1.前言

1.1課題研究的目的和意義

升降機是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機構，可用于生產流水線高度差

設備之間的貨物運送，物料上線，下線，共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，結構緊湊，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

快速啟動，制動和頻繁的換向。

(3)液壓裝置可在大范圍內實現無級調速，(調速范圍可達到2000),還可以在

運行的過程中實現調速。

(4)液壓傳動易于實現自動化，他對液體壓力，流量和流動方向易于進行調解或

控制。

(5)液壓裝置易于實現過載保護。

(6)液壓元件以實現了標準化，系列化，通用化，壓也系統(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，出現故障不易找到原因，但在實際的應用中，可以通過有效的措施來減小不利因

素帶來的影響。

1.2國內研究狀況及發(fā)展前景

我國的液壓技術是在新中國成立以后才發(fā)展起來的。自從1952年試制出我國第一個

液壓元件一一齒輪泵起，迄今大致經歷了仿制外國產品，自行設計開發(fā)和引進消化提高

等幾個階段。

進年來，通過技術引進和科研攻關，產品水平也得到了提高，研制和生產出了一些

具先進水平的產品。

目前，我國的液壓技術已經能夠為冶金、工程機械、機床、化工機械、紡織機械等

部門提供品種比較齊全的產品。

但是，我國的液壓技術在產品品種、數量及技術水平上，與國際水品以及主機行業(yè)

的要求還有不少差距，每年還需要進口大量的液壓元件。

今后，液壓技術的發(fā)展將向著一下方向：

(1)提高元件性能，創(chuàng)制新型元件，體積不斷縮小。

(2)高度的組合化，集成化，模塊化。

(3)和微電子技術結合，走向智能化。

總之，液壓工業(yè)在國民經濟中的比重是很大的，他和氣動技術常用來衡量一個國家

的工業(yè)化水平。

2.工藝參數及工況分析

2.1升降機的工藝參數

本設計升降機為全液壓系統(tǒng)，相關工藝參數為：

額定載荷：2500kg最低高度：500mm最大起升高度：1500mm

最大高度：1700mm平臺尺、『：4000x2000mm電源：380v,50Hz

2.2工況分析

本升降機是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機構，和用于生產流水線高度

差設備之間的貨物運送，物料上線、下線。工件裝配時調節(jié)工件高度，高出給料機運

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。

該升降臺主要有兩部分組成：機械系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)。機械機構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升降機的功能。

3.升降機機械機構的設計和

計舁

3.1升降機機械結構形式和運動機理

根據升降機的平臺尺寸4000x2000〃z〃?，參考國內外同類產品的工藝參數可知，

該升降機宜采用單雙叉機構形式：即有兩個單叉機構升降臺合并而成，有四個同步液壓

缸做同步運動，以達到升降機升降的目的。其具體結構形式

圖3.1所示即為該升降機的基本結構形式，其中1是工作平臺，2是活動錢鏈，3

為固定較鏈，4為支架，5是液壓缸，6為底座。在1和6的活動較鏈處設有滑道。4

主要起支撐作用和運動轉化形式的作用，一方面支撐上頂板的載荷，一方面通過其較接

將液壓缸的伸縮運動轉化為平臺的升降運動，1與載荷直接接觸，將載荷轉化為均布載

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。通過這些機構的相互配合，實現升降機的

穩(wěn)定和可靠運行。

兩支架在0點較接，支架4上下端分別固定在平臺和底座上，通過活塞桿的伸縮和

較接點0的作用實現貨物的舉升。

3.2升降機的機械結構和零件設計

3.2.1升降機結構參數的選擇和確定

根據升降臺的工藝參數和他的基本運動機理來確定支架4的長度和截面形狀，升降

臺達要求高度時較鏈a、b的距離其液壓缸的工作行程。

x

設ab=x(0<X<1/M)，則4支架的長度可以確定為/z=2—±,(/z>1.5〃?)，即支

2

架和地板垂直時的高度應大于1.5團，這樣才能保證其最大升降高度達到1.5加，其運

動過程中任意兩個位置的示意圖表示如下：

圖3.4

設支架都在其中點處絞合，液壓缸頂端與支架絞合點距離中點為t,根據其水平位

置的幾何位置關系可得：0<，<上4—’x.

