液压缸的设计计算

作为液压系统的执行元件，液压缸将液压能转化为机械能去驱动主机的工作机构做功。由于液压缸使用场合与条件的千差万别，除了从现有标准产品系列选型外，往往需要根据具体使用场合自行进行设计。

设计内容

液压缸的设计是整个液压系统设计中的一部分，它通常是在对整个系统进行工况分析所后进行的。其设计内容为确定各组成部分（缸筒和缸盖、活塞和活塞杆、密封装置、排气装置等）的 结构形式、尺寸、材料及相关技术要求等，并全部通过所绘制的液压缸装配图和非标准零件工作图反映这些内容。

液压缸的类型及安装方式选择

液压缸的输入是液体的流量和压力，输出的是力和直线速速，液压缸的结构简单，工作可靠性好，被广泛地应用于工业生产各个部门。为了满足各种不同类型机械的各种要求，液压缸具有多种不同的类型。液压缸可广泛的分为通用型结构和专用型结构。而通用型结构液压缸有三种典型结构形式： （1）拉杆型液压缸

前、后端盖与缸筒用四根（方形端盖）或六根（圆形端盖）拉杆来连接，前、后端盖为正方形、长方形或圆形。缸筒可选用钢管厂提供的高精度冷拔管，按行程长度所相应的尺寸切割形成，一般内表面不需加工（或只需作精加工）即能达到使用要求。前、后端盖和活塞等主要零件均为通用件。因此，拉杆型液压缸结构简单、拆装简便、零件通用化程度较高、制造成本较低、适于批量生产。但是，受到行程长度、缸筒内径和额定压力的限制。如果行程长度过长时，拉杆长度就相应偏长，组装时容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒内径过大和额定压力偏高时，因拉杆材料强度的要求，选取大直径拉杆，但径向尺寸不允许拉杆直径过大。 （2）焊接型液压缸

缸筒与后端盖为焊接连接，缸筒与前端盖连接有内螺纹、内卡环、外螺纹、外卡环、法兰、钢丝挡圈等多种形式。

焊接型液压缸的特点是外形尺寸较小，能承受一定的冲击负载和严酷的外界条件。但由于受到前端盖与缸筒用螺纹、卡环或钢丝挡圈等连接强度的制约缸筒内径不能太大和额定压力不能太高。

焊接型液压缸通常额定压力Pn25Mpa、缸筒内径D320mm，在活塞杆和缸筒的加工条件许可下，允许最大行程S1015m。

（3）法兰型液压缸

缸筒与前、后端盖均为法兰连接，而法兰与缸筒有整体、焊接、螺纹等连接方式。法兰型液压缸的特点是额定压力较高，缸筒内径大，外形尺寸大。适用于较严酷的冲击负载和外界工作条件，又称重载型液压缸。

法兰型液压缸通常额定压力Pn35Mpa、缸筒内径D320mm，在活塞杆和缸筒的加工条件许可下，允许最大行程S8m。

由此可知，我们设计的液压升降平台车的液压缸应选择（2）焊接型液压缸比较合适。当然对缸筒的连接还需根据具体情况具体分析确定

液压平台的运动与负载分析

液压平台的运动方式主要是实现各个液压缸的上升和下降，但在上升和下降过程中在起升阶段会有一段的加速运动，等到加速到所要求的速度时，平台将实现一段的匀速运动，随后减速停止。在整个运动的过程中，液压升降平台的外在负载主要由汽车的重力和平台自身的自重组成。所以外在负载的大小相对来说是稳定不变的。

液压缸的设计计算与选取

汽车质量m2000kg

四个液压柱中液压缸的单缸最大升起的质量Mm4500kg 升降平台的最大起升高度: h1.5m 上升速度等于下降速度: v0.1m/s 液压平台上升工况的最大负载

FmaxMg500105kN

液压缸的机械效率:0.95

液压缸的工作压力由表3-1可知P1.5MPa

表3-1不同负载条件下的工作压力

负载F/KN 工作压力p/MPa 液压缸缸筒的设计和计算

1、液压缸内径D的计算

<5 <~1 5~10 10~20 ~2 ~3 20~30 3~4 30~50 4~5 >50 ≥5

由公式D4FmaxP

（Fmax5kN；P1.5Mpa；0.95；） 解得D0.066858m。

根据表3-2可知，圆整成标准值后，得液压缸内径D=80mm。

表3-2液压缸内径尺寸系列mm（GB/T 2348-93） 8 63 200

2、缸筒壁厚和外径计算

本设计的内径D为80mm,查液压设计手册液压缸的外径D1为95mm,缸壁的厚度为。一般按正规的方法选取液压缸壁厚都能满足其强度，但为安全起见我们还要进行校核。

由于D=80mm，外径D1=95mm，则D0.0940.25，可按第一强度理论，即按照薄壁圆筒的中径公式计算，则有 10 80 （220） 12 （90） 250 16 100 （280） 20 （110） 320 25 125 （360） 32 （140） 400 40 160 （450） 50 （180） 500 PmaxD2[]

