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1、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：冷飞去F：负载力(N)A：无杆腔面积(2)P：供油压力(MPa)D：缸筒内径(mm)D :缸筒外径(mm)2、缸筒壁厚计算nX/nSou1）当 S/DW0.08 时6 mxD (mm)02gp2) 当 S /D=0.080.3 时(mm)p Dmax 2.3c -3ppmax3) 当 S/D20.3 时(mm)/ ic + 0.4p| pmax31 c 一1.3 p丿pmax 丿S：缸筒壁厚（mm）6 o：缸筒材料强度要求的最小值伽） p :缸筒内最高工作压力(MPa)maxa :缸筒材料的许
2、用应力(MPa) pa ：缸筒材料的抗拉强度(MPa)ba :缸筒材料屈服点(MPa)sn安全系数3缸筒壁厚验算PN 0.35a s(Dj D2)(MPa)D 21P 2.3arLPN：额定压力P :缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)rLP :缸筒耐压试验压力(MPa)rE：缸筒材料弹性模量(MPa)v ：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：PN 0.433D pmax (mm)1 2 a1 Pd :计算厚度处直径(mm)27缸筒头部法兰厚度h：4 F兀(r - d )aa L P(mm)F：法兰在缸筒最大内压下所承受轴
3、向力（N）b：连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离（mm） r :法兰外圆的半径（mm）ad :螺钉孔直径L如不考虑螺钉孔，贝I：7 I1 4 Fb h =兀r aa P(mm)8螺纹强度计算螺纹处拉应力KF4 i2 - DI(MPa)螺纹处切应力KKFdT =100.2(d3 - D3)1(MPa)合成应力Ia = ；a2 + 3t2 anP许用应力a=ZsP n0F：螺纹处承受的最大拉力d :螺纹外径（mm）0d :螺纹底径（mm）1K：拧紧螺纹系数，不变载荷取K=1.251.5，变载荷取K=2.54K :螺纹连接的摩擦因数，K =0.070.2，平均取k =0.121 1 1b :螺纹材料屈
4、服点（MPa）sn :安全系数，取n =1.22.50 09缸筒法兰连接螺栓强度计算螺栓螺纹处拉应力(MPa)KFb =兀/d 2 z4 1螺纹处切应力(MPa)KKFdT =1002d 3 z1合成应力b =、； b 2 + 3t 2 u 1.3b W bnPz：螺栓数量 10、缸筒卡键连接卡键的切应力（A处）兀D 21-max 4兀Dl1max141(MPa)卡键侧面的挤压应力max兀D2兀(D 一 2h )21- 1 2 -P D 2max1 h(2 D h)1卡键尺寸一般取h= 6 ,l=h, h = h = h122验算缸筒在A断面上的拉应力P啤max 44 =兀 D h)2 - D
5、24P D 2max1(D h)2 D 2 1(MPa)11、缸筒与端部焊接焊缝应力计算(MPa)D :缸筒外径（mm）d :焊缝底径（mm）n :焊接效率，取耳=0.7& ：焊条抗拉强度（MPa）bn安全系数，参照缸筒壁的安全系数选取如用角焊Dhnh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:(MPa)F& =c兀，Pd 242）如果活塞杆所承受的弯曲力矩（如偏心载荷等），则计算式:(FI Ad&P(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:& 沁
6、1.8F +D202 (mm)导向套滑动面的长度 1）在缸径W80mm时A=(0.61)D 2）在缸径80mm时A=(0.61)d 活塞宽度取B=(0.61)D15、圆柱螺旋压缩弹簧计算材料直径:,厂；PKCd l6 nTPK =竺已+ 0.615或按照机械设计手册选取(5卷11-28)4C - 4CC = D一般初假定C-58d有效圈数：p=dPGd 4 Fn 二n8PD 3弹簧刚度小 Gd4GDP8D 3 n 8C 4 n总圈数ni 二 n + Xx： 1/2(见机械设计手册第5卷11-18)节距：H - (1 2)dt =0n间距：5 二 t d自由高度：H = (n +1) d0最小工
7、作载荷时高度：H 二 H - F1 0 1f = 8nPDL=8nPC4 或者 f = Pi Gd 4GDi P最大工作载荷时的高度f = 8nPD3=8nPC4 或者 f = P n Gd 4 GD1 P工作极限载荷下的高度8nP D 3 8nP C 4PPF =j 二 j 或者 F = jj Gd4 GD弹簧稳定性验算高径比：b = HoDbW5.3应满足下列要求两端固定一端固定，另一端回转bW3.7两端回转bW2.6 当高径比大于上述数值时，按照下式计算:P 二 C PH PC B0 nP :弹簧的临界载荷（N）CC ：不稳定系数（见机械设计手册第5卷11-19）BP :最大工作载荷（N
8、）n强度验算： 安全系数 S =T0 +.75Tmin STPmaxT :弹簧在脉动循环载荷下的剪切疲劳强度,0（见机械设计手册第5卷11T9）TmaxTmin最大载荷产生的最大切应力T =竺DP， max 兀 d 3 n最小载荷产生的最小切应力T = 8KDP， min 兀 d 31S ：许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时，取PS =1.31.7，当精确度低时，取s =1.82.2PP静强度：安全系数S二二 STPmaxT ：弹簧材料的屈服极限S15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，
9、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 u = 10 cm. min 时兀兀q = D2U = x 0.082 x 0.1m min = 0.503 x 10-3 m3 J min =0.503 L min此时泵的效率为0.1，泵的出口压力为3.2MPa，则有3.2 x 0.50360 x 0.1=0.27kWP = Fu = 22500 x x 10-2 x 10-3kW = 0.037kW 出60此时的功率损失为AP = P P =(0.270.037)kW = 0.233kW入 岀当 u = 120 cm min， q = 6.03 Li min 时3.2 x 6.03 6007=0.46kWP = Fu = 22500 x120 x 10-2 x 10-3 kW = 0.45kW出60AP = P P =(0.460.45)kW = 0.01kW入 岀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K二10x 10一3 kW（m2。C），油箱的散热面积A为A = 0.0653V2 = 0.06531602 = 1.92m2系统温升为c = 20.rc
