液壓升降機的設計

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1、 目 錄 摘要……………………………………………………………………………………1 關鍵詞…………………………………………………………………………………1 1 前言…………………………………………………………………………………1 2 升降機的工藝參數(shù)…………………………………………………………………2 3 升降機機械機構(gòu)的設計和計算……………………………………………………2 3.1 升降機機械結(jié)構(gòu)型式……………………………………………………………2 3.2 升降機的運動機理………………………………………………………………3 3.3

2、升降機的機械結(jié)構(gòu)和零件設計…………………………………………………4 3.3.1 升降機結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇和確定………………………………………………4 3.3.2 升降機支架和下底板結(jié)構(gòu)的確定……………………………………………6 3.3.3 支架的結(jié)構(gòu)……………………………………………………………………11 4 執(zhí)行元件速度和載荷………………………………………………………………13 4.1執(zhí)行元件類型、數(shù)量和安裝位置………………………………………………13 4.2速度和載荷計算…………………………………………………………………14 4.2.1 速度計算及速度變化規(guī)律…………………………

3、…………………………14 4.2.2執(zhí)行元件的載荷計算及變化規(guī)律……………………………………………14 5 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定………………………………………………………15 5.1 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù)……………………………………………………15 5.1.1液壓缸的作用力………………………………………………………………15 5.1.2 缸筒內(nèi)徑的確定………………………………………………………………16 5.1.3 活塞桿直徑的確定…………………………………………………………17 5.2 液壓缸壁厚，最小導向長度，液壓缸長度的確定……………………………18 5.2.1

4、 液壓缸壁厚的確定…………………………………………………………18 5.2.2 最小導向長度………………………………………………………………19 5.3應用執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)設計………………………………………………………20 5.3.1 缸筒與缸蓋的連接形式……………………………………………………20 5.3.2活塞和活塞桿…………………………………………………………………21 5.4 活塞桿導向套…………………………………………………………………22 6 液壓系統(tǒng)方案的選擇……………………………………………………………23 6.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇……………

5、………………………………………23 6.2 開式系統(tǒng)油路組合方式的分析選擇…………………………………………23 6.3 液壓系統(tǒng)原理圖的確定………………………………………………………24 7 液壓元件的選擇計算及其連接…………………………………………………25 7.1 油泵和電機選擇…………………………………………………………………25 7.1.1泵的額定流量和額定壓力……………………………………………………25 7.1.2 電機功率的確定……………………………………………………………25 7.1.3 連軸器的選用………………………………………………………………27

6、 7.2 控制閥的選用…………………………………………………………………28 7.2.1 壓力控制閥…………………………………………………………………28 7.2.2 流量控制閥…………………………………………………………………28 7.3 管路，過濾器，其他輔助元件的選擇計算…………………………………29 7.3.1 管路…………………………………………………………………………29 7.3.2 過濾器的選擇………………………………………………………………30 8 油箱及附件………………………………………………………………………31 8.1 油箱的容積…………………

7、…………………………………………………31 8.1.1 按系統(tǒng)發(fā)熱和散熱計算確定油箱容量……………………………………31 9 液壓泵站的選擇………………………………………………………………33 9.1 液壓泵站的組成及分類……………………………………………………33 9.2 液壓泵站的選擇………………………………………………………………33 10 總結(jié)………………………………………………………………………………35 參考文獻………………………………………………………………………………35 致謝…………………………………………………………………………………36 附錄……

8、………………………………………………………………………………37 液壓升降機設計 摘 要：本次設計的題目是全液壓升降機的設計，它主要包括三個部分的內(nèi)容，主機的設計，液壓系統(tǒng)的設計，控制部分的設計。在本設計中將液壓系統(tǒng)的設計作為主要內(nèi)容進行設計，主機的設計根據(jù)升降臺工作時的主要工作部件進行大概的估算。液壓系統(tǒng)的設計又主要包括動力源，控制元件，執(zhí)行元件，輔助元件的設計。控制部分的設計為附加部分，主要設計控制電路圖。 關鍵詞：升降機；液壓系統(tǒng)；控制元件；執(zhí)行元件 The Design of the Hydraulic Elev

9、ators Abstract: The topic of this design is the design of hydraulic elevators, it mainly includes three parts of the content, the host of the design, the design of the hydraulic system, the control part of the design. In the design of hydraulic system design will as main contents design, th

10、e design of the host according to lift platform work the main work parts by some estimates. The design of the hydraulic system and the main including power source, the control elements, actuators, auxiliary components design. The control part of the design of the additional part, mainly design contr

11、ol diagram. Key words: Elevator；Hydraulic system；Control elements；Execution element 1 前言 升降機是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機構(gòu)，和用于生產(chǎn)流水線高度差設備之間的貨物運送，物料上線、下線。工件裝配時調(diào)節(jié)工件高度，高處給料機運送，大型部件裝配時的部件舉升，大型機庫上料、下料 。倉儲，裝卸場所，與叉車等裝運車輛配套使用，即貨物的快速裝卸等。 該升降機主要有兩部分組成：機械系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)。機械機構(gòu)主要起傳遞和支撐作用，液壓系統(tǒng)主要提供動力，他們兩者共同作用實現(xiàn)升降機的功能 本次設計的主要任

