液压油缸设计计算书
液压缸设计计算范文
液压缸设计计算范文液压缸是一种利用液压力来产生线性运动的设备。
液压缸的设计计算是指在给定工作条件下，根据液压系统参数及工作要求，计算液压缸的尺寸、力学参数、压力等重要参数，以确保液压缸能够正常工作。
1.功率计算：根据所需的输出力和速度，计算液压缸的功率要求。
功率可以通过公式P=F×V/1000来计算，其中P表示功率，F表示输出力，V表示速度。
2.液压力计算：根据所需的输出力，计算液压压力的大小。
液压力可以通过公式P=F/A来计算，其中P表示液压力，F表示输出力，A表示活塞面积。
3.活塞面积计算：根据所需的液压力，计算活塞的面积。
活塞面积可以通过公式A=F/P来计算，其中A表示活塞面积，F表示输出力，P表示液压力。
4. 活塞直径计算：根据所需的活塞面积，计算活塞的直径。
活塞直径可以通过公式D= 2 × sqrt(A/π)来计算，其中D表示活塞直径，A表示活塞面积，π表示圆周率。
5.液压缸行程计算：根据工作要求和装置的限制条件，计算液压缸的最大行程。
行程可以通过设备的限制条件来确定，如设备的尺寸、行程限制等。
6.液压缸稳定性计算：根据液压缸的结构和工作要求，计算液压缸的稳定性。
稳定性计算包括校核液压缸的抗屈曲、抗剪切等能力，以确保液压缸在工作中不发生变形或破坏。
7.寿命计算：根据液压缸的设计参数和工作条件，计算液压缸的寿命。
寿命计算包括根据液压缸的设计寿命和使用条件，计算液压缸的可靠性和寿命预测。
在进行液压缸设计计算时，需要考虑以下几个重要因素：1.工作条件：包括工作压力、工作温度、介质类型等。
2.力学要求：包括输出力、速度、行程等。
3.设备限制：包括装置的尺寸、行程限制等。
4.安全要求：包括液压缸的稳定性、可靠性等。
在进行液压缸设计计算时，需要根据实际情况进行具体分析。
一般来说，液压缸的设计计算是一个复杂的工作，需要涉及力学、流体力学、材料力学等多个学科的知识，并以此为基础进行具体计算。
液压油缸设计计算书
液压油缸设计计算书缸径D 杆径d 工作压力p 试验压力Pmax行程l 工作温度安装距离22018031.539.52100‘-20~60℃1880材料名称抗拉强度屈服强度延伸率收缩率备注外径缸筒材质活塞杆材质导向套材质活塞材质/45T 650441273 27SiMn42CrMo27SiMn42CrMo/45590335355103052039024510335205推力（N）拉力(N)40Cr 980785150076349612027SiMm 98083542CrMo 108093035CrMo1000850缸径D(mm)行程L（mm）实际导向长度2202100220缸径外径δ/D 屈服强度抗拉强度工作压力保险系数2202730.1283598039.53条件计算壁厚计算外径外径结论0.0819.51259.03>0.08<0.322.08264.15OK0.319.78259.560.3264.32102.46结论79.13结论63.01结论75.61结论206000试验压力49.375密封压缩量0.5mm 0.33结论211.29结论缸径外径屈服强度抗拉强度工作压力焊接效率焊接强度22027383598039.50.7600焊接外径D 1焊接底径D 2抗拉力F 1安全系数结论2732257881148.85.25缸径缸筒外径屈服强度抗拉强度工作压力22027383598039.5静载荷动载荷螺纹大径螺距螺纹长度*外径*安全系数 1.25 1.2523041001.2 1.5 1.5螺纹拉应力螺纹剪应力螺纹合应力安全系数摩擦系数螺纹底径螺纹底径安全系数132.5937.27147.464.720.12225.6710.31螺纹退刀槽螺纹退刀槽231OK,牙拉应力安全系数牙剪应力安全系数有效圈数有效长度螺纹外径验证411.41 2.03210.68 3.1724.7298.87120.62油缸设计计算书1、液压缸基本参数2、推力及拉力3、最小导向长度H≥L/20+D/2最小导向长度结论215OK，导向长度满足4、缸筒壁厚计算计算条件NO, 右边计算结果不考虑OK, 右边计算结果正确NO 右边计算结果不考虑NO 右边计算结果不考虑1.