油唧结构紧凑，直线运动平稳，输出力大，在模中得到较多的运用；但因其工作效率低、控制繁琐，使其应用受到了一定的限制。
一、油唧的适用场合：
1
、油唧抽前模行位：
前模行位用油唧驱动，可简化模具结构；但需注意动作顺序的控制和行位锁紧，以免动作错乱损坏模具或油唧锁紧力不足而无法封胶，抽芯力不足而抽不动行位。
2、油唧抽大行程行位或斜行位：
当行位行程较大或动模行位向动模边倾斜较大时，如用斜边抽芯，其受力较差，容易损坏；可用油唧而改善受力状况。
3、油唧用于制品顶出：图二：大行程行位或斜行位用油唧驱动
两个极限位置都
应设计可调节的限
位咭挚
A、在顶出行程超过啤机顶出行程时，可考虑用油唧顶出。
B 、从定模顶出（倒装模常用结构）。
C 、从侧向顶出。
在此类应用中，应注意油唧的安装位置，尽可能使油唧顶出力与顶出元件对顶针组
板的作用力构成平衡力系，减少顶针组板动哥林柱的倾覆力，使顶针组板动作顺。
二、油唧驱动力的计算：
一般情况下在模具设计时设计师通过类比的办法来选择油唧，对油唧驱动力不做计算。
但如果没有类比对象或在一些不常见的场合须对油唧驱动力进行正确的计算,才能选择合适大小的油唧。
图三：油唧用于制品顶出 推力F1
图四：油唧力学模型
由力的计算公式可知: F = PS
（P：压强； S：受压面积）
从上面公式可以看出，由于油唧在作推动和拉动时受压面积不同,故所产生的力也是不同即：
推力F1 = P×π(D/2)2 = P×π/4*D2
拉力F2 = P×π[(D/2)2-(d/2)2] = P×π/4* (D2-d2)
（φD：油缸内径；d：活塞杆直径）
而在实际应用中，还需加上一个负荷率β。因为油缸所产生的力不会100%用于推或拉，β常选0.8，故公式变为：
从以上公式可以看出，只要知道油缸内径φD和活塞直径φd 以及压强P(一般为常数)就可以算出该型号油唧所能产生的力。
例如：
东江常用的华信标准柱型油压缸的P值均可耐压至140kgf/cm2，油唧型号为：JHC140-FA100B*200BAB-1。
查资料得知：油缸内径D = 100mm活赛杆直径d = 56mm。注意直径的单位计算时需化为cm。
则：
推力F1 = P×πD2/4×0.8 = 140×π×102/4×0.8 ≈ 8796(kgf)
拉力F2 = P×π(D2-d2)/4×0.8 = 140×π(102-5.62)×0.8 ≈ 6037(kgf)三、油唧行程的确定：
油唧行程是根据运动部件的行程来确定的，确定油唧行程时还须考虑油唧的活塞端隙。 活塞端隙的作用是使油唧在起动时有足够的油压面积，使油唧能顺利起动，避免因
起动油压面积不够而无法起动油唧，此外，减少活塞与缸的冲击。
四、油唧行程的信号控制：
在模具结构中油唧应有行程限位控制开关，确保活塞端隙；同时应具备模具生产时自动控
制所必须的信号源。
1、油唧顶出的信号控制：
顶针板必须由油唧完全复位，避免合模强行复位；因此，要求开关动作精度要高，并
需设计调节装置。（见图六）
2、动模行位油唧的控制信号：
行位的两个极限位置都应设计可调节的行程开关。当顶出零件与行位有干涉时，顶针
组板要复位后才合行位，且行位合拢后才能合模。（见图二）
3、定模行位油唧的控制：
当从动模取件时，在开模之前应先抽行位；根据具体结构确定是先合行位还是先合模。
图五：油唧行程的确定 活塞端隙 运动部件行程S 活塞端隙 行位
B 板 油唧行程L=运动部件的行程S+2×活塞端隙 （活塞端隙一般选5mm ）
（见图一）
顶针板必须由油唧
完全复位，避免合模强
行复位；因此，要求开图六：油唧行程的信号控制
（注：可编辑下载，若有不当之处，请指正，谢谢!）
油缸压力计算公式 油缸工作时候的压力是由负载决定的，物理学力的压力等于力除以作用面积（即P=F/S） 如果要计算油缸的输出力，可按一下公式计算： 设活塞（也就是缸筒）的半径为R （单位mm） 活塞杆的半径为r （单位mm） 工作时的压力位P （单位MPa） 则 100吨油缸，系统压力16Mpa,请帮我计算下选用的油缸活塞的直径是多少？怎么计算的？ 理论值为：282mm 16Mpa=160kgf/cm2 100T=100000kg 100000/160=625cm 液压油缸行程所需时间计算公式 当活塞杆伸出时，时间为(15××缸径的平方×油缸行程)÷流量 当活塞杆缩回时,时间为[15××(缸径的平方-杆径的平方)×油缸行程]÷流量 缸径单位为m 杆径单位为m 行程单位为m 流量单位为L/min 套筒式液压油缸的行程是怎么计算的，以及其工作原理 形成计算很简单： 油缸总长，减去两端盖占用长度，减去活塞长度，即为有效形成，一般两端还会设置缓冲防撞机构或回路。工作原理： 1、端盖进油式：油缸的两端盖接有管路一端通油活塞及活塞杆向令一个方向运行；结构紧凑适合小型油缸 2、活塞杆内通油式：活塞杆为中空，内通油，活塞与活塞杆链接部位有通油孔，通油后活塞及活塞杆想另一方向运行；适合大型油缸。 3、缸体直入式：大吨位单作用油缸，一端无端盖（端盖与缸体焊接一体），直接对腔体供油，向令一方向做功，另一端端盖进油回程或弹簧等储能元件回程。 大致如此几种 我有一台液压油缸柱塞直径40毫米缸体外径150毫米高度400毫米请专业人士告诉我它的吨位最好能告诉我计算公式谢谢 油泵压力10MPA 一台液压机械的压力（吨位）是与柱塞直径和供油压力有关。 其工作压力（吨位）的计算： 柱塞的受力面积×供油压力=工作压力（吨位） 柱塞的受力面积单位:mm2 供油压力单位:N/mm2 工作压力（吨位）单位:N 1000Kgf=1Tf(吨力) 油缸15到25吨的力要多大的钢径 油缸的吨位和缸径的大小还有系统提供的压力有关。 例如油缸内径是100mm， 系统提供的压力是16MPA 50吨液压油缸内外径是多少 则：
