缸筒直径和活塞杆直径等参数的选择。
1.推力的选择液压缸的推力是指在给定的工作条件下，液压缸所能提供的最大力。
推力的选择应满足工作条件所需的最小信号力。
2.速度的选择液压缸的速度是指液压缸的活塞在单位时间内的位移速度。
速度的选择应满足工作条件所需的最大速度。
液压缸标准值计算公式
液压缸标准值计算公式液压缸是一种常见的液压传动元件，广泛应用于各种机械设备中。
在设计和选择液压缸时，需要计算出液压缸的标准值，以确保其性能和使用效果。
本文将介绍液压缸标准值的计算公式，帮助读者更好地理解液压缸的工作原理和设计方法。
液压缸标准值的计算公式主要包括液压缸的推力、速度和功率等参数。
在计算这些参数时，需要考虑液压缸的工作压力、有效面积、活塞直径、活塞杆直径等因素。
下面将分别介绍液压缸推力、速度和功率的计算公式。
1. 液压缸推力的计算公式。
液压缸的推力是指液压缸在工作过程中所能产生的推力大小。
液压缸推力的计算公式为：F = P × A。
其中，F表示液压缸的推力，单位为牛顿（N）；P表示液压缸的工作压力，单位为帕斯卡（Pa）；A表示液压缸的有效面积，单位为平方米（m²）。
根据这个公式，我们可以通过液压缸的工作压力和有效面积来计算出液压缸的推力大小。
在实际应用中，需要根据具体的工作要求和负载情况来选择合适的液压缸推力，以确保液压缸能够正常工作。
2. 液压缸速度的计算公式。
液压缸的速度是指液压缸在工作过程中的运动速度。
液压缸速度的计算公式为：V = Q / A。
其中，V表示液压缸的速度，单位为米每秒（m/s）；Q表示液压缸的流量，单位为立方米每秒（m³/s）；A表示液压缸的有效面积，单位为平方米（m²）。
根据这个公式，我们可以通过液压缸的流量和有效面积来计算出液压缸的速度大小。
在实际应用中，需要根据具体的工作要求和运动速度来选择合适的液压缸速度，以确保液压缸能够满足工作需求。
3. 液压缸功率的计算公式。
液压缸的功率是指液压缸在工作过程中所需的功率大小。
液压缸功率的计算公式为：P = F × V。
其中，P表示液压缸的功率，单位为瓦特（W）；F表示液压缸的推力，单位为牛顿（N）；V表示液压缸的速度，单位为米每秒（m/s）。
根据这个公式，我们可以通过液压缸的推力和速度来计算出液压缸所需的功率大小。
液压缸内径公式
液压缸内径公式液压缸是一种常见的液压传动元件，广泛应用于各种机械设备中。
液压缸内径是液压缸的一个重要参数，它对液压缸的性能和工作效果有着重要影响。
本文将从液压缸内径的定义、计算公式、影响因素等方面进行介绍和分析。
一、液压缸内径的定义液压缸内径指液压缸活塞工作时与缸体内壁之间的最小距离。
液压缸内径的大小决定了液压缸的工作压力、力矩和速度等参数。
一般情况下，液压缸内径越大，液压缸的工作能力越强。
二、液压缸内径的计算公式液压缸内径的计算需要综合考虑液压缸的工作压力、工作行程、负载条件等因素。
常用的液压缸内径计算公式如下：内径= 2 × 力 / （π × 工作压力）其中，力为液压缸需要输出的力，工作压力为液压缸的工作压力。
三、影响液压缸内径的因素1. 工作压力：液压缸内径的选择与液压缸的工作压力直接相关。
工作压力越大，液压缸内径应越大，以保证液压缸的工作能力。
2. 工作行程：液压缸内径的大小还与液压缸的工作行程有关。
工作行程越大，液压缸内径应越大，以满足液压缸在不同位置的工作需求。
3. 负载条件：液压缸内径的选择还需要考虑负载条件。
负载越大，液压缸内径应越大，以满足液压缸输出足够的力。
四、液压缸内径的选择液压缸内径的选择需要根据具体的工作条件和要求来进行确定。
一般来说，可以根据以下几个步骤进行选择：1. 确定工作压力：根据液压系统的设计要求和工作条件，确定液压缸的工作压力。
2. 确定工作行程：根据机械设备的工作要求和工作空间，确定液压缸的工作行程。
3. 确定负载条件：根据机械设备的负载要求和工作特点，确定液压缸的负载条件。
4. 根据计算公式计算内径：根据以上确定的参数，使用液压缸内径的计算公式计算出合适的内径值。
5. 选择合适的内径规格：根据计算得出的内径值，选择与之相近的标准内径规格。
五、总结液压缸内径是液压缸的重要参数，它对液压缸的工作性能有着重要影响。
本文从液压缸内径的定义、计算公式、影响因素等方面进行了介绍和分析。
液压缸的功率计算公式
液压缸的功率计算公式好的，以下是为您生成的关于“液压缸的功率计算公式”的文章：咱今天就来好好聊聊液压缸的功率计算公式这事儿。