式中 ---缸筒壁厚； D---缸筒内径；

Pmax---缸筒试验压力，液压缸的额定压力Pn16Mpa时的Pmax1.5Pn，额定压力Pn16MPa时的Pmax1.25Pn； []---材料许用应力。

b为材料的抗拉强度，n为安全系数,n3.55,这里取n5。选用45号钢，并且调质241285HB，查阅《工程力学》刘静香著可知４５号钢的抗拉强度

b530598MPa，现取b560MPa，故：

560[]b112MPa

n5由于液压缸的工作压力P1.5MPa16MPa,故取Pmax1.5Pn2.25MPa 所以PmaxD2[]2.25800.0008m0.8mm

2112因为>，故强度足够。

活塞杆的设计与计算

活塞杆是液压缸专递动力的主要零部件，它要承受拉力、压力、弯力和震动冲击等多种作用，必须有足够的强度和刚度。

1、活塞杆直径的计算

根据活塞杆受力状况来确定，一般为受拉力作用时，d=～。 受压力作用时： P＜5MPa时，d=～ 5MPa＜P＜7MPa时，d=～ P>7MPa时，d= 因为P=，D=，故d=

根据下表可知活塞杆直径d=40mm

表3-3活塞杆直径系列mm（GB/T 2348-93） 4 22 70 220

2、活塞杆强度校核 （1）按强度条件校核 由公式 d5 25 80 250 6 28 90 280 8 32 100 320 10 36 110 360 12 40 125 400 14 45 140 16 50 160 18 56 180 20 63 200 4F []式中 d---活塞杆的直径； F---活塞杆上的作用力；

---活塞杆材料许用应力，b，

n全系数，一般取n1.4。

560373MPa，F5000N 由45号钢的许用应力bn1.5b为材料的抗拉强度，n为安

得 d0.00413m，而d40mm，故活塞杆强度符合要求。 （2）按弯曲稳定性校核

当活塞杆全部伸出后，活塞杆外端到液压缸支撑点之间的距离l10d时，应进行稳定性校核。

按材料力学理论，当一根受压直杆的轴向载荷F超过临界受压载荷FK时，即可能失去原有直线状态的平衡，称为失稳，其稳定条件为

FFnk

k式中 F---液压缸的最大推力； FK---液压缸的临界受压载荷；

nk---稳定安全系数，一般取nk24。

液压缸临界受压载荷FK与活塞杆和缸体的材料、长度、刚度以及两端支撑状况有关。FK的相关计算如下：

由公式 FknEJ22l

式中 l---活塞杆的计算长度；

n---端点安装形式系数，两端固定，故n4； E---材料的弹性模量，钢材的E2.110Pa ； J---活塞杆的横截面转动惯量，实心杆的J11d644。

而Jd6441.25610，l1.5m，

27故FknEJl246.2kN，

而F5kNFnk， 11.55kN（当nk取4时）

k故活塞杆弯曲稳定性符合要求。

最小导向长度H的确定

当活塞杆全部伸出时，从活塞支撑面中点到导向套滑动面中点的距离称为最小导向长度。如果导向长度过短。将使液压缸因间隙引起的初始挠度增大，影响液压缸的工作性能和稳定性。因此，在设计时必须保证液压缸有一定的最小导向长度。对于一般液压缸，最小导向长度应满足下式要求：

HL20D2

式中 L---最大工作行程； D---缸筒内径。 液压缸工作行程的确定：

升降液压缸的最大升起高度为 ，依据表3-4选取液压缸工作行程为：800mm

表3-4液压缸活塞行程参数系列mm（GB/T 2348-80） 25 50 80 100 125 160 200 250 320 400 500 630 800 1000 1250 1600 2000 2500 3200 4000

故L=,D=,代入公式

得：HL20D280mm 活塞宽度B的计算： B(0.6~1.0)D(48~80)mm 取B60mm。

导向套滑动面的长度A,由公式A(0.6~1.0)d

。由前面的数据可知，d40mm，故取A(0.6~1.0)d24~40mm 取A30mm。

中隔圈K的长度C:

由公式H得：CH

AB35mm。 精心搜集整理，只为你的需要 2ABC,2