液壓壓下裝置的設計計算

㈠ 液壓計算公式

1、液壓缸面積(cm2) A =πD2/4 D：液壓缸有效活塞直徑 (cm)

2、液壓缸速度 (m/min) V = Q / A Q：流量 (l / min)

3、液壓缸需要的流量(l/min) Q=V×A/10=A×S/10t V：速度 (m/min) S：液壓缸行程 (m) t：時間(min)

4、液壓缸出力(kgf) F = p × A F = (p × A)－(p×A) (有背壓存在時) p：壓力(kgf /cm2)

5、泵或馬達流量(l/min) Q = q × n / 1000 q：泵或馬達的幾何排量(cc/rev) n：轉速（rpm）

6、泵或馬達轉速(rpm) n = Q / q ×1000 Q：流量 (l / min)

7、泵或馬達扭矩(N.m) T = q × p / 20π

8、液壓所需功率 (kw) = Q × p / 612

9、管內流速(m/s) v = Q ×21.22 / d2 d：管內徑(mm)

10、管內壓力降(kgf/cm2) △P=0.000698×USLQ/d4 U：油的黏度(cst) S：油的比重 L：管的長度(m) Q：流量(l/min) d：管的內徑(cm)

(1)液壓壓下裝置的設計計算擴展閱讀：

液壓傳動具有以下優點

1、液壓傳動的各種元件，可以根據需要方便、靈活地來布置。

2、重量輕、體積小、運動慣性小、反應速度快 。

3、操縱控制方便，可實現大范圍的無級調速（調速范圍達2000：1）。

4、可自動實現過載保護。

5、一般採用礦物油作為工作介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長。

6、很容易實現直線運動。

7、很容易實現機器的自動化，當採用電液聯合控制後，不僅可實現更高程度的自動控制過程，而且可以實現遙控。

㈡ 液壓缸的設計計算

設計液壓缸的基本原始數據是液壓缸的負載力、運動速度和行程，液壓缸的結構型式及安裝要求等。首先是根據上述原始數據確定其主要技術參數，然後進行強度、穩定性及緩沖驗算，最後再進行結構設計。

1.液壓缸主要技術參數的確定

根據液壓缸的負載可確定液壓缸大、小腔活塞的液壓有效作用面積，由此即可算出活塞和活塞桿的直徑D和d，然後圓整成標准值。

當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度L_d（圖3-15）。若導向長度過小，將使液壓缸相對運動副的配合間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須滿足下式要求的最小導向長度。

圖3-15 導向長度

一般導向套滑動面的長度L₁這樣取值：當缸內徑D≤80mm時，取L₁＝（0.6～1.0）D；而缸內徑D＞80mm時，取L₁＝（0.6～1.0）d。取活塞的寬度b＝（0.6～1.0）D。為了保證最小導向長度，過分地增大導向套長度和活塞寬度都是不適宜的，為此，最好在導向套和活塞間裝一隔套（圖3-15中K），隔套長度L₂由所需的最小導向長度決定。採用隔套不僅能保證最小導向長度，還可以改善導向套及活塞的通用性。

2.強度校驗

液壓缸的缸筒壁厚δ、活塞桿直徑和缸蓋處的固定、連接部分都必須進行強度校驗。缸體壁厚校驗時分薄壁和厚壁兩種情況。（1）當D/δ≥10時為薄壁圓筒，壁厚按下式決定或校驗：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：D為缸體內徑；p_y為缸體的試驗壓力，當液壓缸的額定壓力pn≤16MPa時，取p_y＝1.5p_n；當pn＞16MPa時，取p_y＝1.25 p_n；［σ］為缸體材料的許用應力，［σ］＝ σ_b為缸體材料的抗拉強度，n為安全系數，一般取n＝5。

（2）當D/δ＜10時為厚壁圓筒，壁厚按下式計算或校驗：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：μ為缸體材料的泊松比，鋼的泊松比μ＝0.3。

活塞桿的直徑按下式進行強度校驗：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：F為活塞桿上的作用力；［σ］為活塞桿材料的許用應力， σ_s為活塞桿材料的屈服極限，安全系數n＝1.4～2。

