液压胀接接头当量双筒模型直径的计算
电 站 辅 机
Ｐｏ ｒＳｔ ｔｏ ｕ ｉｉ ｒ ｗｅ ａ ｉｎ Ａ ｘ ｌａ ｙ Ｅｑｕ ｐｍ ｅ ｉ ｎｔ
Ｖｏ ． ２ ＮＯ １ Ｉ３ ．
Ｍ ａ ．２ ｒ Ｏ１１
文 章 编 号 ： ６ ２ ０ １ （ ０ １０ — ０ ６０ １７ —２ ０ ２ １ ） １ ０ —４ ０
液 压 胀 接 接 头 当量 双 筒模 型 直 径 的计 算
傅 智 勇 ， 继 革 张 光 庆 张 ，
（ ． 海 交 通 大 学 ， 海 ２ ０ ４ ；２ 上 海 电 气 电 站设 备 有 限 公 司 电站 辅 机 厂 ， 海 ２ ０ ９ ） １上 上 ０２０ ． 上 ０ ０ ０
摘 要 ： 换 热 器的 管 子 胀 接 中 ， 便 于 预 测 液 压 胀 接 层 间 残 余 接 触 压 力 ， 多 孔 管板 结 构 简 化 为 双 筒 模 型 ， 出 在 为 将 提 了一 种 能 够 有 效 确 定 当量 外 筒 直 径 的方 法 。采 用 ＡＮ ＹＳ有 限 元 软 件 模 拟 液 压胀 接 过 程 ， 得 数 据 回 归 后 ， 到 当 Ｓ 所 得
ＦＵ ｈ — ｏ ｇ ，ＣＨ ＡＮＧ Ｉｇ ，ＺＨＡＮＧ ａ ｇ ｑｎ Ｚ ｉ ｎ ｙ Ｊ ｅ Ｇｕ ｎ ｉ （ ．Ｓ ａ ｇ ａ Ｊ ａ ｔ ｎ ｉ ｅ ｓｔ ，Ｓ ａ ｇ ａ ，２ ０ ４ １ ｈ ｎ ｈ ｉ ｉｏ ｏ ｇ Ｕｎ ｖ ｒ ｉｙ ｈ ｎ ｈ ｉ ０ ０ ０，Ｃｈ ｎ ； ｉ ａ
２． Ｔｈｅ Ｐｏｗ ｅ ａ ｉ ｒ Ｓｔ ｔｏｎ Ａｕｘｉｉｒ ｕｉ Ｐｌｎｔ ＳＥＰＧ ， Ｓｈ ｎｇｈ ，２０ ９０， Ｃｈｉ ａ） ｌａ ｙ Ｅｑ ｐ． ａ ， ａ ａｉ ００ ｎ
Ａｂ ｔａ ｔ Ｉ ｄｅ Ｏ ｃ ｎｖ ｎｉｎｔｙ ｐ ｅ ｉ ｔｔ ｅ ｉ ａ ｏ ａ ｔ ｒ ｓ ｕｒ ｅ ｕ ｔ ｄ ｆｏｍ ｈｅ ｈｙｄｒ ｕｌｃ ｘ ｎｓｏ ｏｃ ｓ ｓ ｒ ｃ ： ｎ ｏｒ ｒｔ ｏ ｅ ｅ ｌ ｒ ｄ ｃ ｈｅ ｒ ｓｄｕ ｌｃ ｎｔ ｃ ｐ ｅ ｓ ｅ ｒ ｓ ｌｅ ｒ ｔ ａ ｉ ｅ ｐａ ｉ ｎ ｐｒ ｅ ｓ
ａ ｄ ｔ ｉ ｌ ｙ ｔ ｅ ｐ ｒ ｕ ｕ ｅ ｍｏ ｅｓ ｗｉ ｉ ｏ ｕ ａ ｄ ｌ ，ａ ｆｅ ｔ ｅ ｍｅ ｈ ｄ ｆ ｒ ｄ ｔ ｒ ｎ ｎ ｈ ｑ ｉ ａｅ ｔ ｎ ｏ ｓｍｐ ｉ ｈ ｏ ｏ ｓ ｔ ｂ ｄ ｌ ｆ ｔ ｂ ｎ ｃ ｌ ｒ ｍｏ ｅ ｓ ｎ ｅ ｆ ｃ ｉ ｔ ｏ ｏ ｅ ｅ ｍｉ ｉ ｇ ｔ ｅ ｅ ｕ ｖ ｌｎ ｈ ｖ
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Ｃａ ｃ ｌ ｔｏ ｆ ｔ ｌ ｕ ａ ｉ ｎ ｏ ｈｅ Ｅｑｕ ｖ ｌ ｎｔＤｉ ｍ ｅ ｅ ｆＨ ｙ ａ ｉａ ｌ ｉ ａｅ ａ ｔ ｒ ｏ ｄｒ ｕＩ Ｉｙ ｃ
Ｅ ｐ ｎ ｅ ｂ ’ｏ Ｔｕ ｅ ｈ ｅ ｏ ｎ ｘ ａ ｄ ｄ Ｔｕ ｅｔ 。 ｂ ｓ ｅ ｔＪ ｉ ｔ ＿ ＿
量 外径 计 算 公 式 。 用 实际 参 数 比较 了 多孔 管板 模 型 与 双 筒 模 型 的 差 异 ， 果 表 明 所 提 出 的 双 筒模 型 的 理 论 公 式 其 结 计 算精 度 高 ， 结构 简 单 ， 便 于在 工 程 中 的 实 际 应 用 。 也
关 键 词 ： 热 管 ； 压 ； 管 ；当量 直径 ；有 限元 ；残 余 触 压 力 ； 算 换 液 胀 接 计 中 图分 类 号 ： 文献标识码 ：
ｄｉｍ ｅ ｅ ｓｂｅ ｎ ｐ ｏ ｓ ｄ ｉ ｈｅ ｐ ｐｅ ａ ｔ ｒ ｈａ ｅ ｒ ｐｏ ｅ ｎ ｔ ａ ｒｄｕｒｎｇ ｔ ｒ ｃ ｓ ｕｂｅ ｅ ｐａ ｉ ｎ ｆ ａ ｘｃ ａｎ ｒ Ａ ｎｄ ａ ｅ ｎ ｔ ｉ ｈｅ ｐ ｏ ｅ ｓｏｆｔ ｘ ｎｓｏ ｏｒｈｅ ｔｅ ｈ ｇｅ ． ｂ ｓ ｄ ｏ ｈｅ