12、務是液壓升降機的設計，升降機是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機構(gòu)，可用于生產(chǎn)流水線高度差設備之間的貨物運送，物料上線，下線，工件裝配時部件的舉升，大型機庫上料，下料，倉儲裝卸等場所，與叉車等車輛配套使用，以及貨物的快速裝卸等。它采用全液壓系統(tǒng)控制，采用液壓系統(tǒng)有以下特點： 1)在同等的體積下，液壓裝置能比其他裝置產(chǎn)生更多的動力，在同等的功率下，液壓裝置的體積小，重量輕，功率密度大，結(jié)構(gòu)緊湊，液壓馬達的體積和重量只有同等功率電機的12%。 2）液壓裝置工作比較平穩(wěn)，由于重量輕，慣性小，反應快，液壓裝置易于實現(xiàn)快速啟動，制動和頻繁的換向。 3）液壓裝置可在大范圍內(nèi)實現(xiàn)無級調(diào)速，（調(diào)速范

13、圍可達到2000），還可以在運行的過程中實現(xiàn)調(diào)速。 4）液壓傳動易于實現(xiàn)自動化，他對液體壓力，流量和流動方向易于進行調(diào)解或控制。 5）液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護。 6）液壓元件以實現(xiàn)了標準化，系列化，通用化，液壓系統(tǒng)的設計制造和使用都比較方便。 當然液壓技術還存在許多缺點，例如：液壓在傳動過程中有較多的能量損失，液壓傳動易泄露，不僅污染工作場地，限制其應用范圍，可能引起失火事故，而且影響執(zhí)行部分的運動平穩(wěn)性及正確性。對油溫變化比較敏感，液壓元件制造精度要求較高，造價昂貴，出現(xiàn)故障不易找到原因。 隨著科學技術的不斷進步與發(fā)展，這些問題在實際應用中也在慢慢的解決。 2 升降機的工藝參數(shù)

14、 本次設計的升降機為全液壓系統(tǒng)，相關工藝參數(shù)為： 額定載荷：2500kg 最低高度：200 mm 最大起升高度：1500mm 最大高度：1700mm 平臺尺寸：4000x2000mm 電源：380v,50Hz 3 升降機機械機構(gòu)的設計和計算 3.1 升降機機械結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)升降機的平臺尺寸，參考國內(nèi)外同類產(chǎn)品的工藝參數(shù)可知，該升降機宜采用單雙叉機構(gòu)形式：即有兩個單叉機構(gòu)升降臺合并而成，有四個同步液壓缸做同步運動，以達到升降機升降的目的。其具體結(jié)構(gòu)形式為： 圖1 升降機結(jié)構(gòu)形式 Fig .1 Lift structure form 圖1

15、所示即為該升降機的基本結(jié)構(gòu)形式，其中1.2.3.4.為支架，主要起支撐作用和運動轉(zhuǎn)化形式的作用，一方面支撐上頂板的載荷，一方面通過其鉸接將液壓缸的繩縮運動轉(zhuǎn)化為平臺的升降運動，上頂板與載荷直接接觸，將載荷轉(zhuǎn)化為均布載荷，從而增強局部承載能力。下底架主要起支撐和載荷傳遞作用，它不僅承擔著整個升降機的重量，而且能將作用力傳遞到地基上。通過這些機構(gòu)的相互配合，實現(xiàn)升降機的穩(wěn)定和可靠運行。 3.2 升降機的運動機理 升降機的基本運動機理如下圖所示： 圖2 運動機理 Fig .2 Movement mechanism 兩支架在o 點鉸接，支架1上下端分別固定在上、下板面上，通過活塞

16、桿的伸縮和鉸接點o 的作用實現(xiàn)貨物的舉升。 根據(jù)以上分析，升降機的運動過程可以敘述如下：支架2、3為升降機機構(gòu)中的固定支架，他們與底板的鉸接點做不完整的圓周運動，支架1、4為活動支架，他們在液壓缸的作用下由最初的幾乎水平狀態(tài)逐漸向后來的傾斜位置運動，在通過支架之間的絞合點帶動2、3也不斷向傾斜位置運動，以使升降機升降。 初態(tài)時，上下底板處于合閉狀態(tài)，支架1、2、3、4可近似看作為水平狀態(tài)，隨著液壓油不斷的輸入到液壓缸中，活塞桿外伸，將支架2頂起，支架2 上升時，由于絞合點o的作用使支架1 運動，1與液壓缸相連，從而液壓缸也開始運動，通過一系

17、列的相互運動和作用，使上頂板上升，當上升到指定高度時，液壓缸停止運動，載荷便達到指定高度[1]。 3.3 升降機的機械結(jié)構(gòu)和零件設計 3.3.1 升降機結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇和確定 根據(jù)升降臺的工藝參數(shù)和他的基本運動機理來確定支架1、2、3、4的長度和截面形狀。之間的距離和液壓缸的工作行程。 設()，則1、2、3、4支架的長度可以確定為,即支架和地板垂直時的高度應大于,這樣才能保證其最大升降高度達到，其運動過程中任意兩個位置的示意圖表示如下： 圖3 運動過程 Fig .3 Movement process 設支架1、2和3、4都在其中點處絞合，液壓缸頂端與支架絞合點距離中點為t ,

18、根據(jù)其水平位置的幾何位置關系可得： 。 下面根據(jù)幾何關系求解上述最佳組合值： 由圖2可知值范圍為，取值偏小時，則上頂板點承力過大，還會使支架的長度過長，造成受力情況不均勻。X值偏大，則會使液壓缸的行程偏大，并且會造成整個機構(gòu)受力情況不均勻。在該設計中，可以選擇幾個特殊值：=0.4m, =0.6m, =0.8m，分別根據(jù)數(shù)學關系計算出h和t。然后分析上下頂板的受力情況。選取最佳組合值便可以滿足設計要求[2]。 1) =0.4 支架長度為h=2-x/2=1.8m =h/2=0.9m

19、 液壓缸的行程設為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關系可得到： = （1） 聯(lián)合上述方程求得： t=0.355m l=0.545m 即液壓缸活塞桿與2 桿絞合點與2 桿中心距為0.355m.活塞行程為0.545m 2) =0.6 支架長度為=2-x/2=1.

