液压缸计算公式Word文件下载.docx
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(mm)
2)当δ/D=0.08~0.3时
3)当δ/D≥0.3时
δ:
缸筒壁厚(mm)
缸筒材料强度要求的最小值(mm)
缸筒内最高工作压力(MPa)
缸筒材料的许用应力(MPa)
缸筒材料的抗拉强度(MPa)
缸筒材料屈服点(MPa)
n:
安全系数
3缸筒壁厚验算
(MPa)
PN:
额定压力
:
缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa)
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
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:
4缸筒径向变形量
变形量△D不应超过密封圈允许范围
5缸筒爆破压力
6缸筒底部厚度
计算厚度处直径(mm)
7缸筒头部法兰厚度
(mm)
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)
法兰外圆的半径(mm)
螺钉孔直径
如不考虑螺钉孔,则:
8螺纹强度计算
螺纹处拉应力
(MPa)
螺纹处切应力
合成应力
许用应力
螺纹处承受的最大拉力
螺纹外径(mm)
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
螺纹连接的摩擦因数,=0.07~0.2,平均取=0.12
螺纹材料屈服点(MPa)
安全系数,取=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
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
卡键尺寸一般取h=δ,l=h,
验算缸筒在A断面上的拉应力
11、缸筒与端部焊接
焊缝应力计算
缸筒外径(mm)
焊缝底径(mm)
焊接效率,取=0.7
焊条抗拉强度(MPa)
安全系数,参照缸筒壁的安全系数选取
如用角焊
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:
2)如果活塞杆所承受的弯曲力矩(如偏心载荷等),则计算式:
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:
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:
活塞杆的作用力(N)
d:
活塞杆直径(mm)
材料许用应力,无缝钢管=100~110MPa,
中碳钢(调质)=400MPa
活塞杆断面积()
W:
活塞杆断面模数()
M:
活塞杆所承受弯曲力矩(N.m)
活塞杆的拉力(N)
危险截面的直径(mm)
卡键槽处外圆直径(mm)
卡键槽处内圆直径(mm)
c:
卡键挤压面倒角(mm)
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
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完全在活塞杆的轴线上,则按下式验算:
(N)
圆截面:
()
活塞杆弯曲失稳临界压缩力(N)
安全系数,通常取=3.5~6
液压缸安装及导向系数(见机械设计手册5卷21-292)
:
实际弹性模量(MPa)
a:
材料组织缺陷系数,钢材一般取a≈1/12
活塞杆截面不均匀系数,一般取b≈1/13
材料弹性模量,钢材(MPa)
I:
活塞杆横截面惯性矩()
活塞杆截面面积()
e:
受力偏心量(m)
活塞杆材料屈服点(MPa)
S:
行程(m)
2)若活塞杆所受的载荷力偏心时,推力与支承的反作用力不完全处在中线上,则按下式验算:
其中:
一端固定,另一端自由=1,两端球铰=0.5,两端固定=0.25,
一端固定,另一端球铰=0.35
14、缸的最小导向长度
导向套滑动面的长度
1)在缸径≤80mm时
A=(0.6~1)D
2)在缸径>80mm时
A=(0.6~1)d
活塞宽度取
B=(0.6~1)D
15、圆柱螺旋压缩弹簧计算
材料直径:
或按照机械设计手册选取(5卷11-28)
一般初假定C-5~8
有效圈数:
弹簧刚度
总圈数
x:
1/2(见机械设计手册第5卷11-18)
节距:
间距:
自由高度:
最小工作载荷时高度:
或者
最大工作载荷时的高度
工作极限载荷下的高度
弹簧稳定性验算
高径比:
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:
弹簧的临界载荷(N)
不稳定系数(见机械设计手册第5卷11-19)
最大工作载荷(N)
强度验算:
安全系数
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)
最大载荷产生的最大切应力,
最小载荷产生的最小切应力,
许用安全系数当弹簧的设计计算和材料实验精度高时,取
=1.3~1.7,当精确度低时,取=1.8~2.2
静强度:
安全系数
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。
当时
此时泵的效率为0.1,泵的出口压力为3.2MPa,则有
此时的功率损失为
当,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,油箱的散热面积A为
系统温升为
验算表明系统的温升在许可范围内。
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