液压油缸设计计算公式
油缸推力计算公式详解
油缸推力计算公式详解在工程领域中，油缸是一种常见的液压传动装置，用于产生直线运动。
在设计和使用油缸时，我们经常需要计算油缸的推力，以确保其能够满足工作需求。
本文将详细介绍油缸推力的计算公式，并对其进行详细解析。
油缸推力的计算公式如下：F = A × P。
其中，F表示油缸的推力，单位为牛顿（N）；A表示油缸的有效工作面积，单位为平方米（m²）；P表示油缸的压力，单位为帕斯卡（Pa）。
首先，我们来详细解析上述公式中的各个参数。
1. 油缸的有效工作面积（A）。
油缸的有效工作面积是指油缸活塞的有效工作面积，通常由油缸的直径和活塞面积计算得出。
油缸的有效工作面积决定了油缸能够产生的推力大小，其计算公式如下：A = π× (D/2)²。
其中，A表示油缸的有效工作面积，单位为平方米（m²）；π表示圆周率，约为3.14；D表示油缸的直径，单位为米（m）。
2. 油缸的压力（P）。
油缸的压力是指液压系统中施加在油缸内的压力，通常由液压泵提供。
油缸的压力决定了油缸能够产生的推力大小，其计算公式如下：P = F/A。
其中，P表示油缸的压力，单位为帕斯卡（Pa）；F表示油缸的推力，单位为牛顿（N）；A表示油缸的有效工作面积，单位为平方米（m²）。
通过上述公式，我们可以清晰地了解油缸推力的计算方法。
在实际工程中，我们可以根据具体的油缸参数和工作条件，通过上述公式计算出油缸的推力大小，从而合理设计和选择油缸，确保其能够满足工作需求。
除了上述的基本计算公式外，还有一些需要注意的问题：1. 油缸的摩擦力。
在实际工程中，油缸的运动会受到摩擦力的影响，从而影响油缸的推力。
因此，在计算油缸推力时，需要考虑油缸的摩擦力，通常可以通过实验或者经验数据进行修正。
2. 油缸的工作环境。
油缸的工作环境也会对其推力产生影响，例如温度、湿度、粉尘等因素都会影响油缸的工作性能。
因此，在计算油缸推力时，需要考虑其工作环境，从而合理选择油缸的材料和密封结构。
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。
油缸推力计算公式详解
油缸推力计算公式详解在工程领域中，油缸是一种常用的液压传动装置，它通过液压力来产生线性运动。
在设计和应用油缸时，我们经常需要计算油缸的推力，以确保其能够满足工作需求。
本文将详细解释油缸推力计算公式，帮助读者更好地理解和应用液压传动的基本原理。
油缸推力计算公式的基本原理。
在液压系统中，油缸的推力是由液压力和有效面积共同决定的。
液压力是由液压系统中的液压泵提供的，而有效面积则是油缸活塞的有效工作面积。
因此，油缸的推力可以通过以下公式来计算：F = P × A。
其中，F表示油缸的推力，单位为牛顿（N）或千克力（kgf）；P表示液压力，单位为帕斯卡（Pa）或巴（bar）；A表示油缸活塞的有效工作面积，单位为平方米（m²）或平方厘米（cm²）。
液压力的计算。
液压力是液压系统中的液压泵提供的，其计算公式为：P = F/A。
其中，P表示液压力，单位为帕斯卡（Pa）或巴（bar）；F表示液压泵提供的力，单位为牛顿（N）或千克力（kgf）；A表示液压泵的有效工作面积，单位为平方米（m²）或平方厘米（cm²）。
有效面积的计算。
油缸活塞的有效工作面积可以通过以下公式来计算：A = π× r²。
其中，A表示油缸活塞的有效工作面积，单位为平方米（m²）或平方厘米（cm²）；π表示圆周率，约为3.14；r表示油缸活塞的半径，单位为米（m）或厘米（cm）。
综合计算公式。
综合以上两个公式，油缸的推力计算公式可以表示为：F = (P ×π× r²)。
通过这个公式，我们可以很方便地计算出油缸的推力，从而在实际工程设计和应用中更好地满足工作需求。
举例说明。
