液压缸主要尺寸的确定
液压缸主要尺寸的确定(20190408090058)
液压缸主要尺寸的确定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，编制负载图，选定系统的工作压力( 详见第九章 ) ，然后根据使用要求选择结构类型，按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸，进行强度、稳定性和缓冲验算，最后再进行结构设计。
1.液压缸的设计内容和步骤(1)选择液压缸的类型和各部分结构形式。
(2)确定液压缸的工作参数和结构尺寸。
(3)结构强度、刚度的计算和校核。
(4)导向、密封、防尘、排气和缓冲等装置的设计。
(5)绘制装配图、零件图、编写设计说明书。
下面只着重介绍几项设计工作。
2.计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个：缸筒内径D、活塞杆外径 d 和缸筒长度 L。
(1)缸筒内径 D。
液压缸的缸筒内径 D 是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比，求得液压缸的有效工作面积，从而得到缸筒内径D，再从GB2348—80 标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。
根据负载和工作压力的大小确定D：(4-32)(4-33)式中： p I为缸工作腔的工作压力，可根据机床类型或负载的大小来确定；F max为最大作用负载。
(2)活塞杆外径 d。
活塞杆外径 d 通常先从满足速度或速度比的要求来选择，然后再校核其结构强度和稳定性。
若速度比为λ v ，则该处应有一个带根号的式子：(4-34)d=0.3 ～ 0.5D 。
也可根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，受压力作用时：p I＜ 5MPa时， d=0.5 ～0.55D5MPa＜ p I＜7MPa时， d=0.6 ～0.7Dp I＞7MPa时,d=0.7D(3)缸筒长度 L。
缸筒长度 L 由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定，即：L=l+B+A+M+C式中： l 为活塞的最大工作行程； B 为活塞宽度，一般为(0.6-1)D;A为活塞杆导向长度，取(0.6-1.5)D;M为活塞杆密封长度，由密封方式定； C 为其他长度。
液压油缸标准尺寸表
液压油缸标准尺⼨表⼀、液压油缸定义液压油缸是将液压能转变为机械能的、做直线往复运动（或摆动运动）的液压执⾏元件。
它结构简单、⼯作可靠。
⽤它来实现往复运动时，可免去减速装置，并且没有传动间隙，运动平稳，因此在各种机械的液压系统中得到⼴泛应⽤。
液压缸输出⼒和活塞有效⾯积及其两边的压差成正⽐；液压缸基本上由缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、缓冲装置与排⽓装置组成。
缓冲装置与排⽓装置视具体应⽤场合⽽定，其他装置则必不可少。
⼆、液压油缸型号尺⼨有：1、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。
⼀般注明缸径，杆径，⾏程，连接⽅式，安装距离，⼯称压⼒，⽣产时间，出⼚编号等。
2、180/150/125/100427019MPa50-75吨；缸筒材料采⽤45#或强度相当的材料，安全余量⼤；密封圈采⽤⽇本华尔卡产品；零部件采⽤数控机床加⼯，精度易于得到有效保证，⽣产质量⼀致性好。
3、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。
采⽤⾼端的三维设计及仿真软件进⾏油缸的设计，校核油缸关键部位的强度，进⾏液压系统及流场的仿真。
三、液压油缸型主要尺⼨的确定（1）缸筒直径的确定根据公式：F=P×A，由活塞所需要的推⼒F和⼯作压⼒P可求得活塞的有效⾯积A，进⼀步根据油缸的不同结构形式，计算缸筒的直径D。
（2）活塞杆尺⼨的选取活塞杆的直径d，按⼯作时的受⼒情况来确定。
根据表4-2来确定。
（3）油缸长度的确定油缸筒长度=活塞⾏程+活塞长度+活塞导向长度+活塞杆密封及导向长度+其它长度。
活塞长度=(0.6—1)D；活塞杆导向长度=（0.6—1.5）d。
其它长度指⼀些特殊的需要长度，如：两端的缓冲装置长度等。
某些单活塞杆油缸油时提出最⼩导向程度的要求，如：H≥L/20+D/2。