4

下面根據幾何關系求解上述最佳組合值：

初步分析：x值范圍為0<x<lx,取值偏小，則工作平臺ab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值偏小，則會使液壓缸的行程偏大，并且

會造成整個機構受力情況不均勻。在該設計中，可以選擇幾個特殊值：x=0.4m,

x=0.6m,x=0.8m,分別根據數學關系計算出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。

(1)x=0.4

支架長度為h=2-x/2=L8m

O2C=h/2=0.9m

液壓缸的行程設為1,升降臺上下頂板合并時，根據幾何關系可得到：

l+t=O.9

升降臺完全升起時，有幾何關系可得到：

1.82+0.9952-1.52(0.9+1)2+0.9552+(2/)2

cosa=------------------=--------------------------

2x1.8x0.9952x(0.9+f)x2/

聯合上述方程求得：

t=0.355m

1=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)x=0.6

支架長度為=2-x/2=1.7m

02c=h/2=0.85m

液壓缸的行程設為1,升降臺上下頂板合并時，根據幾何關系可得到：

l+t=0.9

升降臺完全升起時，有幾何關系可得到：

1.72+0.82-1.52(0.85+￡)2+0.82—(2/)2

cosa=---------------=-------------------------

2xl.7x0.82x0.8x(0.854-0

聯合上述方程求得：

t=0.32m

1=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)x=0.8

支架長度為=2-x/2=l.6m

O’C=h/2=0.8m

液壓缸的行程設為1,升降臺上下頂板合并時，根據幾何關系可得到：

1+t=0.9

升降臺完全升起時，有幾何關系可得到：

1.62+0.5572-1.52(0.8++0.5572-(2/『

cosa=---------------------------=----------------------------------------

2xl.6x0.5572x(0.8+。x0.557

聯合上述方程求得：

t=0.284m

1=0.516m

即液壓缸活塞桿與2桿絞合點與2桿中心距為0.284nl.活塞行程為0.516m

現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

IIiII11

O9n08m06m08n09m

(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裁荷，有材料力學理論可知，此時兩支架

中點出所受到的彎曲應力為最大，可能會發(fā)生彎曲破壞，根據材料力學中提高梁的彎曲

強度的措施

mM

ama.x-卬<L[crl

知，合理安排梁的受力情況，可以降低"max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時的結構作為升降機a的最終值，由此便可以確定其他相關參數如下：

t=0.32m.1=0.53m,h=l.7m

3.2.2升降機支架和下底板結構的確定

3.2.2.1上頂板結構和強度校核

上頂板和載荷直接接觸，其結構采用由若干根相互交叉垂直的熱軋槽鋼通過焊接形

式焊接而成，然后在槽鋼的四個側面和上頂面上鋪裝4000x2000x3mm的鋼板，其結構形

式大致如下所示：

圖3.7

沿平臺的上頂面長度方向布置4根16號熱軋槽鋼，沿寬度方向布置6根10號熱軋槽

鋼，組成上圖所示的上頂板結構。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。滑槽的具體尺寸根據上下支架的具體尺寸和結構而定。

沿長度方向的4根16號熱軋槽鋼的結構參數為

hxbxdxtxrxr,=16Ox65x8.5xlOxlO.Ox5.O/wn，截面面積為25.162c〃/，理

論重量為19.752依/加，抗彎截面系數為117cm3。沿寬度方向的6根10號熱軋槽鋼的

結構參數為/zxbxdxfxrxr;=100x48x5.3x8.5x8.5x4.2"〃”，截面面積為

12.784cm2,理論重量為10.007依/相，抗彎截面系數為39.7。/0

其質量分別為：

4根16號熱軋槽鋼的質量為：

用1=4x4x19.752=316%g

6根10號熱軋槽鋼的質量為：

m2=6x2x10.007=120kg

菱形鋼板質量為：

m3=4x2x25.6=204.8依

3.2.2.2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:

F

F鋼板和額定載荷重力之和。單位N

1載荷的作用長度。單位m,沿長度方向為16m,寬度方向為12m.