3.活塞桿彎曲穩定性驗算

當液壓缸的安裝長度L≥（10～15）d時，d為活塞桿直徑，須考慮活塞桿的彎曲穩定性驗算。

活塞桿通常是細長桿體，因此活塞桿的彎曲計算一般可按「歐拉公式」進行。

活塞桿彎曲失穩臨界負荷F_k（N），可按下式計算：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

在彎曲失穩臨界負荷F_k時，活塞桿將縱向彎曲。因此，活塞桿最大工作負載F應按下式驗證：

式中：E為活塞桿材料的彈性模數（MPa），鋼材：E＝210×10³ MPa；J為活塞桿橫截面慣性矩，m⁴；圓截面： ，m⁴；k為安裝及導向系數，見表3-5；n_k為安全系數，一般取n_k＝3.5；L為安裝距（表3-5）。

表3-5 活塞桿安裝長度表

㈢ 液壓計算公式是什麼

1、液壓缸面積(cm2)：A =πD2/4
D：液壓缸有效活塞直徑 (cm)
2、液壓缸速度 (m/min) ： V = Q / A
Q：流量 (l / min)
3、液壓缸需要的流量(l/min) ： Q=V×A/10=A×S/10t
V：速度 (m/min) S：液壓缸行程 (m) t：時間(min)
4、液壓缸出力(kgf) ： F = p × A ；F = (p × A)－(p×A) (有背壓存在時)
p：壓力(kgf /cm2)
5、泵或馬達流量(l/min)： Q = q × n / 1000
q：泵或馬達的幾何排量(cc/rev) n：轉速（rpm）
6、泵或馬達轉速(rpm) ：n = Q / q ×1000
Q：流量 (l / min)
7、泵或馬達扭矩(N.m) ： T = q × p / 20π
8、液壓所需功率 (kw)： P = Q × p / 612
9、管內流速(m/s)： v = Q ×21.22 / d2
d：管內徑(mm)
10、管內壓力降(kgf/cm2) ：△P=0.000698×USLQ/d4
U：油的黏度(cst)；S：油的比重；L：管的長度(m)；Q：流量(l/min)；d：管的內徑(cm)

㈣ 【高分】液壓機工況設計背壓如何計算

A是液壓缸的很截面積，

液壓缸有自己的型號，你需要根據導師說的內容找到合適的型號，

估算面積，其實知道負載基本上就能選擇了，液壓裝置運動比較平穩但是速度慢，

研究生階段的東西並是不很難，主要是與實際接軌就難了，所以有一個思想就是，先把這個東西
選回來，然後再算。

㈤ 液壓油缸壓力計算公式

答案如下：
油缸工作時候的壓力是由負載決定的，物理學力的壓力等於力除以作用面積（即P=F/S），如果要計算油缸的輸出力，可按一下公式計算：
設活塞（也就是缸筒）的半徑為R
（單位mm），活塞桿的半徑為r
（單位mm），工作時的壓力位P
（單位MPa）。
則
油缸的推力
F推=3.14*R*R*P
(單位N)，油缸的拉力
F拉=3.14*（R*R-r*r）*P
（單位N）。
拓展資料：液壓缸
液壓缸是將液壓能轉變為機械能的、做直線往復運動（或擺動運動）的液壓執行元件。它結構簡單、工作可靠。用它來實現往復運動時，可免去減速裝置，並且沒有傳動間隙，運動平穩，因此在各種機械的液壓系統中得到廣泛應用。液壓缸輸出力和活塞有效面積及其兩邊的壓差成正比；液壓缸基本上由缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、緩沖裝置與排氣裝置組成。緩沖裝置與排氣裝置視具體應用場合而定，其他裝置則必不可少。
（資料來源：網路：液壓缸）

㈥ 液壓系統驗算

液壓系統設計過程中，完成了系統的基本設計、計算之後，還要對系統的壓力損失和熱平衡進行驗算，必要時還需進行液壓沖擊驗算。

（一）壓力損失驗算，並確定系統的調整壓力

選定液壓元件和油管後，畫出管路安裝圖，然後對管路系統總的壓力損失進行驗算，並確定系統的調整壓力。

1.管路系統的壓力損失Δp（Pa）

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Δpf和Δpr分別為油液通過管路的沿程壓力損失和局部壓力損失，可按液壓流體力學進行計算。在實用中，對簡單且短的管路，其損失較小，常略去不計，一般只對長管進行Δpf（Pa）值進行計算。（如動力頭鑽機回轉液壓馬達的長油管）。計算時，如管中為層流，沿程壓力損失可按下式計算：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：v為管內平均流速，m/s；d為圓管直徑，m；l為圓管長度，m；ρ為流體密度，kg/m³；λ為沿程阻力系數，可從有關手冊查取。