20、7m =h/2=0.85m 液壓缸的行程設為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關系可得到： = （2） 聯(lián)合上述方程求得： t=0.32m l=0.53m 即液壓缸活塞桿與2 桿絞合點與2 桿中心距為0.32m.活塞行程為0.53m 3) =0.8 支架長度為=2-x/2=1.6m =h/2=0.8m 液壓缸的行程設為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關系可得到： =

21、 （3） 聯(lián)合上述方程求得： t=0.284m l=0.516m 即液壓缸活塞桿與2 桿絞合點與2 桿中心距為0.284m.活塞行程為0.516m。 現(xiàn)在對上述情況分別進行受力分析： 4） x=0.4m ,受力圖如下所示： 5） x=0.6m ,受力圖如下所示 6） x=0.8m ,受力圖如下所示 比較上述三種情況下的載荷分布狀況，x取小值，則升到頂端時，兩相互絞合的支架間的間距越大，而此時升降臺的載荷為均布載荷，有材料力學理論可知，此時兩支架中點處所受到的彎曲應力為最大，可能會發(fā)生彎曲破壞，根據(jù)材料力學中提高

22、梁的彎曲強度的措施 （4） 知，合理安排梁的受力情況，可以降低值，從而改善提高其承載能力。分析上述x=0.4m.x=0.6m,x=0.8m時梁的受力情況和載荷分布情況，可以選擇第二種情況，即x=0.6m時的結(jié)構(gòu)作為升降機固定點的最終值，由此便可以確定其他相關參數(shù)如下： t=0.32m. l=0.53m, h=1.7m 3.3.2 升降機支架和下底板結(jié)構(gòu)的確定 1）上頂板結(jié)構(gòu)強度校核，上頂板和載荷直接接觸，其結(jié)構(gòu)采用由若干根相互交叉垂直的熱軋槽剛通過焊接形式焊接而成，然后在槽鋼的四個側(cè)

23、面和上頂面上鋪裝4000x2000x3mm的汽車板，其結(jié)構(gòu)形式大致如下所示： 圖4 上頂板結(jié)構(gòu) Fig. 4 Roof structure on 沿平臺的上頂面長度方向布置4根16號熱軋槽剛，沿寬度方向布置6根10號熱軋槽剛，組成上圖所示的上頂板結(jié)構(gòu)。在最外緣延長度方向加工出安裝上下支架的滑槽。以便上下支架的安裝?；鄣木唧w尺寸根據(jù)上下支架的具體尺寸和結(jié)構(gòu)而定。 沿長度方向的4根16號熱軋槽剛的結(jié)構(gòu)參數(shù)為=,截面面積為，理論重量為，抗彎截面系數(shù)為。沿寬度方向的6根10號熱軋槽剛的結(jié)構(gòu)參數(shù)為=,截面面積為，理論重量為，抗彎截面系數(shù)為。 其質(zhì)量分別為： 4根16號熱軋槽剛的質(zhì)量

24、為： 6根10號熱軋槽剛的質(zhì)量為： 菱形汽車鋼板質(zhì)量為： 2）強度校核，升降臺上頂板的載荷是作用在一平臺上的，可以認為是一均布載荷，由于該平板上鋪裝汽車鋼板，其所受到的載荷為額定載荷和均布載荷之和，其載荷密度為： （5） F汽車鋼板和額定載荷重力之和。 N l 載荷的作用長度。m,沿長度方向為16m,寬度方向為12m. 其中 帶入數(shù)據(jù)得：F=29604N 沿長度方向有： 帶入數(shù)據(jù)有： 分析升降機的運動過程，可以發(fā)現(xiàn)在升降機剛要起升時和

25、升降機達到最大高度時，會出現(xiàn)梁受彎矩最大的情況 ，故強度校核只需要分析該狀態(tài)時的受力情況即可，校核如下： 其受力簡圖為： 圖5 受力簡圖 Fig .5 Force diagram 該升降臺有8個支架，共有8個支點，假設每個支點所受力為N，則平很方程可列為： 即 將N帶入上式中： 根據(jù)受力圖，其彎矩圖如圖6所示： AB段： =1850-925 （） BC段： =3700x-3145-925

26、（） CD段與AB段對稱。 由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為 ： 根據(jù)彎曲強度理論： （6） （7） 即梁的最大彎曲應力應小于其許用彎曲應力。 式中： W 抗彎截面系數(shù) 沿長度方向為16號熱軋槽鋼 鋼的屈服極限 n 安全系數(shù) n=3 代入數(shù)據(jù)：

27、 = （8） 由此可知，強度符合要求。 圖6 彎矩圖 Fig .6 Bending moment figure 升降臺升到最高位置時，分析過程如下： 與前述相同： 彎矩如下： FA段： () =925 AB段： () = 　BC段： () 　　　　　　　　= CD段與AB段對稱，AF段和DE段對稱，如圖7所示： 圖7 彎矩圖 Fig. 7 Bending moment figure 由彎矩圖可知該過程中的最