1，紧急制动计算列车总制动力列车制动力计算 B h K h (kN) 式中K h ------ 全列车换算闸瓦压力的总和，kN； h --- 换算摩擦系数； 列车单位制动力的计算公式 b B 1000 1000 h K h ( N / kN ) ( P G) g ( P G) g 其中 (P K h G) g h ( N / kN ) ，则b 1000 h h 式中P G ------------ 列车的质量，t ； h --- 换算摩擦系数； h ------------------ 列车制动率； K h ------ 全列车换算闸瓦压力的总和，kN； 2，列车常用制动计算 b c 1 c b 由此可得b c c b 1000 h h c ( N / kN ) 式中 c ------------- 常用制动系数 b c ------- 列车单位制动力 表1 常用制动系数p1 为列车管空气压力 列车管减压量r/kPa 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 旅客 p1 600kPa 列车0.19 0.29 0.39 0.47 0.55 0.61 0.69 0.76 0.82 0.88 0.93 0.98 1.00 货物 p1 600kPa 列车0.17 0.28 0.37 0.46 0.53 0.60 0.67 0.73 0.78 0.83 0.88 0.93 0.96
p1 600kPa 0.19 0.32 0.42 0.52 0.60 0.68 0.75 0.83 0.89 0.95 --- --- --- 3, 多种摩擦材料共存时列车制动力的计算 同一列车中的机车，车辆可能采用不同材料的闸瓦或闸片，他们具有不同的换算摩擦系数列车总制动力应当是各种闸瓦的换算闸瓦 压力与该种闸瓦的换算摩擦系数乘积的总和。即 B h1 K h1 h2 K h2 h3 K h3 （ h K h ）（kN） 式中，K h1 ,h1 代表机车的闸瓦制动，K h 2 ,h2 代表车辆的闸瓦 制动，K h3 , h3 代表车辆的盘形制动，等等。 列车单位制动力 1000 ( h b K h) 1000 ( h h )( N / kN ) 。 ( P G) g 4，列车制动的二次换算法 表2 不同摩擦材料换算闸瓦压力的二次换算系数 类别 基型高磷（中磷）闸瓦高摩合成闸片高摩合成闸瓦 高磷（中磷）闸瓦 1.0 0.56 0.63 高摩合成闸片 1.8 1.0 1.1 高摩合成闸瓦 1.6 0.9 1.0 低摩合成闸瓦0.8 0.45 0.5 粉末冶金闸瓦 1.3 0.7 0.8 种类 表3 机车的计算质量及每台换算闸瓦压力表 机型计算质量/t 闸瓦种别每台换算闸瓦压力 /kN SS1、SS3 、SS6 138 铸铁700<435>《355》 SS 3B 、SS 6B 138 高摩合成300（480）《240》
第3章 剪切和挤压的实用计算 3.1 剪切的概念 在工程实际中，经常遇到剪切问题。剪切变形的主要受力特点是构件受到与其轴线相垂直的大小相等、方向相反、作用线相距很近的一对外力的作用(图3-1a)，构件的变形主要表现为沿着与外力作用线平行的剪切面(n m -面)发生相对错动(图3-1b)。 图3-1 工程中的一些联接件，如键、销钉、螺栓及铆钉等，都是主要承受剪切作用的构件。构件剪切面上的力可用截面法求得。将构件沿剪切面n m -假想地截开，保留一部分考虑其平衡。例如，由左部分的平衡，可知剪切面上必有与外力平行且与横截面相切的力Q F (图3-1c)的作用。Q F 称为剪力，根据平衡方程∑=0Y ，可求得F F Q =。 剪切破坏时，构件将沿剪切面(如图3-la 所示的n m -面)被剪断。只有一个剪切面的情况，称为单剪切。图3-1a 所示情况即为单剪切。 受剪构件除了承受剪切外，往往同时伴随着挤压、弯曲和拉伸等作用。在图3-1中没有完全给出构件所受的外力和剪切面上的全部力，而只是给出了主要的受力和力。实际受力和变形比较复杂，因而对这类构件的工作应力进行理论上的精确分析是困难的。工程中对这类构件的强度计算，一般采用在试验和经验基础上建立起来的比较简便的计算方法，称为剪切的实用计算或工程计算。 3.2 剪切和挤压的强度计算 3.2.1 剪切强度计算 剪切试验试件的受力情况应模拟零件的实际工作情况进行。图3-2a 为一种剪切试验装置的简图，试件的受力情况如图3-2b 所示，这是模拟某种销钉联接的工作情形。当载荷F 增大至破坏载荷b F 时，试件在剪切面m m -及n n -处被剪断。这种具有两个剪切面的情况，称为双剪切。由图3-2c 可求得剪切面上的剪力为 2 F F Q =
液压油缸的主要技术参数 一、液压油缸的主要技术参数： 1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。 2. 进出口直径及螺纹参数 3.活塞杆直径； 4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以，高于16乘以 5.油缸行程； 6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。 7.油缸的安装方式； 达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。应该说是合格与不合格吧好和合格还是有区别的。 二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。 液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面： 1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配
非标液压、机电、试验、工控设备开发研制。 液压缸无杆腔面积A=*40*40/ (平方米)=(平方米) 泵的理论流量Q=排量*转速=32*1430/1000000 (立方米/分)=(立方米/ 分) 液压缸运动速度约为V=*Q/A= m/min 所用时间约为T=缸的行程/速度=L/V==8 (秒) 上面的计算是在系统正常工作状态时计算的,如果溢流阀的安全压力调得较低,负载过大,液压缸的速度就没有上面计算的大,时间T就会增大. 楼主应把系统工作状态说得更清楚一些.其实这是个很简单的问题:你先求出油缸的体积,会求吧,等于:4021238立方毫米;然后再求出泵的每分钟
