ICS23.100.20

CCSJ20

中華人民共和國國家標(biāo)準(zhǔn)化指導(dǎo)性技術(shù)文件

GB/ZXXXXX—XXXX/ISO/TS13725:2021

`

液壓缸屈曲載荷評估方法

Hydrauliccylinder—Methodforevaluatingthebucklingload

(ISO/TS13725:2021，Hydraulicfluidpower—Methodforevaluatingthebuckling

loadofahydrauliccylinder，IDT)

（征求意見稿）

在提交反饋意見時，請將您知道的相關(guān)專利連同支持性文件一并附上。

XXXX-XX-XX發(fā)布XXXX-XX-XX實施

GB/ZXXXXX—XXXX/ISO/TS13725:2021

前言

本文件按照GB/T1.1—2020《標(biāo)準(zhǔn)化工作導(dǎo)則第1部分：標(biāo)準(zhǔn)化文件的結(jié)構(gòu)和起草規(guī)則》的規(guī)定

起草。

本文件等同采用ISO/TS13725:2021《液壓傳動液壓缸屈曲載荷評估方法》,文件類型由ISO的技術(shù)

規(guī)范調(diào)整為我國的國家標(biāo)準(zhǔn)化指導(dǎo)性技術(shù)文件。

本文件做了下列最小限度的編輯性改動：

——將標(biāo)準(zhǔn)名稱改為《液壓缸屈曲載荷評估方法》；

——刪除了ISO和IEC維護用于標(biāo)準(zhǔn)化的術(shù)語數(shù)據(jù)庫地址；

——糾正了ISO/TS13725:2021中少量編輯性錯誤，ISO/TS13725:2021表1中對F的定義為最

大許用力，而實際在正文中F代表軸向載荷，F(xiàn)max代表最大許用力，故表1中增加了符號Fmax

代表最大許用力，更改F為軸向載荷；

——糾正了ISO/TS13725:2021中公式（21）、公式（23）、公式（27）、公式（29）少量編輯

性錯誤。

請注意本文件的某些內(nèi)容可能涉及專利。本文件的發(fā)布機構(gòu)不承擔(dān)識別專利的責(zé)任。

本文件由中國機械工業(yè)聯(lián)合會提出。

本文件由全國液壓氣動標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會（SAC/TC3）歸口。

本文件起草單位：浙江大學(xué)、北京機械工業(yè)自動化研究所有限公司等。

本文件主要起草人：徐兵、曹巧會等。

II

GB/ZXXXXX—XXXX/ISO/TS13725:2021

液壓缸屈曲載荷評估方法

1范圍

本文件描述了一種評估液壓缸屈曲載荷的方法：

a)考慮液壓缸的幾何模型，不把液壓缸看作一個等效的圓柱體；

b)可用于所有液壓缸安裝和關(guān)節(jié)軸承聯(lián)結(jié)形式（見表2）；

c)包含一個安全系數(shù)（由負(fù)責(zé)校核的計算者設(shè)定，并與計算結(jié)果一同上報）；

d)考慮可能偏離軸向的載荷；

e)考慮液壓缸的重量和不同安裝形式下施加在液壓缸上的所有徑向載荷；

f)可通過簡單的計算機程序?qū)崿F(xiàn)；

g)考慮液壓缸活塞桿完全伸出狀態(tài)。

本文件提供的方法基于彈性屈曲理論，適用于符合GB/T38205.3、ISO6022和ISO10762的單作用液

壓缸和雙作用液壓缸。如有必要，可采用有限元分析驗證和確定屈曲載荷。

本方法不適用于薄壁液壓缸、雙出桿液壓缸和柱塞式液壓缸。

本方法不適用于液壓缸內(nèi)部(桿)屈曲。

本方法不考慮球軸承的摩擦。

注：該方法基于FredHoblit的原創(chuàng)工作，參考了美國標(biāo)準(zhǔn)NFPA/T3.6.37。

2規(guī)范性引用文件

本文件沒有規(guī)范性引用文件。

3術(shù)語和定義

本文件沒有需要界定的術(shù)語和定義。

4符號和單位

基本符號

表1中的符號及其單位適用于本文件。查詢尺寸及其他特性請參考圖1和圖2。

表1符號和單位

符號意義單位

活塞桿自由端橫向受力的彎曲剛度N/mm

液壓缸缸筒外徑mm

液壓缸缸筒內(nèi)徑mm

活塞桿外徑mm

力臂。該距離為液壓缸缸筒底端與軸向載荷之間的偏心距，并且其產(chǎn)生的力

mm

矩

力臂。該距離為活塞桿末端與軸向載荷之間的偏心距，并且其產(chǎn)生的力矩

mm

2

液壓缸缸筒材料的彈性模量N/mm

2

活塞桿材料的彈性模量N/mm

軸向載荷N

3

GB/ZXXXXX—XXXX/ISO/TS13725:2021