为了更好地理解油缸推力计算公式的应用，我们可以通过一个简单的示例来说明。
假设某液压系统中的液压泵提供的液压力为10MPa，油缸活塞的半径为0.1米，则根据上述公式，油缸的推力可以计算如下：F = 10 × 10^6 × 3.14 × 0.1² = 31400N。
油缸压力计算公式
油缸压力计算公式
油缸工作时候的压力是由负载决定的，物理学力的压力等于力除以作用面积（即P=F/S）如果要计算油缸的输出力，可按一下公式计算：
设活塞（也就是缸筒）的半径为R（单位mm）
活塞杆的半径为r（单位mm）
工作时的压力位P（单位MPa）
则
油缸的推力F推=3.14*R*R*P(单位N)
1
2
3
油泵压力10MPA
一台液压机械的压力（吨位）是与柱塞直径和供油压力有关。
其工作压力（吨位）的计算：
柱塞的受力面积×供油压力=工作压力（吨位）
柱塞的受力面积单位:mm2
供油压力单位:N/mm2
工作压力（吨位）单位:N
折算:1N=0.101972Kgf
1000Kgf=1Tf(吨力)
油缸15到25吨的力要多大的钢径
精心整理
油缸的吨位和缸径的大小还有系统提供的压力有关。
例如油缸内径是100mm，
系统提供的压力是16MPA
那么这个油缸所推出的力量就是：3.14*16*（100/2）*（100/2）/10000=T 50吨液压油缸内外径是多少
1500000牛顿=3.14*RR*P
R=根号下[1500000/(3.14P)]
如果设计工作压力31.5兆帕，
则：
0.123米
油缸内经：D=2R=0.246米,
0.138
0.138
压力
250
320
D=0.32M
A=3.14*D^2/4=0.0804(平方米)
压强＝25*10^6
压力＝0.0804*25*10^6=2010000(牛顿)＝201吨
精心整理。
液压缸缓冲间隙参数计算
油缸缓冲设计计算说明：本公式在确定油缸的缸径、杆径、活塞杆上的受力等主要参数后，根据需要的缓冲时间，的压力。
再适当地调整缓冲套的外径、间隙和有效缓冲长度，就可设计出期望达到缓冲效一、无杆腔缓冲的设计缸径Do=125.00缓冲套外径D1=82.90有效缓冲长度L1=50.00作用在活塞杆上的力（朝缸尾方向）Fo=300.00缓冲腔环形面积Ao=6874.27mm^2缓冲容积Vo=343713.41缓冲间隙Δ=0.05mm缓冲缝隙环形面积A1=13.03流量系数Cd=0.6油液密度ρ=0.91bar=100000.00N/m^21N= 1.00缓冲腔的压力ΔP=34.79bar有杆腔的最小压力P1=24.83bar二、有杆腔缓冲的设计缸径Do=125.00缓冲套外径D1=85.90有效缓冲长度L1=50.00作用在活塞杆上的力（朝缸尾方向）Fo=300.00缓冲腔环形面积Ao=6476.54mm^2缓冲容积Vo=323827.12缓冲间隙Δ=0.05mm缓冲缝隙环形面积A1=13.50流量系数Cd=0.6油液密度ρ=0.9 1bar=100000.00N/m^21N= 1.00缓冲腔的压力ΔP=28.77bar有杆腔的最小压力P1=22.19bar后，根据需要的缓冲时间，即可设计出缓冲的相关尺寸、以及油缸两腔所必须就可设计出期望达到缓冲效果的结构尺寸。
mm缓冲时间to=0.50sKg有杆腔环形面积Ao'=8423.40mm^2mm^3缓冲流量Qo=38.86L/min mm^2缓冲缝隙流速v1=47.97m/sg/cm^3(矿物油850-960Kg/m^3)Kgm/s^21bar=100000.00g/mm*s^2在缓冲腔产生的压力Po= 2.44bar。
油缸压力计算公式
油缸压力计算公式
油缸压力计算公式是机械制造业中的重要计算公式。
它的优点是不仅能够准确地计算出油缸的压力，而且可以作为油缸在设计过程中的重要参考。
本文将介绍油缸压力计算公式的原理和应用，并给出一些有用的技巧。