ｄｉｍ ｅ ｅ ｓ ｂ ｅ ｇ ｎｅ ａ ｔ ｒｈａ ｅ ｎ ａｉ ｄ． Ｔ ｈｅ ｄｉｆ ｒ ｎ ｅ ｆ ｅ ｅ ｃ ｂｅ ｗ ｅ ｎ ｈｅ ｏｒ ｔ ｅ ｔ ｐ ｏｕｓ ｔ ｕｂｅ ｈ ｅ ｍ ｏｄｅ ａ ｔ ｂｉ ｃ ａ ｍ ｏ ｌ ａ ｂｅ ｎ ｓ ｅ ｔ ｌ ｎｄ ｈｅ ｎｏ ｕｌｒ ｄｅ ｈ ｓ ｅ ｃ ｍ ｐ ｅ ｔ ｃ ｕ ｌｐ ｒ ｍ ｅ ｅ ｓａ ｄ ｈｅｒ ｓ ｔ ｖ ｅ ｐ ｅ ｅ ｔ ｄ ｔ ａ ｈｅｆ ｍ ｕ ａ ｏ ｕ ｅ ｔ ｄ ｂｉ ｃ ａ ｏ ｌｉ ｏ ａｒ ｄ ｗｉｈ ａ ｔ ａ ａ ａ ｔ ｒ ｎ ｔ ｅ ｕｌｓｈａ ｅ ｂｅ ｎ ｒ ｓ ｎ ｅ ｈ ｔｔ ｏｒ ｌ ｆｓ ｇｇ ｓ ｅ ｎｏ ｕｌｒ ｍ ｄｅ ｓ ｐｒ ｃ ｓ ｎｄ ｓｍ ｐｌ ｎｄ ｅ ｙ ｔ ｐｐ ｉｄ ｔ ｃ ｕａ ｎｇｉ ｅ ｉ ． ｅ ｉｅ ａ ｉ ｅ ａ ａｓ Ｏ ｂｅ ａ ｌｅ Ｏ ａ ｔ ｌｅ ｎｅ ｒｎｇｓ Ｋ ｅ ｒ ｓ： ａ ｘｃ ａｎ ｔ ｙ ｗｏ ｄ ｈｅ ｔ ｅ ｈ ｇｅ ｕｂｅ； ｈｙ ａｕ ｉ ｔ ｂｅ ｘｐ ｎｓｏｎ； ｅ ｕｉ ｌｎｔ ａ ｅ ｅ ｄｒ ｌｃ； ｕ ｅ ａ ｉ ｑ ｖａｅ ｄｉｍ ｔ ｒ， ｆｎｉｅ ｌ ｅ ｔ ｒ ｓｄ ｌ ｃ ｔ ｃ ｉ ｔ ｅｅｍ ｎ ； ｅ ｉ ｕａ ； ｏｎ ａ ｔ
液压计算公式太多怎么办？一个表格就搞定了！
液压计算公式太多怎么办？一个表格就搞定了！
表格领取方式在文章末尾。
液压系统设计过程中通常会涉及到很多公式，通常手算不仅慢而且容易算错。
并且参数改变还得重新算。
有了这个表格，再也不必为液压计算而烦恼了！
1、油缸计算
包括常用的油缸推力、速度等计算，还包括油缸压杆稳定、强度和刚度等的计算。
2、泵、马达的计算
3、油箱、热平衡的计算
如果设计液压油箱，有时需要对热平衡进行校核，从而判断是否需要散热器。
4、蓄能器
5、缝隙、管路
包括常用的压力油管、回油管、吸油管内径的计算，还包括管路压力损失、液动力的计算等。
6、液压油的计算。
当量直径的计算方法g
当量直径的计算方法
当量直径
定义：把水力半径相等的圆管直径定义为非圆管的当量直径在总流的有效截面上，流体与固体壁面的接触长度称为湿周，用字母L 表示。
总流的有效截面积A 和湿周L 之比定义为水力半径，用字母R 表示
R=A/L
对于圆形截面的管道，其几何直径用水力半径表示时可表示为 A=1/4*πd^2
L=πd 则R=A/L=1/4*d→d=4R 即圆形截面的管道几何直径为4倍的水力半径。
对于与圆形管道相类比，非圆形截面管道的当量直径D 也可以用4倍的水力半径示D=4A/L=4R
所谓矩形管道的当量直径是一种假想的圆形管道的直径, 这种圆形管道具有与已知的矩形管道相等的单位管长摩擦阻力。
当量直径分两种, 即等速当量直径和等流量当量直径。
如果某一圆形管道中的空气流速与已知的矩形管道中的空气流速相等, 并且单位管长的摩擦阻力也相等, 则该圆形管道的直径就称为已知的矩形风管的等速当量直径。
如果某一圆形管道中的空气流量与已知的矩形管道中的流量相等, 并目单位管长的摩擦阻力也相等, 那么, 这一圆形管道的直径就称为此矩形管道的等流量当量直径或流量当量直径。
换热器中当量直径计算
1.圆管的当量直径为圆管的内径i D
2.壳侧最小通道当量直径K D
114[(2]h 2[(2]h 2{[S1(2]+h }{[S1(2]+h }K S d S d D d d δδδδδδδδ-+-+==-+-+）（-））（-））（-））（-）
注：1S ——迎风面（横向）管间距；d ——管径；δ——管子壁厚；h ——翅片间距。
液压胀管中胀接残余接触压力的理论计算方法及分析
２１ ０ ０年 ９月
电 站 辅 机
Ｐｏ ｒ Ｓ ａ ｉ ｎ Ａｕ ｉｉ ｒ ｕ ｐｍ ｅ ｔ ｗｅ ｔ ｔｏ ｘ ｌａ ｙ Ｅｑ ｉ ｎ
Ｖ ｏ ． Ｎｏ ３ １ ３１ ．
Ｓｅ ｔ ２０１ ｐ． ０
文 章 编号 ：６ ２ ０ １ ２ １ ０ —０ ６０ １ ７ — ２ ０（ ０ ０） ３０ ０ —５