28、大彎矩為 ： 根據(jù)彎曲強度理論： （9） 即梁的最大彎曲應力應小于其許用彎曲應力。 式中： W 抗彎截面系數(shù) 沿長度方向為16號熱軋槽鋼 鋼的屈服極限 n 安全系數(shù) n=3 代入數(shù)據(jù)： = （10） 由計算可知，沿平臺長度方向上4根16 號熱軋槽鋼完全可以保證升降臺的強度要求。 同樣分析沿寬度方向的強度要求： 均布載荷強度為：

29、 （11） F 汽車板及16號槽鋼與載荷重力 l 載荷作用長度 2x6=12m 帶入相關數(shù)據(jù)， 受力圖和彎矩圖如下所示： （） （12） = 　　　　圖8 受力彎矩圖 Fig. 8 Stress bending moment figure 由彎矩圖知： 最大彎曲應力為：

30、 （13） 故寬度方向也滿足強度要求。 3.3.3 支架的結(jié)構(gòu) 支架由8根形狀基本相同的截面為矩形的鋼柱組成，在支架的頂端和末端分別加工出圓柱狀的短軸，以便支架的安裝。支架在升降機結(jié)構(gòu)中的主要功能為載荷支撐和運動轉(zhuǎn)化，將液壓缸的伸縮運動，通過與其鉸合的支點轉(zhuǎn)化為平臺的升降運動，支架的結(jié)構(gòu)除應滿足安裝要求外，還應保證有足夠的剛度和強度，一時期在升降運動中能夠平穩(wěn)安全運行。 每根支架的上頂端承受的作用力設為N.則有等式： （14） 求得：N=3848N 分析支架的運動形式和受力情況，發(fā)現(xiàn)支架在

31、運動過程中受力情況比較復雜，它與另一支架鉸合點給予底座的固定點的受里均為大小和方向為未知的矢量，故該問題為超靜定理論問題，已經(jīng)超出本文的討論范圍，本著定性分析和提高效率的原則，再次宜簡化處理，簡化的原則時去次留主，即將主要的力和重要的力在計算中保留，而將對梁的變形沒有很大影響的力忽略不計，再不改變其原有性質(zhì)的情況下可以這樣處理。根據(jù)甘原則，再次對制假所收的力進行分析，可以看出與液壓缸頂桿聯(lián)結(jié)點的力為之家所受到的最主要的力，它不僅受液壓缸的推力，而且還將受到上頂班所傳遞的作用力，因此，與液壓缸頂桿相連接的支架所厚道的上頂板的力為它所受到的最主要的力，在此，將其他的力忽略，只計算上頂板承受的由載荷

32、和自重所傳遞的載荷力。 計算簡圖如下所示： 圖9 支架結(jié)構(gòu) Fig .9 Support structure 所產(chǎn)生的彎矩為： 每個支架的支點對上頂板的作用力 N L 液壓缸與支架鉸合點距支點之間的距離 m 代入數(shù)據(jù)： 假定改支架為截面為長為a,寬為b的長方形，則其強度應滿足的要求是： （15） （16） 式中： M 支架上所受到的

33、彎矩 Nm W 截面分別為a,b的長方形抗彎截面系數(shù) 所選材料為碳素結(jié)構(gòu)鋼 將數(shù)據(jù)代入有： 求得： 上式表明：只要街面為a,b的長方形滿足條件，則可以滿足強度要求，取，則其 符合強度要求。 這些鋼柱的質(zhì)量為： 支架的結(jié)構(gòu)還應該考慮裝配要求，液壓缸活塞桿頂端與支架采用耳軸結(jié)構(gòu)連接，因此應在兩支架之間加裝支板，以滿足動力傳遞要求。 液壓系統(tǒng)的設計在本升降臺的設計中主要是液壓傳動系統(tǒng)的設計，它與主機的設計是緊密相關的，往往要同時進行，所設計的液壓系統(tǒng)應符合主機的拖動、循環(huán)要求。還應滿足組成結(jié)構(gòu)簡單

34、，工作安全可靠，操縱維護方便，經(jīng)濟性好等條件。 本升降機對液壓系統(tǒng)的設計要求可以總結(jié)如下： 升降機的升降運動采用液壓傳動，升降機的升降運動由液壓缸的伸縮運動經(jīng)轉(zhuǎn)化而成為平臺的起降，其工作負載變化范圍為0~~~2500Kg，負載平穩(wěn)，工作過程中無沖擊載荷作用，運行速度較低，液壓執(zhí)行元件有四組液壓缸實現(xiàn)同步運動，要求其工作平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)合理，安全性優(yōu)良，使用于各種不同場合，工作精度要求一般。 4 執(zhí)行元件速度和載荷 4.1執(zhí)行元件類型、數(shù)量和安裝位置 類型選擇： 表1 執(zhí)行元件類型的選擇 Table 1 Execution element types of choice 運動形式

35、往復直線運動 回轉(zhuǎn)運動 往復擺動 短行程 長行程 高速 低速 執(zhí)行元件的類型 活塞缸 柱塞缸 高速液壓馬達 低速液壓馬達 擺動液壓馬達 液壓馬達和絲杠螺母機構(gòu) 根據(jù)上表選擇執(zhí)行元件類型為活塞缸，再根據(jù)其運動要求進一步選擇液壓缸類型為雙作用單活塞桿無緩沖式液壓缸，其符號如圖10所示[3]，數(shù)量：該升降平臺為雙單叉結(jié)構(gòu)，故其采用的液壓缸數(shù)量為4個完全相同的液壓缸，其運動完全是同步的，但其精度要求不是很高。 圖10 液壓缸 Fig.10 Hydraulic cylinder 安裝位置：液壓缸的安裝方式為耳環(huán)型，尾部單耳環(huán)，氣缸體可以在垂直面內(nèi)擺動，前端的位