油缸压力计算公式的基本原理
油缸压力计算公式主要通过力学原理计算出油缸的压力：压力=
重力×面积。
在计算油缸压力时，需要根据油缸的长度和容积来确定油缸上的重力，并通过油缸的柱面积来计算出压力。
油缸压力计算公式的应用
油缸压力计算公式可用于柴油机车辆、汽车和液压系统等机械领域的油缸设计和制造过程中。
它可以用来计算出油缸设计要求的压力，以便将油缸按要求安装到设备中。
同时，油缸压力计算公式还可以用来检查和评估尚在使用的油缸是否仍符合制造要求，以确保其安全性。
油缸压力计算公式的技巧
在油缸压力计算公式的应用中，可以采取以下几种技巧来简化计算：
1.首先，根据油缸的长度和容积来确定油缸上的重力，并计算出油缸的柱面积；
2.其次，通过油缸容积的改变来改变油缸的压力，从而获得更准确的结果；
3.最后，通过调整油缸质量来调整油缸的压力。
结论
油缸压力计算公式是设计和制造机械设备中油缸的重要参考，通过它可以准确地计算出油缸的压力。
在使用油缸压力计算公式时，需要根据油缸的容积、重量和长度来确定油缸上的重力，并利用油缸的柱面积来计算出压力，从而更好地安装油缸和检查油缸的安全。
油缸缸径积计算公式
油缸缸径积计算公式在工程领域中，油缸是一种常用的液压传动装置，用于将液压能转换为机械能，实现各种机械运动。
油缸的性能参数对于工程设计和计算至关重要，其中油缸缸径积是一个重要的计算公式，用于确定油缸的工作性能和负载能力。
油缸缸径积是指油缸的有效面积与缸径的乘积，通常用来表示油缸的负载能力和推力大小。
油缸的有效面积是指油缸活塞的有效工作面积，也就是活塞面积减去杆面积的部分。
而油缸的缸径则是指油缸内部的圆形缸筒的直径。
油缸缸径积计算公式可以表示为：油缸缸径积 = 油缸有效面积×油缸缸径。
在工程设计和计算中，油缸缸径积的计算是非常重要的，因为它直接影响着油缸的负载能力和推力大小。
一般来说，油缸的负载能力与缸径积成正比，也就是说，缸径积越大，油缸的负载能力越大。
因此，在设计油缸时，需要根据实际工作负载和推力大小来确定油缸的缸径积，以保证油缸能够正常工作并具有足够的负载能力。
油缸缸径积的计算公式可以通过以下步骤进行：1. 计算油缸的有效面积。
油缸的有效面积可以通过油缸活塞的面积减去杆的面积来计算，即：油缸有效面积 = 油缸活塞面积油缸杆面积。
2. 确定油缸的缸径。
油缸的缸径是油缸内部圆形缸筒的直径，通常可以直接测量得到。
3. 使用上述计算得到的油缸有效面积和缸径，代入油缸缸径积的计算公式中，即可得到油缸的缸径积。
油缸缸径积的计算公式在工程设计和计算中具有重要的意义，它可以帮助工程师们快速准确地确定油缸的负载能力和推力大小，从而为工程设计和实际应用提供重要的参考依据。
同时，油缸缸径积的计算公式也可以帮助工程师们优化油缸的设计，提高油缸的工作效率和性能，从而更好地满足工程的需求。
除了油缸缸径积的计算公式外，工程师们在设计和计算油缸时还需要考虑其他因素，如油缸的工作压力、工作速度、工作温度等，以确保油缸能够安全可靠地工作。
因此，在实际工程设计和计算中，工程师们需要综合考虑各种因素，以确定最合适的油缸参数和设计方案。
油缸顶出力计算公式
油缸顶出力计算公式油缸是一种常用的液压传动元件，它通过液压油的压力来产生力和运动。
油缸的顶出力是指油缸在工作过程中产生的推力，它是油缸性能的重要指标之一。
在液压系统设计和应用中，我们经常需要计算油缸的顶出力，以便选择合适的油缸型号和确定工作参数。
油缸顶出力的计算涉及到液压油的压力、油缸的有效面积和摩擦阻力等因素。
一般来说，油缸的顶出力可以通过以下公式来计算：F = P × A Ff。
其中，F表示油缸的顶出力，单位为牛顿（N）；P表示液压油的压力，单位为帕斯卡（Pa）；A表示油缸的有效工作面积，单位为平方米（m²）；Ff表示摩擦阻力，单位为牛顿（N）。
