液压缸计算公式液压缸内径和活塞杆直径的确定等.docx
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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:
2、缸筒壁厚计算
7tX/<>T]8(T。
(1
1)当S/DW0.08时
0>pmaxD(mm
2p
2)当S/D=0.08~0.3时
02^^(mm
2.3p3Pmax
3)当S/DA0.3时
Dp0.4pmax
0一」(mm
2-p1.3pmax
8:
缸筒壁厚(mm
0:
缸筒材料强度要求的最小值(mm
Pmax:
缸筒内最高工作压力(MPA
p:
缸筒材料的许用应力(MPa
b:
缸筒材料的抗拉强度(MPa
s:
缸筒材料屈服点(MPa
n:
安全系数
3缸筒壁厚验算
PN0.35s(Dl22D2)(MPa)
D1
D1
Pl2.3sig'
PN额定压力
Pl:
缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)
F>:
缸筒耐压试验压力(MPa)
E:
缸筒材料弹性模量(MPa)
:
缸筒材料泊松比=0.3
以避免
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,
塑性变形的发生,即:
PN0.35~0.42PrL(MPa)
4缸筒径向变形量
D型J(mm
ED12D2
变形量△D不应超过密封圈允许范围
5缸筒爆破压力
PE2.3blg^D1(MPa)
6缸筒底部厚度
10.433。
2^^(mmP
D2:
计算厚度处直径(mm
7缸筒头部法兰厚度
、4Fb/X
h卜_t^-(mm
(ra山)P
F:
法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力(b:
连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离(%:
法兰外圆的半径(mm
ND
mm
dL:
螺钉孔直径
如不考虑螺钉孔,则:
「4Fb
hr—(mm
8螺纹强度计算
螺纹处拉应力
KF
22
—d12D2
4
(MPa)
螺纹处切应力
KiKFdo
33
0.2(d:
D3)
(MPa)
合成应力
n。
F:
螺纹处承受的最大拉力
或:
螺纹外径(mm
di:
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
Ki:
螺纹连接的摩擦因数,Ki=0.07~0.2,平均取Ki=0.12
s:
螺纹材料屈服点(MPa
n0:
安全系数,取n0=1.2~2.5
9缸筒法兰连接螺栓强度计算
螺栓螺纹处拉应力
(MPa
—d2z
4
螺纹处切应力
K1KFd0
0.2d;z
(MPa)
合成应力
1.3P
z:
螺栓数量10、缸筒卡键连接
卡键的切应力(A处)
卡键侧面的挤压应力
PD2
小丁PmaxD2
cD12(D12h2)2h(2D1""h)
丁4
卡键尺寸一般取h=S,l=h,hih2
11、缸筒与端部焊接
焊缝应力计算
——F」(MPa)
—D;d12n
4
Di:
缸筒外径(mm
di:
焊缝底径(mm
:
焊接效率,取=0.7
b:
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
、,2F
D1h
h一焊角宽度(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(MPa)
—d2
4
2)如果活塞杆所承受的弯曲力矩(如偏心载荷等),则计算式:
FM
P(MPa)
AdW'/
3)活塞杆上螺纹、退刀梢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:
n1.8与p(MPa)
d2
对于活塞杆上有卡键梢的断面,除计算拉应力外,还要计算校核卡键
对梢壁的挤压应力:
4F2
d12d32cpp
F:
活塞杆的作用力(N)d:
活塞杆直径(mm
p:
材料许用应力,无缝钢管p=i00~ii0MPa
中碳钢(调质)p=400MPa
A:
活塞杆断面积(mm2)
W活塞杆断面模数(mm3)
M活塞杆所承受弯曲力矩(N.m)
F2:
活塞杆的拉力(N)
d2:
危险截面的直径(mm
d1:
卡键梢处外圆直径(mm
d3:
卡键梢处内圆直径(mm
c:
卡键挤压面倒角(mm
pp:
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
4Lb
d
Lb:
支校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Fi完全在活塞杆的轴线上,则按下式验算:
Fk
nk
Fi
Ei
2EiI106
k2lB
(N)
i.8i05(MPa
4
圆截面:
I—0.049d4(m4)
64
Fk:
活塞杆弯曲失稳临界压缩力(N)
队:
安全系数,通常取n”3.5〜6
K:
液压缸安装及导向系数(见机械设计手册5卷21-292)
Ei:
实际弹性模量(MPa
a:
材料组织缺陷系数,钢材一般取a-1/12
b:
活塞杆截面不均匀系数,一般取b=1/13
E:
材料弹性模量,钢材E2.1105(MPa
I:
活塞杆横截面惯性矩(m4)
A:
活塞杆截面面积(m2)
e:
受力偏心量(m1
s:
活塞杆材料屈服点(MPa
s:
行程(m)
2)若活塞杆所受的载荷力F1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:
sAd106
d8
1—esecd
其中:
aFklB
0:
EI106
一端固定,另一端自由a0=1,两端球较a0=0.5,两端固定a0=0.25,
一端固定,另一端球较a。
=0.35
14、缸的最小导向长度
HaD
202(mm
导向套滑动面的长度
1)在缸径w80mm寸
A=(0.6~1)D2)在缸径>80mm寸
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:
d1.6
PnKC
K口竺15或按照机械设计手册选取(5卷11-28)
4C4C
CD一般初假定C-5~8d
有效圈数:
_4__'
GdFnFd
n
8PnD3P'
弹簧刚度
_4_
PGdGD
P34
8Dn8Cn
总圈数
n1nx
x:
1/2(见机械设计手册第5卷11-18)
节距:
tHo(1~2)dn
间距:
td
自由高度:
Ho(n1)d
最小工作载荷时高度:
H1H0-F1
最大工作载荷时的高度
H0-Fn
P
P'
工作极限载荷下的高度
HjHo-Fj
Fj
8nPjD3
Gd4
___4
8nPjC
GD
或者Fi
P
P'
弹簧稳定性验算
高径比:
b力
D
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:
兄CbP'H。
>用
R:
弹簧的临界载荷(N)
Cb:
不稳定系数(见机械设计手册第5卷11-19)
Pn:
最大工作载荷(N)
强度验算:
安全系数S00.75minSp
max
0:
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)
Sp=1.3~1.7,当精确度低时,取Sp=1.8~2.2
静强度:
安全系数S上Sp
max
s:
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。
一般情况下,工进速度大时发热量较大,由于限压式变量泵在流量不同时,效率相差极大,所以分别计算最大、最小时的发热量,然后加以比较,取大值进行分析。
当10cm/min时
可见在工进速度低时,功率损失为0.233kW,发热量最大。
假设系统的散热状况一般,取K10103kW/cm2
C,油箱的散热面积A为
A0.065300.065316021.92m2
系统温升为
Pt
KA
0.386
3
10101.92
20.1C
验算表明系统的温升在许可范围内
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