36、置為圖10 所示的前后兩固定支架之間的橫梁之上，橫梁和支架組成為一體，通過橫梁活塞的推力逐次向外傳遞，使升降機升降。 4.2速度和載荷計算 4.2.1 速度計算及速度變化規(guī)律 參考國內(nèi)升降臺類產(chǎn)品的技術參數(shù)可知。最大起升高度為1500mm時，其平均起升時間為45s，就是從液壓缸活塞開始運動到活塞行程末端所用時間大約為45s，設本升降臺的最小氣升降時間為40s,最大起升時間為50s，由此便可以計算執(zhí)行元件的速度v: （17） 式中： v 執(zhí)行元件的速度 m/

37、s L 液壓缸的行程 m t 時間 s 當 時： =0.01325 當 時： 液壓缸的速度在整個行程過程中都比較平穩(wěn)，無明顯變化，在起升的初始階段到運行穩(wěn)定階段，其間有一段加速階段，該加速階段加速度表較小，因此速度變化不明顯，形成終了時，有一個減速階段，減速階段加速度亦比較小，因此可以說升降機在整個工作過程中無明顯的加減速階段，其運動速度比較平穩(wěn)。 4.2.2執(zhí)行元件的載荷計算及變化規(guī)律 執(zhí)行元件的載荷即為液壓缸的總阻力，油缸要運動必須克服其阻力才能運行

38、，因此在次計算油缸的總阻力即可，油缸的總阻力包括：阻礙工作運動的切削力，運動部件之間的摩擦阻力，密封裝置的摩擦阻力，起動制動或換向過程中的慣性力，回油腔因被壓作用而產(chǎn)生的阻力，即液壓缸的總阻力也就是它的最大牽引力： （18） 1）切削力，根據(jù)其概念：阻礙工作運動的力，在本設計中即為額定負載的重力和支架以及上頂板的重力： 其計算式為： （19） 2）摩擦力，各運動部件之間的相互摩擦力由于運動部件之間為無潤滑的鋼-鋼之間的接觸摩

39、擦，取， 其具體計算式為： （20） 3）密封裝置的密封阻力，根據(jù)密封裝置的不同，分別采用下式計算： O形密封圈： 液壓缸的推力 Y形密封圈： f 摩擦系數(shù)，取 p 密封處的工作壓力 Pa d 密封處的直徑 m 密封圈有效高度 m 密封摩擦力也可以采用經(jīng)驗公式計算，一般取 4）運動部件的慣性力，其計算式為： （21） 式中：G 運動部件的總重

40、力 N g 重力加速度 啟動或制動時的速度變量 m/s 起動制動所需要的時間 s 對于行走機械取，本設計中取值為 5）背壓力，背壓力在此次計算中忽略，而將其計入液壓系統(tǒng)的效率之中。 由上述說明可以計算出液壓缸的總阻力為： （22） = =(204.8+316+120+188+2500)x9.8+0.15(204

41、.8+316+120)x 9.8+(204.8+316+120+188+2500)x0.4+(204.8+316+120+188+2500)9.80.05 =40KN 液壓缸的總負載為40KN，該系統(tǒng)中共有四個液壓缸個液壓缸，故每個液壓缸需要克服的阻力為10KN。 該升降臺的額定載荷為2500Kg ，其負載變化范圍為0—2500Kg，在工作過程中無沖擊負載的作用，負載在工作過程中無變化，也就是該升降臺受恒定負載的作用。 5 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 5.1 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 5.1.1液壓缸的作用力 液壓缸的作用力及時液壓缸的工作是的推力或拉力，該升降臺

42、工作時液壓缸產(chǎn)生向上的推力，因此計算時只取液壓油進入無桿腔時產(chǎn)生的推力[4]： F= （23） 式中： p 液壓缸的工作壓力 Pa 取p= D 活塞內(nèi)徑 m 0.09m 液壓缸的效率 0.95 代入數(shù)據(jù): F = F = 10.3KN 即液壓缸工作時產(chǎn)生的推力為10.3KN。 表2 系統(tǒng)被壓經(jīng)驗數(shù)據(jù) Table 2 The

43、 system pressure was experience data 回路特點 背壓值 進油路調(diào)速 1-210 進油路調(diào)速回油裝被壓閥 2-510 回油路調(diào)速 6-1010 5.1.2 缸筒內(nèi)徑的確定 該液壓缸宜按照推力要求來計算缸筒內(nèi)經(jīng)，計算式如下： 要求活塞無桿腔的推力為F時，其內(nèi)徑為： （24） 式中： D 活塞桿直徑 缸筒內(nèi)經(jīng) m F 無桿腔推力 N

44、 P 工作壓力 MPa 液壓缸機械效率 0.95 代入數(shù)據(jù)： D= =0.083m D= 83mm 取圓整值為 D=90mm 液壓缸的內(nèi)徑，活塞的的外徑要取標注值是因為活塞和活塞桿還要有其它的零件相互配合，如密封圈等，而這些零件已經(jīng)標準化，有專門的生產(chǎn)廠家，故活塞和液壓缸的內(nèi)徑也應該標準化，以便選用標準件。 5.1.3 活塞桿直徑的確定 1）活塞桿直徑根據(jù)受力情況和液壓缸的結(jié)構(gòu)形式來確定 受拉時：