其中F=(n\+%)g+G額載

帶入數據得：F=29604N

沿長度方向有：q=*

帶入數據有：4="296上04=1850N

4x4

分析升降機的運動過程，可以發(fā)現在升降機剛要起升時和升降機達到最大高度時，

會出現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：

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：

工丫=0即8N-Q=0

29604

將尸=------N帶入上式中：N=1850N

2

根據受力圖，其彎矩圖如下所示：

AB段：M(x)=Nx-gx

=1850-925x2(0<x<1.7/n)

BC段：M(x)=Nx+N(x-1.7)—幺/

2

=3700x-3145-925x2(1.7<x<2.3/n)

由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為：o-max=185O7Vm

根據彎曲強度理論:

max

dnax

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m3

沿長度方向為16號熱軋槽鋼W=117x10-6〃/

q鋼的屈服極限=255MPa

CT(

n安全系數n=3

代入數據:

1850=15.8MPa<2

°max=S5MPa

117x10^n

由此可知，強度符合要求。

升降臺升到最高位置時，分析過程如下：

與前述相同：N=1850N

彎矩如下：

FA段：M(x)-^x2(0<x<1.7m)

=925x2

AB段：M(x)=N(x—0.9)—幺%?(0.9<x<1.7m)

2

=18501665-925x2

BC段：A/(x)=/V(x-0.9)+A^(x-1.7)-1x2(1.74x42.3機)

=3700x-4810-925x2

CD段與AB段對稱，AF段和DE段對稱.

由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為：0mli*=1193.5N〃?

根據彎曲強度理論：

即梁的最大彎曲應力應小于其許用彎曲應力。

式中：W抗彎截面系數單位能3沿長度方向為16號熱軋槽鋼

W=117x10-6機3

%.鋼的屈服極限q=255MPa

n安全系數

代入數據：

1193.255

<7max=--------=10.2MPa<—=S5MPa

而117x10-6n

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：q=-

I

F鋼板及16號槽鋼與載荷重力

1載荷作用長度2x6=12m

帶入相關數據，q=2307N/"z

受力圖和彎矩圖如下所示：

M(x)=Nx-；x(0<x<2m)

=1850—1153.5x2

A------------------------------------------------------------------B

G9G5

由彎矩圖知：Mmax=696.5M〃

最大彎曲應力為：0maax、卬=LJ

故寬度方向也滿足強度要求。

3.2.2.3支架的結構

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。支架在升降機結構中的主要功能為載荷支撐和運動

轉化，將液壓缸的伸縮運動，通過與其較合的支點轉化為平臺的升降運動，支架的結構

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:

8N=(m?+m2+m3)g+G額載

求得：N=3848N

分析支架的運動形式和受力情況，發(fā)現支架在運動過程中受力情況比較復雜，它與

另一支架較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的情況下可以這樣處理。根據甘

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結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和自重所傳遞的載荷力。

計算簡圖如下所示：

圖3.11

N'所產生的彎矩為：M'=N'L

N'每個支架的支點對上頂板的作用力單位N

L液壓缸與支架較合點距支點之間的距離單位m

代入數據：M=3848x0.53=2039N〃？

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:

