液壓缸設計計算
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第一部分 總體計算 1、 壓力 油液作用在單位面積上的壓強 Pa 式中: F——作用在活塞上的載荷,N A——活塞的有效工作面積, 從上式可知,壓力值的建立是載荷的存在而產生的。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 ,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: MPa。 耐壓實驗壓力,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變形、裂縫或破裂。通常規(guī)定為: 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 0~2.5 >2.5~8 >8~16 >16~32 >32 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: L/min 由于 L 則 L/min 對于單活塞桿液壓缸: 當活塞桿伸出時 當活塞桿縮回時 式中: V——液壓缸活塞一次行程中所消耗的油液體積,L; t——液壓缸活塞一次行程所需的時間,min; D——液壓缸缸徑,m; d——活塞桿直徑,m; ——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: 式中: ——活塞桿的伸出速度,m/min; ——活塞桿的縮回速度,m/min; D——液壓缸缸徑,m; d——活塞桿直徑,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: N 活塞桿縮回時的理論拉力: N 式中: ——活塞無桿腔有效面積,; ——活塞有桿腔有效面積,; P——工作壓力,MPa; D——液壓缸缸徑,m; d——活塞桿直徑,m。 5、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: mm 式中: ——活塞桿彎曲失臨界壓縮力,N; E——材料的彈性模量。鋼材的E=2.1X10MPa; I——活塞桿橫截面慣性矩,mm;圓截面 。 將上式簡化后 mm 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(安全系數取3) 式中: P——油缸的工作壓力; 油缸安裝形式如圖1。 圖1 液壓缸安裝形式 L= 行程 6、液壓缸主要參數 A.液壓缸產品啟動壓力 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1.3~1.5倍的壓力,保壓5分鐘,測定經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1.3~1.5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?,F金蟬脫殼的外滲漏現象。 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 缸頭法蘭連接 缸頭內螺紋連接 優(yōu)點:結構簡單,易加工,易拆裝。 優(yōu)點:重量輕,外徑較小 缺點:重量比螺紋連接的大 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 45 610 360 14 27SiMn 1000 850 12 3、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)實驗壓力而不致產生永久變形;有足夠的剛度,能承受側向力和安裝的反作用力而不致產生彎曲;內表面與活塞密封件及導向環(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(推力、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 m 有桿腔的缸筒內徑D為 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 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 m 式中: ——缸筒內最高工作壓力,MPa; ——缸筒材料的許用應力,MPa; 最后將以上式所求得的值,圓整到標準值。 對最終采用的缸筒壁厚應作三方面的驗算 額定工作壓力應低于一定的極限值,以保證工作安全: MPa 式中: ——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: 式中: ——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進行驗算,如果徑向變形量超過密封件允許范圍,液壓缸就會發(fā)生內泄。 m 式中: ——缸筒材料泊松比,=0.3; C、缸筒螺紋 缸筒與缸頭部分采用螺紋,壓樁機液壓缸一般采用內螺紋連接,螺紋處的強度計算: 螺紋處的拉應力 MPa 螺紋處的剪應力 MPa 合成應力 式中: F——缸筒端部承受的最大推力,N; D——缸筒外徑,m; ——螺紋大徑,m; K——螺紋連接的擰緊系數,不變載荷取1.25~1.5,變載荷取2.5~4; ——螺紋連接的摩擦因數,一般0.07~0.2,平均取0.12; ——材料的抗拉強度,MPa; ——安全系數,取3~5。 D、 缸筒技術要求 缸筒技術要求如下: a) 缸筒內孔一般采用H8級公差,表面粗糙度一般在左右; 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長度上不大于0.1mm; d) 缸筒端面對內徑的垂直度在直徑100mm上不大于0.04mm。 為便于裝配和不損壞密封件,缸筒內孔口應倒20角,寬度根據內徑大小來選取。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 熱處理 45 600 340 13 調質 40Cr 900 700 9 調質 42CrMo 1000 900 12 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可根據往復運動速比來確定: m 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,應將尺寸圓整到標準值并校核其穩(wěn)定性。 C、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。 式中: F——活塞桿的作用力,N; A——活塞桿橫斷面積,; M——活塞桿承受的彎曲力矩,; W——活塞桿斷面模數,。 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,以保證活塞安裝后不產生歪斜; d) 活塞桿外圓粗糙度一般在左右,太光滑了,表面形成不了油膜,反而不利于潤滑; e) 活塞桿表面需進行鍍鉻處理,鍍層后(0.04~0.05)mm, 鍍鉻前活塞桿表面需要高頻淬火處理; f) 活塞桿端的螺紋和緩沖柱塞也要保證與軸線的同軸度。 便于裝配和不損壞密封件,活塞桿安裝缸頭的一端倒20角,寬度根據內徑大小來選取,過度處需拋光,以免劃傷密封件。臺階尖角處需到圓。- 配套講稿:
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