流量,需按实际计算,效率取92%(国家标准),得出流量 为:32X1430X1000X92%=立方毫米;两数一除就得出时间:分钟,也就是秒,至于管道什么流速什么的东西根本不要考虑,影响比较少. 油缸主要尺寸的确定方法 1．油缸的主要尺寸 油缸的主要尺寸包括：缸筒内径、活塞缸直径、缸筒长度以及缸筒壁厚等。 2．主要尺寸的确定 （1）缸筒直径的确定 根据公式：F=P×A，由活塞所需要的推力F和工作压力P可求得活塞的有效面积A，进一步根据油缸的不同结构形式，计算缸筒的直径D。 （2）活塞杆尺寸的选取 活塞杆的直径d，按工作时的受力情况来确定。根据表4-2来确定。 （3）油缸长度的确定 油缸筒长度=活塞行程+活塞长度+活塞导向长度+活塞杆密封及导向 长度+其它长度。活塞长度=—1)D；活塞杆导向长度=（—）d。其它长度指一些特殊的需要长度，如：两端的缓冲装置长度等。某些单活塞杆油缸油时提出最小导向程度的要求，如： H≥L/20+D/2。 液压设计常用资料 时间：2010-8-27 14:17:02 径向密封沟槽尺寸 O形密封圈截面直径d 2 沟槽宽度b 气动动密封液压动密封 和 静密封 b b 1 b 2
汽车制动力计算 G4 6个电池组6X28=168KG 总重量530KG 车辆中心位置(x,y,z ): -8 , 261, 1559 (原点在前轮轴中间) 车轮轴距离地面的距离为230； 轴间距L=2370 地面对前轮的法向反作用力为：F1=(mg/L)[b+(h g/g)(du/dt)] 地面对后轮的法向反作用力为：F2=(mg/L)[a-(h g/g)(du/dt)] L——汽车轴距；=2370mm a --- 重心到前轴中心线的距离；=1559mm b——重心到后轴中心线的距离；=2370-1559=811mm hg -- 汽车重心高度；261+230=490mm du/dt ――汽车制动减速度； 国家规定汽车的制动数据为：制动初速度为80km/h,制动的距离为50m 2 因此：du/dt=4.9m/s 所以地面对后轮的法向反作用力F2: =(450*9.8/2370){1558-[ (200+89)/9.8]*4.9} =2630N B = (b+? hg) /L=(811+0.7*490)/2370=0.49 汽车的前后轮制动力为： F U1+F U2=?G; F U1/F U2= (b+ ?h) /(a- ? h) ? ――附着系数，(干沥青路面，取0.7 ) F U1 < (mg ? /L) (b+? h g) F U2W (mg? /L) (a- ? h g) F U2W (mg ? /L) (a- ? h g) 所以G4的后轮制动力为: =530*9.8*0.7*(1559-0.7*490)/2370 =1865N
对于轮缸式制动器和盘式制动器，制动力F： F ui=2p*(Pi*D i2/4)*n i*C i*R i/r d F U2 =2p2*(Pi*D 22/4)*n 2*C2*RJr d F ui, U2――分别为前、后轮的制动力，N; D , D2—分别为前、后轮缸直径，m n i,n2 ------ 分别为前、后制动器单侧油缸数目(仅对于盘式制动器而言)； C，C2――分别为前、后制动器的效能因数； R，R――分别为前、后制动器的工作半径，m r d ------ 轮胎动负荷半径； 效能因数是指在制动鼓或制动盘的作用半径上所得到的摩擦力与输入力之比。 C=(M/r)/F 0 M制动器输出的制动力矩 r――制动鼓或者制动盘的作用半径 F。一一为制动器输入力 制动器的效能因数取决与制动器的类型、结构特点和结构参数等因素，并受摩擦片的摩擦系数变化的影响。(参见“汽车工程手册设计篇”，表格5-3-1和5-3.3) 鼓式刹车的效能因数：(参见“汽车工程手册基础篇191页”) 盘式刹车的效能因数：(参见“汽车工程手册基础篇195页”) 同步附着系数?。=(LB -b ) / h g B――制动力分配系数；既前轴制动器制动力与前、后轴制动器总制动力的比值表示。一般取0.6
第3章剪切和挤压的实用计算 3.1剪切的概念 在工程实际中，经常遇到剪切问题。剪切变形的主要受力特点是构件受到与其轴 线相垂直的大小相等、方向相反、作用线相距很近的一对外力的作用（图3-1a），构件 的变形主要表现为沿着与外力作用线平行的剪切面（m - n面）发生相对错动（图3- 1b）。 图3-1 工程中的一些联接件，如键、销钉、螺栓及铆钉等，都是主要承受剪切作用的构 件。构件剪切面上的内力可用截面法求得。将构件沿剪切面m-n假想地截开，保留一 部分考虑其平衡。例如，由左部分的平衡，可知剪切面上必有与外力平行且与横截面相切的内力F Q （图3-1C）的作用。F Q称为剪力，根据平衡方程',=0，可求得F Q二F。剪切破坏时，构件将沿剪切面（如图3-la所示的m-n面）被剪断。只有一个剪切面的情况，称为单剪切。图3-1a所示情况即为单剪切。 受剪构件除了承受剪切外，往往同时伴随着挤压、弯曲和拉伸等作用。在图3-1中没有完全给出构件所受的外力和剪切面上的全部内力，而只是给出了主要的受力和内力。实际受力和变形比较复杂，因而对这类构件的工作应力进行理论上的精确分析是困难的。工程中对这类构件的强度计算，一般采用在试验和经验基础上建立起来的比较简便的计算方法，称为剪切的实用计算或工程计算。
3.2剪切和挤压的强度计算3.2.1剪切强度计算
剪切试验试件的受力情况应模拟零件的实际工作情况进行。图 试验装置的简图，试件的受力情况如图 3-2b 所示，这是模拟某种销钉联接的工作情 形。当载荷F 增大至破坏载荷 F b 时，试件在剪切面 m - m 及n - n 处被剪断。这种具 有两个剪切面的情况，称为双剪切。由图 3-2c 可求得剪切面上的剪力为 F Q 图3-2 由于受剪构件的变形及受力比较复杂，剪切面上的应力分布规律很难用理论方法 确定，因而工程上一般采用实用计算方法来计算受剪构件的应力。 在这种计算方法中, 假设应力在剪切面内是均匀分布的。若以 A 表示销钉横截面面积，则应力为 F Q A ?与剪切面相切故为切应力。以上计算是以假设“切应力在剪切面上均匀分布”为基础 的，实际上它只是剪切面内的一个“平均切应力”，所以也称为名义切应力。 当F 达到F b 时的切应力称剪切极限应力， 记为-b 。对于上述剪切试验， 剪切极限 应力为 _ Fb ■b - 2A 3-2a 为一种剪切 (3-1) bj