%,x<［可

M「1

bfnax

WL」〃

式中：M支架上所受到的彎矩單位Nm

a2b

W截面分別為a,b的長方形抗彎截面系數W=￥〃7

5所選材料為碳素結構鋼。235%=235M出

292035

將數據代入有：afe>-

235

求得：a2b>78cm3

上式表明：只要截面為a,b的長方形滿足條件/b278。/,則可以滿足強度要

求，取a=5cm,b=3.5c〃？，則其a2b=87.5cm3>78C/M3符合強度要求。

這些鋼柱的質量為：嗎=8abhp=8x3.5x5x10"*x7.9xl03xl.7=l88Kg

支架的結構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構連接，因

此應在兩支架之間加裝支板，以滿足動力傳遞要求。

3.2.2.4升降機底座的設計和校核

升降機底座在整個機構中支撐著平臺的全部重量，并將其傳遞到地基上，他的設計

重點是滿足強度要求即可.，保證在升降機升降過程中不會被壓潰即可，不會發(fā)生過大大

變形，其具體參數見裝配圖。

4.升降機系統(tǒng)的設計要求

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

應滿足組成結構簡單，工作安全可靠，操縱維護方便，經濟性好等條件。

本升降臺對液壓系統(tǒng)的設計要求可以總結如下：

升降臺的升降運動采用液壓傳動，可選用遠程或無線控制，升降機的升降運動由液

壓缸的伸縮運動經轉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同步

運動，要求其工作平穩(wěn)，結構合理，安全性優(yōu)良，使用于各種不同場合，工作精度要求

一般.

5.執(zhí)行元件速度和載荷

5.1執(zhí)行元件類型、數量和安裝位置

類型選擇：

表5.1執(zhí)行元件類型的選擇

往復直線運動回轉運動往復擺動

運動形式

短行程長行程高速低速

執(zhí)行元件的柱塞缸高速液低速液擺動液壓馬達

類型活塞缸液壓馬達和絲杠壓馬達壓馬達

螺母機構

根據上表選擇執(zhí)行元件類型為活塞缸，再根據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，其符號為：

圖5.1

數量：該升降平臺為雙單叉結構，故其采用的液壓缸數量為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。

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擺

動，安裝的位置為圖3.6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。

5.2速度和載荷計算

5.2.1速度計算及速度變化規(guī)律

參考國內升降臺類產品的技術參數可知。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:

I

v=-

t

式中：v執(zhí)行元件的速度單位m/s

L液壓缸的行程單位m

t時間單位s

當t=40s時：

v=_2_=￡1^2=0.01325mls

*40

當t-50s時：

I0.53

Vmin=y=-=0.0106/72/5

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，其間有段加速階段，該加速階段加速度比較小，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)。

5.2.2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，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6J,運動部

件之間的摩擦阻力F磨，密封裝置的摩擦阻力F密，起動制動或換向過程中的慣性力

耳3,回油腔因被壓作用而產生的阻力耳芋，即液壓缸的總阻力也就是它的最大牽引

力：

F=F切+F磨+F密+%+F背

(1)切削力。根據其概念：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：FVj=F額載+七架+F上頂板

(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

之間的接觸摩擦，取〃=0.15,

其具體計算式為：F；g=//G=//(ni)+m2+m3,m4)g+4G額載

式中各符號意義同第三章。

(3)密封裝置的密封阻力。根據密封裝置的不同，分別采用下式計算:

0形密封圈：琮=0.03FF-液壓缸的推力

Y形密封圈：琮=fp〃dh1

f摩擦系數，取f=0.01

P密封處的工作壓力單位Pa

d密封處的直徑單位m

h,密封圈有效高度單位m

密封摩擦力也可以采用經驗公式計算，一般取E密=(0.05—0.1)F

(4)運動部件的慣性力。

其計算式為：F||.s=ma=—x—x—

gAtgAt

式中：G運動部件的總重力單位N

g重力加速度單位m/s?

Av啟動或制動時的速度變量單位m/s

At起動制動所需要的時間單位s

對于行走機械取包=0.5—L5m/s2,本設計中取值為0.4m/s2

At

(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：

F=F切+%+琦+，

=(m)+m2+m3+m4)g+G額載+//(m,+m2+m3)g+〃G額載+

殳x竺+0.05%

gAt切

=(204.8+316+120+188+2500)x9.8+0.15(204.8+316+120)x

9.8+(204.8+316+120+188+2500)x0.4+(204.8+316+120+188+2500)

