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液壓缸是液壓式剪枝機中的重要部件之一，在機械中占有重要地位，在對其零部件的設計和強度及剛度有限元分析中，有限元已成為一種十分有效的手段。本研究采用有限元法對液壓缸缸體在工作狀態中的應力和變形進行了分析和計算。
在對液壓缸缸體進行有限元分析時，首先必須建立正確的力學模型，包括分析結構的離散化，載荷和邊界條件的確定。
通過分析發現，液壓缸缸體的結構、作用載荷及約束條件都是軸對稱的，本文按它的軸對稱特性進行了單元網格的劃分，共劃分了719個單元(其中邊界單元125個)，423個節點，4個約束點，9組邊界單元法向載荷，計算壓強p=4X10h。
經計算得出各節點的位移及應力最大應力點發生在缸體內側面上，在節點238處，軸向應力QZ=107.3MPa，徑向應力QY=119.6MPa，并且在其附近節點上都是拉應力，液壓缸底部內、外側的軸向應力az和缸體內外側徑向應力Q}在絕大部分節點上都是壓應力。在液壓缸底部油孔處是內層受壓，外層受拉。
另外，截取三個主要斷面。
①液壓缸內側面上應力值大于外側面上應力值，在缸體側面上徑向應力QY絕大部分為壓應力，在缸體與底面交接處附近為拉應力。軸向應力QZ在缸體和底面上絕大部分都為壓應力。
②周向應力，幾乎都是拉應力，只有在缸體底部內側靠近中心部位和缸體外側接近底面部位為壓應力，而且拉應力遠遠大于壓應力。
③液壓缸的最大應力區是在缸體內側與底部交接處節點238附近，徑向為節點236-240，軸向為節點194-248，在此區域內各向應力都為拉應力，即三向受拉，節點238各向應力都很大，是個危險點。在液壓缸設計時，應對此部位予以注意。
④軸向應力aZ與主應力鞏，徑向應力QY與主應力Q，除在最大應力區外，幾乎完全相等。周向應力ae在缸體內側分布規律與其它應力不同，其最大值不在最大應力區內，而在缸體內側上部節點354-360，366-368處145.54MPa。
⑤在液壓缸底部支承點處(節點11-14)受三向壓應力，其中節點13壓應力值為QZ=-56.17MPa， QB=-13.75MPa，az=-59.06MPa，QAY=-45.8MPa。
液壓缸受載后缸體產生變形。最大變形部位是在缸體中間處，節點為354-372，其中節點360的節點位移變形后向外凸起呈腰鼓狀。缸體底部變形向外凸起，在節點223處，uZ=0.0090mm，yr =-0.0008mm，最大變形的節點位移值并不大，小于0.02mm。
設計一個液壓缸缸體，必須注意它的強度和剛度，通過對液壓缸缸體的有限元分析，得出在缸體內側與底部交接處是高應力區，在設計時要重點考慮此處的強度問題。在缸體中間處變形最大，所以在設計時要重點考慮此處的剛度問題，使設計出的缸體既符合強度條件又符合剛度條件。
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