DOCCZHY07液压缸计算书.docx
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DOCCZHY07液压缸计算书
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简述
EDIT
编制
CHKD.
校对
RVE.
审核
APP.
审定
业主
OWNER
中海油能源发展股份有限公司采油服务公司
自安装采油平台
施工设计
版本:
O
标记
数量
修改单号
签字
日期
升降系统液压缸计算书
DOC-CZ-HY-07
编制
日期
校对
日期
审核
日期
第1页共11页
标检
日期
常州液压成套设备厂有限公司
审定
日期
1.630/300-1200X3300平台主油缸设计计算书
1.1油缸主要技术特性参数
缸径
杆径
推力
630mm
300mm
7790KN
拉力
6020KN
油缸设计行程
安装距
1200mm
3300mm
有杆腔工作压力
25Mpa
无杆腔工作压力
25Mpa
油缸试验压力
32Mpa
1.2缸体壁厚计算
对于δ/D=0.08~0.3
式中:
Pmax——油缸的最大工作压力;取25.0MPa
D——油缸内径
[σ]=[σb]/n=155MPa,缸体材料30CrMo,[σb]=620MPa,安全系数n=4
δ——缸体壁厚m
计算结果:
δ=56mm
结论:
实际δ=90mm,满足要求。
1.3端盖厚度的计算
式中:
δ1——端盖最小厚度
D0——计算厚度处的直径D0=500mm
Pn——油缸工作压力MPa
[σ]——材料的许用应力,45钢[σ]=120Mpa
计算结果:
δ1=98.8mm
结论:
实际δ1=160mm,满足要求。
1.4活塞杆最薄弱处应力计算:
.
式中F油缸最大拉力,6020kN
n安全系数,一般n=2~4;现取n=3;
σS材料屈服强度,活塞杆采用35CrMo,σS=490MPa;
计算结果:
d≥217mm;
现取d=235mm,满足要求。
.
1.5活塞杆螺纹处的强度计算:
式中:
K为拧紧螺钉的系数,K=1.25~1.5,一般取1.4;
F为螺纹处所受的最大拉力,106N,F=6020kN
d1为螺纹底径,m;d1=0.243m
把以上各项代入公式,计算出:
σ=181.7MPa
式中:
K1为螺纹连接的摩擦系数,K1=0.07~0.2,平均取K1=0.12;
d0为螺纹外径,m;此油缸d0=0.25m;K、d1、F与上一公式中的相同------K=1.4,d1=0.243m,F=6.02×106N;
把以上各项代入公式计算得出:
τ=88MPa
说明:
合成应力σn一般约等于1.3σ,而且不能大于σp;σp=σs/n0
式中σs为活塞杆材料的屈服极限,此系列缸活塞杆为35CrMo,σs=490Mpa;n0为安全系数,一般n0=1.2~2.5,本油缸取n0=1.8;因此σp=272MPa
把计算出的σ和τ代入公式得出σn=237MPa≤σp符合要求。
1.6压杆稳定性计算:
.