管路局部壓力損失Δpr（Pa）可按下式估算：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

油液通過管路時的壓力損失也可參看錶9-1、9-2。

表9-1 硬管壓降表 壓降單位：10²Pa

註：表中壓降為1m長硬管的數據。油液相對密度＝0.85，粘度＝20mm²/s，溫度為21℃。

通過閥類元件的壓力損失Δpv（Pa）值，可從液壓傳動設計手冊或產品樣本中查得。如實際流量不是公稱流量時，可按下式計算；

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Δpv為閥在公稱流量時的壓力損失，Pa；Q′為通過閥的實際流量，m³/s；Q為閥的公稱流量，m³/s 。

表9-2 軟管壓降 表壓降單位：10²Pa

註：表中壓降為不帶管接頭的1m長軟管的數據，油液相對密度＝0.85，粘度＝20mm²/s，溫度為21℃。

2.系統的調整壓力p（Pa）

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：p為系統調整壓力，即溢流閥的調整壓力；也是泵的工作壓力，Pa；p1為執行元件工作壓力，Pa；Δp1為從泵到執行元件管路系統的壓力損失，Pa。

如果計算得出的Δp1比計算執行元件時初定的壓力損失要大的多，應重新調整有關液壓元件、液壓輔件的規格，並重新選擇管路尺寸。此外，應注意管路的壓力損失對液壓系統工作性能影響。

（二）熱平衡計算

液壓系統工作時，伴有壓力損失和泄漏，溢流和節流損失。這些損失均轉化為熱能，使系統油溫升高。系統經過連續工作一段時間後，油溫達到某一定值時，系統所產生的熱量與散發到空氣中的熱量相等，即發熱量與散熱量相互平衡。

為保證液壓系統良好的工作性能，必須進行發熱量和散熱量的計算，使熱平衡後的油溫不超過允許值。對工程機械、鑽探機械正常工作油溫為50～80℃，最高允許油溫為70～90℃。

液壓系統產生的熱量，主要是液壓泵和液壓馬達的功率損失，溢流閥和其他閥件的能量損失，以及管路損失等。工程機械、鑽探機械受尺寸和質量限制，油箱較小。油箱有效容積一般取為液壓泵流量的1～2倍，僅靠油箱散熱是不夠的，需設置冷卻裝置。

1.系統的發熱量H（W），即系統總的功率損失

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：H₁為液壓泵或液壓馬達功率損失產生的熱量W；

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

P為液壓泵的輸入功率，W；η為液壓泵的總效率；H₂為油液通過閥的發熱量，W；

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

Δp為液流通過閥的壓力降，Pa；Q為液流通過閥的流量，m³/s；H₃為管路和其他損失產生熱量，W；

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

2.油箱散熱面積

設系統的總發熱量為H，由油箱散熱的熱量為H_a，則由冷卻裝置散發的熱量為（H-H_a）。

油箱最小散熱面積A_min（m²）為：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：k為油箱傳熱系數，W/m²·K；周圍通風很差k＝8～9；周圍通風良好k＝15；用風扇冷卻k＝23；T_y為最高允許油溫，K；T₀為環境溫度，K。

3.冷卻裝置計算

鑽探機械採用風冷卻裝置較多，它由冷卻器和風機組成。冷卻器有翅管式和翅片式兩種，後者散熱效果優於前者。冷卻裝置可以採用吹風式或吸風式安裝。吹風式冷卻裝置一般直接安裝柴油機水箱的前面，藉助柴油機風扇冷卻。吹風式需單獨風機。

（1）冷卻器散熱面積A（m²）

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：（H-H_a）為冷卻器散熱量，W；k為冷卻器傳熱系數；

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

t₁，t₂為液壓油進口、出口溫度，K；t′₁，t′₂為冷卻空氣進口、出口溫度，K。

考慮到冷卻器工作過程中由於污垢和鐵銹存在，故將計算出的散熱面積增大20％～30％。

（2）冷卻空氣量

液壓油放出的熱量應等於冷卻器空氣吸收的熱量，即：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

因此需要的冷卻空氣量Q（m³/s）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：Q、Q′為液壓油及空氣的流量，m³/s；C、C′為液壓油及空氣的比熱；C＝1675～2093J/kg·k；C′＝1005J/kg·k；ρ、ρ′為液壓油及空氣的密度；ρ＝900kg/m³；ρ′＝1.4kg/m³

