总体计算第一部分压力1、油液作用在单位面积上的压强F?P PaA式中：N F——作用在活塞上的载荷，2m——活塞的有效工作面积，A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，油液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，载荷越大，压力越大，活塞产生的作用力就越大。
是指液压缸能用以长期工作的压力。
额定压力（公称压力） PN,P，也是动态实验压力，是液压缸在瞬间所能承受的极限压力。
通最高允许压力max P5?1.P常规定为：。
MPa max P即在此压力下不出现变形、耐压实验压力是检验液压缸质量时需承受的实验压力，，r PN51.?P。
MPa 裂缝或破裂。
通常规定为：r。
液压缸压力等级见表1MPa单位液压缸压力等级表1～8 ＞8～16 ＞2.5 ＞2.516～32 ＞32 0压力范围～超高压低压中高压中压高压别级2、流量单位时间内油液通过缸筒有效截面的体积：V?Q L/mint?3?10At??V23??10D?Q?A?则由于 L/minL 4对于单活塞杆液压缸：?23?10Q??D当活塞杆伸出时4?223?10)?d(?QD?当活塞杆缩回时4式中：；L——液压缸活塞一次行程中所消耗的油液体积，V．min；t——液压缸活塞一次行程所需的时间，；mD——液压缸缸径，；d——活塞杆直径，m 。
——活塞运动速度，m/min?速比3、液压缸活塞往复运动时的速度之比：2vD2???22vd?D1式中：；——活塞杆的伸出速度，m/min v1；——活塞杆的缩回速度，m/min v2；——液压缸缸径，mD 。
——活塞杆直径，md以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，免产生过大的背压或造成因活塞杆太细导致稳定性不好。
液压缸的理论推力和拉力4、?66210p?DAp?10??F N活塞杆伸出时的理推力：114?662210d10??)(Dp???Fp F N活塞杆缩回时的理论拉力：224式中：2m；——活塞无杆腔有效面积，A12m；——活塞有杆腔有效面积，A2；——工作压力，PMPa ；D——液压缸缸径，m 。
——活塞杆直径，md液压缸的最大允许行程5、，在初步确定时，主要是按实际工作需要的长度来考虑的，但这一工作行程活塞行程S应首先计算出活塞的最大允许计算并不一定是油缸的稳定性所允许的行程。
为了计算行程，长度。
因为活塞杆一般为细长杆，由欧拉公式推导出：2?EI?L mmk F k式中：F N；——活塞杆弯曲失临界压缩力，k5 E——材料的弹性模量。
钢材的E=2.1X10；MPa4?d4d??I0.0494；圆截面。
I——活塞杆横截面惯性矩，mm642d320?L将上式简化后mm k F k（安全所以油缸的最大计算长度由于旋挖钻机液压缸基本上是一端耳环、一端缸底安装，）系数取32d4.L?208k PD式中：——油缸的工作压力；P 。
油缸安装形式如图1液压缸安装形式图12dL?208.4 L= k DP1(L?l?S?l)行程l126、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。
,全程往复运行多次．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：重量轻，外径较小优点：结构简单，易加工，易拆装。
缺点：装卸时要用专用的工具，拧端部时，缺点：重量比螺纹连接的大有可能把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。
．缸筒内径A、FF压力为已知时，)当油缸的作用力F(及工作压力推力、p拉力21为则无杆腔的缸筒内径D4F?3110??D m ?p有杆腔的缸筒内径D为4F22?dD?m 6??10p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。
?缸筒壁厚B、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pD max?? m0??3p2.3maxp式中：p——缸筒内最高工作压力，MPa；max?——缸筒材料的许用应力，MPa；p?值，圆整到标准值。