在实际工程中，我们需要根据具体的情况来确定油缸的顶出力。
下面我们将分别介绍液压油的压力、油缸的有效工作面积和摩擦阻力的计算方法。
1. 液压油的压力计算。
液压系统中的液压油通常由液压泵提供，其压力取决于液压泵的工作压力和系统的压力损失。
在计算油缸的顶出力时，我们需要根据液压系统的工作压力来确定液压油的压力。
一般来说，液压系统的工作压力可以通过液压泵的性能参数和系统的压力损失来确定。
2. 油缸的有效工作面积计算。
油缸的有效工作面积是指油缸活塞的有效工作面积，它是油缸顶出力计算中的重要参数。
油缸的有效工作面积可以通过油缸的几何尺寸和活塞直径来确定。
一般来说，油缸的有效工作面积可以通过以下公式来计算：A = π× d² / 4。
其中，A表示油缸的有效工作面积，单位为平方米（m²）；π表示圆周率，约为3.14；d表示油缸活塞的直径，单位为米（m）。
3. 摩擦阻力的计算。
油缸在工作过程中会受到摩擦阻力的影响，摩擦阻力是油缸顶出力计算中需要考虑的因素之一。
摩擦阻力的大小取决于油缸的摩擦系数和工作条件。
一般来说，摩擦阻力可以通过实验或计算来确定。
在实际工程中，我们需要根据液压系统的工作压力、油缸的有效工作面积和摩擦阻力来确定油缸的顶出力。
多级液压缸推力计算方法
多级液压缸推力计算方法全文共四篇示例，供读者参考第一篇示例：多级液压缸是一种常用的液压传动装置，在工程机械、冶金设备、船舶等领域被广泛应用。
多级液压缸具有结构简单、传动平稳、操作灵活等特点，能够提供大推力和平稳的运动。
但是在实际工程中，如何准确地计算多级液压缸的推力，是工程师们经常面临的问题。
本文将介绍多级液压缸推力的计算方法，希望能够对工程师们有所帮助。
一、多级液压缸的工作原理多级液压缸是由多个同心排列的单向油缸组成，每个油缸都连接着同一液压源，通过液压油的压力传递来产生推力。
在液压系统中，液压泵将液压油送入到油缸中，并通过阀门来控制液压油的流动方向和压力大小，从而实现多级液压缸的推力控制。
多级液压缸的推力主要取决于液压油的流量和压力大小，同时也受到油缸的面积大小和安装方式的影响。
在实际工程中，为了准确地计算多级液压缸的推力，需要考虑以下几个因素：1. 液压泵的流量和输出压力：液压泵是多级液压缸推力的主要驱动装置，其流量和输出压力直接决定了液压油传递到油缸中的能量大小，从而影响了推力的大小。
2. 油缸的面积和有效面积：油缸的内径和有效面积决定了油缸所能够承受的最大压力，通过面积大小的计算可以得到油缸的最大推力。
3. 油缸的安装方式：油缸的安装方式直接影响了推力的传递效率，合理的安装方式可以降低推力的损失，提高系统的传动效率。
二、多级液压缸推力的计算方法在实际工程中，计算多级液压缸的推力是非常重要的，可以帮助工程师们设计出更加合理和稳定的液压系统。
下面将介绍一种常用的多级液压缸推力计算方法：1. 计算每个油缸的推力：首先需要计算每一个油缸所受到的推力大小。
推力的计算公式为F=π×P×d²/4，其中F表示推力大小，P表示液压油的压力，d表示油缸的内径。
通过这个公式可以得到每个油缸所产生的推力大小。
2. 计算多级液压缸的总推力：将每个油缸所受到的推力进行相加，就可以得到多级液压缸的总推力大小。
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液压系统的设计中，已对液压缸的主要结构尺寸作了计算，本章继续对液压缸的其余主要尺寸及结构进行设计计算。
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。
在上一章中已经作过缸筒内径D及活塞杆外径的计算，此处从略。
