1、第一部分總體計算1、壓力油液作用在單位面積上的壓強P FA Pa式中：F作用在活塞上的載荷，NA活塞的有效工作面積，m2從上式可知，壓力值的建立是載荷的存在而產(chǎn)生的。在同一個活塞的有效工作面積上， 載荷越大，克服載荷所需要的壓力就越大。換句話說，如果活塞的有效工作面積一定，油液壓力越大，活塞產(chǎn)生的作用力就越大。額定壓力(公稱壓力)PN,是指液壓缸能用以長期工作的壓力。最高允許壓力 pmax ,也是動態(tài)實驗壓力，是液壓缸在瞬間所能承受的極限壓力。通 常規(guī)定為：pmax 1.5P MPa。耐壓實驗壓力 pr,是檢驗液壓缸質量時需承受的實驗壓力，即在此壓力下不出現(xiàn)變形、裂縫或破裂。通常規(guī)定為：Pr

2、1.5PN MPa。液壓缸壓力等級見表 1。表1 液壓缸壓力等級單位MPa壓力范圍02.52.5 88-16 163232級別低壓中壓中高壓高壓超高壓2、流量單位時間內油液通過缸筒有效截面的體積：Q V t L/min由于 V At 103 L 則 Q A D2103 L/min4對于單活塞桿液壓缸：當活塞桿伸出時Q - D21034當活塞桿縮回時Q (D2 d2) 1034式中：V液壓缸活塞一次行程中所消耗的油液體積，L;液壓缸活塞一次行程所需的時間,D液壓缸缸徑，色d 活塞卞f直徑，成活塞運動速度，m/min。3、速比液壓缸活塞往復運動時的速度之比:V D2vi D2 d2式中:vi活塞桿

3、的伸出速度，m/min;V2 活塞桿的縮回速度，m/min ;D一一液壓缸缸徑，m;d活塞卞f直徑，m=計算速比主要是為了確定活塞桿的直徑和是否設置緩沖裝置。速比不宜過大或過小， 以免產(chǎn)生過大的背壓或造成因活塞桿太細導致穩(wěn)定性不好。4、液壓缸的理論推力和拉力活塞桿伸出時的理推力：F1 A1P 106 D2p 106 N4活塞桿縮回時的理論拉力：F2 F2P 106 (D2 d2)p 106 N4式中：A1 活塞無桿腔有效面積，m2 ;A2 活塞有桿腔有效面積，m2;P工作壓力，MPaD液壓缸缸徑，色d 活塞卞f直徑，ml5、液壓缸的最大允許行程活塞行程S,在初步確定時，主要是按實際工作需要的長

4、度來考慮的，但這一工作行程并不一定是油缸的穩(wěn)定性所允許的行程。為了計算行程，應首先計算出活塞的最大允許計算長度。因為活塞桿一般為細長桿，由歐拉公式推導出：2 .EI mm,Fk式中:Fk 活塞桿彎曲失臨界壓縮力，N;E材料的彈性卞II量。鋼材的E=2.1X10 5MPaI 活塞桿橫截面慣性矩，mmf;圓截面40.049d 。d2將上式簡化后Lk 320 d mm.Fk(安全由于旋挖鉆機液壓缸基本上是一端耳環(huán)、一端缸底安裝，所以油缸的最大計算長度 系數(shù)取3)d2208.4D . P式中:P油缸的工作壓力;油缸安裝形式如圖1。安裝題=打圖1液壓缸安裝形式d2L= Lk 208.4D P-1行程 S

5、 (L 11 ll)26、液壓缸主要參數(shù)A.液壓缸產(chǎn)品啟動壓力起動時，記錄下的油缸起動壓力為最低起動壓力.判斷基準起動：壓力0.6MPa。B.內泄漏輸入額定壓力1.31.5倍的壓力，保壓5分鐘，測定經(jīng)活塞泄至未加壓腔的泄漏量。C.外泄漏全程往復運行多次，觀察焊接各處及活塞桿密封處及各結合面處的漏油、掛油、帶油。D.耐壓輸入額定壓力1.31.5倍的壓力，保壓5分鐘.所有零件均無松動、異常磨損、破壞或 永久變形異常現(xiàn)金蟬脫殼的外滲漏現(xiàn)象。E.緩沖調整溢流閥使其試驗壓力為公稱壓力的50%使液壓缸作全行程動作，同時，觀看緩沖效果和緩沖長度。第二部分缸筒計算1、缸筒結構缸筒結構見表2。表2缸筒結構缸頭法

6、蘭連接缸頭內螺紋連接優(yōu)點：重量輕，外徑較小缺點：裝卸時要用專用的工具，擰端部時, 有可能把O形圈擰扭曲。缸筒跟缸底采用焊接連接2、缸筒材料缸筒材料要求有足夠的強度和沖擊韌性，對焊接缸筒還要求有良好的焊接性能，缸筒主要材料有，45、27SiMn。缸筒毛坯采用退火的冷拔或熱扎無縫鋼管。缸筒材料無縫鋼管的機械性能見表3。表3缸筒材料無縫鋼管的機械性能材料b /MPas /MPa/%456103601427SiMn1000850123、缸筒計算缸筒要有足夠的強度，能長期承受最高工作壓力及短期動態(tài)實驗壓力而不致產(chǎn)生永久變內表面與活塞密封件形；有足夠的剛度，能承受側向力和安裝的反作用力而不致產(chǎn)生彎曲;及導