液压缸的设计计算
液压缸的设计计算液压缸设计计算是液压系统设计的关键部分之一，液压缸通过液压油的压力作用，将液压能转化为机械能。
液压缸的设计需要考虑液压缸的工作条件、负载要求、速度要求等多个因素。
下面是液压缸设计计算的一些关键要点。
液压缸设计前需要明确以下几个参数：（1）负载：液压缸要承受的最大负载。
（2）行程：液压缸的活塞行程，即活塞从一个极限位置到另一个极限位置的移动距离。
（3）速度：液压缸的移动速度要求。
（4）传动方式：液压缸的传动方式有单杆式和双杆式，单杆式主要用于简单操作，而双杆式适用于更复杂的应用场景。
（5）工作压力：液压缸的额定工作压力，一般由液压系统的工作压力决定。
在设计液压缸时，需要进行以下计算和选型：（1）工作压力的计算：根据液压缸所需承受的最大负载和速度要求，计算出液压缸所需的工作压力。
工作压力计算公式为：工作压力=功率÷斜杠(活塞面积×张角因数)活塞面积=π×活塞直径²÷4张角因数根据活塞材料和工作环境选取合适的值。
（2）液压缸尺寸的计算：根据所需承受的最大负载和工作压力，计算出液压缸的尺寸。
液压缸尺寸计算公式为：活塞面积=承受的负载÷工作压力活塞直径=(4×活塞面积÷π)^0.5根据液压缸的类型和具体要求，还需要进行一些其他计算，如活塞杆直径、带式液压缸的带宽和带材厚度的计算等。
（3）液压缸速度的计算：根据液压缸的移动速度要求，结合液压缸的流量特性和阀门的流量系数等参数，计算出所需的液压缸速度。
液压缸速度计算公式为：流量=活塞面积×速度速度=流量÷活塞面积其中，流量需要根据阀门流量系数、压差等因素计算得出。
为了确保液压缸的工作效果和可靠性，设计时还需要考虑液压缸的密封性、液压阀的选型、活塞材料的选择和润滑等方面的计算和选型。
总结起来，液压缸的设计计算包括工作压力的计算、液压缸尺寸的计算以及液压缸速度的计算等。
如何确定液压油缸规格型号（液压油缸选型参考）解读
如何确定液压油缸规格型号（液压油缸选型参考）解读⽬录程序1：初选缸径/杆径★条件⼀已知设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P 、流量Q 及其⼯况需要液压缸对负载输出⼒的作⽤⽅式（推、拉、既推⼜拉）和相应⼒（推⼒F1、拉⼒F2、推⼒F1和拉⼒F2）的⼤⼩（应考虑负载可能存在的额外阻⼒）。
针对负载输出⼒的三种不同作⽤⽅式，其缸径/杆径的初选⽅法如下：（1）输出⼒的作⽤⽅式为推⼒F1的⼯况：初定缸径D ：由条件给定的系统油压P （注意系统的流道压⼒损失），满⾜推⼒F1的要求对缸径D 进⾏理论计算，参选标准缸径系列圆整后初定缸径D ；初定杆径d ：由条件给定的输出⼒的作⽤⽅式为推⼒F1的⼯况，选择原则要求杆径在速⽐1.46～2（速⽐：液压缸活塞腔有效作⽤⾯积与活塞杆腔有效作⽤⾯积之⽐）之间，具体需结合液压缸回油背压、活塞杆的受压稳定性等因素，参照相应的液压缸系列速⽐标准进⾏杆径d 的选择。
（2）输出⼒的作⽤⽅式为拉⼒F2的⼯况：假定缸径D ，由条件给定的系统油压P （注意系统的沿程压⼒损失），满⾜拉⼒F2的要求对杆径d 进⾏理论计算，参选标准杆径系列后初定杆径d ，再对初定杆径d 进⾏相关强度校验后确定。
（3）输出⼒的作⽤⽅式为推⼒F1和拉⼒F2的⼯况：参照以上（1）、（2）两种⽅式对缸径D 和杆径d 进⾏⽐较计算，并参照液压缸缸径、杆径标准系列进⾏选择。
★条件⼆已知设备或装置需要液压缸对负载输出⼒的作⽤⽅式（推、拉、既推⼜拉）和相应⼒（推⼒F1、拉⼒F2、推⼒F1和拉⼒F2）⼤⼩（应考虑负载可能存在的额外阻⼒）。
但其设备或装置液压系统控制回路供给液压缸的油压P 、流量Q 等参数未知，针对负载输出⼒的三种不同作⽤⽅式，其缸径/杆径的初选⽅法如下：（1）根据本设备或装置的⾏业规范或特点，确定液压系统的额定压⼒P ；专⽤设备或装置液压系统的额定压⼒由具体⼯况定，⼀般建议在中低压或中⾼压中进⾏选择。
（2）根据本设备或装置的作业特点，明确液压缸的⼯作速度要求。
液压油缸标准尺寸表
1摘要液压缸一般来说是标准件，但有时也需要自行设计。
液压缸的设计是在对所设计的液压系统进行工况分析、负载计算和确定了其工作压力的基础上进行的。
本文主要介绍液压缸主要尺寸的计算及强度，刚度的验算方法。
关键词：液压缸，缸径，活塞杆。
2确定液压缸结构类型和各部分的连接形式在确定液压缸结构类型和各部分连接形式时，应综合考虑主机的用途、工作条件、液压缸负载的性质和运动要求。
具体如下：①确定液压缸的结构类型、安装方式。
②确定缸体和缸盖的连接形式。
③确定活塞和活塞杆的连接形式。
