第一部分 总体计算
1、 压力
油液作用在单位面积上的压强
P?F式中：
F——作用在活塞上的载荷，N A——活塞的有效工作面积，m
2A Pa
从上式可知，压力值的建立是载荷的存在而产生的。在同一个活塞的有效工作面积上，载荷越大，克服载荷所需要的压力就越大。换句话说，如果活塞的有效工作面积一定，油液压力越大，活塞产生的作用力就越大。
额定压力（公称压力） PN,是指液压缸能用以长期工作的压力。
最高允许压力 Pmax ，也是动态实验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。通常规定为：Pmax?1.5P MPa。
耐压实验压力Pr，是检验液压缸质量时需承受的实验压力，即在此压力下不出现变形、裂缝或破裂。通常规定为：Pr?1.5PN MPa。
液压缸压力等级见表1。
表1 液压缸压力等级 单位MPa 压力范围 级 别 0～2.5 低 压 ＞2.5～8 中 压 ＞8～16 中高压 ＞16～32 高压 ＞32 超高压
2、 流量
单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积： 由于VQ?Vt L/min
??At?103 L 则 Q??A??4D2??103 L/min
对于单活塞杆液压缸： 当活塞杆伸出时
Q??44D2??103
当活塞杆缩回时 Q?式中：
?(D2?d2)??103
V——液压缸活塞一次行程中所消耗的油液体积，L；
t——液压缸活塞一次行程所需的时间，min； D——液压缸缸径，m； d——活塞杆直径，m；
?——活塞运动速度，m/min。
3、速比
液压缸活塞往复运动时的速度之比：
v2D2 ?? ?22v1D?d式中：
v1——活塞杆的伸出速度，m/min； v2——活塞杆的缩回速度，m/min；
D——液压缸缸径，m； d——活塞杆直径，m。
计算速比主要是为了确定活塞杆的直径和是否设置缓冲装置。速比不宜过大或过小，以免产生过大的背压或造成因活塞杆太细导致稳定性不好。
4、液压缸的理论推力和拉力
活塞杆伸出时的理推力： 活塞杆缩回时的理论拉力： 式中：
A1——活塞无杆腔有效面积，m； A2——活塞有杆腔有效面积，m；
226F1?A1p?10??4D2p?106 N (D2?d2)p?106 N
6F2?F2p?10??4P——工作压力，MPa； D——液压缸缸径，m； d——活塞杆直径，m。
5、液压缸的最大允许行程
活塞行程S，在初步确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑的，但这一工作行程并不一定是油缸的稳定性所允许的行程。为了计算行程，应首先计算出活塞的最大允许计算长度。因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出： Lk?式中：
?2EIFk mm
Fk——活塞杆弯曲失临界压缩力，N；
E——材料的弹性模量。钢材的E=2.1X105MPa； I——活塞杆横截面惯性矩，mm；圆截面 I?4?d464?0.049d4。
将上式简化后 Lk?320d2Fk mm
由于旋挖钻机液压缸基本上是一端耳环、一端缸底安装，所以油缸的最大计算长度（安全系数取3）
d2 Lk?208.4
DP式中：
P——油缸的工作压力； 油缸安装形式如图1。
图1 液压缸安装形式
d2 L=Lk?208.4
DP 行程 S?1(L?l1?ll) 26、液压缸主要参数
A.液压缸产品启动压力
起动时，记录下的油缸起动压力为最低起动压力.判断基准起动：压力<0.6MPa。 B.内泄漏
输入额定压力1.3~1.5倍的压力,保压5分钟,测定经活塞泄至未加压腔的泄漏量。 C.外泄漏
全程往复运行多次,观察焊接各处及活塞杆密封处及各结合面处的漏油、挂油、带油。
D. 耐压
输入额定压力1.3~1.5倍的压力,保压5分钟. 所有零件均无松动、异常磨损、破坏或永久变形异常现金蝉脱壳的外渗漏现象。 E.缓冲
调整溢流阀使其试验压力为公称压力的50%，使液压缸作全行程动作，同时，观看缓冲效果和缓冲长度。
第二部分 缸筒计算
1、缸筒结构
缸筒结构见表2。
表2 缸筒结构
缸头法兰连接 缸头内螺纹连接 优点：结构简单，易加工，易拆装。 缺点：重量比螺纹连接的大 优点：重量轻，外径较小 缺点：装卸时要用专用的工具，拧端部时，有可能把O形圈拧扭曲。 缸筒跟缸底采用焊接连接 2、缸筒材料
缸筒材料要求有足够的强度和冲击韧性，对焊接缸筒还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热扎无缝钢管。缸筒材料无缝钢管的机械性能见表3。
表3 缸筒材料无缝钢管的机械性能
材料 45 27SiMn ?b?/MPa 610 1000 ?s?/MPa 360 850 ??/% 14 12 3、缸筒计算
缸筒要有足够的强度，能长期承受最高工作压力及短期动态实验压力而不致产生永久变形；有足够的刚度，能承受侧向力和安装的反作用力而不致产生弯曲；内表面与活塞密封件及导向环的摩擦力作用下，能长期工作而磨损少。
A、 缸筒内径
当油缸的作用力F(F1推力、F2拉力)及工作压力p压力为已知时， 则无杆腔的缸筒内径D为 D? 有杆腔的缸筒内径D为 D?4F1?10?3 m p?4F22?d m 6p??10 最后将以上各式所求得的D值，选择其中最大者，圆整到标准值。 B、 缸筒壁厚?0
在不考虑缸筒外径公差余量和腐蚀余量的情况下，缸筒壁厚可按下式计算
?0?式中：
pmaxD m
2.3?p?3pmaxpmax——缸筒内最高工作压力，MPa；
?p——缸筒材料的许用应力，MPa；
最后将以上式所求得的?0值，圆整到标准值。 对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算
额定工作压力pn应低于一定的极限值，以保证工作安全：
pn?0.35式中：
?s(D12?D2)D12 MPa
D1——缸筒外径；
额定工作压力也应与完全塑性变形压力有一定的比例范围，以避免塑性变形的发生： pn?(0.35~0.42）prL prL?2.3?slg式中：
D1 DprL——缸筒完全发生塑性变形的压力，MPa；
最后还需对缸筒径向变形量?D进行验算，如果径向变形量?D超过密封件允许范围，液压缸就会发生内泄。
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