液压缸设计计算详解.doc

第一部分总体计算 Pa 式中： F——作用在活塞上的载荷，N A——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。因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出： 　　　　　　　　　　 mm 式中： ——活塞杆弯曲失临界压缩力，N； E——材料的弹性模量。钢材的E=2.1X10MPa； I——活塞杆横截面惯性矩，mm；圆截面　。 将上式简化后　　　 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） 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= 行程 6、参数第部分计算 610 360 14 27SiMn 1000 850 12 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(推力、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 　　　　　　　 m 　 有杆腔的缸筒内径D为 　　　　　　　　　　 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 　　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 　m 式中： ——缸筒内最高工作压力，MPa； ——缸筒材料的许用应力，MPa； 　 最后将以上式所求得的值，圆整到标准值。 　 对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算 额定工作压力应低于一定的极限值，以保证工作安全： 　MPa 式中： ——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： 式中： ——缸筒完全发生塑性变形的压力，MPa； 最后还需对缸筒径向变形量进行验算，如果径向变形量超过密封件允许范围，液压缸就会发生内泄。 m 式中： ——缸筒材料泊松比，=0.3； C、缸筒螺纹 缸筒与缸头部分采用螺纹，压桩机液压缸一般采用内螺纹连接，螺纹处的强度计算： 螺纹处的拉应力 MPa 螺纹处的剪应力 MPa 合成应力 式中： F——缸筒端部承受的最大推力，N； D——缸筒外径，m； ——螺纹大径，m； K——螺纹连接的拧紧系数，不变载荷取1.25～1.5，变载荷取2.5～4； ——螺纹连接的摩擦因数，一般0.07～0.2，平均