液压胀管 中胀接残余接触压 力的理论计算 方法及分析
陈 光 张 继 革 ，
（ ． 海 电 气 电站 设备 有 限公 司 电 站辅 机 厂 ，上 海 ２ ０ ９ ； ． 海 交 通 大 学 ， 海 ２ ０ ４ ） １上 ０００ ２上 上 ０ ２ ０ 摘 要 ： 点 对 液压 胀 管 中胀 接 残 余接 触 压 力的 几 种 理 论 计 算 方 法 ， 行 了讨 论 分 析 。在 此 基 础 上 ， 用 ＡＮ Ｙ 重 进 利 Ｓ Ｓ
１ 概 述
液压胀接 是通过胀 管设备将 液体压力 均匀施加
于 管 子 内壁 上 ， 壁 发 生 弹 性 变 形 并 与 管 板 接 触 ； 管 继
论， 将胀管 简化成带 孔 的无 限大平板 ， 对胀管接 头的 残 余应力 和残余变 形 作 了初 步 的试验 探 讨 ， 出胀 提
接 理 论 ； ９ ６ห้องสมุดไป่ตู้ ， ｉｓ和 Ｐ ｄ ｏｓ ｙ２ 用 有 限 的 １７ Ｋｒ ｐ ｏ ｈ ｒｋ ［ 利 圆环 结 构 代 替 无 限 大 圆 板 ， 出 等 效 套 筒 的 概 念 ， 提 称
中 图分 类 号 ： Ｍ ２ ． Ｔ ６ １７
文 献 标识 码 ： Ａ
Ｔｈ ｏ ｅ ｉ ａ ｌ ｕ ａ ｉ ｎ Ｍ ｅ ｈ ｄ ａ ｄ Ａｎａ ｙ ｉ ｅ ｒ ｔｃ ｌＣａ ｃ ｌ ｔｏ ｔｏ ｎ ｌ ｓｓ
液压计算公式 - 副本
油缸缸径（cm）
A=F÷（P×100）
工作阻力（N)工作压力（Mpa） 20000 6
平方根 3.258176062
圆周率 10.61571125
活塞面积（cm²） 33.33333333
活塞杆杆径
6.516352125
注意单位，红色为计算得数，紫色为变动数，在实际选型中油缸缸径要大于实际缸径。
压力选择计算公式
油缸半径（cm） 4 平方 16 圆周率 3.14 活塞面积（cm²） 50.24 活塞杆杆径
P=F÷（A×100）
工作阻力（N) 20000
工作压力（Mpa） 3.98089172
注意单位，红色为计算得数，紫色为变动数，在实际选型中压力要大于实际压力。
泵流量选择计算公式
油缸半径（dm） 0.4 平方 0.16 圆周率 3.14
Hale Waihona Puke 油泵排量（L/min）注意单位，红色为计算得数，紫色为变动数，在实际选型中功率要大于实际功率。
油缸厚度计算公式
管壁厚度（mm） 2.068965517
t=P×D÷200÷S
S=δ （材料抗拉强度）÷5（安全系数
安全系数 5 S 11.6
油缸外径（mm） 82.06896552
油缸内径（mm） 抗拉强度（kg/cm²） 80 58
Q=A×V×60
活塞面积（dm²）推杆速度（dm/min） 工作阻力（N)工作压力（Mpa） 0.5024 0.4
注意单位，红色为计算得数，紫色为变动数，在实际选型中流量要大于实际流量。
电机功率选择计算公式
油缸半径（cm） 平方 圆周率 电机转速 1450 10
Pi=P×Q÷60÷0.85
换热器管子与管板液压胀接的二维模型
设计计算 收稿日期:2002-07-23作者简介:王海峰(1976-),男,山东临沂人,助教,工学硕士,研究方向为化工设备结构与强度。
文章编号:1000-7466(2003)01-0014-04换热器管子与管板液压胀接的二维模型王海峰,桑芝富(南京工业大学,江苏南京 210009)摘要:液压胀管研究中采用二维单管模型可大为简化胀接接头的分析,如何选取等效套筒代替管板对分析结果有显著的影响。
以正交试验减少计算次数,采用ANSYS 软件模拟液压胀接过程,将所得的数据回归得到了等效套筒外直径与材料、几何尺寸和胀接压力之间的关系。