鼓式制动器制动力矩的计算 1、制动器效能因数计算 根据制动器结构参数可知： A 、 B 、 C 、r 、φ、（结构参数意义见附图二） 其中θ为最大压力线和水平线的夹角。 由以下公式计算μ＝0.35时（μ为摩擦片与制动鼓间摩擦系数），制动器领蹄和从蹄的制动效能因数。 θ=)tan(B C ar μγt a n ar = )t a n s i n s i n t a n (θφφφφθ+-=ar e θθγλ-+=e θθγλ+-=e ' φφφρsin 2sin 4+= r B A +=ξ r C B k 22+= 领蹄制动效能因数: 1sin cos cos 1-=?γ θρλξ?e k K 从蹄制动效能因数:
1 sin cos 'cos 2+=?γ θρλξ ?e k K 制动器的总效能因数，可由领、从蹄的效能因数按如下公式计算： 2 11 24??φ?????+?=K K K K K 2、制动器制动力矩计算 单个制动器的制动力矩M 为： R P K M ??= 其中：K 为制动器效能因数 P 为制动器输入力，加于两制动蹄的张开力的平均值； R 制动鼓的作用半径,即制动器的工作半径r 制动器输入力η??=i F P /2 其中：F 为气室推杆推力，由配置的气室确定 i 为凸轮传动比，e L i /= （L 为调整臂臂长，e 为凸轮力臂，即凸轮基圆半径） η为传动效率，一般区0.63 例：某Φ400X180制动器，A=150 B=150 C=30 r=0.2 Φ=115° μ＝0.35 η＝0.63 通过上公式计算得1??K ＝1.530 2??K =0.543 2 11 24??φ?????+?K K K K K ＝＝1.603 取F=9900N(0.6MPa 气压下气室输出力) L=125 e=12 R P K M ??=＝R L F K ????η/2e=1.603*9900*125*0.63*0.2/(2*12) =10414N.m
液压缸计算公式 1、液压缸内径和活塞杆直径的确定 液压缸的材料选为Q235无缝钢管，活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径: 4，F4== D,3.14，,p F:负载力 (N) 2A:无杆腔面积 () mm P:供油压力 (MPa) D:缸筒内径 (mm) :缸筒外径 (mm) D1 2、缸筒壁厚计算 π×,??ηδσψμ 1)当δ/D?0.08时 pDmax,,(mm) 02,p 2)当δ/D=0.08~0.3时 pDmax,,(mm) 02.3,-3ppmax 3)当δ/D?0.3时 ,,,，0.4pDpmax,,,,(mm) 0,,2,1.3p,pmax,, ,b,, pn δ:缸筒壁厚(mm) ,:缸筒材料强度要求的最小值(mm) 0 :缸筒内最高工作压力(MPa) pmax :缸筒材料的许用应力(MPa) ,p :缸筒材料的抗拉强度(MPa) ,b :缸筒材料屈服点(MPa) ,s
n:安全系数 3 缸筒壁厚验算 22,(D,D)s1(MPa) PN,0.352D1 D1P,2.3,lg rLsD PN:额定压力 :缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) PrL :缸筒耐压试验压力(MPa) Pr E:缸筒材料弹性模量(MPa) :缸筒材料泊松比 =0.3 , 同时额定压力也应该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，即: ，，(MPa) PN,0.35~0.42PrL 4 缸筒径向变形量 22,,DPDD，1r,,D,,，,(mm) 22,,EDD,1,,变形量?D不应超过密封圈允许范围5 缸筒爆破压力 D1PE,2.3,lg(MPa) bD 6 缸筒底部厚度 Pmax,(mm) ,0.433D12,P :计算厚度处直径(mm) D2 7 缸筒头部法兰厚度 4Fbh,(mm) ,(r,d),aLP F:法兰在缸筒最大内压下所承受轴向力(N) b:连接螺钉孔的中心到法兰内圆的距离(mm) :法兰外圆的半径(mm) ra
平板台制动计算公式 一、前轴 1、前轴行车制动率=（最大行车制动力左+最大行车制动力右）÷【（动态轮荷左+动态轮荷右）×0.98】×100% 2、前轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷最大行车制动力中大的值×100% 二、后轴 1、后轴行车制动率=（最大行车制动力左+最大行车制动力右）÷【（动态轮荷左+动态轮荷右）×0.98】×100% 2、两种情况算法 （1）后轴行车制动率＞60%时 后轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷最大行车制动力中大的值×100% （2）后轴行车制动率＜60%时 后轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷【（动态）轮荷之和×0.98】×100% 滚筒制动台计算公式 一、前轴 1、前轴行车制动率=（最大行车制动力左+最大行车制动力右）÷【（轮荷左+轮荷右）×0.98】×100% 2、前轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷最大行车制动力中大的值×100% 二、后轴 1、后轴行车制动率=（最大行车制动力左+最大行车制动力右）÷【（轮荷左+轮荷右）×0.98】×100% 2、两种情况算法 （1）后轴行车制动率＞60%时
后轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷最大行车制动力中大的值×100% （2）后轴行车制动率＜60%时 后轴不平衡率=（过程差值大-过程差值小）÷【轮荷之和×0.98】×100% 注：（1）机动车纵向中心线位置以前的轴为前轴，其他轴为后轴； （2）挂车的所有车轴均按后轴计算； （3）用平板台测试并装轴制动力时，并装轴可视为一轴 整车制动率 整车制动率=最大行车制动力÷（整车轮荷×0.98）×100% 驻车制动率 驻车制动率=驻车制动力÷（整车轮荷×0.98）×100% 台式检验制动率要求（空载） 台式检验制动力要求（加载）