液压缸的工作压力应低于一定的极限值Pm以确保工作安全极限值Pm(MPa)OK, 满足安全要求极限值Pm(MPa)OK, 满足安全要求2.为避免缸体在工作时发生塑性变形,工作压力应低于0.42Ps0.35Ps(MPa)OK, 满足朔性要求0.42Ps(MPa)OK, 满足朔性要求3.缸体在耐压试验时的径向变形量不得大于孔用密封圈的最大压缩量弹性模数E=Mpa 径向变形量Db(mm)OK, 满足弹性变形要求4.缸体在耐压试验时缸筒的爆破压力Pe远大于液压缸的耐压试验压力Pt爆破压力Pe(MPa)OK, 满足爆破安全要求5、缸筒与底盖焊缝强度计算n=5立“U”型焊缝的强度计算螺纹退刀槽安全系数（危险断面安全系数）9.25螺纹牙的强度验算(外径计算n=3,5,8,12,其余n=1.5--2.5)OK, 内螺纹牙型设计参数正确OK, 内螺纹尺寸设计参数正确主要材料及其机械性能缸筒壁厚的验算 B结论结论结论缸筒与底盖焊缝强度危险断面安全系数n>5OK, 缸筒壁厚设计参数正确OK,焊缝强度足够6、缸筒内螺纹的强度验算拧紧系数缸径杆径(mm)杆尾心部(mm)抗拉强度22018009301080静载荷动载荷有杆腔压力无杆腔压力安全系数 1摩擦系数安全系数 21.25-1.52.5--439.522.5 1.250.12 1.2 1.2螺纹大径螺距螺纹长度杆尾(mm)螺纹底径肩甲压应力安全系数1404120135.6733.6164.26螺纹拉应力螺纹剪应力螺纹合应力安全系数螺纹退刀底径退刀槽应力安全系数41.2020.0353.8617.27134.6719.8554.41牙拉应力安全系数牙剪应力安全系数有效圈数螺纹外径验证7.56123.06 3.87192.247.9031.6166.14合力安全系数10.1092.06实际推力F（N）活塞杆弯曲失稳临界力（N）安全系数(3.5-6)活塞杆横截面惯性矩(m 4)活塞杆径（m）安装距L B (m)缸径（mm）压力（MPa）F F Kn k I =π*d 4/64d L B D P A F=(π*D 2/4)*P AF K =(π2*E 1*I*106)/(K 2*L B 2)n k =F K /F 0.000051530.181.822039.51500763113017592.175.30675537材料弹性模数E （MPa）实际弹性模数E1(MPa)油缸安装形式K E E1前端法兰，刚性固定有导向0.5210000180000前端法兰，耳环固定有导向0.7支撑，无导向2后端法兰，固定有导向1侧向载荷F(N)70000最长活塞杆长度L1(mm)2250速度V 0.35最小导向间长度L2(mm)215缸筒内径D 220侧向冲击负荷有导向套长度Hmin （mm）6选用导向环长度（mm）20活塞杆危险截面拉应力活塞杆危险截面剪应力合应力缸筒螺纹危险断面拉应力7、活塞杆强度校核OK, 内螺纹牙型设计参数正确OK, 螺纹尺寸设计参数正确拧紧系数螺纹牙的强度验算(外径计算n=3,5,8,12,其余n=1.5--2.5)OK, 外螺纹设计参数正确活塞杆抗弯性校核液压缸导向系数K结论结论结论OK, 外螺纹设计参数正确螺纹牙剪切应力螺纹牙拉应力OK, 活塞杆抗弯性符合要求8、导向环长度计算Hmin>F*S/3.14б*D*(1/3)螺纹牙剪切应力螺纹牙拉应力活塞杆肩甲压应力。
起重机液压系统计算书
一、 油缸的设计计算1、变幅油缸设计计算1)缸筒内径D （单位mm)PFD π4=其中 F 为缸体最大受力，单位N P 为系统压力，单位MP 。