缸筒内径D—80?活塞杆外径d—45?(详见第三章)4.1.1缸筒长度L缸筒长度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 (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—活塞杆密封长度，由密封方式定;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4-1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4-1 油缸的导向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=0.45mD—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.缸筒结构缸筒与缸头的连接用法兰连接，其优点是:结构简单，易加工，易装卸;缺点是重量比螺纹连接的大，但比拉杆连接的小;外径较大。
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液压油缸的主要设计技术参数一、液压油缸的主要技术参数：1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。
2. 进出口直径及螺纹参数3.活塞杆直径；4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以1.5，高于16乘以1.255.油缸行程；6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。
7.油缸的安装方式；达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。
应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。
二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。
液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面：1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配精度以及密封摩擦力大小的综合指标；2.最低稳定速度：是指液压缸在满负荷运动时没有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标，承担不同工作的液压缸，对最低稳定速度要求也不相同。
3.内部泄漏：液压缸内部泄漏会降低容积效率，加剧油液的温升，影响液压缸的定位精度，使液压缸不能准确地、稳定地停在缸的某一位置，也因此它是液压缸的主要指标之。
液压油缸常用计算公式液压油缸常用计算公式项目公式符号意义液压油缸面积(cm 2 ) A =πD 2 /4 D ：液压缸有效活塞直径(cm) 液压油缸速度(m/min) V = Q / A Q ：流量(l / min)液压油缸需要的流量(l/min) Q=V×A/10=A×S/10tV ：速度(m/min)S ：液压缸行程(m)t ：时间(min)液压油缸出力(kgf) F = p × AF = (p × A) －(p×A)( 有背压存在时)p ：压力(kgf /cm 2 )泵或马达流量(l/min) Q = q × n / 1000 q ：泵或马达的几何排量(cc/rev) n ：转速（rpm ）泵或马达转速(rpm) n = Q / q ×1000 Q ：流量(l / min) 泵或马达扭矩(N.m) T = q × p / 20π液压所需功率(kw) P = Q × p / 612管内流速(m/s) v = Q ×21.22 / d 2 d ：管内径(mm)管内压力降(kgf/cm 2 )△P=0.000698×USLQ/d 4U ：油的黏度(cst)S ：油的比重L ：管的长度(m)Q ：流量(l/min)d ：管的内径(cm)液压常用计算公式项目公式符号意义液壓缸面積(cm2) A =πD2/4D：液壓缸有效活塞直徑 (cm)液壓缸速度(m/min)V = Q / A Q：流量 (l / min) 液壓缸需要的流Q=V×A/10=A×V：速度 (m/min)非标液压、机电、试验、工控设备开发研制。
