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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上1、液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑的確定 液壓缸的材料選為Q235無縫鋼管，活塞桿的材料選為Q235 液壓缸內(nèi)徑：=F：負載力 （N）A：無桿腔面積 ()P：供油壓力 (MPa)D：缸筒內(nèi)徑 (mm)：缸筒外徑 (mm)2、 缸筒壁厚計算1） 當/D0.08時（mm）2) 當/D=0.080.3時（mm）3) 當/D0.3時（mm）：缸筒壁厚（mm）：缸筒材料強度要求的最小值（mm）：缸筒內(nèi)最高工作壓力（MPa）：缸筒材料的許用應(yīng)力（MPa）：缸筒材料的抗拉強度（MPa）：缸筒材料屈服點（MPa）n：安全系數(shù)3 缸筒壁厚驗算(MPa)PN：額定壓力：缸筒發(fā)生完全塑性變形的壓力

2、(MPa)：缸筒耐壓試驗壓力(MPa)E：缸筒材料彈性模量(MPa)：缸筒材料泊松比 =0.3同時額定壓力也應(yīng)該與完全塑性變形壓力有一定的比例范圍，以避免塑性變形的發(fā)生，即：(MPa)4 缸筒徑向變形量（mm）變形量D不應(yīng)超過密封圈允許范圍5 缸筒爆破壓力(MPa)6 缸筒底部厚度（mm）：計算厚度處直徑（mm） 7 缸筒頭部法蘭厚度（mm） F：法蘭在缸筒最大內(nèi)壓下所承受軸向力（N）b：連接螺釘孔的中心到法蘭內(nèi)圓的距離（mm） ：法蘭外圓的半徑（mm）：螺釘孔直徑如不考慮螺釘孔，則：（mm） 8 螺紋強度計算螺紋處拉應(yīng)力 (MPa)螺紋處切應(yīng)力 (MPa)合成應(yīng)力許用應(yīng)力F：螺紋處承受的最大

3、拉力：螺紋外徑 （mm）：螺紋底徑 （mm）K：擰緊螺紋系數(shù)，不變載荷取K=1.251.5，變載荷取K=2.54：螺紋連接的摩擦因數(shù)，=0.070.2，平均取=0.12：螺紋材料屈服點（MPa）：安全系數(shù)，取=1.22.59 缸筒法蘭連接螺栓強度計算螺栓螺紋處拉應(yīng)力 （MPa）螺紋處切應(yīng)力 (MPa)合成應(yīng)力z：螺栓數(shù)量10、 缸筒卡鍵連接卡鍵的切應(yīng)力（A處） (MPa)卡鍵側(cè)面的擠壓應(yīng)力卡鍵尺寸一般取h=,l=h,驗算缸筒在A斷面上的拉應(yīng)力 (MPa)11、 缸筒與端部焊接焊縫應(yīng)力計算 (MPa)：缸筒外徑 （mm）：焊縫底徑 （mm）：焊接效率，取=0.7：焊條抗拉強度 (MPa)n：安全

4、系數(shù)，參照缸筒壁的安全系數(shù)選取如用角焊h焊角寬度 （mm）12、 活塞桿強度計算1)活塞桿在穩(wěn)定工況下，如果只承受軸向推力或拉力，可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行計算： (MPa)2) 如果活塞桿所承受的彎曲力矩（如偏心載荷等），則計算式： (MPa)3） 活塞桿上螺紋、退刀槽等部位是活塞桿的危險截面，危險截面的合成應(yīng)力應(yīng)該滿足： (MPa)對于活塞桿上有卡鍵槽的斷面，除計算拉應(yīng)力外，還要計算校核卡鍵對槽壁的擠壓應(yīng)力：F：活塞桿的作用力（N）d：活塞桿直徑 （mm）：材料許用應(yīng)力，無縫鋼管=100110MPa，中碳鋼（調(diào)質(zhì)）=400MPa：活塞桿斷面積 ()W：活塞桿斷面模數(shù)