最后将以上式所求得的0对最终采用的缸筒壁厚应作三方面的验算p应低于一定的极限值，以保证工作安全：额定工作压力n22?)?D(D1s35.?0p MPan2D1式中：D——缸筒外径；1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：D1?p）35~0.420?p(.lg2.3?p rLnsrL D式中：p——缸筒完全发生塑性变形的压力，MPa；rL?D?D超过密封件允许范围，进行验算，如果径向变形量最后还需对缸筒径向变形量液压缸就会发生内泄。
．2??2DD?DP??1r v???D m ??22ED?D??1式中：vv——缸筒材料泊松比，；=0.3缸筒螺纹C、缸筒与缸头部分采用螺纹，压桩机液压缸一般采用内螺纹连接，螺纹处的强度计算：螺纹处的拉应力4KF?6???10 MPa 22?(D?d)1螺纹处的剪应力KKFd?601?10?? MPa33)?d.2(D01合成应力?22b????3??、合n0式中： F；——缸筒端部承受的最大推力，N ；mD——缸筒外径，d——螺纹大径，m；1K——螺纹连接的拧紧系数，不变载荷取1.25～1.5，变载荷取2.5～4；K——螺纹连接的摩擦因数，一般0.07～0.2，平均取0.12；1?——材料的抗拉强度，MPa；b n ——安全系数，取3～5。
0D、缸筒技术要求缸筒技术要求如下：?m20.左右；a) 缸筒内孔一般采用H8级公差，表面粗糙度一般在 b) 缸筒内径的锥度、圆柱度不大于内径公差的三分之一；c) 缸筒直线度公差在1000mm长度上不大于0.1mm；d) 缸筒端面对内径的垂直度在直径100mm上不大于0.04mm。
为便于装配和不损坏密封件，缸筒内孔口应倒20°角，宽度根据内径大小来选取。
通往油口的内孔口必须倒角或开避让槽，过度处需抛光，以免划伤密封件。
缸筒上有焊接件时，都必须在半精加工前进行，以免精加工后焊接引起内孔变形。
．总之，缸筒是液压缸的主要零件，它与缸头、缸底、油口等零件构成密封容腔，用以容纳压力油液，同时它还是活塞的运动“轨道”。
设计液压缸缸筒时，应该正确确定各部分同时还必须有一定的强度，能的尺寸，保证液压缸有足够的输出力，运动速度和有效行程，表缸筒的内表面应具有合适的配合公差等级、足够以承受液压力、负载力和意外的冲击力；面粗糙度和形位公差，以保证液压缸的密封性、运动平稳性和耐用性。
活塞杆计算第三部分活塞杆结构1、活塞杆一般采用实心杆，跟杆头耳环采用焊接或螺纹连接的形式。
活塞杆材料2、在受力特别大的情况钢,调质处理。
在旋挖钻机液压缸中大多数采用45一般用中碳钢， 4。
也可采用高强度合金钢。
活塞杆材料的机械性能见表活塞杆材料的机械性能表43、活塞杆的计算A、慨述活塞杆是液压缸传递力的重要零件，它承受拉力、压力、弯曲力和震动冲击等多种力，必须有足够的强度和刚度。
B、活塞杆杆径计算旋挖钻机液压缸一般都是差动缸，其活塞杆直径d可根据往复运动速比来确定：??1Dd? m ?式中：——液压缸缸径，m；D?——液压缸活塞往复运动时的速度之比；计算出活塞杆直径后，应将尺寸圆整到标准值并校核其稳定性。
C、活塞杆的强度计算压桩机液压缸工作时，活塞杆承受的弯曲力矩很大，则按下式计算活塞杆的应力。
FM???6????10????p AW??式中：；——活塞杆的作用力，NF2m A——活塞杆横断面积，；mN? M；——活塞杆承受的弯曲力矩，3m W——活塞杆断面模数，。
这些部位往往是活活塞杆与活塞一般都靠螺纹连接，所以都设有螺纹、退刀槽等结构。
塞上的危险截面，也要进行计算。
当活塞各参数确定好后，可以对活塞杆进行三维建模，利用有限元分析软件对活塞杆进行应力分析。
D、活塞杆技术要求活塞杆技术要求如下：a) 活塞杆在导向套中滑动，一般采用H8/f7配合。
太紧了，摩擦力大，太松了，容易引起卡滞现象和单边磨损；b) 其圆度和圆柱度不大于直径公差的三分之一，.外圆直线度公差在1000mm长度上不大于0.02mm；c) 安装活塞的轴劲与外圆的同轴度公差不大于0.02mm,轴肩端面与活塞杆轴线的垂直度公差不大于0.04mm/100mm，以保证活塞安装后不产生歪斜；?m.02左右，太光滑了，表面形成不了油膜，反而不利于d) 活塞杆外圆粗糙度一般在润滑；e) 活塞杆表面需进行镀铬处理，镀层后（0.04～0.05）mm, 镀铬前活塞杆表面需要高频淬火处理；f) 活塞杆端的螺纹和缓冲柱塞也要保证与轴线的同轴度。
便于装配和不损坏密封件，活塞杆安装缸头的一端倒20°角，宽度根据内径大小来选取，过度处需抛光，以免划伤密封件。
台阶尖角处需到圆。