关 键 词:换热器;液压胀接;二维单管模型中图分类号:TQ 051.5 文献标识码:A2-D model on heat exchanger hydraulically expanded tube -tubesheet jointWANG Hai -feng ,SANG Zhi -fu(Nanjing University of Technology ,Nanjin g 210009,China )A bstract :The tube -tubesheet joint analysis can be greatly simplified by considering a single tube surrounded by an annularsleeve representing the tubesheet ,which has a remarkable effect on the analysis results .Orthogonal design method is utilized to min -imize the nu mber of calculation ,and based on the results from numerical simulation used ANSYS ,the relationship bet ween the e -quivalent sleeve diameter and material ,dimension and internal pressure is presented .Key words :heat exchanger ;hydraulically expanded ;2-D single -tube model符 号 说 明p ＊———胀接接头的残余接触压力,MPa R i ———单管模型管板孔的内半径,mmp i ———胀接压力,MPa R o ———单管模型管板孔的外半径,mm σst ———换热管材料的屈服强度,MPa k t ———管子外、内半径比E ttan ———换热管材料的切向模量,MPa k t =r o /r i σss ———管板材料的屈服强度,MPa k s ———管板外、内半径比E stan ———管板材料的切向模量,MPa k s =R o /R iE t ———换热管材料的弹性模量,MPa D s ———单管模型等效套筒外直径,mmE s ———管板材料的弹性模量,MPa D s =2R o μt ———换热管材料的泊松比t ———换热管名义壁厚,mm μs ———管板材料的泊松比c ———管子与管板之间的间隙,mm r i ———换热管的内半径,mm h ———管板的厚度,mm r o ———换热管的外半径,mmD e ———管板开孔直径,mm 液压胀接是近几年来发展较快的换热器管子与管板连接方法,国内外已开展了很多研究工作。
液压系统计算公式
160
有杆腔压力(bar)
0
伸出杆受压力(吨) 8.0
油缸安装方式 一端自由,一端固定
两端铰接
一端铰接,一端固定 两端固定
末端系数ψ2 0.25
1
2 4
材料 抗拉强度(Mpa) 屈服极限(Mpa)
Q235 375~460 185~235
20号钢 ≥410 ≥245
缸筒需用应力
材料抗拉强度 安全系数 油缸试验压力
410 1.4 36.115
壁厚≤缸径/10 壁厚＞缸径/10
Py D 2
D 2
0 .4 Py 1 .3 Py
1
σ=σb/n
σb n=5 Py
出缸流量 9.19 22.12
系统流量(L/min) 系统压力(bar) 效率 系统功率(Kw)
42 160 0.9 12.4
无杆腔压力(bar)
油缸参数 缸径(mm) 80
杆径(mm) 50
行程(mm) 480
安装距(mm) 400
无杆腔面积 (c㎡) 有杆腔面积 (c㎡) 油缸面积比
伸出速度(M/min) 收缩速度(M/min)
50.27 30.63 1.64
3 4.4
无杆腔体积 (L) 有杆腔体积 (L) 体积变化 (L)
入缸流量 流量(L/min)
流量(L/min) 全差动流量(L/min)
2.41 1.47 0.94
15.08 13.48 13.48