先来说说啥是液压缸。
这玩意儿就像一个大力士，能在各种机械设备里发挥大作用。
比如说在工地上常见的起重机，还有工厂里的大型冲压机，里面都少不了液压缸的身影。
那液压缸的功率到底咋算呢？这就得提到一个关键的公式：功率 =压力 ×流量。
压力这东西，就好比是液压缸使出的劲儿有多大。
想象一下，你要推动一块大石头，用的力气越大，压力也就越大。
流量呢，则像是水流的速度，液压油在缸里流动得越快，流量就越大。
举个例子吧，有一次我在工厂里，看到师傅们在检修一台液压设备。
那台设备的液压缸好像出了点问题，动作变得慢吞吞的。
师傅们就开始检查压力和流量。
他们拿着各种仪表，神情专注，一边测量一边记录数据。
我在旁边好奇地看着，心里琢磨着这功率到底是咋回事。
师傅测完后发现，原来是压力不够，导致功率下降，设备没法正常工作。
然后他们赶紧调整了相关的部件，让压力恢复正常，这设备立马就又生龙活虎起来。
回到这个公式，压力的单位通常是帕斯卡（Pa），流量的单位一般是立方米每秒（m³/s）。
所以通过这个公式算出来的功率单位就是瓦特（W）。
在实际应用中，可不能死记硬背这个公式，得灵活运用。
比如说，不同的工况下，压力和流量都会发生变化。
有时候设备负载重了，压力就得增大；有时候需要加快工作速度，流量就得提高。
而且，要准确计算液压缸的功率，还得考虑一些其他因素。
比如说，液压油的温度、黏度，还有液压缸内部的泄漏情况等等。
这些因素虽然看似不起眼，但都能对功率产生影响。
想象一下，如果一个液压缸在高温环境下工作，液压油的黏度就会下降，这可能会导致泄漏增加，从而影响功率输出。
所以啊，要真正掌握液压缸的功率计算公式，不仅要明白公式本身，还得了解各种实际情况，积累经验。
总之，液压缸的功率计算公式虽然看起来简单，但里面的学问可不少。
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。
油缸吨位简便计算公式
大家知道油缸吨位怎么计算吗?下面小编为大家简单介绍一下。
f=p*s，压强乘以面积，活塞面积=πr^2,算出来的是牛，转化成吨就可以了。
10吨=10×1000千克=10000×9.8=980000牛1、对于单杆活塞式液压缸可用油缸缸筒内径所对应的圆的面积A（平方厘米）,以及系统的额定工作压力p（兆帕）来计算，其值等于10pA公斤力，化成吨则为0.01pA。
2、对于双杆活塞式液压缸用A(平方厘米)表示油缸的缸筒内径和活塞杆外径所定义的圆环的面积，用p（兆帕）表示系统的额定工作压力，则所求油缸的输出力为0.01pA吨力。
分类液压缸的结构形式多种多样，其分类方法也有多种：按运动方式可分为直线往复运动式和回转摆动式；按受液压力作用情况可分为单作用式、双作用式；按结构形式可分为活塞式、柱塞式、多级伸缩套筒式，齿轮齿条式等；按安装形式可分为拉杆、耳环、底脚、铰轴等；按压力等级可分为16Mpa、25Mpa、31.5Mpa等。
扩展资料：液压缸的吨位计算：液压缸的吨位：F=PS，等于油压乘以活塞的有效面积。
假设油压是200公斤/平方厘米的话，就可以顶起100平方厘米X200公斤/平方厘米的=10000公斤＝10吨。
1、对于单杆活塞式液压缸可用油缸缸筒内径所对应的圆的面积A（平方厘米）,以及系统的额定工作压力p（兆帕）来计算，其值等于10pA公斤力，化成吨则为0.01pA。
2、对于双杆活塞式液压缸用A(平方厘米)表示油缸的缸筒内径和活塞杆外径所定义的圆环的面积，用p（兆帕）表示系统的额定工作压力，则所求油缸的输出力为0.01pA吨力。
3、对于柱塞缸用A(平方厘米)表示油缸的柱塞杆的外径所对应的圆的面积，用p（兆帕）表示系统的额定工作压力，则所求油缸的输出力为0.01pA吨力。
液压缸结构简单、工作可靠。
用它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到广泛应用。
液压缸计算公式