计算出缸筒内径D 后，圆整到国家标准油缸参数（见起重机液压手册1057页）.2)活塞杆直径d(单位mm)根据国家标准油缸参数，找到缸筒内径D 对应的活塞杆直径d,考虑到减重及稳定性等参数，尽量选择对应较大速比的d. 3）缸筒外径D1(单位mm ）根据国家标准油缸参数，找到缸筒内径D 对应的缸筒外径D1（JB 1068—67）,然后根据钢桶强度计算公式校对D1（计算公式见第5项），如不满足要求就要加大缸筒外径D1. 4)活塞杆内径d1(单位mm)考虑到减重一般活塞杆做成中空,d1的确定要根据活塞杆强度验算公式及稳定性公式验算（强度及稳定性公式分别见6、7项)。
5）校验缸筒强度是否满足要求2δσD p y =式中，式中，σ—缸筒应力，单位MPa;y p -试验压力， 单位MPa ，y p 等于1。
5倍工作压力p ;D -缸筒内径，单位mm;δ-缸筒壁厚,2/)(1D D -=δ，单位mm ；][σ—材料许用应力，MPa 0203/600n /b ==σ=σ］［；b σ—抗拉强度，材料选用45号钢MPa 600b =σ；n -安全系数，一般取3=n —5.根据要求缸筒应力σ应小于材料许用应力][σ。
6）校验活塞杆强度是否满足要求()4212d dF-=πσ式中， σ—活塞杆应力,单位MPa ； F —最大负载力,单位N ； d —活塞杆外径,单位mm ； 1d —活塞杆内径单位mm.根据要求活塞杆应力σ应小于材料许用应力][σ。
7）校验活塞杆稳定性是否满足要求液压缸承受轴向压缩载荷时,要计算活塞杆稳定性，活塞杆计算长度L （全伸长度)与活塞杆直径d 之比大于10时（即L/d ）应计算活塞杆的稳定性.计算稳定性时一般按照无偏心载荷时计算 1） 等截面算法① 当细长比L/K ≥ n m 时,可按欧拉公式计算临界载荷P k .此时22P l EJ n k π=式中P k --—活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷（N)；n-——末端条件系数，此处n=1(根据固定类型而定：一端固定,一端自由n=1/4; 两端铰接n=1； 一端固定，一端铰接n=2；两端固定n=4）E —-活塞杆材料的弹性模量，对于钢E=2。
液压缸的设计与计算 (PDF)
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液压缸内径D
1 根据最大总负载和选取的工作压力来确定
2 根据执行机构速度要求和选定液压泵流量
来确定
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根据最大总负载和选取的工作压力来确定
以单杆缸为例： 无杆腔进油时 D=√4F1/π(p1-p2)-d2p2/p1-p2 有杆腔进油时D=√4F2/π(p1-p2)+d2p1/p1-p2 若初步选取回油压力p2=0，则上面两式简化为： 无杆腔进油时 D=√4F1/πp1 有杆腔进油时 D=√4F2/πp1+d2
方便，但需 防止螺母松动。 半环式：常用于高压大负载或振动比较大
的场合，强 度高，但结构复杂， 装拆方便。
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活塞杆头部结构
活塞杆：是连接活塞和工作部件的传 力零件，必须具有足 够的强 度和刚度，一般用钢料制成, 且需镀铬。
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液压缸的缓冲装置
必要性 缓冲原理 缓冲装置类型
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缓冲的必要性ห้องสมุดไป่ตู้
∵ 在质量较大、速度较高(v>12m/min），
由于惯性力较大，活塞运动到终端时会撞 击缸盖，产生冲击和噪声，严重影响加工 精度，甚至使液压缸损坏。 ∴ 常在大型、高速、或高精度液压缸中设置 缓冲装置或在系统中设置缓冲回路。
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缓冲原理
利用节流方法在液压缸的回油腔产 生阻力，减小速度，避免撞击。