伸出阻力 (Ton) 收缩拉力 (Ton) 回油背压 (bar)
30
无杆腔压力(bar)
20
有杆腔压力(bar)
0
596.83 652.94
SUN平衡阀-油缸
液压常用计算公式之欧阳治创编
液压常用计算公式1、齿轮泵流量（min /L ）：1000Vn q o =，1000o Vn q η=说明：V 为泵排量（r ml /）；n 为转速（min /r ）；o q 为理论流量（min /L ）；q 为实际流量（min /L ）2、齿轮泵输入功率（kW ）：说明：T 为扭矩（m N .）；n 为转速（min /r ）3、齿轮泵输出功率（kW ）：说明：p 为输出压力（a MP ）；'p 为输出压力（2/cm kgf ）；q 为实际流量（min /L ）4、齿轮泵容积效率（%）：说明：q 为实际流量（min /L ）；o q 为理论流量（min /L ）5、齿轮泵机械效率（%）：说明：p 为输出压力（a MP ）；q 为实际流量（min /L ）；T 为扭矩（m N .）；n 为转速（min /r ）6、齿轮泵总效率（%）：说明：V η为齿轮泵容积效率（%）；m η为齿轮泵机械效率（%）7、齿轮马达扭矩（m N .）：π2q P T t ⨯∆=，m t T T η⨯=说明：P ∆为马达的输入压力与输出压力差（a MP ）；q 为马达排量（r ml /）；tT 为马达的理论扭矩（m N .）；T 为马达的实际输出扭矩（m N .）；m η为马达的机械效率（%）8、齿轮马达的转速（min /r ）：说明：Q 为马达的输入流量（min /ml ）；q为马达排量（r ml /）；V η为马达的容积效率（%）9、齿轮马达的输出功率（kW ）：说明：n 为马达的实际转速（min /r ）；T 为马达的实际输出扭矩（m N .）10、液压缸面积（2cm ）：说明：D 为液压缸有效活塞直径（cm ）11、液压缸速度（min m ）：说明：Q 为流量（min L ）；A 为液压缸面积（2cm ）12、液压缸需要的流量（min L ）：说明：V 为速度（min m ）；A 为液压缸面积（2cm ）；S 为液压缸行程（m ）；t 为时间（min ）13、液压缸的流速（s m /）：2114D Q A Q V V V πηη==，)(42222d D Q A Q V V V -==πηη说明：Q 为供油量（s m /3）；V η为油缸的容积效率（%）；D 为无杆腔活塞直径（m ）；d 为活塞杆直径（m ）14、液压缸的推力（N ）：说明：1F 为无杆端产生的推力（N ）；2F 为有杆端产生的推力（N ）；P 为油缸的进油压力（a P ）；o P 为油缸的回油背压（a P ）；D 为无杆腔活塞直径（m ）；d 为活塞杆直径（m ）；m为油缸的机械效率（%）15、油管管径（mm ）：说明：Q 为通过油管的流量（min /L ）；v 为油在管内允许的流速（s m /）16、管内压力降（2/cm kgf ）：说明：U 为油的黏度（cst ）；S 为油的比重；L 为管的长度（m ）；Q 为流量（min /l ）；D 为无杆腔活塞直径（m ）；d 为管的内径（cm ）17、推荐各种情况管道中油液的流速：流速 吸油管 压力管 回油管 短管及局部收缩处)/(s m v 0.5-1.5 2-6 1.5-2.5 ≤10说明：对于压力管，当压力高、流量大、管路短时取大值，反之取小值。
《电站辅机》杂志(32卷)2011年总目次
液压接头计算公式
液压接头计算公式液压接头是液压系统中的重要组成部分，用于连接和密封液压管路中的各个部件。
在设计和使用液压接头时，需要按照一定的计算公式进行计算，以确保其安全可靠地工作。
一、液压接头最大工作压力的计算公式液压接头的最大工作压力是指接头能够承受的最大压力。
一般情况下，液压接头的最大工作压力需要满足以下公式：P = 2S / (D × d)其中，P为液压接头的最大工作压力，单位为MPa；S为接头上密封面积的总和，单位为mm²；D为接头上密封面积的最大直径，单位为mm；d为接头上密封面积的最小直径，单位为mm。