45、 受壓時： 該液壓缸的工作壓力為為：p=2MPa ,取 。 2）活塞桿的強度計算，活塞桿在穩(wěn)定情況下，如果只受推力或拉力，可以近似的用直桿承受拉壓載荷的簡單強度計算公式進行[5]。 （25） 式中： F 活塞桿的推力 N d 活塞桿直徑 m 材料的許用應力 MP

46、a 活塞桿用45號鋼 代入數(shù)據(jù)： =6.3MPa < 活塞桿的強度滿足要求。 3）穩(wěn)定性校核，該活塞桿不受偏心載荷，按照等截面法，將活塞桿和缸體視為一體，其細長比為： 時， （26） 在該設計及安裝形式中，液壓缸兩端采用鉸接，其值分別為： 將上述值代入式中得： 故校核采用的式子為：

47、 （27） 式中： n=1 安裝形式系數(shù) E 活塞桿材料的彈性模量 鋼材取 J 活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量 L 計算長度 1.06m 代入數(shù)據(jù)： =371KN 其穩(wěn)定條件為： （28） 式中： 穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=2—4 取=3 F

48、 液壓缸的最大推力 N 代入數(shù)據(jù)： =123KN 故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求。 5.2 液壓缸壁厚，最小導向長度，液壓缸長度的確定 5.2.1 液壓缸壁厚的確定 液壓缸壁厚又結(jié)構(gòu)和工藝要求等確定，一般按照薄壁筒計算，壁厚由下式確定： （29） 式中： D 液壓缸內(nèi)徑 m 缸體壁厚 cm 液壓缸最高工作壓力 Pa 一般取=（1.2-1.3）p 缸體材料的許用應力 鋼材取

49、 代入數(shù)據(jù)： 考慮到液壓缸的加工要求，將其壁厚適當加厚，取壁厚。 5.2.2 最小導向長度 活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面重點到導向滑動面中點的距離為活塞的最小導向長度H，如下圖所示，如果最小導向長度過小，將會使液壓缸的初始撓度增大，影響其穩(wěn)定性，因此設計時必須保證有最小導向長度，對于一般的液壓缸，液壓缸最大行程為L，缸筒直徑為D時，最小導向長度為： 圖11 活塞桿最小導向長度 Fig.11 The piston rod minimum length guide 即 取為72cm 活塞的寬度一般取 ，導向套滑動面長度，在時，取，在時，取，當導向套長度不夠

50、時，不宜過分增大A和B，必要時可在導向套和活塞之間加一隔套，隔套的長度由最小導向長度H確定。 5.2.3 液壓缸的流量 液壓缸的流量余缸徑和活塞的運動有關系，當液壓缸的供油量Q不變時，除去在形程開始和結(jié)束時有一加速和減速階段外，活塞在行程的中間大多數(shù)時間保持恒定速度，液壓缸的流量可以計算如下： （30） 式中： A 活塞的有效工作面積 對于無桿腔 活塞的容積效率 采用彈形密封圈時=1，采用活

51、塞環(huán)時 =0.98 為液壓缸的最大運動速度 m/s 代入數(shù)據(jù)： 即液壓缸以其最大速度運動時，所需要的流量為，以其 最小運動速度運動時，所需要的流量為。 5.3應用執(zhí)行元件的結(jié)構(gòu)設計 5.3.1 缸筒與缸蓋的連接形式 缸筒與剛蓋的連接形式如下： 缸筒和前端蓋的連接采用螺栓連接，圖12所示。其特點是徑向尺寸小，重量輕，使用廣泛，端部結(jié)構(gòu)復雜，缸筒外徑需加工，且應于內(nèi)徑同軸，裝卸需要用專門的工具，安裝時應防止密封圈扭曲。 缸蓋與后端蓋的連接采用焊接形式，如

52、圖13所示。特點為結(jié)構(gòu)簡單尺寸小，重量輕，使用廣泛，缸筒焊后可能變形，且內(nèi)徑不易加工。 圖12 缸筒與前端蓋的連接 Fig.12 Cylinder and cover before the connection 圖13 缸筒與后端蓋的連接 Fig.13 Cylinder and cover of connection 5.3.2活塞和活塞桿 (1) 活塞的結(jié)構(gòu)形式，活塞的結(jié)構(gòu)形式應根據(jù)密封裝置的形式來選擇，本設計中選用形式如下： 1導向環(huán) 2密封圈 3活塞 圖14 活塞結(jié)構(gòu)形式 Fig.14 Piston structure form （

53、2）活塞桿，活塞桿的外部與負載相連接，其結(jié)構(gòu)形式根據(jù)工作需要而定，本設計中如下所示： 圖15 活塞桿 Fig .15 Piston rod 內(nèi)部結(jié)構(gòu)如下： 1卡環(huán) 2彈簧圈 3軸套 4活塞 5活塞桿 圖16 活塞桿內(nèi)部結(jié)構(gòu) Fig .16 The piston rod internal structure 5.4 活塞桿導向套 活塞桿導向套裝在液壓缸有桿腔一側(cè)的端蓋內(nèi)，用來對活塞桿導向，其內(nèi)側(cè)裝有密封裝置，保證缸筒有桿腔的密封性，外側(cè)裝有防塵圈，以防止活塞桿內(nèi)縮時把雜質(zhì)，灰塵及水分帶到密封裝置，損壞密封裝置。 導向套的結(jié)構(gòu)有端蓋式和插件式兩種，插