液压油缸的主要设计技术参数 一、液压油缸的主要技术参数： 1.油缸直径；油缸缸径，内径尺寸。 2. 进出口直径及螺纹参数 3.活塞杆直径； 4.油缸压力；油缸工作压力，计算的时候经常是用试验压力，低于16MPa乘以1.5，高于16乘以1.25 5.油缸行程； 6.是否有缓冲；根据工况情况定，活塞杆伸出收缩如果冲击大一般都要缓冲的。 7.油缸的安装方式； 达到要求性能的油缸即为好，频繁出现故障的油缸即为坏。应该说是合格与不合格吧？好和合格还是有区别的。 二、液压油缸结构性能参数包括：1.液压缸的直径；2.活塞杆的直径；3.速度及速比；4.工作压力等。 液压缸产品种类很多，衡量一个油缸的性能好坏主要出厂前做的各项试验指标，油缸的工作性能主要表现在以下几个方面： 1.最低启动压力：是指液压缸在无负载状态下的
最低工作压力，它是反映液压缸零件制造和装配 精度以及密封摩擦力大小的综合指标； 2.最低稳定速度：是指液压缸在满负荷运动时没 有爬行现象的最低运动速度，它没有统一指标， 承担不同工作的液压缸，对最低稳定速度要求也 不相同。 3.内部泄漏：液压缸内部泄漏会降低容积效率， 加剧油液的温升，影响液压缸的定位精度，使液 压缸不能准确地、稳定地停在缸的某一位置，也 因此它是液压缸的主要指标之。 液压油缸常用计算公式 液压油缸常用计算公式 项目公式符号意义 液压油缸面积(cm 2 ) A =πD 2 /4 D ：液压缸有效活塞直径(cm) 液压油缸速度(m/min) V = Q / A Q ：流量(l / min) 液压油缸需要的流量(l/min) Q=V×A/10=A×S/10t V ：速度(m/min) S ：液压缸行程(m) t ：时间(min) 液压油缸出力(kgf) F = p × A F = (p × A) －(p×A) ( 有背压存在时) p ：压力(kgf /cm 2 ) 泵或马达流量(l/min) Q = q × n / 1000 q ：泵或马达的几何排量(cc/rev) n ：转速（rpm ） 泵或马达转速(rpm) n = Q / q ×1000 Q ：流量(l / min) 泵或马达扭矩(N.m) T = q × p / 20π 液压所需功率(kw) P = Q × p / 612 管内流速(m/s) v = Q ×21.22 / d 2 d ：管内径(mm) 管内压力降(kgf/cm 2 ) △ P=0.000698×USLQ/d 4 U ：油的黏度(cst) S ：油的比重
列车制动力计算 1，紧急制动计算 ①列车总制动力 )(kN K B h h ∑=? 式中 ∑h K ------全列车换算闸瓦压力的总和，kN ； h ?---换算摩擦系数； ②列车单位制动力的计算公式 )/()(1000)(1000kN N g G P K g G P B b h h ?+=?+?=∑? 其中 )/()(kN N g G P K h h ?=?+∑，则h h b ???=1000 式中 G P +------------列车的质量，t ； h ?---换算摩擦系数； h ?------------------列车制动率； ∑h K ------全列车换算闸瓦压力的总和，kN ； 2，列车常用制动计算 1≤= b b c c β 由此可得 )/(1000kN N b b c h h c c β??β=?= 式中 c β-----常用制动系数 c b -------列车单位制动力 表1 常用制动系数 1p 为列车管空气压力 列车管减压量r/kPa 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 旅客列车 kPa p 6001= 0.19 0.29 0.39 0.47 0.55 0.61 0.69 0.76 0.82 0.88 0.93 0.98 1.00
3,多种摩擦材料共存时列车制动力的计算 同一列车中的机车，车辆可能采用不同材料的闸瓦或闸片，他们具有不同的换算摩擦系数列车总制动力应当是各种闸瓦的换算闸瓦压力与该种闸瓦的换算摩擦系数乘积的总和。即 ） ）（（kN 332211∑∑∑∑∑=???+++=h h h h h h h h K K K K B ????式中，1h K ,1h ?代表机车的闸瓦制动，2h K ,2h ?代表车辆的闸瓦制动，3h K ,3h ?代表车辆的盘形制动，等等。 列车单位制动力 )/()(1000)()(1000kN N g G P K b h h h h ∑∑∑?=?+= ???。 4，列车制动的二次换算法 表2 不同摩擦材料换算闸瓦压力的二次换算系数 类别 基型 高磷（中磷）闸瓦 高摩合成闸片 高摩合成闸瓦 高磷（中磷）闸瓦 1.0 0.56 0.63 高摩合成闸片 1.8 1.0 1.1 货物列车 kPa p 6001= 0.17 0.28 0.37 0.46 0.53 0.60 0.67 0.73 0.78 0.83 0.88 0.93 0.96 kPa p 6001= 0.19 0.32 0.42 0.52 0.60 0.68 0.75 0.83 0.89 0.95 --- --- ---
带斜销抽芯机构的压铸模是一种常见的压铸成型模具，该类模具利用开闭模动力抽芯复位，结构简单。 但其结构参数的设计对模具的工作状况和工作质量影响很大，如何在对该类模具进行可靠力学分析的基础 上，优化其结构参数的设计，具有十分重要的应用价值。 1 带斜销抽芯机构压铸模工作原理 图一为带斜销抽芯机构压铸模结构简图。合模状态时斜销2与分型面成一定角度固定在定模座板 3内并穿过定模套板4进入滑块6，滑块由楔紧块5锁紧。开模时滑块由斜销带动在导滑槽内运动，抽出型芯。抽芯结束后 滑块由限位块7挡住，不离开导滑槽。闭模后斜销滑块复位。 图一带斜销抽芯机构压铸模结构简图 1-定模镶块2-斜销3-定模座板4-定模套板5-楔紧块 6-滑块7-限位块8-动模套板9-动模座板 2 带斜销抽芯机构压铸模力学分析