式中Pk活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷N
n末端条件系数,n=1
φMM活塞杆直径,φMM=300mm=0.3m
L油缸的活塞杆计算长度L1=3.3+1.2=4.5m
结果:
Pk=40800KN
压力值F=7790KN
安全系数为:
n1=Pk/F=5.24,符合条件。
1.7主油缸销子的强度计算
材料选择
主油缸销采用42CrMo钢,直径200mm的销子,其力学性能如下:
бs=500Mpa,
根据船级规范,其抗剪强度为:
[τ]=бs/2.5=200Mpa,
油缸销轴直径校核:
d=
=158mm
式中:
d-主油缸销轴直径,m
F-主油缸最大推力,7.79x106N
[τ]-销轴许用切应力Pa,200Mpa,
主油缸实际销轴直径取200mm,大于计算值,满足剪切强度要求。
1.8主油缸耳环宽度计算校核
宽度280mm的销子,其力学性能如下:
бs=460Mpa,
材料许用压应力[σc]=бb/1.67=275Mpa
EW=
=142mm
式中:
EW-主油缸耳环宽度,m
d-主油缸销轴直径,0.2m
F-主油缸最大推力,7.79x106N
[σc]-耳环材料许用压应力275Mpa,
主油缸耳环实际宽度为280mm,大于计算值,满足挤压强度要求。
2.80/40-160X575平台插销油缸设计计算书
2.1油缸主要技术特性参数
缸径
杆径
推力
80mm
40mm
126KN
拉力
95KN
油缸设计行程
安装距
160mm
575mm
有杆腔工作压力
25Mpa
无杆腔工作压力
25Mpa
油缸试验压力
32Mpa
2.2缸体壁厚计算
对于δ/D=0.08~0.3
式中:
Pmax——油缸最大工作压力,Pmax=25MPa
D——油缸内径,D=80mm
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120Mpa
δ——缸体壁厚
计算结果:
δ=10mm
结论:
实际δ=11mm,满足要求。
2.3端盖厚度的计算
式中:
δ1——端盖最小厚度
D0——计算厚度处的直径,D0=55mm,
Pn——油缸工作压力Mpa,Pn=25Mpa
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120MPa
计算结果:
δ1=10.8mm
结论:
实际缸底最薄处δ1=20mm,满足要求。
2.4活塞杆最薄弱处应力计算:
.
式中F油缸最大拉力,F=95kN
n安全系数,n=2;
σs——缸体材料45调质钢,[σs]=450Mpa
计算结果:
d≥23.2mm;
实际d=24.5mm,满足要求。
.
2.5活塞杆螺纹处的强度计算:
式中:
K为拧紧螺钉的系数,K=1.25~1.5,一般取1.3;
F为螺纹处所受的最大拉力,F=95kN
d1为螺纹底径,m;d1=0.025m
把以上各项代入公式,计算出:
σ=251.6MPa
式中:
K1为螺纹连接的摩擦系数,K1=0.07~0.2,平均取K1=0.12;
d0为螺纹外径,此油缸d0=0.027m;K、d1、、F与上一公式中的相同------K=1.3,d1=0.025m,F=95×103N;
把以上各项代入公式计算得出:
τ=128MPa
说明:
合成应力σn一般约等于1.3σ,而且不能大于σp;σp=σs/n0
式中σs为活塞杆材料的屈服极限,此系列缸活塞杆为45调质,σs=450Mpa;n0为安全系数,n0=1.2;因此σp=375MPa
把计算出的σ和τ代入公式得出σn=335MPa≤σp符合要求。
2.6压杆稳定性计算:
.
式中Pk活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷N
n末端条件系数,n=1
φMM活塞杆直径,φMM=40mm=0.04m
L油缸的活塞杆计算长度L1=0.16+0.575=0.735m
结果:
Pk=483KN
压力值F=95KN
安全系数为:
n1=Pk/F=5,符合条件。
3.160/90-800X1285海水提升泵架升降油缸设计计算书
3.1油缸主要技术特性参数
缸径
杆径
推力
160mm
90mm
320KN
拉力
220KN
油缸设计行程
安装距
800mm
1285mm
有杆腔工作压力
16Mpa
无杆腔工作压力
16Mpa
油缸试验压力
24Mpa
3.2缸体壁厚计算
对于δ/D=0.08~0.3
式中:
Pmax——油缸最大工作压力,Pmax=16MPa
D——油缸内径,D=160mm
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120Mpa
δ——缸体壁厚
计算结果:
δ=11.3mm
结论:
实际δ=17mm,满足要求。
3.3端盖厚度的计算
式中:
δ1——端盖最小厚度
D0——计算厚度处的直径,D0=110mm,
Pn——油缸工作压力Mpa,Pn=16Mpa
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120MPa
计算结果:
δ1=10.5mm
结论:
实际缸底最薄处δ1=15mm,满足要求。
3.4活塞杆最薄弱处应力计算:
.
式中F油缸最大拉力,F=220kN
n安全系数,n=3;
σs——活塞杆材料45钢,[σs]=360Mpa
计算结果:
d≥48.5mm;
实际d=61mm,满足要求。
.
