液壓缸的推桿細長比多少合適

❶ 現在我想設計一個液壓缸，推桿力要達到5000N，行程20mm，缸徑最好不超過35mm，你說怎麼設計啊，

5000N的推力用10兆帕的系統，採用30缸徑的液壓缸已經沒有問題。至於控制系統和缸的形式則要看使用需求和安裝位置尺寸來定了。

❷ 請問挖掘機液壓缸的活塞桿的尺寸是多少用米來衡量，長和寬是多少米其他的活塞桿尺寸也歡迎提供。

手頭剛好有款挖機油缸參數，130/90-220，活塞桿外徑90毫米，也就是0.09米，行程220毫米，活塞桿長約600毫米，也就是0.6米

❸ 液壓油缸的參數

第一個：缸徑63，桿徑50，行程100
第二個：缸徑40，桿徑20，行程60
但我的感覺不太對，也許是非標油缸。
標准油缸：
63缸桿徑大多是：32、35、36、45；
40缸桿徑大多是：20、22、25、28.

❹ 液壓油缸的缸徑和它的活塞桿直徑之間有什麼比例關系嗎

缸經和活塞桿都有標准系列，比例關系只有推薦值，原則上，活塞桿直徑符合輸出力，速度，壓桿穩定就可以

❺ 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