液压缸无杆腔面积A=3.14*40*40/10000000 (平方米)=0.005024(平方米)泵的理论流量Q=排量*转速=32*1430/1000000 (立方米/分)=0.04576(立方米/分) 液压缸运动速度约为V=0.95*Q/A=0.104 m/min所用时间约为T=缸的行程/速度=L/V=0.8/0.104=8 (秒)上面的计算是在系统正常工作状态时计算的,如果溢流阀的安全压力调得较低,负载过大,液压缸的速度就没有上面计算的大,时间T就会增大.楼主应把系统工作状态说得更清楚一些.其实这是个很简单的问题:你先求出油缸的体积,会求吧,等于:4021238立方毫米;然后再求出泵的每分钟流量,需按实际计算,效率取92%(国家标准),得出流量为:32X1430X1000X92%=42099200立方毫米;两数一除就得出时间:0.0955分钟,也就是5.7秒,至于管道什么流速什么的东西根本不要考虑,影响比较少.油缸主要尺寸的确定方法1．油缸的主要尺寸油缸的主要尺寸包括：缸筒内径、活塞缸直径、缸筒长度以及缸筒壁厚等。
2．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。
•液压设计常用资料•时间：2010-8-27 14:17:02O形密封圈截面直径d21.802.653.55 5.30 7.00沟槽宽度b气动动密封 2.2 3.4 4.6 6.9 9.3 液压动密封和静密封b 2.4 3.6 4.8 7.1 9.5b13.8 5.0 6.2 9.0 12.3b25.26.47.6 10.9 15.1沟槽深度t活塞密封（计算d3用）液压动密封气动动密封静密封1.422.16 2.96 4.48 5.951.462.233.034.65 6.201.382.07 2.74 4.19 5.67 活塞杆密封（计算d6用）液压动密封气动动密封静密封1.472.243.074.66 6.161.572.373.244.86 6.431.422.15 2.85 4.36 5.89导角长度zmin1.1 1.5 1.82.73.6槽底圆角半径r10.2～0.4 0.4～0.8 0.8～1.2槽棱圆角半径r20.1～0.3•沟槽尺寸计算方法活塞密封沟槽：d3max=d4min-2t活塞杆密封沟槽：d6min =d5max+2tO形密封圈截面直径d1.802.653.55 5.30 7.002沟槽宽度b 2.6 3.8 5.0 7.3 9.7 沟槽深度h 1.28 1.97 2.75 4.24 5.720.2～0.4 0.4～0.8 0.8～1.2槽底圆角半径r10.1～0.3槽棱圆角半径r2•沟槽尺寸计算方法受内压的沟槽形式：d7=d1-2d2受外压的沟槽形式：d8 =d1•沟槽各尺寸公差•沟槽及与O形圈配合表面的表面粗糙度O形圈使用范围•注：▲为推荐使用密封形式字母代号•d1—O形圈内径d2—O形圈截面直径d3—O形圈沟槽内径（活塞密封时，沟槽底直径）d4—缸孔直径d5—活塞杆直径d6—O形圈沟槽外径（活塞杆密封时，沟槽底直径）d7—轴向密封时沟槽外径（受内压）d8—轴向密封时沟槽内径（受外压）d9—活塞直径（活塞密封）d10—O形圈截面直径b—O形圈沟槽宽度b1—加1个挡圈的O形圈沟槽宽度b2—加2个挡圈的O形圈沟槽宽度z—导角长度r1—槽底圆角半径r2—槽棱圆角半径2g—径向间隙油缸组合密封结构尺寸活塞密封•活塞杆密封•••支撑环及防尘圈选用尺寸•粗牙螺栓的保证载荷和最小拉力载荷（GB3098.1-82）细牙普通螺纹基本尺寸计算表螺栓、螺钉和螺柱的力学性能（GB3098.1-82）注：1.表面硬度不应比芯部硬度高出30个维式硬度值，但10.9级的表面硬度应不大于390HV30。