液压缸计算公式液压缸计算公式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:4，F4== D,3.14，,pF:负载⼒ (N)2A:⽆杆腔⾯积 () mmP:供油压⼒ (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) D1 2、缸筒壁厚计算π×,??ηδσψµ1)当δ/D?0.08时pDmax,,(mm) 02,p2)当δ/D=0.08~0.3时pDmax,,(mm) 02.3,-3ppmax3)当δ/D?0.3时,,,，0.4pDpmax,,,,(mm) 0,,2,1.3p,pmax,,,b,, pnδ:缸筒壁厚(mm),:缸筒材料强度要求的最⼩值(mm) 0:缸筒内最⾼⼯作压⼒(MPa) pmax:缸筒材料的许⽤应⼒(MPa) ,p:缸筒材料的抗拉强度(MPa) ,b:缸筒材料屈服点(MPa) ,sn:安全系数3 缸筒壁厚验算22,(D,D)s1(MPa) PN,0.352D1D1P,2.3,lg rLsDPN:额定压⼒:缸筒发⽣完全塑性变形的压⼒(MPa) PrL:缸筒耐压试验压⼒(MPa) PrE:缸筒材料弹性模量(MPa):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:，，(MPa) PN,0.35~0.42PrL4 缸筒径向变形量22,,DPDD，1r,,D,,，,(mm) 22,,EDD,1,,变形量?D不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压⼒D1PE,2.3,lg(MPa) bD6 缸筒底部厚度Pmax,(mm) ,0.433D12,P:计算厚度处直径(mm) D27 缸筒头部法兰厚度4Fbh,(mm) ,(r,d),aLPF: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):法兰外圆的半径(mm) ra:螺钉孔直径 dL如不考虑螺钉孔，则:Fb4h,(mm) ,r,aP8 螺纹强度计算螺纹处拉应⼒KF,, (MPa) ,22d,D，，14螺纹处切应⼒KKFd10,, (MPa) 330.2(d,D)1合成应⼒22,,,，3,,, nP,s,许⽤应⼒ ,Pn0F:螺纹处承受的最⼤拉⼒ :螺纹外径 (mm) d0:螺纹底径 (mm) d1K:拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.25~1.5，变载荷取K=2.5~4 :螺纹连接的摩擦因数，=0.07~0.2，平均取=0.12 KKK111 :螺纹材料屈服点(MPa) ,s:安全系数，取=1.2~2.5 nn009 缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应⼒KF, (MPa) ,,2dz14螺纹处切应⼒KKFd10, (MPa) ,30.2dz1合成应⼒22,,,，3,,1.3,,, nPz:螺栓数量10、缸筒卡键连接卡键的切应⼒(A处)2,D1PmaxPDmax14,,, (MPa) ,Dl4l1卡键侧⾯的挤压应⼒2,D1P2maxPDmax14, ,,c22,,D(D,2h)h(2D,h)1121,44 hhh卡键尺⼨⼀般取h=δ,l=h, ,,122验算缸筒在A断⾯上的拉应⼒2,D1P2maxPDmax14,,, (MPa) 2222,,,(D,h)-D(D,h),D11 411、缸筒与端部焊接焊缝应⼒计算F,b (MPa) ,,,,n22，，Dd,,114D:缸筒外径 (mm) 1d:焊缝底径 (mm) 1:焊接效率，取=0.7 ,,:焊条抗拉强度 (MPa) ,bn:安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取如⽤⾓焊F2 ,,Dh,1h—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:F (MPa) ,,,,P,2d42)如果活塞杆所承受的弯曲⼒矩(如偏⼼载荷等)，则计算式:,,FM,,,,，,, (MPa) P,,AWd,,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:F21.8,,,, (MPa) nP2d2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:F42,,,, pp2,,，，ddc,，2,13F:活塞杆的作⽤⼒(N)d:活塞杆直径 (mm):材料许⽤应⼒，⽆缝钢管=100~110MPa， ,,PP中碳钢(调质)=400MPa ,P 2:活塞杆断⾯积 () mmAd3W:活塞杆断⾯模数 () mmM:活塞杆所承受弯曲⼒矩(N.m):活塞杆的拉⼒ (N) F2:危险截⾯的直径 (mm) d2:卡键槽处外圆直径 (mm) d1:卡键槽处内圆直径 (mm) d3c:卡键挤压⾯倒⾓ (mm) ,:材料的许⽤挤压应⼒(MPa) pp13、活塞杆弯曲稳定⾏计算活塞杆细长⽐计算L4B,, d: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); LB1)若活塞杆所受的载荷⼒完全在活塞杆的轴线上，则按下式验算: F1FKF, 1nk26EI，,101F, (N) K22KLBE5E,,1.8，10(MPa) 1，，，，1，a1，b4d,44I,,0.049dm圆截⾯:() 64F:活塞杆弯曲失稳临界压缩⼒ (N) K:安全系数，通常取=3.5~6 nnKKK:液压缸安装及导向系数(见机械设计⼿册5卷21-292) :实际弹性模量(MPa) E1a:材料组织缺陷系数，钢材⼀般取a?1/12 b:活塞杆截⾯不均匀系数，⼀般取b?1/135E:材料弹性模量，钢材 (MPa) E,2.1，104I:活塞杆横截⾯惯性矩(m)2:活塞杆截⾯⾯积 (m) Ade:受⼒偏⼼量 (m):活塞杆材料屈服点(MPa) ,sS:⾏程 (m)2)若活塞杆所受的载荷⼒偏⼼时，推⼒与⽀承的反作⽤⼒不完全F1处在中线上，则按下式验算:6,A，10SdF, (N) K81，esec,d2FLKB,a,其中: 06EI，10aaa⼀端固定，另⼀端⾃由=1，两端球铰=0.5，两端固定=0.25， 000 a⼀端固定，另⼀端球铰=0.35 0 14、缸的最⼩导向长度SDH,，202(mm) 导向套滑动⾯的长度1)在缸径?80mm时A=(0.6~1)D 2)在缸径,80mm时A=(0.6~1)d 活塞宽度取B=(0.6~1)D 15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径:PKCn d,1.6,P4C,10.615K,，或按照机械设计⼿册选取(5卷11-28) 4C,4CD ⼀般初假定C-5~8 C,d有效圈数:'4PGdFdn n,,38PDP'n弹簧刚度4GdGDP',, 348Dn8Cn总圈数n,n，x1x:1/2 (见机械设计⼿册第5卷 11-18)节距:H(1~2)d,0t, n间距:,,t,d⾃由⾼度: H,(n，1)d 0最⼩⼯作载荷时⾼度:H,H-F 10134PDPC8n8nP111FF,,,或者 114P'GdGD最⼤⼯作载荷时的⾼度H,H-Fn0n34PDPC8n8nPnnn或者 FF,,,1n4P'GdGD⼯作极限载荷下的⾼度H,H-Fj0j34PDPCP8n8njjjF或者 F,,,1j4P'GdGD弹簧稳定性验算⾼径⽐:H0b, D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: P,CP'H,P CB0n P:弹簧的临界载荷 (N) CC:不稳定系数 (见机械设计⼿册第5卷 11-19) BP:最⼤⼯作载荷 (N) n强度验算:,,，0.750minS,,S安全系数 P,max: 弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度， ,0(见机械设计⼿册第5卷 11-19)8KD,: 最⼤载荷产⽣的最⼤切应⼒， ,P,maxnmax3,d8KD,: 最⼩载荷产⽣的最⼩切应⼒， ,P,min1min3,d:许⽤安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度⾼时，取 SP=1.3~1.7 ，当精确度低时，取 =1.8~2.2 SSPP,S静强度: 安全系数 S,,SP,max:弹簧材料的屈服极限 ,S15 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
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。
液压缸效率计算公式
液压缸效率计算公式液压缸的效率计算通常涉及到输出力与输入能量之间的比较。