2.1 滑块力学分析 模具中斜销抽芯机构滑块能否正常工作与其受力情况有关，而滑块受力情况与其设计参数直接关联，所以分析滑块 受力情况和自锁条件是合理设计斜销抽芯机构的基础。 图二为滑块受力情况。a、b、c、h、s为滑块结构尺寸，F为抽芯力，N1为斜销对滑块的正压力，f1为斜销对滑块的 摩擦力，N2、N3、N4分别指楔紧块、定模套板、动模套板对滑块的正压力，f2、f3、f4分别表示N2、N3、N4所对应 的摩擦力。 图二滑块受力分析 考虑到滑块不受弯矩作用，则开模瞬间滑块的静力平衡方程表示为: F f3 f4 f2·sinβ f1·sinα＝N1·cosα N2·cosβ (1)
N3 N1·sinα f1·cosα=N2·sinβ N4 (2) (N1·cosα－f1·sinα)b (N1·sinα f1·cosα)·(s btgα) f2(S－h)·sinβ N4(a/2-s)=Fc f3· b N2sinβ(s-h/2) N2cosβ(b-sinβh/2) N3(a/2-s) (3) 因此，开模时滑块的受力情况既与抽芯力有关，同时与滑块及斜销的结构尺寸相关。考虑到楔紧块 和定模套板只在合模状态及开模瞬间起作用。同时f1=μN1，f2=μN2，f3=μN3，f4=μN4，则抽芯 过程中滑块静力平衡方程简化为: N1·cosα=F f3=F μN3 (4) N1·sinα=N3 (5) 联立(4)、(5)式解得 N1=F/(cosα-μsinα) 若cosα－μsinα为零，则N1为无穷大，此时滑块自锁，即滑块自锁条件为μ=tanα。
油唧结构紧凑，直线运动平稳，输出力大，在模中得到较多的运用；但因其工作效率低、控制繁琐，使其应用受到了一定的限制。 一、油唧的适用场合： 1、油唧抽前模行位： 前模行位用油唧驱动，可简化模具结构；但需注意动作顺序的控制和行位锁紧，以免动作错乱损坏模具或油唧锁紧力不足而无法封胶，抽芯力不足而抽不动行位。 2、油唧抽大行程行位或斜行位： 当行位行程较大或动模行位向动模边倾斜较大时，如用斜边抽芯，其受力较差，容易损坏；可用油唧而改善受力状况。 图二：大行程行位或斜行位用油唧驱动 3、油唧用于制品顶出： A、在顶出行程超过啤机顶出行程时，可考虑用油唧顶出。
C、从侧向顶出。 在此类应用中，应注意油唧的安装位置，尽可能使油唧顶出力与顶出元件对顶针组板的作用力构成平衡力系，减少顶针组板动哥林柱的倾覆力，使顶针组板动作顺。 图三：油唧用于制品顶出 二、油唧驱动力的计算： 一般情况下在模具设计时设计师通过类比的办法来选择油唧，对油唧驱动力不做计算。 但如果没有类比对象或在一些不常见的场合须对油唧驱动力进行正确的计算,才能选择合适大小的油唧。 推力F1 φD
图四：油唧力学模型 由力的计算公式可知: F = PS （P：压强； S：受压面积） 从上面公式可以看出，由于油唧在作推动和拉动时受压面积不同,故所产生的力也是不同即： 推力F1 = P×π(D/2)2 = P×π/4*D2 拉力F2 = P×π[(D/2)2-(d/2)2] = P×π/4* (D2-d2) （φD：油缸内径；d：活塞杆直径） 而在实际应用中，还需加上一个负荷率β。因为油缸所产生的力不会100%用于推或拉，β常选，故公式变为： 从以上公式可以看出，只要知道油缸内径φD和活塞直径φd 以及压强P(一般为常数)就可以算出该型号油唧所能产生的力。 例如： 东江常用的华信标准柱型油压缸的P值均可耐压至140kgf/cm2，油唧型号为：JHC140-FA100B*200BAB-1。 查资料得知：油缸内径D = 100mm活赛杆直径d = 56mm。注意直径的单位计算时需化为cm。 则： 推力F1 = P×πD2/4× = 140×π×102/4×≈ 8796(kgf) 拉力F2 = P×π(D2-d2)/4× = 140×π×≈ 6037(kgf) 三、油唧行程的确定： 油唧行程是根据运动部件的行程来确定的，确定油唧行程时还须考虑油唧的活塞端隙。 活塞端隙的作用是使油唧在起动时有足够的油压面积，使油唧能顺利起动，避免因起动油压面积不够而无法起动油唧，此外，减少活塞与缸的冲击。
1、液压缸内径和活塞杆直径的确定 液压缸的材料选为Q235无缝钢管，活塞杆的材料选为Q235 液压缸内径： p F D π4= =??14.34= F ：负载力 （N ） A ：无杆腔面积 (2m m ) P ：供油压力 (MPa) D ：缸筒内径 (mm) 1D ：缸筒外径 (mm) 2、缸筒壁厚计算 π×／≤≥ηδσψμ 1）当δ/D ≤0.08时 p D p σδ2max 0＞ （mm ） 2)当δ/D=0.08~0.3时 max max 03-3.2p D p p σδ≥ （mm ） 3)当δ/D ≥0.3时 ??? ? ?? -+≥max max 03.14.02p p D p p σσδ（mm ） n b p σσ= δ：缸筒壁厚（mm ） 0δ：缸筒材料强度要求的最小值（mm ）
max p ：缸筒内最高工作压力（MPa ） p σ：缸筒材料的许用应力（MPa ） b σ：缸筒材料的抗拉强度（MPa ） s σ：缸筒材料屈服点（MPa ） n ：安全系数 3 缸筒壁厚验算 2 1221s ) (35 .0D D D PN -≤σ(MPa) D D P s rL 1 lg 3.2σ≤ PN ：额定压力 rL P ：缸筒发生完全塑性变形的压力(MPa) r P ：缸筒耐压试验压力(MPa) E ：缸筒材料弹性模量(MPa) ν：缸筒材料泊松比 =0.3 同时额定压力也应该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，即： ()rL P PN 42.0~35.0≤(MPa) 4 缸筒径向变形量 ??? ? ??+-+=?ν221221D D D D E DP D r （mm ） 变形量△D 不应超过密封圈允许范围 5 缸筒爆破压力 D D P E b 1 lg 3.2σ=(MPa)
