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1、液壓缸的設計計算
作為液壓系統(tǒng)的執(zhí)行元件，液壓缸將液壓能轉化為機械能去驅動主機的工作機構做功。由于液壓缸使用場合與條件的千差萬別，除了從現(xiàn)有標準產(chǎn)品系列選型外，往往需要根據(jù)具體使用場合自行進行設計。
3.1設計內(nèi)容
液壓缸的設計是整個液壓系統(tǒng)設計中的一部分，它通常是在對整個系統(tǒng)進行工況分析所后進行的。其設計內(nèi)容為確定各組成部分（缸筒和缸蓋、活塞和活塞桿、密封裝置、排氣裝置等）的 結構形式、尺寸、材料及相關技術要求等，并全部通過所繪制的液壓缸裝配圖和非標準零件工作圖反映這些內(nèi)容。
3.2液壓缸的類型及安裝方式選擇
液壓缸的輸入是液體的流量和壓力，輸出的是力和直線速
2、速，液壓缸的結構簡單，工作可靠性好，被廣泛地應用于工業(yè)生產(chǎn)各個部門。為了滿足各種不同類型機械的各種要求，液壓缸具有多種不同的類型。液壓缸可廣泛的分為通用型結構和專用型結構。而通用型結構液壓缸有三種典型結構形式：
（1）拉桿型液壓缸
前、后端蓋與缸筒用四根（方形端蓋）或六根（圓形端蓋）拉桿來連接，前、后端蓋為正方形、長方形或圓形。缸筒可選用鋼管廠提供的高精度冷拔管，按行程長度所相應的尺寸切割形成，一般內(nèi)表面不需加工（或只需作精加工）即能達到使用要求。前、后端蓋和活塞等主要零件均為通用件。因此，拉桿型液壓缸結構簡單、拆裝簡便、零件通用化程度較高、制造成本較低、適于批量生產(chǎn)。但是，受到行程長度、
3、缸筒內(nèi)徑和額定壓力的限制。如果行程長度過長時，拉桿長度就相應偏長，組裝時容易偏歪引起缸筒端部泄漏；如缸筒內(nèi)徑過大和額定壓力偏高時，因拉桿材料強度的要求，選取大直徑拉桿，但徑向尺寸不允許拉桿直徑過大。
（2）焊接型液壓缸
缸筒與后端蓋為焊接連接，缸筒與前端蓋連接有內(nèi)螺紋、內(nèi)卡環(huán)、外螺紋、外卡環(huán)、法蘭、鋼絲擋圈等多種形式。
焊接型液壓缸的特點是外形尺寸較小，能承受一定的沖擊負載和嚴酷的外界條件。但由于受到前端蓋與缸筒用螺紋、卡環(huán)或鋼絲擋圈等連接強度的制約缸筒內(nèi)徑不能太大和額定壓力不能太高。
焊接型液壓缸通常額定壓力、缸筒內(nèi)徑，在活塞桿和缸筒的加工條件許可下，允許最大行程。
（3）法蘭型液
4、壓缸
缸筒與前、后端蓋均為法蘭連接，而法蘭與缸筒有整體、焊接、螺紋等連接方式。法蘭型液壓缸的特點是額定壓力較高，缸筒內(nèi)徑大，外形尺寸大。適用于較嚴酷的沖擊負載和外界工作條件，又稱重載型液壓缸。
法蘭型液壓缸通常額定壓力、缸筒內(nèi)徑，在活塞桿和缸筒的加工條件許可下，允許最大行程。
由此可知，我們設計的液壓升降平臺車的液壓缸應選擇（2）焊接型液壓缸比較合適。當然對缸筒的連接還需根據(jù)具體情況具體分析確定
3.3液壓平臺的運動與負載分析
液壓平臺的運動方式主要是實現(xiàn)各個液壓缸的上升和下降，但在上升和下降過程中在起升階段會有一段的加速運動，等到加速到所要求的速度時，平臺將實現(xiàn)一段的勻速運動，
5、隨后減速停止。在整個運動的過程中，液壓升降平臺的外在負載主要由汽車的重力和平臺自身的自重組成。所以外在負載的大小相對來說是穩(wěn)定不變的。
3.4液壓缸的設計計算與選取
汽車質量
四個液壓柱中液壓缸的單缸最大升起的質量
升降平臺的最大起升高度:
上升速度等于下降速度:
液壓平臺上升工況的最大負載
液壓缸的機械效率:
液壓缸的工作壓力由表3-1可知
表3-1不同負載條件下的工作壓力
負載F/KN
<5
5~10
10~20
20~30
30~50
>50
工作壓力p/MPa
<0.8~1
1.5~2
2.5~3
3~4
4~5
≥5
6、
3.4.1液壓缸缸筒的設計和計算
1、液壓缸內(nèi)徑D的計算
由公式
（；；；）
解得。
根據(jù)表3-2可知，圓整成標準值后，得液壓缸內(nèi)徑D=80mm。
表3-2液壓缸內(nèi)徑尺寸系列mm（GB/T 2348-93）
8
10
12
16
20
25
32
40
50
63
80
（90）
100
（110）
125