伺服油缸用拉杆螺（纹）栓拧紧力矩（Rexroth）管道参数一.管道内油流速度流速计算V=Q/A=21.2314Q/d2（m/S）Q—流量（L/min） d—管子内径（mm）1. 吸油管道：V≤1.5～2m/S（一般常取1m/S以下）2. 压力油管道：V≤2.5～5m/S（压力高时取大值，压力低时取小值；管道长时取小值，管道短时取大值；油粘度大时取小值）。
3. 管道及局部收缩处取：V=5～7m/S4. 回油管道：V≤1.5～2.5m/S•二.壁厚计算δ=Pg*d/（2「σ」）（mm）Pg—公称压力（Kg/cm2）d —管子内径（mm）「σ」—许用应力（Kgcm2）对于钢管「σ」=σb/n （n=4～8）三.钢管公称通径、外径、壁厚、连接螺纹及推荐流量表（JB827-66）四.弯曲半径最小弯曲半径：R≥10D （D—钢管外径）•五.管道支架间距（直管部分）液压油物理化学性质一.常用液压油一.常用液压油1.运动粘度：液体在同一温度下的动力粘度与该液体密度的比值ν。
1cSt=1mm2/S2.动力粘度：单位面积上的粘性力，即内摩擦阻力与垂直于该面上的速度变化率成比例，其比例常数μ即动力粘度。
1kgf/m2=98.066P=9.80665PaS、1P=0.1 PaS=0.1N. S/m23.粘度指数：••4.温度膨胀：体积：ΔVt=V（1+αVΔt）（mL）密度：ρt=ρ（1+αVΔt）（g/mL）αV=（8.5～9.0）×10-4/℃，平均取αV=8.7×10-4/℃5.热导率：液体内热传递的难易程度：Qn=λA（t2-t1）/L（W）A—传热面积（m2）、L—与热流成直角方向的物质厚度（m）λ=0.116～0.151（W/m.K）6. 弹性模量：β=1/K=-ΔV/（V*Δp）（MPa-1）K≈（1.2～2）×103 MPa，实际（油混气）工程中取（0.7～1.4）×103 MPa •7. 比热容：作动器缸径D、杆径d、速度比Ψ及输出力F1（单杆）/F2（双杆）进油压力21MPa ，回油压力0, A1—无杆腔工作面积，A2—有杆腔工作面积，Ψ=A1/A2 作动器常用安装形式液压、气动和元件结构及尺寸常用液压公式1. 泵和马达a.几何流量QL=q×n÷1000（L/min）q—几何排量（mL/rev）n—轴转速（rev/min）b.液压功率N=QL×PS÷61.2η（KW）QL—流量（L/min）PS—压力（MPa）η—效率c.轴功率N=ML×n÷9550（KW）ML—轴扭矩（Nm）n—轴转速（rev/min）2. 油缸a. 几何流量QL=A×VL÷1000 （L/min）A—有效面积（cm2）vL—活塞速度（cm/S）b.理论推力F= A×PS×100（N）A—有效面积（cm2）PS—压力（MPa）•常用密封件材料适用的介质和使用温度范围普通工制粗牙螺纹扭紧力矩液压缸工作压力确定负载（KN）0~70 70~140 140~250 >25060 100~140 180~210 320缸工作压力(bar)活塞杆直径d与缸筒内径D的计算受拉时： d=(0.3~0.5)D受压时： d=(0.5~0.55)D(p1<5mpa)d=(0.6~0.7)D(5mpa<p1<7mpa)d=0.7D(p1>7mpa)缸筒最薄处壁厚：δ≥pyD/2(σ)δ—缸筒壁厚；D—缸筒内径；py—缸筒度验压力，当额定压Pn>160x105Pa时，Py=1.25Pn ；(σ)—缸筒材料许用应力。