5、 ()M：活塞桿所承受彎曲力矩（N.m）：活塞桿的拉力 （N）：危險截面的直徑 （mm）：卡鍵槽處外圓直徑 （mm）：卡鍵槽處內(nèi)圓直徑 （mm）c：卡鍵擠壓面倒角 （mm）：材料的許用擠壓應(yīng)力（MPa）13、 活塞桿彎曲穩(wěn)定行計算活塞桿細長比計算 ：支鉸中心到耳環(huán)中心距離（油缸活塞桿完全伸出時的安裝距）；1） 若活塞桿所受的載荷力完全在活塞桿的軸線上，則按下式驗算： （N）（MPa）圓截面：()：活塞桿彎曲失穩(wěn)臨界壓縮力 （N）：安全系數(shù)，通常取=3.56K：液壓缸安裝及導(dǎo)向系數(shù)（見機械設(shè)計手冊5卷21-292）:實際彈性模量（MPa）a：材料組織缺陷系數(shù)，鋼材一般取a1/12b：活塞桿截面不

6、均勻系數(shù)，一般取b1/13E：材料彈性模量，鋼材 （MPa）I：活塞桿橫截面慣性矩（)：活塞桿截面面積 （)e：受力偏心量 （m）：活塞桿材料屈服點（MPa）S：行程 （m）2）若活塞桿所受的載荷力偏心時，推力與支承的反作用力不完全處在中線上，則按下式驗算： （N）其中：一端固定，另一端自由=1，兩端球鉸=0.5，兩端固定=0.25，一端固定，另一端球鉸=0.3514、 缸的最小導(dǎo)向長度 （mm） 導(dǎo)向套滑動面的長度 1）在缸徑80mm時A=(0.61)D2）在缸徑80mm時A=(0.61)d活塞寬度取B=(0.61)D15、圓柱螺旋壓縮彈簧計算材料直徑： 或按照機械設(shè)計手冊選?。?卷11-2

7、8） 一般初假定C-58有效圈數(shù)：彈簧剛度總?cè)?shù)x：1/2 (見機械設(shè)計手冊第5卷 11-18）節(jié)距：間距：自由高度：最小工作載荷時高度：或者最大工作載荷時的高度或者工作極限載荷下的高度或者彈簧穩(wěn)定性驗算高徑比：應(yīng)滿足下列要求兩端固定 b5.3一端固定，另一端回轉(zhuǎn) b3.7兩端回轉(zhuǎn) b2.6當高徑比大于上述數(shù)值時，按照下式計算：彈簧的臨界載荷 （N）：不穩(wěn)定系數(shù) （見機械設(shè)計手冊第5卷 11-19）：最大工作載荷 （N）強度驗算：安全系數(shù) ： 彈簧在脈動循環(huán)載荷下的剪切疲勞強度，（見機械設(shè)計手冊第5卷 11-19）： 最大載荷產(chǎn)生的最大切應(yīng)力 ，： 最小載荷產(chǎn)生的最小切應(yīng)力 ，：許用安全系數(shù)

8、當彈簧的設(shè)計計算和材料實驗精度高時，取=1.31.7 ， 當精確度低時，取 =1.82.2靜強度： 安全系數(shù)：彈簧材料的屈服極限15 系統(tǒng)溫升的驗算在整個工作循環(huán)中，工進階段所占的時間最長，為了簡化計算，主要考慮工進時的發(fā)熱量。一般情況下，工進速度大時發(fā)熱量較大，由于限壓式變量泵在流量不同時，效率相差極大，所以分別計算最大、最小時的發(fā)熱量，然后加以比較，取大值進行分析。當時 此時泵的效率為0.1，泵的出口壓力為3.2MPa，則有 此時的功率損失為 當，時 可見在工進速度低時，功率損失為0.233kW，發(fā)熱量最大。假設(shè)系統(tǒng)的散熱狀況一般，取,油箱的散熱面積A為 系統(tǒng)溫升為 驗算表明系統(tǒng)的溫升在許可范圍內(nèi)。專心-專注-專業(yè)