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（三）液压缸缸体长度L
原则：由液压缸最大行程、活塞宽 度、活塞杆导向套长 度、活 塞杆密封 长度和特殊要求的 其它长度确定, 为减小加工难 度，一般液压缸缸体长度不 应大于内径的20—30倍。
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液压油缸计算
液压油缸计算一 变幅油缸计算 1、油缸的最大工作压力在最大起重力矩的情况下，单个油缸的最大推力： kN P 2400max = 油缸全伸时长度： mm l 7505max = 油缸全缩时长度： mm l 4165min = 油缸行程： mm L 3340= 油缸内径： mm D 320= 油缸外径： mm D 3561= 活塞杆内径： mm d 2131= 活塞杆外径： mm d 250= 导向套长度： L mm D =200 活塞长度： L mm H =120 油缸的最大工作压力： MPa cm kg D P p 5.30/6.3043224500044222max ==⨯⨯=⋅⋅=ππ 2、油缸稳定性验算 活塞杆惯性矩 ()()44441488.9070643.2125641cm d d J =-⨯=-=ππ活塞杆截面面积 ()()2222125.13443.21254cm d d A =-⨯=-=ππ 缸筒的惯性矩 ()()44444124.2737264326.3564cm DD J =-⨯=-=ππ缸筒的截面面积()()22222121.1914326.354cm D D A =-⨯=-=ππ细长比4.913.2125415.7504122212=+=+=d d l k lm n ==85185根据欧拉公式，液压缸的稳定临界力P K ：P n EJl K =π22式中符号意义同前,n ——末端条件系数;n =1工况（I ）：油缸全伸，P=160000kg 时P n EJ l K =π22()24465.7503.212564101.21-⨯⨯⨯⨯⨯=πππkg 2.333785= 安全系数 1.21600002.333785max ===P P n K K 油缸满足压杆稳定性要求。
工况（II ）：油缸不全伸（L=700.5cm ），P max =245000kg 时P n EJl K =π22()24465.7003.212564101.21-⨯⨯⨯⨯⨯=πππkg 2.383135= 安全系数 56.12450002.383135max ===P P n K K 油缸满足压杆稳定性要求。
液压计算书
缸径D(mm) 无杆腔面积cm2 已知油缸参 数： 面积比 无杆腔流量(L/min) 有杆腔流量(L/min) 200 314.00 1.33 5.65 4.24
液 压 系 统 计 算
杆径d(mm) 100 有杆腔环面积cm2 235.50
额定压力bar 无杆腔负载kg 单缸受力理 论计算： 无杆腔负载T 无杆腔负载N 有杆压力（bar) 无杆压力（bar) 根据上面油缸的计算选择泵及电机 选型 选型排量（ml/r） 泵： 选型流量 (l/min) 系统压力 bar 转数 电机： 电机效率 实际功率（kw）
液 压 系 统 计 算 书
行程s(mm) 计算速度m/min 15 0.18 时间t（s） 时间t（min） 5 0.08
有杆腔负载kg 有杆腔负载T 有杆腔负载N
37680.00 37.68 376800.00
单缸 排量 流量 选型排量（ml/r） 5.89 5.65 36.9 排量 流量
双缸 8.83 8.48
←此排量可调小
选型功率（kw）
5.5
பைடு நூலகம்
160.00 50240.00 50.24 502400.00 160.00 160.00
已知 20.00 19.20 160 960 0.95 5.39