54、件式導向套裝拆方便，拆卸時不需要拆端蓋，故應用較多。本設計采用端蓋式。結(jié)構(gòu)見裝配圖。 導向套尺寸主要是指支撐長度，通常根據(jù)活塞桿直徑，導向套形式，導向套材料的承壓能力，可能遇到的最大側(cè)向負載等因素確定。一般采用兩個導向段，每段寬度均為，兩段中間線間距為，導向套總長度不宜過大，以免磨擦太大。 5.5 排氣裝置 排氣閥安裝在液壓缸端部的最高位置上，常用排氣閥有整體型和針閥型兩種，本設計中選用整體性排氣閥，結(jié)構(gòu)見裝配圖[6]。 圖17 排氣閥 Fig.17 Exhaust valve 6 液壓系統(tǒng)方案的選擇 6.1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 油路循環(huán)方式可以分為開式和閉式兩

55、種，其各自特點及相互比較見下表： 表3 開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較 Table 3 Open type system and the comparison of the closed system 油液循環(huán)方式 開 式 閉 式 散熱條件 較方便，但油箱較大 較好，需要輔泵換油冷卻 抗污條件 較差，但可用壓力油箱或其它改善 較好，但油液過濾要求高 系統(tǒng)效率 管路壓力損失較大，用節(jié)流調(diào)速效率低 管路壓力損失較小，容積調(diào)速效率高 限速制動形式 用平衡閥進行能耗限速，用制動閥進行能耗制動，可引起油液發(fā)熱 液壓泵由電機拖動是，限速及制動過程中拖動電機能向電

56、網(wǎng)輸電，回收部分能量 其它 對泵的自吸性能要求較高 對主泵的自吸性能要求低 油路循環(huán)方式的選擇主要取決于液壓系統(tǒng)的調(diào)速方式和散熱條件。 比較上述兩種方式的差異，再根據(jù)升降機的性能要求，可以選擇的油路循環(huán)方式為開式系統(tǒng)，因為該升降機主機和液壓泵要分開安裝，具有較大的空間存放油箱，而且要求該升降機的結(jié)構(gòu)盡可能簡單，開始系統(tǒng)剛好能滿足上述要求。 油源回路的原理圖如圖17所示： 6.2 開式系統(tǒng)油路組合方式的分析選擇 當系統(tǒng)中有多個液壓執(zhí)行元件時，開始系統(tǒng)按照油路的不同連接方式又可以分為串聯(lián)，并聯(lián)，獨聯(lián)，以及它們的組合---復聯(lián)等。 串聯(lián)方式是除了第一個液壓元件的進油口和最后一個執(zhí)

57、行元件的回油口分別與液 1 油缸 2過濾器 3溫度計 4液位計 5 電動機 6液壓泵 7溢流閥 8壓力表 圖18 油源回路 Fig.18 Oil source circuit 壓泵和油箱相連接外，其余液壓執(zhí)行元件的進，出油口依次相連，這種連接方式的特點是多個液壓元件同時動作時，其速度不隨外載荷變化，故輕載時可多個液壓執(zhí)行元件同時動作。 6.3 液壓系統(tǒng)原理圖的確定 初步擬定液壓系統(tǒng)原理圖如下所示；見下圖： 圖19 液壓系統(tǒng)原理圖 Fig .19 Hydraulic system diagram 7 液壓元件的選擇計算及其連接 液壓元件主要包括

58、有：油泵，電機，各種控制閥，管路，過濾器等。有液壓元件的不同連接組合構(gòu)成了功能各異的液壓回路，下面根據(jù)主機的要求進行液壓元件的選擇計算。 7.1 油泵和電機選擇 7.1.1泵的額定流量和額定壓力 （1）泵的額定流量。泵的流量應滿足執(zhí)行元件最高速度要求，所以泵的輸出流量應根據(jù)系統(tǒng)所需要的最大流量和泄漏量來確定[7]： （31） 式中： 泵的輸出流量 K 系統(tǒng)泄漏系數(shù) 一般取K= 1.1-1.3 液壓缸實際需要的最大流量

59、 n 執(zhí)行元件個數(shù) 代入數(shù)據(jù)： 對于工作過程中始終用節(jié)流閥調(diào)速的系統(tǒng)，在確定泵的流量時，應再加上溢流閥的最小溢流量，一般?。? （2）泵的最高工作壓力。泵的工作壓力應該根據(jù)液壓缸的工作壓力來確定，即 （32） 式中： 泵的工作壓力 Pa 執(zhí)行元件的最高工作壓力 Pa 進油路和回油路總的壓力損失。 初算時，節(jié)流調(diào)速和比較簡單的油路可以取 ,對于進油路有調(diào)速閥和管路比較復

60、雜的系統(tǒng)可以取。 代入數(shù)據(jù)： 考慮到液壓系統(tǒng)的動態(tài)壓力及油泵的使用壽命，通常在選擇油泵時，其額定壓力比工作壓力大25%--60% ，即泵的額定壓力為3.125--4.0，取其額定壓力為4。 7.1.2 電機功率的確定 1） 液壓系統(tǒng)實際需要的輸入功率是選擇電機的主要依據(jù)，由于液壓泵存在容積損失和機械損失，為滿足液壓泵向系統(tǒng)輸出所需要的的壓力和流量，液壓泵的輸入功率必須大于它的輸出功率，液壓泵實際需要的輸入功率為： （33） 式中： P 液壓泵的實際最高工作壓力 Pa