④确定缓冲装置形式、密封和防尘结构。
3主要零件的材料和技术要求①缸体。
缸体常用材料为20、35、45号无缝钢管制造。
35、45号钢用的较多，并在粗加工后调质。
②活塞。
活塞材料常用耐磨铸铁，在工作压力及冲击载荷较大时采用钢材。
为了避免活塞与缸体直接接触，在活塞上套有聚四氟乙烯或尼龙支承环，以防止活塞划伤缸体表面。
③活塞杆。
有实心和空心两种。
用35、45号钢制造。
为了提高活塞杆的耐磨和防锈性能及抗碰撞能力，常在活塞杆表面高频淬火或火焰淬火（深度0.5～1mm），然后再镀铬（0.03～0.05mm）抛光。
④导向套。
导向套应具有良好的耐磨性能和一定的机械性能，材质不能太硬。
一般用铸铁、黄铜、青铜、尼龙等耐磨材料制成。
4设计输入本文以一小型液压机的工作主缸研究对象，简述了其主要参数、尺寸的确定及强度、稳定性的校核方法过程。
液压机主机概况：①液压机公称力400kN；②液压系统最大工作压力20Mpa；③滑块行程400MM；④压头工进速度10mm/s；⑤压头快进速度40mm/s。
法国工程师雷诺看到热气球上的钢丝绳规格繁多，他就想了一个办法，将10开5次方，得到一个数1.6，然后辗转相乘，得出5个优先数如下:1.0、1.6、2.5、4.0、6.3这是一个等比数列，后数为前数的1.6倍，那么10以下的钢丝绳一下子只有5种，10到100的钢丝绳也只有5种，即10, 16, 25, 40, 63。
液压缸油口尺寸的标准
液压缸油口尺寸的标准
液压缸油口尺寸的标准主要取决于液压系统的具体应用和设计要求。
液压缸的进出油口尺寸需要与管件接口匹配，同时结合使用场合，选择合适的进出油口结构。
以下是一些常见的规定和参考标准：1.液压缸公制标准油口尺寸表：提供了一系列公制液压油缸进出油口尺寸的数据。
这些尺寸适用于常见的液压系统设计，可以作为设计参考。
2.液压缸方形密封圈的标准尺寸型号和公差规格表：介绍了液压缸方形密封圈的尺寸、型号和公差规格。
这些信息有助于选择合适的密封圈，确保液压缸的性能和寿命。
3.国家标准GB/T2348-1993：规定了液压缸缸筒外径系列和活塞杆螺纹形式和尺寸系列。
这个标准可以作为设计液压缸时选择合适尺寸的参考。
4.豆丁网上的《标准液压油缸规格尺寸》：提供了一个100页的文档，涉及各种常见的标准油缸外形尺寸。
这些尺寸可为您在设计液压系统时提供参考。
在确定液压缸油口尺寸时，需要考虑以下因素：1.液压系统的压力等级：不同压力等级的液压系统可能需要不同尺寸的油口。
2.液压缸的承受负载：液压缸的进出油口尺寸与承受的外负载有关。
负载越大，进出油口尺寸越大。
3.管件接口匹配：液压缸进出油口需要与管件连接，因此需要考虑接口尺寸和形状的匹配。
4.系统流量：根据液压系统的流量要求，选择合适的进出油口尺寸。
综上所述，液压缸油口尺寸的标准主要取决于液压系统的设计要求和使用场合。
在设计时，可以参考相关标准和规范，结合实际情况选择合适的尺寸。
液压缸设计说明书
佳木斯大學机械设计制造及其自动化专业（卓越工程师）说明书题目单杆活塞式液压缸的设计学院机械工程学院专业机械设计制造及其自动化（卓越工师）组员曾瑶瑶、王健跃、杨兰、沈宜斌指导教师臧克江完成日期2016年6月佳木斯大学机械工程学院目录设计要求 (II)第1章缸的设计 (1)1.1 液压缸类型和结构型式的确定 (1)1.1.1结构类型 (1)1.1.2局部结构及选材初选 (1)1.2液压缸主要尺寸的确定 (2)1.2.1 液压缸筒的内径D的确定 (2)1.2.2 活塞杆直径d的确定 (2)1.2.3 缸筒长度l的确定（如图1-3） (3)1.2.4 导向套的设计 (3)1.3活塞及活塞杆处密封圈的选用 (4)1.4缓冲装置设计计算 (4)第2章强度和稳定性计算 (7)2.1缸筒壁厚和外径计算 (7)2.2缸底厚度计算 (7)2.3 活塞杆强度计算 (7)致谢 (8)参考文献 (9)设计要求设计单杆活塞式液压缸；系统压力：10MPa；系统流量：100L/min；液压缸行程：450mm；速度：30mm/s；液压缸输出力：5000N；油口尺寸：M24*1.5，且两油口尽可能在缸筒的缸底侧；液压缸与外界联接方式缸底固定，活塞杆为耳环联接。
第1章缸的设计1.1 液压缸类型和结构型式的确定1.1.1结构类型1、采用单作用单杆活塞缸；2、液压缸的安装形式采用轴线固定类中的头部内法兰式安装在机器上。
法兰设置在活塞杆端的缸头上，内侧面与机械安装面贴紧，这叫头部内法兰式。
液压缸工作时，安装螺栓受力不大，主要靠安装支承面承受，所以法兰直径较小，结构较紧凑【1】。