注：表格中黄色为需填入的数据---根据实际的油缸填写 注：表格中蓝色为计算的数据--根据黄色的数据自动会更改 注：表格中红色为选型数据--已经选定的，不用改
液压缸设计计算
液压缸设计计算第四章液压缸的设计计算在上一章的液压系统设计中，已经计算了液压缸的主要结构尺寸。
本章继续设计和计算液压缸的其他主要尺寸和结构。
液压缸是液压传动的执行元件，它和主机工作机构有直接的联系，对于不同的机种和机构，液压缸具有不同的用途和工作要求。
因此，在设计液压缸之前，必须对整个液压系统进行工况分析，编制工况图，选定系统的工作压力(详见第三章)，然后根据使用要求进行结构设计。
本章只对抬升缸做上述设计计算。
4.1计算液压缸的结构尺寸液压缸有三个主要结构尺寸：缸内径D、活塞杆外径D和缸长L。
缸筒内径D和活塞杆外径已在前一章计算过，此处省略。
D-80缸筒内径？活塞杆外径d―45?(详见第三章)4.1.1缸筒长度l气缸长度由最大工作行程长度加上各种结构要求决定，即：l=l+b+a+m+c(4-1)式中:l―活塞的最大工作行程;l=450?B——活塞宽度，一般为（0.6-1）d；取B=1×80=80？A——活塞杆导向长度，取（0.6-1.5）d；取a=1×80=80？M——活塞杆的密封长度，由密封方法确定；C——其他长度，取C=35？故缸筒长度为:l=80+35+450+80+15=660?4.2.2.最小导向长度的确定当活塞杆完全伸出时，从活塞支承面的中点到导向套滑动面的中点的距离称为最小导向长度H（如图4-1所示）。
如果导轨长度太小，会增加液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度），影响液压缸的稳定性。
因此，在设计中必须保证最小导轨长度。
图4-1油缸导轨长度对于一般的液压缸，其最小导向长度应满足下式:h?l/20+d/2(4-2)式中：L——液压缸最大工作行程（m）；l=0.45米d―缸筒内径(m)，d=0.08m。
故最小导向长度h?62.5?4.2.液压缸主要零部件设计4.2.1缸筒1.缸筒结构筒体与缸盖采用法兰连接，结构简单，加工容易，装卸方便；缺点是重量大于螺纹连接，但小于拉杆连接；外径很大。
油缸(液压缸)设计指导书
液压缸设计指导书温馨推荐您可前往百度文库小程序享受更优阅读体验不去了立即体验一、设计目的油缸是液压传动系统中实现往复运动和小于360°回摆运动的液压执行元件。
具有结构简单，工作可靠，制造容易以及使用维护方便、低速稳定性好等优点。
因此，广泛应用于工业生产各部门。
其主要应用有：工程机械中挖掘机和装载机的铲装机构和提升机构，起重机械中汽车起重机的伸缩臂和支腿机构，矿山机械中的液压支架及采煤机的滚筒调高装置，建筑机械中的打桩机，冶金机械中的压力机，汽车工业中自卸式汽车和高空作业车，智能机械中的模拟驾驶舱、机器人、火箭的发射装置等。
它们所用的都是直线往复运动油缸，即推力油缸。
所以进一步研究和改进液压缸的设计制造，提高液压缸的工作寿命及其性能，对于更好的利用液压传动具有十分重要的意义。
通过学生自己独立地完成指定的课程设计任务，提高理论联系实际、分析问题和解决问题的能力，学会查阅参考书和工具书的方法，提高编写技术文件的能力，进一步加强设计计算和制图等基本技能的训练，为毕业后成为一名出色的机械工程师打好基础。
二、设计要求1、每个参加课程设计的学生，都必须独立按期完成设计任务书所规定的设计任务。
2、设计说明书和设计计算书要层次清楚，文字通顺，书写工整，简明扼要，论据充分。
计算公式不必进行推导，但应注明公式中多符号的意义，代入数据得出结果即可。
3、说明书要有插图，且插图要清晰、工整，并选取适当此例。
说明书的最后要附上草图。
4、绘制工作图应遵守机械制图的有关规定，符合国家标准。
5、学生在完成说明书、图纸后，准备进行答辩，最后进行成绩评定。
三、设计任务设计任务由指导教师根据学生实际情况及所收集资料情况确定。
四、设计依据和设计步骤油缸是液压传动的执行元件，它与主机及主机的工作结构有着直接的联系。
不同的机型和工作机构对油缸则有不同的工作要求。