61、 q 液壓泵的實際流量 液壓泵的輸入功率 液壓泵向系統(tǒng)輸出的理論流量 液壓泵的總效率 液壓泵的機械效率 換算系數(shù) 代入數(shù)據(jù)： 2）電機的功率也可以根據(jù)技術手冊找，根據(jù)《機械設計手冊》第三版，第五卷，可以查得電機的驅(qū)動功率為4，本設計以技術手冊的數(shù)據(jù)為標準 ，取電機的功率為4。 根據(jù)上述計算過程，現(xiàn)在可以進行電機的選取，本液壓系統(tǒng)為一般液壓系統(tǒng)，通常選取三相異步電動機就能夠滿足要求，初步確定電機的功率和相關參數(shù)如下： 型號： 額

62、定功率：4 滿載時轉(zhuǎn)速： 電流： 效率： 85.5% 凈重： 45Kg 額定轉(zhuǎn)矩： 電機的安裝形式為 型，其參數(shù)為： 基座號：112M 極數(shù)：4 國際標準基座號： 液壓泵為三螺桿泵，其參數(shù)如下： 規(guī)格： 標定粘度： 10 轉(zhuǎn)速： 2900 壓力： 4 流量： 26.6 功率： 4 吸入口直徑： mm 25 排出口直徑： mm 20 重量： Kg

63、11 允許吸上真空高度： m() 5 制造廠： 北京第二機床廠 說明： 三螺桿泵的使用、安裝、維護要求。 使用要求：一般用于液壓傳動系統(tǒng)中的三螺桿泵多采用20號液壓油或40號液壓油，其粘度范圍為之間。 安裝要求：電機與泵的連接應用彈性連軸器，以保證兩者之間的同軸度要求，（用千分表檢查連軸器的一個端面，其跳動量不得大于0.03mm，徑向跳動不得大于0.05mm.）,當每隔轉(zhuǎn)動連軸器時，將一個聯(lián)軸節(jié)作徑向移動時應感覺輕快。泵的進油管道不得過長，彎頭不宜過多，進油口管道應接有過濾器，其濾孔一般可用40目到60目過濾網(wǎng)，過濾器不允許露出油面，當泵正常運轉(zhuǎn)后，其油面離過濾器頂面至少有1

64、00mm,以免吸入空氣，甭的吸油高度應小于500mm. 維護要求：為保護泵的安全，必須在泵的壓油管道上裝安全閥（溢流閥）和壓力表。 7.1.3 連軸器的選用 連軸器的選擇應根據(jù)負載情況，計算轉(zhuǎn)矩，軸端直徑和工作轉(zhuǎn)速來選擇。 計算轉(zhuǎn)矩由下式求出： （34） 式中： 需用轉(zhuǎn)矩，見各連軸器標準 驅(qū)動功率 工作轉(zhuǎn)速 工況系數(shù)

65、 取為1.5 代入數(shù)據(jù)： 據(jù)此可以選擇連軸器的型號如下： 名稱： 撓性連軸器彈性套柱銷連軸器 許用轉(zhuǎn)矩： 許用轉(zhuǎn)速： 4700r/min 軸孔直徑： 軸孔長度： Y型： L=42mm , D=95mm 重 量： 1.9Kg 7.2 控制閥的選用 液壓系統(tǒng)應盡可能多的由標準液壓控制元件組成，液壓控制元件的主要選擇依據(jù)是閥所在的油路的最大工作壓力和通過該閥的最大實際流量，下面根據(jù)該原則依次進行壓力控制閥，流量控制閥和換向閥的選擇。 7.2.1 壓力控制閥 壓力控制閥的

66、選用原則 壓力：壓力控制閥的額定壓力應大于液壓系統(tǒng)可能出現(xiàn)的最高壓力，以保證壓力控制閥正常工作。 壓力調(diào)節(jié)范圍：系統(tǒng)調(diào)節(jié)壓力應在法的壓力調(diào)節(jié)范圍之內(nèi)。 流量：通過壓力控制閥的實際流量應小于壓力控制閥的額定流量。 結(jié)構(gòu)類型：根據(jù)結(jié)構(gòu)類性及工作原理，壓力控制閥可以分為直動型和先導型兩種，直動型壓力控制閥結(jié)構(gòu)簡單，靈敏度高，但壓力受流量的變化影響大，調(diào)壓偏差大，不適用在高壓大流量下工作。但在緩沖制動裝置中要求壓力控制閥的靈敏度高，應采用直動型溢流閥，先導型壓力控制閥的靈敏度和響應速度比直動閥低一些，調(diào)壓精度比直動閥高，廣泛應用于高壓，大流量和調(diào)壓精度要求較高的場合。 此外，還應考慮閥的安裝及連接形式，尺寸重量，價格，使用壽命，維護方便性，貨源情況等。 根據(jù)上述選用原則，可以選擇直動型壓力閥，再根據(jù)發(fā)的調(diào)定壓力及流量和相關參數(shù)，可以選擇DBD式直動式溢流閥，相關參數(shù)如下： 型號：DBDS6G10 最低調(diào)節(jié)壓力：5MPa 流量： 40L/min 介質(zhì)溫度： 7.2.2 流量控制閥 流量控制閥的選用原則如下：