根據Q′選擇軸流式風機，按下式計算風機功率P（kW）：

液壓動力頭岩心鑽機設計與使用

式中：ΔP_a為自由排風時的風壓（阻力），一般可取為200～1000Pa；η為風機效率，一般軸流式風機η＝0.3～0.5。

㈦ 關於液壓系統的計算問題!~高手請進!~

25*1000*9.8/（0.12*0.12/4*3.14）/1000000=21.6MPa
先把噸換算成牛除於有效面積等於Pa,在換算成MPa
考慮油路和閥的勛耗用31.5PMa的液壓泵就可以了。

㈧ 液壓系統設計有哪些步驟

液壓傳動系統設計計算459
第一節 概述
第二節 明確設計要求，進行工況分析
一、明確設計要求
二、進行液壓系統的工況分析
第三節 確定液壓系統的主要參數
一、初選系統的工作壓力
二、計算液壓缸的工作面積和流量
三、計算液壓馬達的排量和流量
四、繪制執行元件工況圖
第四節 擬定液壓系統原理圖
一、選擇液壓系統的類型
二、選擇執行元件
三、選擇液壓泵的類型
四、選擇調速方式
五、選擇調壓方式
六、選擇換向迴路
七、擬定工藝循環順序動作圖表
第五節 計算執行元件主要參數
第六節 選擇液壓泵
一、計算液壓泵的最大工作壓力
二、計算液壓泵的最大流量
三、選擇液壓泵規格
第七節 選擇液壓控制閥
第八節 計算液壓泵的驅動功率，選擇電動機
第九節 選擇、計算液壓輔助件
第十節 驗算液壓系統性能
一、驗算系統壓力損失
二、驗算系統發熱溫升
三、驗算液壓沖擊
第十一節 液壓裝置的結構設計
一、液壓裝置的結構形式
二、液壓泵站的類型及其組件的選擇
第十二節 繪制工作圖、編寫技術文件
一、繪制工作圖
二、編寫技術文件
還有液壓系統設計計算舉例 ，需要請追問

㈨ 急求液壓缸設計計算詳細過程

液壓缸的設計計算
計算液壓缸的結構尺寸液壓缸的結構尺寸主要有三個：缸筒內徑D、活塞桿外徑d和缸筒長度L。
(1)缸筒內徑D。液壓缸的缸筒內徑D是根據負載的大小來選定工作壓力或往返運動速度比，求得液壓缸的有效工作面積，從而得到缸筒內徑D，再從GB2348—80標准中選取最近的標准值作為所設計的缸筒內徑。
根據負載和工作壓力的大小確定D：
①以無桿腔作工作腔時

②以有桿腔作工作腔時
式中：pI為缸工作腔的工作壓力，可根據機床類型或負載的大小來確定；Fmax為最大作用負載。
(2)活塞桿外徑d。活塞桿外徑d通常先從滿足速度或速度比的要求來選擇，然後再校核其結構強度和穩定性。若液壓缸速度比為λv，則該處應有一個帶根號的式子：

也可根據活塞桿受力狀況來確定，一般為受拉力作用時，d=0.3～0.5D。
受壓力作用時：
pI＜5MPa時，d=0.5～0.55D
5MPa＜pI＜7MPa時，d=0.6～0.7D
pI＞7MPa時,d=0.7D
(3)缸筒長度L。缸筒長度L由最大工作行程長度加上各種結構需要來確定，即：
L=l+B+A+M+C
式中：l為活塞的最大工作行程；B為活塞寬度，一般為(0.6-1)D;A為活塞桿導向長度，取(0.6-1.5)D;M為活塞桿密封長度，由密封方式定；C為其他長度。
一般缸筒的長度最好不超過內徑的20倍。
另外，液壓缸的結構尺寸還有最小導向長度H。
(4)最小導向長度的確定。
當活塞桿全部外伸時，從活塞支承面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度H。如果導向長度過小，將使液壓缸的初始撓度(間隙引起的撓度)增大，影響液壓缸的穩定性，因此設計時必須保證有一最小導向長度。

㈩ 液壓系統的壓力計算與公式

液壓缸壓力p=F/A，已知推力，選取合適的壓力，計算面積。或結構設計選取合適的缸徑，計算壓力。
泵壓力等於壓力缸的壓力+損失，確定系統組成，估算各元件損失，可計算出系統所需壓力，留點餘量選泵