x9.8x0.05

=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。

6.液壓系統(tǒng)主要參數的確定

6.1系統(tǒng)壓力的初步確定

液壓缸的有效工作壓力可以根據下表確定：

表6.1液壓缸牽引力與工作壓力之間的關系

牽引力F(KN)<55-1010-2020-3030-50>50

工作壓力P(MPa)<0.8-101.5-22.5-33-44-5>5-7

由于該液壓缸的推力即牽引力為10KN,根據上表，可以初步確定液壓缸的工作壓力

為：p=2MPao

6.2液壓執(zhí)行元件的主要參數

6.2.1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，該升降臺工作時液壓缸產生向

上的推力，因此計算時只取液壓油進入無桿腔時產生的推力：

F=P?D%

式中：p液壓缸的工作壓力Pa取p=(20-3)xl()5pa

I)活塞內徑單位m0.09m

液壓缸的效率0.95

代入數據：

F=-X(90X10-3)2X(20-3)X105X0.95

4

F=10.3KN

即液壓缸工作時產生的推力為10.3KN。

表6.1

系統(tǒng)被壓經驗數據

回路特點背壓值

進油路調速1-2x10

進油路調速

回油裝被壓閥2-5x10

回油路調速6-10x10

6.2.2缸筒內徑的確定

該液壓缸宜按照推力要求來計算缸筒內經,計算式如下：

要求活塞無桿腔的推力為F時，其內徑為

八14F

D=------

V"%"

式中：D活塞桿直徑缸筒內經單位m

F無桿腔推力單位N

P工作壓力單位MPa

久“液壓缸機械效率0.95

代入數據：

D=83mm取圓整值為D=90rnm

液壓缸的內徑，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，而這些零件已經標準化，有專門的生產廠家，故活塞和液壓缸的

內徑也應該標準化，以便選用標準件。

6.2.3活塞桿直徑的確定

(1)活塞桿直徑根據受力情況和液壓缸的結構形式來確定

受拉時:J=(0.3-0.5)D

受壓時:p<5MPad=(0.3—0.5)0

5<p<7MPad=(0.5—0.7)。

p>1MPad=0.7D

該液壓缸的工作壓力為為：p=2MPa,<5MPa,取d=0.5D,d=45mm。

(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：

FxlO-6

4

式中：F活塞桿的推力單位N

d活塞桿直徑單位m

b材料的許用應力單位MPa活塞桿用45號鋼

[cr]=—,crv=340MPa,n=2.5

10X103X10^X4

代入數據:3.14x(45x10-3)2

=6.3MPa<[cr]

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:

L/-nn~EJ

—>m^n時，F--------z—

K*KI?

在該設計及安裝形式中，液壓缸兩端采用較接，其值分別為:

”=1,m=85,L=126Qmm

將上述值代入式中得:

—>msjn

故校核采用的式子為:

?nn'EJ

FK=——--

K13

式中：n=l安裝形式系數

E活塞桿材料的彈性模量鋼材取￡=2.1x10"Pa

兀d&

J活塞桿截面的轉動慣量J=—

64

L計算長度1.06m

代入數據：

F_3.142X2.1X10”X3.14X(45X1(T3)4

K—64x1.06?

=371KN

其穩(wěn)定條件為：

F(生

〃K

式中：nK穩(wěn)定安全系數，一般取以=2—4取〃長=3

F液壓缸的最大推力單位N

代入數據：^F=—371=123KN

〃K3

故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求。

6.2.4液壓缸壁厚，最小導向長度，液壓缸

長度的確定

6.2.4.1液壓缸壁厚的確定

液壓缸壁厚又結構和工藝要求等確定，一般按照薄壁筒計算，壁厚由下式確定:

2[司

式中：D液壓缸內徑單位m

3缸體壁厚單位cm

Py液壓缸最高工作壓力單位Pa一般取巴=(1.2-1.3)

P

[<y]缸體材料的許用應力鋼材取[b]=100-110MP”

1.3X2X1Q6X9

代入數據:5>=0.117cm

2xl00xl06

考慮到液壓缸的加工要求，將其壁厚適當加厚，取壁厚5=3加〃？o

6.2.4.2最小導向長度

活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中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6.1

