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液压缸是液压式剪枝机中的重要部件之一，在机械中占有重要地位，在对其零部件的设计和强度及刚度有限元分析中，有限元已成为一种十分有效的手段。本研究采用有限元法对液压缸缸体在工作状态中的应力和变形进行了分析和计算。
在对液压缸缸体进行有限元分析时，首先必须建立正确的力学模型，包括分析结构的离散化，载荷和边界条件的确定。
通过分析发现，液压缸缸体的结构、作用载荷及约束条件都是轴对称的，本文按它的轴对称特性进行了单元网格的划分，共划分了719个单元(其中边界单元125个)，423个节点，4个约束点，9组边界单元法向载荷，计算压强p=4X10h。
经计算得出各节点的位移及应力最大应力点发生在缸体内侧面上，在节点238处，轴向应力QZ=107.3MPa，径向应力QY=119.6MPa，并且在其附近节点上都是拉应力，液压缸底部内、外侧的轴向应力az和缸体内外侧径向应力Q}在绝大部分节点上都是压应力。在液压缸底部油孔处是内层受压，外层受拉。
另外，截取三个主要断面。
①液压缸内侧面上应力值大于外侧面上应力值，在缸体侧面上径向应力QY绝大部分为压应力，在缸体与底面交接处附近为拉应力。轴向应力QZ在缸体和底面上绝大部分都为压应力。
②周向应力，几乎都是拉应力，只有在缸体底部内侧靠近中心部位和缸体外侧接近底面部位为压应力，而且拉应力远远大于压应力。
③液压缸的最大应力区是在缸体内侧与底部交接处节点238附近，径向为节点236-240，轴向为节点194-248，在此区域内各向应力都为拉应力，即三向受拉，节点238各向应力都很大，是个危险点。在液压缸设计时，应对此部位予以注意。
④轴向应力aZ与主应力巩，径向应力QY与主应力Q，除在最大应力区外，几乎完全相等。周向应力ae在缸体内侧分布规律与其它应力不同，其最大值不在最大应力区内，而在缸体内侧上部节点354-360，366-368处145.54MPa。
⑤在液压缸底部支承点处(节点11-14)受三向压应力，其中节点13压应力值为QZ=-56.17MPa， QB=-13.75MPa，az=-59.06MPa，QAY=-45.8MPa。
液压缸受载后缸体产生变形。最大变形部位是在缸体中间处，节点为354-372，其中节点360的节点位移变形后向外凸起呈腰鼓状。缸体底部变形向外凸起，在节点223处，uZ=0.0090mm，yr =-0.0008mm，最大变形的节点位移值并不大，小于0.02mm。
设计一个液压缸缸体，必须注意它的强度和刚度，通过对液压缸缸体的有限元分析，得出在缸体内侧与底部交接处是高应力区，在设计时要重点考虑此处的强度问题。在缸体中间处变形最大，所以在设计时要重点考虑此处的刚度问题，使设计出的缸体既符合强度条件又符合刚度条件。
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