根据以上公式，我们可以根据液压接头的尺寸和密封面积来计算其最大工作压力。
在实际应用中，需要根据系统的工作压力要求选择合适的液压接头，并确保其最大工作压力大于系统的工作压力。
二、液压接头的密封性能计算公式液压接头的密封性能是指接头在工作过程中的密封效果。
为了确保液压系统的正常工作，液压接头的密封性能需要满足一定的要求。
一般情况下，液压接头的密封性能可以通过以下公式计算：S = π × (D² - d²) / 4其中，S为接头上的密封面积，单位为mm²；D为接头上的密封面积的最大直径，单位为mm；d为接头上的密封面积的最小直径，单位为mm。
根据以上公式，我们可以根据液压接头的尺寸来计算其密封面积。
密封面积越大，接头的密封性能越好。
在选择液压接头时，需要根据系统的工作要求和密封性能要求进行选择。
三、液压接头的承载能力计算公式液压接头的承载能力是指接头能够承受的最大载荷。
在设计和使用液压接头时，需要根据接头的材料和结构来计算其承载能力。
一般情况下，液压接头的承载能力可以通过以下公式计算：F = σ × S其中，F为接头的承载能力，单位为N；σ为接头材料的抗拉强度，单位为MPa；S为接头上的承载面积，单位为mm²。
根据以上公式，我们可以根据接头的材料和结构来计算其承载能力。
最新液压缸计算公式
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：pF D π4==⨯⨯14.34= F ：负载力 （N ）A ：无杆腔面积 (2m m )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⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+≥maxmax 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 ）max 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D D PE b 1lg 3.2σ=(MPa)6 缸筒底部厚度P P 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 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）l D 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-)(4Dh 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 (2m m )W ：活塞杆断面模数 (3m m )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=GDC P GdD P F n n 443n n 8n 8==或者'n 1P P F = 工作极限载荷下的高度j j F H H -0=GD C P Gd D P F j j 443j n 8n 8==或者'j1P P F =弹簧稳定性验算高径比：D H 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 ≥+=min 075.0τττ0τ： 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）max τ： 最大载荷产生的最大切应力 n 3max 8P d KD πτ=， min 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 ≥=maxττS 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。