液压的缸设计计算

第一部分 总体计算

1、 压力

油液作用在单位面积上的压强

A

F

P = Pa

式中：

F ——作用在活塞上的载荷，N A ——活塞的有效工作面积，2

m

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

P max ，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：P P 5.1max ≤ MPa 。

耐压实验压力P r ，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：PN P r 5.1≤ MPa 。

液压缸压力等级见表1。

2、 流量

单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积： t

V

Q = L/min

由于310⨯=At V

ν L 则 32104

⨯=

=νπ

νD A Q L/min

对于单活塞杆液压缸： 当活塞杆伸出时

32104

⨯=

νπ

D Q

当活塞杆缩回时 32210)(4

⨯-=νπ

d D Q

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 ； ν——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：

2

2

2

12d

D D v v -==ϕ 式中：

1v ——活塞杆的伸出速度，m/min ； 2v ——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： 626

11104

10⨯=

⨯=p D p A F π

N 活塞杆缩回时的理论拉力： 6226

2210)(4

10⨯-=

⨯=p d D p F F π

N

式中：

1A ——活塞无杆腔有效面积，2

m ； 2A ——活塞有杆腔有效面积，2m ；

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。因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出： k

k F EI

L 2π=

mm

k F ——活塞杆弯曲失临界压缩力，N ；

E ——材料的弹性模量。钢材的E=2.1X105MPa ； I ——活塞杆横截面惯性矩，mm 4

；圆截面 44

049.064

d d I ==

π。

将上式简化后 k

k F d L 2320

≈ mm

由于旋挖钻机液压缸基本上是一端耳环、一端缸底安装，所以油缸的最大计算长度（安全系数取3）

P

D d L k 2

4.208=

式中：

P ——油缸的工作压力； 油缸安装形式如图1。

图1 液压缸安装形式

L=P

D d L k 2

4.208=

行程 )(2

1

1l l l L S --=

6、液压缸主要参数

A.液压缸产品启动压力

起动时，记录下的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倍的压力,保压5分钟,测定经活塞泄至未加压腔的泄漏量。

全程往复运行多次,观察焊接各处及活塞杆密封处及各结合面处的漏油、挂油、带油。

D. 耐压

输入额定压力1.3~1.5倍的压力,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的外渗漏现象。

E.缓冲

调整溢流阀使其试验压力为公称压力的50%，使液压缸作全行程动作，同时，观看缓冲效果和缓冲长度。

第二部分缸筒计算

1、缸筒结构

缸筒结构见表2。

2、缸筒材料

缸筒材料要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接缸筒还要求有良好的焊接性能，缸筒主要材料有，45、27SiMn。缸筒毛坯采用退火的冷拔或热扎无缝钢管。缸筒材料无缝钢管的机械性能见表3。

3、缸筒计算

缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变形；有足够的刚度，能承受侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少。

A 、 缸筒内径

当油缸的作用力F(1F 推力、2F 拉力)及工作压力p 压力为已知时， 则无杆腔的缸筒内径D 为 31

104-⨯=π

p F D m 有杆腔的缸筒内径D 为 2

6

210

4d p F D +⨯=

π m 最后将以上各式所求得的D 值，选择其中最大者，圆整到标准值。 B 、 缸筒壁厚0δ

在不考虑缸筒外径公差余量和腐蚀余量的情况下，缸筒壁厚可按下式计算

max

max 033.2p D

p p -≥

σδ m

式中：

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 ；

最后将以上式所求得的0δ值，圆整到标准值。 对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算

额定工作压力n p 应低于一定的极限值，以保证工作安全：

2

1

221)

(35

.0D D D p s n -≤σ MPa

式中：

1D ——缸筒外径；

额定工作压力也应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： rL n p p ）42.0~35.0(≤ D

D p s rL 1

lg 3.2σ≤ 式中：