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,压力值的建立就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,就是指液压缸能用以长期工作的压力。
最高允许压力 Pmax ,也就是动态实验压力,就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,就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。
计算速比主要就是为了确定活塞杆的直径与就是否设置缓冲装置。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、液压缸的理论推力与拉力
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;
26F1?A1p?10??4D2p?106 N (D2?d2)p?106 N
6F2?F2p?10??42P——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,主要就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就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就是一端耳环、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,观瞧缓冲效果与缓冲长度。
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与冲击韧性,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,能承受侧向力与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 m ?d6p??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与腐蚀余量的情况下,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。
2?PrD?D1?D2??D??v?22?? m E?D1?D?式中:
v——缸筒材料泊松比,v=0、3;
液压缸设计计算