《机动车运行安全技术条件》（GB7258-2004）有关制动方面的： 1.1 台试检验制动性能 1.1.1 行车制动性能检验 1.1.1.1 汽车、汽车列车在制动检验台上测出的制动力应符合表 6 的要求。对空载检验制 动力有质疑时，可用表 6 规定的满载检验制动力要求进行检验。 摩托车及轻便摩托车的前、后轴制动力应符合表 6 的要求，测试时只允许乘坐一名驾 驶员。 检验时制动踏板力或制动气压按7.13.1.3 的规定。 表 6 台试检验制动力要求 1.1.1.2 制动力平衡要求（两轮、边三轮摩托车和轻便摩托车除外） 在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值，与全过程中测得的该轴左 右轮最大制动力中大者之比，对前轴不应大于20% ，对后轴（及其它轴）在轴制动力不小 于该轴轴荷的60% 时不应大于24%；当后轴（及其它轴）制动力小于该轴轴荷的60% 时，在制动力增长全过程中同时测得的左右轮制动力差的最大值不应大于该轴轴荷的8% 。 依据国标要求，对前轴以外的制动力平衡计算分两种情况： 1、当该轴制动制动率 >= 60%时，过程差最大差值点的两个力分别 为f1和f2，如果f1 >= f2 不平衡率 = （f1 –f2）/f1 * 100 ； 如果f1 < f2不平衡率 = （f2 –f1）/f2 * 100 2、当该轴制动制动率 < 60%时，过程差最大差值点的两个力分别
为f1和f2，如果f1 >= f2 不平衡率 = （f1 –f2）/轴重 * 100 ；如果f1 < f2不平衡率 = （f2 –f1）/轴重 * 100 注意：以上为简约的计算，较为准确的计算要注意单位之间的换算：轴重是kg，制动力的单位是10N 例如： 轴重最大左最大右差值左差值右制动率不平衡率 2074 543 508 543 508 50.7 1.7 二轴不平衡率（ 543-508）*10/(2074*9.8)*100= 1.722% 有关制动台仪表 制动台仪表的不平衡率算法说明书没有给出，不清楚其算法，对于前轴有可能是对的，对于后轴等仪表算法可定是错误的，制动台本身不能得到车辆的轴重，也就不能判断制动率是否 >=60，也就不能得出不平衡率。
(2)伸缩缸。伸缩缸由两个或多个活塞缸套装而成，前一级活塞缸的活塞杆内孔是后一级活塞缸的缸筒，伸出时可获得很长的工作行程，缩回时可保持很小的结构尺寸，伸缩缸被广泛用于起重运输车辆上。 伸缩缸可以是如图4-10(a)所示的单作用式，也可以是如图4-10(b)所示的双作用式，前者靠外力回程，后者靠液压回程。 图4-10伸缩缸 伸缩缸的外伸动作是逐级进行的。首先是最大直径的缸筒以最低的油液压力开始外伸，当到达行程终点后，稍小直径的缸筒开始外伸，直径最小的末级最后伸出。随着工作级数变大，外伸缸筒直径越来越小，工作油液压力随之升高，工作速度变快。其值为： F i=p1 2 4i D (4-30) V1=4q/πD i2 (4-31) 式中的i指i级活塞缸。 图4-11齿轮缸 (3)齿轮缸。它由两个柱塞缸和一套齿条传动装置组成，如图4-11所示。柱塞的移动经齿轮齿条传动装置变成齿轮的传动，用于实现工作部件的往复摆动或间歇进给运动。 二、液压缸的典型结构和组成 1.液压缸的典型结构举例图4-12所示的是一个较常用的双作用单活塞杆液压缸。它是由缸底20、缸筒10、缸盖兼导向套9、活塞11和活塞杆18组成。缸筒一端与缸底焊接，另一端缸盖(导向套)与缸筒用卡键6、套5和弹簧挡圈4固定，以便拆装检修，两端设有油口A和B。活塞11与活塞杆18利用卡键15、卡键帽16和弹簧挡圈17连在一起。活塞与缸孔的密封采用的是一对Y形聚氨酯密封圈12，由于活塞与缸孔有一定间隙，采用由尼龙1010制成的耐磨环(又叫支承环)13定心导向。杆18和活塞11的内孔由密封圈14密封。较长的导向套9则可保证活塞杆不偏离中心，导向套外径由O形圈7密封，而其内孔则由Y形密封圈8和防尘圈3分别防止油外漏和灰尘带入缸内。缸与杆端销孔与外界连接，销孔内有尼龙衬套抗磨。
制动扭矩： 领蹄： 111????=K r F M δ 从蹄：222????=K r F M α 求出1??K 、2??K 、1F 、 β θ 2F 就可以根据μ计算出制 动器的制动扭矩。 一．制动器制动效能系数1??K 、2??K 的计算 1．制动器蹄片主要参数： 长度尺寸：A 、B 、C 、D 、r （制动鼓内径）、b （蹄片宽）如图1所示； 角度尺寸： β 、 e （蹄片包角）、α（蹄片轴中心---毂中心连线的垂线和包角 平分线的夹角，即最大单位压力线包角平分线的夹角，随磨擦片磨损而增大）； μ为蹄片与制动鼓间磨擦系数。 2．求制动效能系数的几个要点 1）制动时磨擦片与制动鼓全面接触，单位压力的大小呈正弦曲线分布，如图2，max P 位于蹄片轴中心---毂中心连线的垂线方向，其它各点的单位压力 σsin max ?=P P ； 2）通过微积分计算，将制动鼓 与磨擦片之间的单位压 力换算成一个等效压力， 求出等效压力的方向σ 和力的作用点1Z 、2Z （1OZ 、2OZ ），等效力 P 所产生的摩擦力1XOZ （等于μ?P ）即扭矩(需建 立M 和蹄片平台受力F 之间的关系)；实际计算必须找出M 与F 之间的关系式： ????=K r F M
3)制动扭矩计算 蹄片受力如图3： a. 三力平衡 领蹄：111OE H M ?= 从蹄：222OE H M ?= b. 通过对蹄片受力平衡分析（对L 点取力矩） ()1111G L H b a F ?=+? ()1111/G L b a F H +?= ∴ ()11111/G L OE b a F M ?+?= 111????=K r F M ∴ 111 1G L OE r B A K ? += ?? 同理： 2 22 2G L OE r B A K ? += ?? c. 通过图解分析求出1OE 、2OE 、11G L 、22G L 与制动器参数之间的关系，就可以计算出1??K 、1??K 。 3．具体计算方法： 11-?= ?ρ γ?K l K ； 1'2+?= ?ρ γ?K l K r B A l +=； r C B K 2 2+= 1) 在包角平分线上作辅助圆，求Z. 圆心通过O 点，直径＝e e e r sin 2sin 4+?