最大許用力。該力按安全系數(shù)(見參數(shù))進行修正后，在活塞桿中產(chǎn)生的最大應(yīng)力

N

等于活塞桿材料的屈服應(yīng)力

液壓缸臨界屈曲載荷N

4

液壓缸缸筒的慣性矩mm

4

活塞桿的慣性矩mm

安全系數(shù)[見第1章中的c）]—

液壓缸缸筒長度（如圖1所示）mm

缸筒外活塞桿的長度（如圖1所示）mm

位于液壓缸缸筒內(nèi)的活塞桿長度，即活塞桿完全伸出時活塞中心與支撐環(huán)中心(如

mm

圖1所示)之間的距離

活塞軸向長度（如圖1所示）mm

固定液壓缸的缸筒底端所受的力矩N·mm

液壓缸缸筒與活塞桿連接處的相互作用力矩N·mm

固定液壓缸的活塞桿末端的力矩N·mm

活塞桿所受的最大力矩N·mm

液壓缸缸筒底端所受反作用力N

活塞桿末端所受反作用力N

液壓缸缸筒與活塞桿之間的相互作用力N

缸筒外活塞桿上任意點與支撐環(huán)中心的軸向距離mm

處的徑向撓度mm

重力加速度mm/s2

活塞桿末端自由安裝形式下由于徑向支撐產(chǎn)生的伸長量mm

彎曲度。液壓缸缸筒撓度曲線與活塞桿撓度曲線之間的角度(如圖2所示)rad

液壓缸缸筒材料的密度kg/mm3

活塞桿材料的密度kg/mm3

應(yīng)力N/mm2

2

材料屈服應(yīng)力N/mm

最大壓應(yīng)力N/mm2

液壓缸缸筒底端撓度曲線角度rad

液壓缸缸筒頭端撓度曲線角度rad

活塞桿起始端撓度曲線角度rad

活塞桿末端撓度曲線角度rad

液壓缸缸筒底端與初始位置之間轉(zhuǎn)動角度（如圖2所示）rad

活塞桿末端與初始位置之間轉(zhuǎn)動角度（如圖2所示）rad

附加符號

以下附加符號同時在本文件中使用:

4

GB/ZXXXXX—XXXX/ISO/TS13725:2021

………………(1)

………………(2)

………………(3)

………………(4)

………………(5)

………………(6)

注：這些符號（用于計算）來源于Hoblit的論文（見參考文獻[2]）。）

5基本原理

目的

液壓缸是一個由三部分組成的系統(tǒng)(見圖2)。其中，液壓缸缸筒和缸筒外的活塞桿兩部分可視作圓柱

體。該系統(tǒng)受軸向載荷的作用。第三部分是前兩部分之間的連接部分，是液壓缸缸筒內(nèi)一小段活

塞桿、活塞以及導(dǎo)向密封總成的集合，可視為一個扭轉(zhuǎn)彈簧的模型。本文件的目的是確定最大許用力，

以避免液壓缸在使用過程中達到活塞桿材料的屈服應(yīng)力，同時避免產(chǎn)生屈曲。

簡介

液壓缸處于靜力平衡狀態(tài)。由于軸向載荷的作用，液壓缸產(chǎn)生形變。這種形變是通過液壓缸

的三個組成部分中的每一個部分所受的不可預(yù)測的幾何形變(角度)和未知的靜態(tài)參數(shù)(力，力矩)以及液壓

缸缸筒和活塞桿連接處的扭轉(zhuǎn)彈簧產(chǎn)生的一個特殊關(guān)系(Hoblit模型)來辨識的。

基于對平衡和運動學(xué)的考慮，本文件闡述了一組方程。液壓缸的安裝形式(例如兩端鉸接或固定安裝)

決定了方程未知數(shù)的數(shù)量(9到13)，由于方程數(shù)和未知數(shù)的數(shù)量相等，所以在軸向載荷已知的情況下方程

組有唯一一組解。6種安裝形式在下文中闡述（見表2)。

臨界屈曲載荷是使得方程組行列式的值為零時的最小值，它導(dǎo)致活塞桿的最大應(yīng)力無窮大，在實

際應(yīng)用中液壓缸所受力不宜達到這個值。

因此，在零(實際計算取)和(實際計算取)之間找到使活塞桿最大應(yīng)力達到活塞桿材

料屈服應(yīng)力（當(dāng)）的最大許用力是有必要的。

注：作為初始值用在比例法中求解這組方程。

液壓缸的尺寸關(guān)系

圖1和圖2描述了本文件中使用的變量和原理。

液壓缸處于水平位置活塞桿完全伸出且軸向載荷達到最大時是最壞的受力情況。在這種情況下，最

大許用力最小，并在活塞桿中產(chǎn)生最大應(yīng)力。此時，為最小值，相對于和無關(guān)緊要。

當(dāng)液壓缸活塞桿被施加推力而幾乎完全縮回時，可能會發(fā)生缸筒內(nèi)活塞桿屈曲的危險情況。因此，活

塞桿在這種風(fēng)險情況下應(yīng)當(dāng)被另作討論。

5

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注：是可能的最小值。

圖1液壓缸

a)兩個柱體連接處的扭轉(zhuǎn)彈簧

b)缸筒：柱體之一c)活塞桿：柱體之一

左側(cè)為缸筒撓度曲線

右側(cè)為活塞桿撓度曲線

d)?