这种安装形式在固定安装形式中应用得最多。
而且压力机的工作时的作用力是推力，则采用图1-1的安装形式。
图1-1安装形式1.1.2局部结构及选材初选1、缸筒的材料采用45号无缝钢管（如图1-2）；图1-2缸筒的设计2、缸底的材料：采用45号钢，与缸筒采用法兰连接【2】；3、缸盖：采用45号钢，与缸筒采用法兰连接；4、缸体与外部的链接结构为刚性固定：采用头部内法兰式连接；5、活塞：活塞采用铸铁；6、活塞杆：活塞缸采用45号钢，设计为实心；7、排气装置：在缸筒尾端采用组合排气塞；8、密封件的选用：活塞和活塞杆的密封件采用O形密封圈加挡圈【3】。
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：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⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+≥max max 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 ）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 ）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）lD 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 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 (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 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=GD C P Gd D P F n n 443n n 8n 8==或者'n1P P F = 工作极限载荷下的高度j j F H H -0=GDC P GdD P F j j 443j n 8n 8==或者'j 1P 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：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 ≥+=maxmin075.0τττ0τ： 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）m ax τ： 最大载荷产生的最大切应力 n 3max 8P d KDπτ=， m in 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 ≥=maxττ S 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。
液压缸计算公式(液压缸内径和活塞杆直径的确定等)
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 FD 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pDp σδ2max 0＞（mm ）2)当δ/D=0.08~0.3时maxmax 03-3.2p Dp p σδ≥（mm ）3)当δ/D ≥0.3时⎪⎪⎭⎫⎝⎛-+≥max max 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 ）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 ）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PP 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 Fbh 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 Fbh 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）lD 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,2hh 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 