液压缸的效率η（eta）可以通过以下公式计算：η= (输出有用功/ 输入液压能) × 100%对于液压缸，其输出有用功是指活塞在克服负载做功时产生的机械功，可以用活塞推力F乘以有效行程S来表示：输出有用功（W_out）= F × S输入液压能是供给液压缸的压力P乘以泵输送给液压缸的流量Q，再乘以单位时间（通常是秒），转换成能量形式：输入液压能（W_in）= P × Q × t因此，液压缸的效率可以表达为：η= (F × S) / (P × Q × t) × 100%但实际上，由于液压系统中存在泄漏、摩擦损失以及热损失等因素，液压缸的实际工作效率会低于理论值。
若考虑液压系统的总效率，即包括了泵、管路、阀件和执行器在内的所有元件效率，则液压缸的有效功率传递效率可简化为：η_total = η_cylinder × η_pump × η_system其中：1)“η_cylinder”是液压缸本身的机械效率。
2)“η_pump”是液压泵的机械效率。
3)“η_system”是整个液压系统的效率，包括管道传输效率和控制元件效率。
如果仅考虑液压缸本身的效率，并且不涉及速度变化（即忽略流量的影响，只考虑力和位移），则可以简化为：η_cylinder = (F × S) / (A × P × S)这里：1)“F” 是作用在活塞上的力（N）。
2)“S” 是活塞的有效行程（m）。
3)“A” 是活塞的有效面积（m²）。
4)“P” 是液压缸工作时油液的压力（Pa 或N/m²）。
但由于实际工况复杂，往往需要综合考虑多种因素来精确计算液压缸的实际效率。
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。
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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 =50mm
8050
D 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
202
L D H ≥+ 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2
A B C 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
n σσ=，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。
由液压缸的固定形式，查表得，l/d ＜10，不需要进行稳定性验算。
l/d ＜10时，当活塞杆受纯压缩或纯拉伸时有
()
[]2214F d d σσπ=≤- ⑨ 式中，d 1为空心活塞杆内径，对实心杆，d 1=0
[σ]为活塞杆材料的许用应力，[]s n σσ=
，s σ为材料的屈服点，安
全系数n=1.4~2
活塞杆为实心杆，材料选用45号钢，s σ=335MPa ，安全系数取n=2,
将数据带入⑨式，计算得，σ=61.1155MPa ≤[]σ
强度满足要求。
3 液压缸其他结构的设计
（1）液压缸的密封
活塞杆与液压缸之间 活塞杆与液压缸之间为往复运动密封。
选用A 型液压缸活塞杆用防尘圈（FA50×58×5 GB/T 10708.3-1989）和活塞杆用高低唇Y 型橡胶密封圈（Y60×50×8 GB/T10708.1-1989） 活塞上的密封 活塞的密封选用活塞用高低唇Y 型橡胶密封圈（Y80×65×12.5 GB/T10708.1-1989）
端盖与缸体之间 液压缸选用法兰连接，端盖与缸体之间选用O 型橡胶密封圈（75×2.65 G GB/T 3452.1-1992）
（2）液压缸的缓冲装置
当活塞杆速度大于0.1m/s 时，需要设置缓冲装置。
该顶弯缸最大速度为0.08m/s ，不需要设置和缓冲装置。
二、拉伸缸
1 基本参数的确定
（1）按推力F计算缸筒内径D
将推力F=60KN，系统压力
p=25 MPa带入①式，计算得D=55.3mm
1
圆整为D=63mm
（2）活塞杆直径d的确定
取ϕ=1.8，带入②式，计算得d=42mm，圆整为d=45mm
（3）最小导向长度H的确定
此缸的行程L=250mm，带入③式，计算得H=44mm
（4）活塞宽度B的确定
根据公式④，有B=37.8mm~63mm，取B=40mm
（5）导向套滑动面长度A的确定
因为D=63mm≤80mm，故根据公式⑤，有A=37.8mm~63mm，取A=40mm
（6）隔套长度C的确定