（140）
160
（180）
200
（220）
250
（280）
320
（360）
400
（450）
500
2、缸筒壁厚和外徑計算
本設計的內(nèi)徑D為80mm,查液壓設計手冊液壓缸的外徑D
7、1為95mm,缸壁的厚度為7.5mm。一般按正規(guī)的方法選取液壓缸壁厚都能滿足其強度，但為安全起見我們還要進行校核。
由于D=80mm，外徑D1=95mm，則，可按第一強度理論，即按照薄壁圓筒的中徑公式計算，則有
式中 ---缸筒壁厚；
---缸筒內(nèi)徑；
---缸筒試驗壓力，液壓缸的額定壓力時的，額定壓力時的；
---材料許用應力。
為材料的抗拉強度，n為安全系數(shù),,這里取。選用45號鋼，并且調(diào)質，查閱《工程力學》劉靜香著可知４５號鋼的抗拉強度，現(xiàn)取，故：
由于液壓
8、缸的工作壓力,故取
所以
因為7.5mm>0.8mm，故強度足夠。
3.4.2活塞桿的設計與計算
活塞桿是液壓缸專遞動力的主要零部件，它要承受拉力、壓力、彎力和震動沖擊等多種作用，必須有足夠的強度和剛度。
1、活塞桿直徑的計算
根據(jù)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：
P＜5MPa時，d=0.5～0.55D
5MPa＜P＜7MPa時，d=0.6～0.7D
P>7MPa時，d=0.7D
因為P=1.5MPa，D=0.066858mm，故d=0.036771mm
根據(jù)下表可知活塞桿直徑d=40mm
表3-3活塞桿直徑系列m
9、m（GB/T 2348-93）
4
5
6
8
10
12
14
16
18
20
22
25
28
32
36
40
45
50
56
63
70
80
90
100
110
125
140
160
180
200
220
250
280
320
360
400
2、 活塞桿強度校核
（1）按強度條件校核
由公式
式中 d---活塞桿的直徑；
F---活塞桿上的作用力；
---活塞桿材料許用應力，，為材料的抗拉強度，為安全系數(shù)，一
10、般取。
由45號鋼的許用應力，
得 ，而，故活塞桿強度符合要求。
（2） 按彎曲穩(wěn)定性校核
當活塞桿全部伸出后，活塞桿外端到液壓缸支撐點之間的距離時，應進行穩(wěn)定性校核。
按材料力學理論，當一根受壓直桿的軸向載荷超過臨界受壓載荷時，即可能失去原有直線狀態(tài)的平衡，稱為失穩(wěn)，其穩(wěn)定條件為
式中 ---液壓缸的最大推力；
---液壓缸的臨界受壓載荷；
---穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取。
液壓缸臨界受壓載荷與活塞桿和缸體的材料、長度、剛度以及兩端支撐狀況有關。的相關計算如下：
由公式
11、
式中 ---活塞桿的計算長度；
---端點安裝形式系數(shù)，兩端固定，故；
E---材料的彈性模量，鋼材的 ；
J---活塞桿的橫截面轉動慣量，實心桿的。
而，，
故，
而（當取4時），
故活塞桿彎曲穩(wěn)定性符合要求。
3.4.3最小導向長度H的確定
當活塞桿全部伸出時，從活塞支撐面中點到導向套滑動面中點的距離稱為最小導向長度。如果導向長度過短。將使液壓缸因間隙引起的初始撓度增大，影響液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性。因此，在設計時必須保證液壓缸有一定的最小導向長度。對于一般液壓缸，最小導向長度應滿足下式要求：
12、
式中 L---最大工作行程；
D---缸筒內(nèi)徑。
液壓缸工作行程的確定：
升降液壓缸的最大升起高度為1.5m，依據(jù)表3-4選取液壓缸工作行程為：800mm。
表3-4液壓缸活塞行程參數(shù)系列mm（GB/T 2348-80）
25
50
80
100
125
160
200
250
320
400
500
630
800
1000
1250
1600
2000
2500
3200
4000
故L=0.8m,D=0.08m,代入公式
得：
活塞寬度B的計算：
取。
導向套滑動面的長度A,由公式
由前面的數(shù)據(jù)可知，，故取
取。
中隔圈K的長度C:
由公式,得：。
液壓缸的設計計算-