F b 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 (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 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220DS 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：PKCP 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'd3n n 4P 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 PF =最大工作载荷时的高度n n F H H -0=GD C P Gd D P F n n 443n n 8n 8==或者'n1P P F = 工作极限载荷下的高度j j F H H -0=GDC P GdD P F j j 443j n 8n 8==或者'j 1P 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：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 ≥+=maxmin075.0τττ0τ： 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）m ax τ： 最大载荷产生的最大切应力 n 3max 8P d KDπτ=， m in τ： 最小载荷产生的最小切应力 13in8P dKD 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 ≥=maxττ S 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。
液压油缸规格型号参数
液压油缸规格型号参数
1. 缸径和缸程
缸径通常以毫米（mm）为单位，缸程则以毫米或英寸（in）为单位。
缸径和缸程是油缸的两个主要尺寸参数。
缸径决定了油缸的推力和承受能力,而缸程则决定了油缸的行程长度。
2. 压力
液压油缸的工作压力通常以兆帕（MPa）或千磅/平方英寸（psi）为单位。
工作压力越高,油缸的推力就越大。
一般工业用油缸的工作压力在16-35MPa之间。
3. 缸体材质
常用的缸体材质有碳钢、不锈钢、铝合金等。
不同材质的油缸适用于不同的工作环境。
4. 活塞杆材质
活塞杆一般采用优质碳素钢或不锈钢等材料,并经过表面硬化处理,提高耐磨性和抗腐蚀性。
5. 密封件材质
密封件材质的选择主要取决于工作介质和温度,常用的材料有丁腈橡胶、氟橡胶、聚氨酯等。
6. 安装形式
安装形式包括前后法兰安装、前法兰后盖安装、前后铰接等。
7. 缸体外形
缸体外形常见的有圆形、方形、柱型、槽型等。
8. 其他参数
还包括工作温度范围、缸体外壳防护等级、缸径与缸程的允许误差等。
以上是液压油缸常见的规格型号参数,在选型时需要根据具体应用环境和工况进行匹配。
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液压缸主要尺寸的确定
液压缸就是液压传动的执行元件,它与主机工作机构有直接的联系,对于不同的机种与机构,液压缸具有不同的用途与工作要求。
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,编制负载图,选定系统的工作压力(详见第九章),然后根据使用要求选择结构类型,按负载情况、运动要求、最大行程等确定其主要工作尺寸,进行强度、稳定性与缓冲验算,最后再进行结构设计。
1、液压缸的设计内容与步骤
(1)选择液压缸的类型与各部分结构形式。
(2)确定液压缸的工作参数与结构尺寸。
(3)结构强度、刚度的计算与校核。
(4)导向、密封、防尘、排气与缓冲等装置的设计。
(5)绘制装配图、零件图、编写设计说明书。
下面只着重介绍几项设计工作。
2、计算液压缸的结构尺寸液压缸的结构尺寸主要有三个:缸筒内径D、活塞杆外径d与缸筒长度L。
(1)缸筒内径D。
液压缸的缸筒内径D就是根据负载的大小来选定工作压力或往返运动速度比,求得液压缸的有效工作面积,从而得到缸筒内径D,再从GB2348—80标准中选取最近的标准值作为所设计的缸筒内径。
根据负载与工作压力的大小确定D:
①以无杆腔作工作腔时?
(4-32)
②以有杆腔作工作腔时?