7、向環(huán)的摩擦力作用下，能長期工作而磨損少。A、缸筒內徑當油缸的作用力F（ Fl推力、F2拉力）及工作壓力p壓力為已知時, 則無桿腔的缸筒內徑 D為10 3 m有桿腔的缸筒內徑D為.2 一d m最后將以上各式所求得的 D值，選擇其中最大者，圓整到標準值。B、缸筒壁厚0在不考慮缸筒外徑公差余量和腐蝕余量的情況下，缸筒壁厚可按下式計算pmax D2.3 p3 pmax式中:pmax 缸筒內最高工作壓力，MPa；p 缸筒材料的許用應力，MPa最后將以上式所求得的0值，圓整到標準值。對最終采用的缸筒壁厚應作三方面的驗算額定工作壓力pn應低于一定的極限值，以保證工作安全:_ 2_ 2pn0.35s(Di 2

8、 D)MPaDi式中:Di 缸筒外徑；額定工作壓力也應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:pn (0.35 0.42) prLDi prL 2.3 slg.式中:prL 缸筒完全發(fā)生塑性變形的壓力，MPa最后還需對缸筒徑向變形量D進行驗算，如果彳向變形量D超過密封件允許范圍,液壓缸就會發(fā)生內泄。式中:22Pr D D1 D E D12 D2v 缸筒材料泊松比，v =0.3 ;C、缸筒螺紋缸筒與缸頭部分采用螺紋，壓樁機液壓缸螺紋處的拉應力(D2 d：)螺紋處的剪應力竺T io 0.2(D3 di )合成應力合廣3T, no式中：F缸筒端部承受的最大推力，MD缸筒外徑，m；d

9、i 螺紋大徑，m;K螺紋連接的擰緊系數(shù)，不變載荷取Ki 螺紋連接的摩擦因數(shù)，一般0.07b 材料的抗拉強度，MPan0 安全系數(shù)，取 35。D 缸筒技術要求缸筒技術要求如下：般采用內螺紋連接，螺紋處的強度計算:MPaMPa1.251.5 ,變載荷取 2.54;-0.2 ,平均取 0.12 ;a)缸筒內孔一般采用 H8級公差，表面粗糙度一般在0.2 m左右；b) 缸筒內徑的錐度、圓柱度不大于內徑公差的三分之一；c) 缸筒直線度公差在 1000mm度上不大于 0.1mm;d) 缸筒端面對內徑的垂直度在直徑100mmk不大于0.04mmb為便于裝配和不損壞密封件，缸筒內孔口應倒20。角，寬度根據(jù)內徑

10、大小來選取。通往油口的內孔口必須倒角或開避讓槽，過度處需拋光，以免劃傷密封件。缸筒上有焊接件時,都必須在半精加工前進行，以免精加工后焊接引起內孔變形。總之，缸筒是液壓缸的主要零件，它與缸頭、缸底、油口等零件構成密封容腔，用以 容納壓力油液，同時它還是活塞的運動“軌道”。設計液壓缸缸筒時，應該正確確定各部分 的尺寸，保證液壓缸有足夠的輸出力，運動速度和有效行程，同時還必須有一定的強度，能足夠以承受液壓力、負載力和意外的沖擊力；缸筒的內表面應具有合適的配合公差等級、表面粗糙度和形位公差，以保證液壓缸的密封性、運動平穩(wěn)性和耐用性。第三部分活塞桿計算1、活塞桿結構活塞桿一般采用實心桿，跟桿頭耳環(huán)采用焊

11、接或螺紋連接的形式。2、活塞桿材料一般用中碳鋼，調質處理。在旋挖鉆機液壓缸中大多數(shù)采用45鋼，在受力特別大的情況也可采用高強度合金鋼。活塞桿材料的機械性能見表4。表4活塞桿材料的機械性能材料b /MPas / MPa/%熱處理4560034013調質40Cr9007009調質42CrMo100090012調質3、活塞桿的計算A、慨述活塞桿是液壓缸傳遞力的重要零件，它承受拉力、壓力、彎曲力和震動沖擊等多種力, 必須有足夠的強度和剛度。B、活塞桿桿徑計算旋挖鉆機液壓缸一般都是差動缸，其活塞桿直徑d可根據(jù)往復運動速比來確定:式中：D液壓缸缸徑，m液壓缸活塞往復運動時的速度之比；計算出活塞桿直徑后，應

12、將尺寸圓整到標準值并校核其穩(wěn)定性。G活塞桿的強度計算壓樁機液壓缸工作時，活塞桿承受的彎曲力矩很大，則按下式計算活塞桿的應力。10 6式中：F活塞桿的作用力，N;A活塞桿橫斷面積，m2 ；M活塞桿承受白彎曲力矩，N m；W活塞桿斷面模數(shù)，m3。活塞桿與活塞一般都靠螺紋連接,所以都設有螺紋、退刀槽等結構。這些部位往往是活塞上的危險截面，也要進行計算。當活塞各參數(shù)確定好后，可以對活塞桿進行三維建模，利 用有限元分析軟件對活塞桿進行應力分析。D活塞桿技術要求活塞桿技術要求如下:a)活塞桿在導向套中滑動，一般采用H8/f7配合。太緊了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滯現(xiàn)象和單邊磨損；b) 其圓度和圓柱度不大于直徑公差的三分之一，.外圓直線度公差在1000mm長度上不大于 0.02mm；c) 安裝活塞的軸勁與外圓的同軸度公差不大于0.02mm,軸肩端面與活塞桿軸線的垂直度公差不大于0.04mm/100mm以保證活塞安裝