液压缸、油缸、活塞直径及推拉力对照
油缸推拉力及运动速度计算
液压装置往往通过液压油缸对外做功，在忽略外渗漏、液体压缩性和摩擦力的前提下：油缸产生的力等于供油压力与作用面积的乘积；油缸的运动速度等于进入油缸腔的流量除于作用面积。
计算公式如下：油缸推力： （1）油缸拉力： （2） 伸出速度： （3）缩回速度： （4）式中： F 1——在无杆腔产生的力（推力）， kgf F 2——在有杆腔产生的力（拉力）， kgfA 、B ——无杆腔、有杆腔面积，cm 2D ——油缸内径，cm d ——活塞杆直径，cmV 1——活塞杆伸出速度，cm/min V 2——活塞杆缩回速度，cm/minQ 1——油缸无杆腔侧进油流量，cm 3/min Q 2——油缸有杆腔侧进油流量，cm 3/min【举例】（1）油缸内径D=100mm ，供无杆腔压力P 1=160kgf/cm 2，其油缸推力为： F 1=P 1×A=160××102 =12560 （kgf ）（2）油缸内径D=100mm ，杆径d=70mm ，供有杆腔压力P 1=160kgf/cm 2，其油缸拉力为：F 2=P 2×B= P 2×(D 2-d 2)= 160×(102-72)= （kgf ）（3）油缸内径D=100mm ，进入无杆腔的流量为80升/分，其油缸的伸出速度为： V 1=Q 1/A= 80×103/（×102）= （cm/min ）=17cm/S（4）同上，油缸活塞的缩回速度为：V 2=Q 1/B=80×103/〖×(102-72)〗=（cm/min ）= S)(422222d D P B P F -⨯=⨯=π21114D P A P F π⨯=⨯=21114D Q A Q V π==)(422222d D Q B Q V -==π。
如何计算液压缸压力推力和拉力
如何计算液压缸的推力和拉力？
由力的计算公式可知: F = PS（P：压强； S：受压面积）参考方向：水平方向
从上面公式可以看出，由于油缸在作推动和拉动时受压面积不同，故所产生的力也是不同，即：
推力F1 = P×π(D/2)² = P×π/4*D²
拉力F2 = P×π[(D/2) ²-(d/2) ²] = P×π/4* (D²-d²)
（φD：油缸内径；d：活塞杆直径）
而在实际应用中，还需加上一个负荷率β。
因为油缸所产生的力不会100%用于推或拉，β常选0.8，故公式变为：
推力F1 = 0.8×P×π/4×D²
拉力F2 = 0.8×P×π/4×(D²-d²)
从以上公式可以看出，只要知道油缸内径φD和活塞直径φd 以及压强P(一般为常数)就可以算出该型号油缸所能产生的力。
例如：
常用的标准柱型油压缸的P值均可耐压至140kgf/cm2，即140bar。
假设：油缸内径D = 100mm活赛杆直径d = 56mm。
注意直径的单位计算时需化为cm。
则：
推力F1 = P×πD²/4×0.8 = 140×π×10²/4×0.8 ≈ 8796(kgf)；
拉力F2 = P×π(D²-d²)/4×0.8 = 140×π(10²-5.6²)×0.8 ≈ 6037(kgf)。
第七讲--油缸缸径选择
其中必须是F1-F2 < F油，所选择的油缸才能合格。
油缸的推力F1和注塑压力F的关系
图
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LD 40X30
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油缸倒退的原因分析及解决方案
油缸倒退的原因
油缸倒退的解决方案
备注
1 设计时没有准确计算所需油缸 设计师在选择油缸缸径时要严格计算，并且安全
缸径的大小。
系数选大些，最好增加反铲，保证注塑时不后退。
注塑压力F= 单位面积塑胶材料的注塑压力X滑块上胶位的投影面积 其中必须是推力F1>注塑压力F，所选择的油缸缸径才能合格。
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FA D100 S=20MM
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三、增加铲机的油缸抽滑块的设计标准及选用要求
下图是合模时利用油压和铲机的作用锁紧滑块进行注塑，注塑成型后、模具开模前，由油压的作用直接使 滑块沿运动方向运动，使之脱离倒扣。
如果锁紧装置主要是靠铲机来锁紧而不是靠油缸来锁紧的,那油缸缸径的选择就不必太大,只要能在开模 时能拉动滑块,合模时能推动滑块就可以了。下表是油缸缸径和滑块重量的关系表：
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二、油缸直抽滑块的设计标准及选用要求
下图是合模时直接利用油压的作用锁紧滑块进行注塑，待注塑成型后、模具开模前，由油压的作用直接使 滑块沿运动方向运动，使之脱离倒扣。
6 油缸质量有问题。
更换油缸供应商。
除客户指定外都 采用长拓或君帆
设计师在设计前优先考虑用机械式的结构（滑块、斜顶、弹块等），然后再考虑采用油 缸，而在采用油缸抽芯时尽量先考虑带铲机的间接抽芯结构。因为机械式的安全、可靠， 又节约成本。