(4-33)
式中:pI为缸工作腔的工作压力,可根据机床类型或负载的大小来确定;Fmax为最大作用负载。
(2)活塞杆外径d。
活塞杆外径d通常先从满足速度或速度比的要求来选择,然后再校核其结构强度与稳定性。
若速度比为λv,则该处应有一个带根号的式子:
(4-34)
也可根据活塞杆受力状况来确定,一般为受拉力作用时,d=0、3～0、5D。
受压力作用时:
pI＜5MPa时,d=0、5～0、55D
5MPa＜pI＜7MPa时,d=0、6～0、7D
pI＞7MPa时,d=0、7D
(3)缸筒长度L。
缸筒长度L由最大工作行程长度加上各种结构需要来确定,即:
L=l+B+A+M+C
式中:l为活塞的最大工作行程;B为活塞宽度,一般为(0、6-1)D;A为活塞杆导向长度,取(0、6-1、5)D;M为活塞杆密封长度,由密封方式定;C为其她长度。
一般缸筒的长度最好不超过内径的20倍。
另外,液压缸的结构尺寸还有最小导向长度H。
(4)最小导向长度的确定。
当活塞杆全部外伸时,从活塞支承面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度H(如图4-19所示)。
如果导向长度过小,将使液压缸的初始挠度(间隙引起的挠度)增大,影响液压缸的稳定性,因此设计时必须保证有一最小导向长度。
图4-19油缸的导向长度
K—隔套
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(4-35)
式中:L为液压缸最大工作行程(m);D为缸筒内径(m)。
一般导向套滑动面的长度A,在D＜80mm时取A=(0、6-1、0)D,在D＞80mm时取A=(0、6-1、0)d;活塞的宽度B则取B=(0、6-1、0)D。
为保证最小导向长度,过分增大A与B都就是不适宜的,最好在导向套与活塞之间装一隔套K,隔套宽度C由所需的最小导向长度决定,即:
C=H- (4-36)
采用隔套不仅能保证最小导向长度,还可以改善导向套及活塞的通用性。
3、强度校核对液压缸的缸筒壁厚δ、活塞杆直径d与缸盖固定螺栓的直径,在高压系统中必须进行强度校核。
(1)缸筒壁厚校核。
缸筒壁厚校核时分薄壁与厚壁两种情况,当D/δ≥10时为薄壁,壁厚按下式进行校核:
δ＞=ptD/2［σ］(4-37)
式中:D为缸筒内径;pt为缸筒试验压力,当缸的额定压力pn≤16MPa时,取pt=1、5 pn,pn为缸生产时的试验压力;当pn＞16MPa时,取
pv=1、25 pn;［σ］为缸筒材料的许用应力,［σ］=σb/n,σb为材料的抗拉强度,n 为安全系数,一般取n=5。
当D/σ＜10时为厚壁,壁厚按下式进行校核:
δ≥(4-38)
在使用式(4-37)、式(4-38)进行校核时,若液压缸缸筒与缸盖采用半环连接,δ应取缸筒壁厚最小处的值。
?