3.5活塞杆螺纹处的强度计算:
式中:
K为拧紧螺钉的系数,K=1.25~1.5,一般取1.3;
F为螺纹处所受的最大拉力,F=220kN
d1为螺纹底径,m;d1=0.061m
把以上各项代入公式,计算出:
σ=97.8MPa
式中:
K1为螺纹连接的摩擦系数,K1=0.07~0.2,平均取K1=0.12;
d0为螺纹外径,此油缸d0=0.064m;K、d1、、F与上一公式中的相同------K=1.3,d1=0.061m,F=220×103N;
把以上各项代入公式计算得出:
τ=48.3MPa
说明:
合成应力σn一般约等于1.3σ,而且不能大于σp;σp=σs/n0
式中σs为活塞杆材料的屈服极限,此系列缸活塞杆为45钢,σs=360Mpa;n0为安全系数,n0=2.5;因此σp=144MPa
把计算出的σ和τ代入公式得出σn=128MPa≤σp符合要求。
3.6压杆稳定性计算:
.
式中Pk活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷N
n末端条件系数,n=1
φMM活塞杆直径,φMM=90mm=0.09m
L油缸的活塞杆计算长度L1=0.8+1.285=2.085m
结果:
Pk=1540KN
压力值F=320KN
安全系数为:
n1=Pk/F=4.8,符合条件。
4.50/28-120X314海水提升泵架插销油缸设计计算书
4.1油缸主要技术特性参数
缸径
杆径
推力
50mm
28mm
31.4KN
拉力
21.6KN
油缸设计行程
安装距
120mm
314mm
有杆腔工作压力
16Mpa
无杆腔工作压力
16Mpa
油缸试验压力
24Mpa
4.2缸体壁厚计算
对于δ/D=0.08~0.3
式中:
Pmax——油缸最大工作压力,Pmax=16MPa
D——油缸内径,D=50mm
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120Mpa
δ——缸体壁厚
计算结果:
δ=3.5mm
结论:
实际δ=7.5mm,满足要求。
4.3端盖厚度的计算
式中:
δ1——端盖最小厚度
D0——计算厚度处的直径,D0=30mm,
Pn——油缸工作压力Mpa,Pn=16Mpa
[σ]=[σs]/n,缸体材料45钢[σs]=360Mpa,取安全系数n=3,[σ]=120MPa
计算结果:
δ1=4.7mm
结论:
实际缸底最薄处δ1=7mm,满足要求。
4.4活塞杆最薄弱处应力计算:
.
式中F油缸最大拉力,F=21.6kN
n安全系数,n=3;
σs——活塞杆材料45钢,[σs]=360Mpa
计算结果:
d≥15.1mm;
实际d=15.8mm,满足要求。
.
4.5活塞杆螺纹处的强度计算:
式中:
K为拧紧螺钉的系数,K=1.25~1.5,一般取1.3;
F为螺纹处所受的最大拉力,F=21.6kN
d1为螺纹底径,m;d1=0.0165m
把以上各项代入公式,计算出:
σ=131MPa
式中:
K1为螺纹连接的摩擦系数,K1=0.07~0.2,平均取K1=0.12;
d0为螺纹外径,此油缸d0=0.018m;K、d1、、F与上一公式中的相同------K=1.3,d1=0.0165m,F=21.6KN;
把以上各项代入公式计算得出:
τ=67.5MPa
说明:
合成应力σn一般约等于1.3σ,而且不能大于σp;σp=σs/n0
式中σs为活塞杆材料的屈服极限,此系列缸活塞杆为45调质钢,σs=360Mpa;n0为安全系数,n0=2;因此σp=180MPa
把计算出的σ和τ代入公式得出σn=175MPa≤σp符合要求。
4.6压杆稳定性计算:
.
式中Pk活塞杆纵向弯曲破坏的临界载荷N
n末端条件系数,n=1
φMM活塞杆直径,φMM=50mm=0.028m
L油缸的活塞杆计算长度L1=0.12+0.314=0.434m
结果:
Pk=332KN
压力值F=31.4KN
安全系数为:
n1=Pk/F=10,符合条件。
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- DOCCZHY07 液压缸 计算