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上图中锁紧装置主要是靠外加的铲机来锁紧的, 所以油缸缸径的选择特别重要，必须要通过计算才能正
油缸缸径与推力对照表
气缸推力计算公式
气缸理论输出力计算公式：F：气缸理论输出力（KGF）
F’：效率为85%（KGF）-（F’=F×85%）时的输出力d：筒体直径（mm）P：工作压力（KGF/cm2）
例：当气缸直径为340mm，工作压力为3kgf/cm2时，理论输出力是多少？输出力是多少？
连接P和D，找到F和F'上的点，得到：F=2800kgf；F'=2300 kgf
在工程设计中，可以根据工作压力和理论推力或张力从经验表1-1中选择气缸直径。
例如：有一个气缸，工作压力为5kgf/cm2，推出时推力为132kgf（气缸效率为85%）。
问题：所选圆柱体的直径是多少？
按汽缸推力132kgf，效率85%计算汽缸理论推力F=F'/85%=155（KGF）
根据5kgf/cm2的工作压力和气缸的理论推力，发现直径为63的气缸可以满足要求。
2气缸的理论参考转速为u=1920xs/a（mm/s），其中s是排气回路的总有效面积，a 是排气侧活塞的有效面积
空气消耗量：当气缸往复运动一个行程时，气缸内的空气消耗量以及气缸与换向阀之间的管路的空气消耗量（在标准大气压下）
2最大耗气量：气缸活塞以最大速度运动时，单位时间（标准大气压下）的耗气量气缸最大耗气量：q=活塞面积×活塞速度×绝对压力。
通常的公式是：q=0.046d？V （P+0.1）Q——标准工况下气缸最大耗气量（L/min）d——气缸直径（CM）V——气缸最高转速（mm/s）P——用压力计算用气量和燃气管道流量的方法（MPA）。
油缸推拉力及运动速度计算
液压装置往往通过液压油缸对外做功，在忽略外渗漏、液体压缩性和摩擦力的前提下：油缸产生的力等于供油压力与作用面积的乘积；油缸的运动速度等于进入油缸腔的流量除于作用面积。
计算公式如下：油缸推力： （1）油缸拉力： （2） 伸出速度： （3）缩回速度：（4）式中： F 1——在无杆腔产生的力（推力）， kgf F 2——在有杆腔产生的力（拉力）， kgfA 、B ——无杆腔、有杆腔面积，cm 2D ——油缸内径，cm d ——活塞杆直径，cmV 1——活塞杆伸出速度，cm/min V 2——活塞杆缩回速度，cm/minQ 1——油缸无杆腔侧进油流量，cm 3/min Q 2——油缸有杆腔侧进油流量，cm 3/min【举例】（1）油缸内径D=100mm ，供无杆腔压力P 1=160kgf/cm 2，其油缸推力为： F 1=P 1×A=160×0.785×102 =12560 （kgf ）（2）油缸内径D=100mm ，杆径d=70mm ，供有杆腔压力P 1=160kgf/cm 2，其油缸拉力为：F 2=P 2×B= P 2×0.785(D 2-d 2)= 160×0.785(102-72)=6405.6 （kgf ）（3）油缸内径D=100mm ，进入无杆腔的流量为80升/分，其油缸的伸出速度为： V 1=Q 1/A= 80×103/（0.785×102）= 1019.1（cm/min ）=17cm/S（4）同上，油缸活塞的缩回速度为：V 2=Q 1/B=80×103/〖0.785×(102-72)〗=1998.2（cm/min ）= 33.3cm/S)(422222d D P B P F -⨯=⨯=π21114D P A P F π⨯=⨯=21114D Q A Q V ==)(422222d D Q B Q V -==。
液压缸设计常用结构参数及计算表
螺栓承载 147000
螺栓安全系数
螺栓个数
1.25
螺栓应力
安全系数
20
12363.75 11.8895966
结论
OK, 螺栓设计参数正确
五、缸筒法兰抗压强度及受拉螺栓的验算
缸径
杆径(mm)
屈服强度
抗拉强度
工作压力
220
220
335
590
25
1. 法兰挤压强度的计算(铸钢件许用挤压应力=80MPa)
挤压外径
至
70
P＞7时：
70
最小导向长度 H≥L/20+D/2
导向套滑动面长度
缸径(mm) 行程（mm）
缸径＜80时按缸径取：
100
300
60
至
100
最小导向长度
65
缸径＞80时按杆径取：
缸筒
30
至
50
稳定性计算、速度比、推拉力 （欧拉公式）
弹性模数
安装及导向系
数K
E=MPa
自由+固定
双铰+导向
固定+铰+导向
负载率 结论
缸筒各设计参数的确定及验算
一、缸筒的初步确定及验算
初定壁厚 缸径
条件
安全系数 3
13.33333333 安全系数5
外径
δ/D
屈服强度
200
240
0.1
800
计算条件
0.08 NO, 右边计算结果不考虑
22.22222222 抗拉强度
900 计算壁厚
20.625
>0.08<0.3
OK, 右边计算结果正确
双固定+导向
液压缸型号及规格