(2)活塞杆直径校核。
活塞杆的直径d按下式进行校核:
d≥(4-39)
式中:F为活塞杆上的作用力;［σ］为活塞杆材料的许用应力,［σ］=σb/1、4。
(3)液压缸盖固定螺栓直径校核。
液压缸盖固定螺栓直径按下式计算:
d≥(4-40)
式中:F为液压缸负载;Z为固定螺栓个数;k为螺纹拧紧系数,k=1、12～1、5,［σ］=
σs/(1、2-2、5),σs为材料的屈服极限。
4、液压缸稳定性校核活塞杆受轴向压缩负载时,其直径d一般不小于长度L的1 /15。
当L/d≥15时,须进行稳定性校核,应使活塞杆承受的力F不能超过使它保持稳定工作所允许的临界负载Fk,以免发生纵向弯曲,破坏液压缸的正常工作。
Fk的值与活塞杆材料性质、截面形状、直径与长度以及缸的安装方式等因素有关,验算可按材料力学有关公式进行。
5、缓冲计算液压缸的缓冲计算主要就是估计缓冲时缸中出现的最大冲击压力,以便用来校核缸筒强度、制动距离就是否符合要求。
缓冲计算中如发现工作腔中的液压能与工作部件的动能不能全部被缓冲腔所吸收时,制动中就可能产生活塞
与缸盖相碰现象。
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司转自:国际泵阀贸易网
液压缸在缓冲时,缓冲腔内产生的液压能E1与工作部件产生的机械能E2分别为:
E1=pcAclc (4-41)
E2=ppAplc+ mV2-Fflc (4-42)
式中:pc为缓冲腔中的平均缓冲压力;pp为高压腔中的油液压力;Ac、Ap为缓冲腔、高压腔的有效工作面积;Lc为缓冲行程长度;m为工作部件质量;v0为工作部件运
动速度;Ff为摩擦力。
式(4-42)中等号右边第一项为高压腔中的液压能,第二项为工作部件的动能,第三
项为摩擦能。
当E1=E2时,工作部件的机械能全部被缓冲腔液体所吸收,由上两式得:
Pc=E2/Aclc (4-43)
如缓冲装置为节流口可调式缓冲装置,在缓冲过程中的缓冲压力逐渐降低,假定缓冲压力线性地降低,则最大缓冲压力即冲击压力为:
Pcmax=Pc+mυ02/2Aclc(4-44)
如缓冲装置为节流口变化式缓冲装置,则由于缓冲压力Pc始终不变,最大缓冲压力的值如式(4-43)所示。
6、液压缸设计中应注意的问题液压缸的设计与使用正确与否,直接影响到它的性能与易否发生故障。
在这方面,经常碰到的就是液压缸安装不当、活塞杆承受偏载、液压缸或活塞下垂以及活塞杆的压杆失稳等问题。
所以,在设计液压缸时,必须注意以下几点:
(1)尽量使液压缸的活塞杆在受拉状态下承受最大负载,或在受压状态下具有良好的稳定性
(2)考虑液压缸行程终了处的制动问题与液压缸的排气问题。
缸内如无缓冲装置与排气装置,系统中需有相应的措施,但就是并非所有的液压缸都要考虑这些问题。
(3)正确确定液压缸的安装、固定方式。
如承受弯曲的活塞杆不能用螺纹连接,要用止口连接。
液压缸不能在两端用键或销定位。
只能在一端定位,为的就是不致阻碍它在受热时的膨胀。
如冲击载荷使活塞杆压缩。
定位件须设置在活塞杆端,如为拉伸则设置在缸盖端。
(4)液压缸各部分的结构需根据推荐的结构形式与设计标准进行设计,尽可能做到结构简单、紧凑、加工、装配与维修方便。
(5)在保证能满足运动行程与负载力的条件下,应尽可能地缩小液压缸的轮廓尺寸。
(6)要保证密封可靠,防尘良好。
液压缸可靠的密封就是其正常工作的重要因素。
如泄漏严重,不仅降低液压缸的工作效率,甚至会使其不能正常工作(如满足不了负载
力与运动速度要求等)。
良好的防尘措施,有助于提高液压缸的工作寿命。
总之,液压缸的设计内容不就是一成不变的,根据具体的情况有些设计内容可不做或少做,也可增大一些新的内容。
设计步骤可能要经过多次反复修改,才能得到正确、合理的设计结果。
在设计液压缸时,正确选择液压缸的类型就是所有设计计算的前提。
在选择液压缸的类型时,要从机器设备的动作特点、行程长短、运动性能等要求出发,同时还要考虑到主机的结构特征给液压缸提供的安装空间与具体位置。
如:机器的往复直线运动直接采用液压缸来实现就是最简单又方便的。
对于要求往返运动速度一致的场合,可采用双活塞杆式液压缸;若有快速返回的要求,则宜用单活塞杆式液压缸,并可考虑用差动连接。
行程较长时,可采用柱塞缸,以减少加工的困难;行程较长但负载不大时,也可考虑采用一些传动装置来扩大行程。
往复摆动运动既可用摆动式液压缸,也可用直线式液压缸加连杆机构或齿轮——齿条机构来实现。