将A、B、H带入公式⑦，计算得C=4mm
2 结构强度计算与稳定校核
（1）缸筒外径
假设此液压缸为厚壁缸筒，液压缸筒材料选用45号钢，抗拉强度为σ
=600MPa，安全系数取n=5。
将以上数据带入⑧式，计算得δ=6.90mm b
故液压缸筒外径为D1=D+2δ=76.8mm，圆整取
D1=80mm，缸筒壁厚δ=8.5mm
（2）液压缸的稳定性和活塞杆强度验算
由液压缸的固定形式，查表得，l/d＜10，不需要进行稳定性验算。
活塞杆为实心杆，材料选用45号钢，
σ=335MPa，安全系数取n=2,
s
当活塞杆受纯压缩或纯拉伸时，根据公式⑨，代入数据，计算得
σ=37.7256MPa≤[]σ
强度满足要求。
3 液压缸其他结构的设计
（1）液压缸的密封
活塞杆与液压缸之间活塞杆与液压缸之间为往复运动密封。
选用A型液压缸活塞杆用防尘圈（FA45×53×5 GB/T 10708.3-1989）和活塞杆用高低唇Y型橡胶密封圈（Y55×45×8 GB/T10708.1-1989）
活塞上的密封活塞的密封选用活塞用高低唇Y型橡胶密封圈（Y63×53×8 GB/T10708.1-1989）
端盖与缸体之间液压缸选用法兰连接，端盖与缸体之间选用O型橡胶密封圈（58×2.65 G GB/T 3452.1-1992）
（2）液压缸的缓冲装置
当活塞杆速度大于0.1m/s时，需要设置缓冲装置。
该顶弯缸最大速度为0.045m/s，不需要设置和缓冲装置。
三、压弯缸
1 基本参数的确定
（1）按推力F计算缸筒内径D
将推力F=80KN，系统压力
p=25 MPa带入①式，计算得D=63.8mm
1
圆整为D=63mm
（2）活塞杆直径d 的确定
取ϕ=1.6，带入②式，计算得d =38.57mm ，圆整为d=40mm
（3）最小导向长度H 的确定
此缸的行程L=500mm ，带入③式，计算得H=56.5mm
（4）活塞宽度B 的确定
根据公式④，有B=37.8mm~63mm ，取B=40mm
（5）导向套滑动面长度A 的确定
因为D=63mm ≤80mm ，故根据公式⑤，有A=37.8mm~63mm ，取A=40mm
（6）隔套长度C 的确定
将A 、B 、H 带入公式⑦，计算得C=16.5mm
2 结构强度计算与稳定校核
（1）缸筒外径
假设此液压缸为厚壁缸筒，液压缸筒材料选用45号钢，抗拉强度为σb =600MPa ，安全系数取n=5。
将以上数据带入⑧式，计算得δ=6.90mm 故液压缸筒外径为D 1=D+2δ=76.8mm ，圆整取
D 1=80mm ，缸筒壁厚δ=8.5mm
（2）液压缸的稳定性和活塞杆强度验算
由液压缸的固定形式，查表得，l/d ＞10，需要进行稳定性验算。
对液压缸，其稳定条件为
K K
F F n ≤ ⑩
式中，F 为液压缸的最大推力，F=80KN
F K 为液压缸的临界力 n K 为稳定性安全系数，一般为2~4，取n K =4
将数据带入⑩式，计算得F K ≥320KN
又有柔度为l r μλ=
，其中r =，I 为活塞杆端面的最小惯性矩，4
64d I π=。
查表得，μ=0.5
故有λ=25
而45号钢的对应于屈服极限时的柔度值λs=4613352.568
s a b σ--===49.07 λ＜λs ，故为短粗杆，只需满足cr σ＜s σ即可。
cr σ=K F A
==254.65MPa ＜335MPa 液压缸稳定性满足要求。
活塞杆为实心杆，材料选用45号钢，s σ=335MPa ，安全系数取n=2,
当活塞杆受纯压缩或纯拉伸时，根据公式⑨，代入数据，计算得 σ=63.6620MPa ≤[]σ
强度满足要求。
3 液压缸其他结构的设计
（1）液压缸的密封
活塞杆与液压缸之间 活塞杆与液压缸之间为往复运动密封。
选用A 型液压缸活塞杆用防尘圈（FA40×48×5 GB/T 10708.3-1989）和活塞杆用高低唇Y 型橡胶密封圈（Y50×40×8 GB/T10708.1-1989）
活塞上的密封活塞的密封选用活塞用高低唇Y型橡胶密封圈（Y63×53×8 GB/T10708.1-1989）
端盖与缸体之间液压缸选用法兰连接，端盖与缸体之间选用O型橡胶密封圈（58×2.65 G GB/T 3452.1-1992）
（2）液压缸的缓冲装置
当活塞杆速度大于0.1m/s时，需要设置缓冲装置。
该顶弯缸最大速度为0.08m/s，不需要设置和缓冲装置。