液压缸型号及规格：常用的标准有Φ140/100-800其含义是缸(直)径(内径)为140，杆径为100，行程为800；180/150/125/100427019MPa50-75吨；三级、四级液压缸；额定工作压力19MPa；行程3880～6200mm；最大伸出套筒直径为195mm；油缸推力20-56吨，适用车载40-85吨。
液压缸的结构组成如下：1、液压机的油缸由缸盖（导向套）、缸体、活塞杆、活塞头、密封装置、缓冲装置和排气系统组成。
液压缸是将液压能转变成机械能的、做直线运动的液压执行元件。
液压油缸结构简单，运动平稳，工作可靠。
2、液压缸的缸体采用优质碳素结构钢锻件，保证材质的均匀性，油缸内孔采用强力滚压，以提高表面光滑的精度和硬度、高钢度，耐磨性好，液压机油缸的使用寿命长。
3、液压缸的活塞杆和活塞头采用碳素结构钢锻件，表面经镀铬后精磨，硬度高，抗压力大。
4、液压机油缸的密封装置采用进口优质密封圈密封，具有很好的耐磨性和耐热性，摩擦力小，避免了油缸的泄漏，工作可靠，延长了密封圈的使用寿命。
5、液压缸的缓冲装置可防止活塞在行程终端减速并使速度接近于零，减少活塞运动部件的惯性力，防止活塞部件和缸体产生碰撞，从而减少噪声和振动，避免了液压机缸体的损毁，延长了液压缸的使用寿命。
6、液压缸的排气系统保证了液压缸在工作中的平稳性，防止了间歇性的冲击力和振动。
扩展资料：液压缸使用材料：1 缸筒常用材质为20、35、45号无缝钢管，钢管经过珩磨或者滚压，达到0.4μm以内的粗糙度要求。
低压油缸可采用20号钢管，高压油缸采用45号钢管。
2 活塞杆活塞杆有实心杆和空心杆两种，空心活塞杆的一端需要留出焊接和热处理时用的通气孔实心活塞杆材料为35、45钢，空心活塞杆材料为35、45无缝钢管。
活塞杆粗加工后调质到印度为229~285HB，必要时，再经高频淬火，硬度达45~55HRC 3 缸盖低压用铸件，中低压用HT300灰铁，中高压用35、45号钢。
液压缸计算公式.doc
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⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+≥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Pn 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=2.5~41K ：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z d KFd K 31012.0=τ(MPa)合成应力Pn 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-)(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 F12=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≤+-=243212F：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 B4=λB 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：kKn F F ≤12261210B 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220DSH+≥（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：PKCPdτn6.1≥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'd3n n4P P D P F Gd n ==弹簧刚度nC GDn D G P 43488d '==总圈数xn +=1n x：1/2(见机械设计手册第5卷11-18）节距：ndH t )2~1(0-=间距：dt -=δ自由高度：dn 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nn 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jj 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：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：nB 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 ≥+=maxmin 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13in 8P 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 S S 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。