因此在设计油缸之前，首先应了解下列这些作为设计原始依据的主要内容。
主机的用途和工作条件，工作机构的结构特点，负载值，速度，行程大小和动作要求，液压系统所选定的工作压力和流量等。
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液压油缸计算书
一、液压缸主要技术参数表
二、缸壁强度计算
1
缸体壁厚校核(按中等壁厚的计算公式)计算公式：
式中:
液压缸缸体的最小壁厚δ
102.5
液压缸的设计压力P
28液压缸缸径D 695［σ］=σb / n
216
缸体材料的抗拉强度σb 1080安全系数n
5δ47.1mm
<10
2.5
mm 结论：
合格
[]
/(2.33)P D P δσ=-
2
缸体壁厚验算
缸体壁厚确定后,需作以下四个方面的验算,以保证液压缸安全的工作
1）
液压缸的额定压力P n 值应低于一定的极限值。
验算公式:式中：
液压缸的设计压力P n
28MPa 缸体材料的屈服极限σs
930MPa 缸体外径D1900mm 缸体内径D 695mm 缸体壁厚δ
102.5mm 验算结果：
P n
131MPa
>28MPa
结论：
符合要求
2）为避免缸筒在工作时发生塑性变形,液压缸的额压工作压力
与完全塑性变形压力成一定比例范围。
验算公式:
液压缸的设计压力P n
28MPa 缸体发生完全塑性变形压力P PL MPa 缸体材料的屈服极限σs
930MPa 缸体外径D1900mm 缸体内径D 695mm 缸体壁厚δ
102.5mm
验算结果：
Prl 240.1P n
28MPa <84～101MPa
结论：符合要求
3）缸筒径向变形△D值应在允许范围内,而不应超过密封件允
许范围
验算公式:
式中：
液压缸的耐压试验压力P T
35MPa 缸筒材料的弹性模数E
210000MPa 缸体外径D1900mm 缸体内径D
695mm
缸筒材料的泊桑系数υ
0.3
钢材取
验算结果：
△D
0.49
222
11
0.35()/n s P D D D σ≤-D
D l l
Pn s 1
lg
3.2Pr Pr )42.0~35.0(σ=≤221221()/T D D D D P E D D ν+∆=+-
4)为了确保液压缸安全的使用,缸筒的爆裂压力P E 应远大于耐
压试验压力P T
验算公式:
P E ≤P T
式中：
缸筒发生爆破时的压力P E
缸体材料的抗拉强度σb 1080MPa
按标准42Cr Mo钢材，σb =1080MPa
缸体外径D1900mm 缸体内径为D
695mm 验算结果：
P E
278.8MPa
>
35M Pa
结论：
远大于耐压试验压力,符合要求。
三、法兰厚度计算
计算公式：
式中：
缸盖所受的推力F 10616890N 缸盖螺孔中心距D3780mm 缸盖根部直径D2
680mm 缸盖外径D1880mm 缸盖螺孔直径dL 45
mm
［σ］=σb/ n
12
.3lo g E b D D
P σ=]σ)[2
(π)(21
23dL D D D F h --=
缸体材料的抗拉强度σb 610MPa
按标准45钢
安全系数n
5计算结果:
h>
118.46
mm
四、端盖连接螺钉强度计算
油缸缸盖连接采用高强度螺钉，性能等级选用10.9级，该等级螺钉公称屈服强度为
σn=900MPa，产生最小变形的屈服强度为σ0.2940MPa
计算公式：拉应力剪应力合成应力式中：
螺钉的拧紧系数K 1.3K=1
.25～1.5
螺纹连接的磨擦系数K1
0.12
螺钉处所受的最大载荷F 10000000N
在试验压力下最大载荷为10000kN
螺钉的公称直径d 0
42mm M42螺钉的小径d 137.5mm
M42小
螺钉的数量Z 34计算结果:
σ
346
MPa
2
14/K F d z
σπ=3101/0.2K KdF d z
τ
=σ合成应
τ183MPa
σ合成应力469MPa 安全系数n=σ0.2/σ合成应力 2.0035≥2
结论：符合要求。