液压缸设计计算说明 系统压力为1p =25 MPa 本系统中有顶弯缸、拉伸缸以及压弯缸。以下为这三种液压缸的设计计算。 一、 顶弯缸 1 基本参数的确定 （1）按推力F 计算缸筒内径D 根据公式 3.5710D -=? ① 其中，推力F=120KN 系统压力1p =25 MPa 带入①式，计算得D= 78.2mm ，圆整为D = 80 mm （2）活塞杆直径d 的确定 确定活塞杆直径d 时，通常应先满足液压缸速度或速比的要求，然后再校核其结构强度和稳定性。若速比为?，则 d = ② 取?=1.6，带入②式，计算得d =48.9mm ，圆整为d =50mm 8050 D d ?===1.6 （3）最小导向长度H 的确定 对一般的液压缸，最小导向长度H 应满足 202 L D H ≥+ ③ 其中，L 为液压缸行程，L=500mm
带入③式，计算得H=65mm （4）活塞宽度B 的确定 活塞宽度一般取(0.6~1.0)B D = ④ 得B=48mm~80mm ，取B=60mm （5）导向套滑动面长度A 的确定 在D ＜80mm 时，取(0.6~1.0)A D = ⑤ D ＞80mm 时，取(0.6~1.0)A d = ⑥ 根据⑤式，得A=48mm~80mm ，取A=50mm （6）隔套长度C 的确定 根据公式2 A B C H +=- ⑦ 代入数据，解得C=10mm 2 结构强度计算与稳定校核 （1）缸筒外径 缸筒内径确定后，有强度条件确定壁厚δ，然后求出缸筒外径D 1 假设此液压缸为厚壁缸筒，则壁厚1]2D δ= ⑧ 液压缸筒材料选用45号钢。其抗拉强度为σb =600MPa 其中许用应力[]b n σσ=，n 为安全系数，取n=5 将数据带入⑧式，计算得δ=8.76mm 故液压缸筒外径为D 1=D+2δ=97.52mm ，圆整后有 D 1=100mm ，缸筒壁厚δ=10mm （2）液压缸的稳定性和活塞杆强度验算 按速比要求初步确定活塞杆直径后，还必须满足液压缸的稳定性及其
作者：旧在几 作品编号：2254487796631145587263GF24000022 时间：2020.12.13 第3章剪切和挤压的实用计算 3.1 剪切的概念 在工程实际中，经常遇到剪切问题。剪切变形的主要受力特点是构件受到与其轴线相垂直的大小相等、方向相反、作用线相距很近的一对外力的作用(图3-1a)，构件的变形主要表现为沿着与外力作用线平行的剪切面m-面)发生相对错动(图3-1b)。 (n 图3-1 工程中的一些联接件，如键、销钉、螺栓及铆钉等，都是主要承受剪切作用的构件。构件剪切面上的内力可用截面法求得。将构件沿剪切面n m-假想地截开，保留一部分考虑其平衡。例如，由左部分的平衡，可知剪切面上必有与外力平行且与横截面相切的内力 F(图3-1c)的作用。Q F称为剪力， Q 根据平衡方程∑=0 F Q=。 Y，可求得F 剪切破坏时，构件将沿剪切面(如图3-la所示的n m-面)被剪断。只有一个剪切面的情况，称为单剪切。图3-1a所示情况即为单剪切。 受剪构件除了承受剪切外，往往同时伴随着挤压、弯曲和拉伸等作用。在图3-1中没有完全给出构件所受的外力和剪切面上的全部内力，而只是给出了主要的受力和内力。实际受力和变形比较复杂，因而对这类构件的工作应力进行理论上的精确分析是困难的。工程中对这类构件的强度计算，一般采用在试验和经验基础上建立起来的比较简便的计算方法，称为剪切的实用计算或工程计算。
3.2 剪切和挤压的强度计算 3.2.1 剪切强度计算 剪切试验试件的受力情况应模拟零件的实际工作情况进行。图3-2a 为一种剪切试验装置的简图，试件的受力情况如图3-2b 所示，这是模拟某种销钉联接的工作情形。当载荷F 增大至破坏载荷b F 时，试件在剪切面m m -及n n -处被剪断。这种具有两个剪切面的情况，称为双剪切。由图3-2c 可求得剪切面上的剪力为 2F F Q = 图3-2 由于受剪构件的变形及受力比较复杂，剪切面上的应力分布规律很难用理论方法确定，因而工程上一般采用实用计算方法来计算受剪构件的应力。在这种计算方法中，假设应力在剪切面内是均匀分布的。若以A 表示销钉横截面面积，则应力为 A F Q =τ (3-1) τ与剪切面相切故为切应力。以上计算是以假设“切应力在剪切面上均匀分布”为基础的，实际上它只是剪切面内的一个“平均切应力”，所以也称为名义切应力。 当F 达到b F 时的切应力称剪切极限应力，记为b τ。对于上述剪切试验，剪切极限应力为