即“2------1-----=71.5cm取為72cm

202

活塞的寬度一般取8=(0.6-0.1)。，導向套滑動面長度A，在D<80mm

時，取A=(0.6-1.0)D,在D=80mm時，取A=(0.6-1.0)d,當導向套長度不夠時，

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。

6.2.5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

程開始和結束時有一加速和減速階段外，活塞在行程的中間大多數時間保持恒定速度

v,?,液壓缸的流量可以計算如下：

。=史

式中：A活塞的有效工作面積對于無桿腔4=巳。2

4

TJCV活塞的容積效率采用彈形密封圈時〃3=1,采用活塞

環(huán)時=0.98

Av

Qmax=—2"vmax為液壓缸的最大運動速度單位m/s

%

代入數據：

3.14x0.9-x0.1325x60=5J6L/m.n

0.98x4

3.14X0.92X0.106,八…，，.

2------------------------x60=4.13L/min

min0.98x4

即液壓缸以其最大速度運動時，所需要的流量為5.16L/min，以其

最小運動速度運動時，所需要的流量為4.13L/min。

7.液壓系統(tǒng)方案的選擇和論

證

液壓系統(tǒng)方案是根據主機的工作情況，主機對液壓系統(tǒng)的技術要求，液壓系統(tǒng)的工

作條件和環(huán)境條件，以成本，經濟性，供貨情況等諸多因素進行全面綜合的設計選擇，

從而擬訂出一個各方面比較合理的，可實現的液壓系統(tǒng)方案。其具體包括的內容有：油

路循環(huán)方式的分析與選擇，油源形式的分析和選擇，液壓回路的分析，選擇，合成，液

壓系統(tǒng)原理圖的擬定。

7.1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種，其各自特點及相互比較見下表：

表7.1

開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)的比較

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，需用輔泵換油冷卻

抗污染性較差，但可用壓力油箱或其它改善較好，但油液過濾耍求高

管路壓力損失較大，用節(jié)流調速效率

系統(tǒng)效率管路壓力損失較小，容積調速效率高

低

用平衡閥進行能耗限速，用制動閥進液壓泵由電機拖動時，限速及制動過程

限速制動形式

行能耗制動，可引起油液發(fā)熱中拖動電機能向電網輸電，回收部分能

縣里

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)的調速方式和散熱條件。

比較上述兩種方式的差異，再根據升降機的性能要求，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

求該升降機的結構盡可能簡單，開始系統(tǒng)剛好能滿足上述要求。

油源回路的原理圖如下所示：

8

8壓力表

7溢流閥

6液壓泵

5電動機

4液位計

3溫度計

2過濾器

油缸

圖7.1

7.2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，并聯，獨聯，以及它們的組合―-復聯等。

串聯方式是除了第一個液壓元件的進油口和最后一個執(zhí)行元件的回油口分別與液壓

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。

7.3調速方案的選擇

調速方案對主機的性能起決定作用，選擇調速方案時，應根據液壓執(zhí)行元件的負載

特性和調速范圍及經濟性等因素選擇。

常用的調速方案有三種：節(jié)流調速回路，容積調速回路，容積節(jié)流調速回路。本升

降機采用節(jié)流調速回路，原因是該調速回路有以下特點：承載能力好，成本低，調速范

圍大，適用于小功率，輕載或中低壓系統(tǒng)，但其速度剛度差，效率低，發(fā)熱大。

7.4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：

8.液壓元件的選擇計算及其

連接

液壓元件主要包括有：油泵，電機，各種控制閥，管路，過濾器等。有液壓元件的

不同連接組合構成了功能各異的液壓回路，下面根據主機的要求進行液壓元件的選擇計

算.

8.1油泵和電機選擇

8.1.1泵的額定流量和額定壓力

8.1.1.1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系統(tǒng)所需要的最

大流量和泄漏量來確定：

%；KQ”

式中：%,泵的輸出流量單位L/min

K系統(tǒng)泄漏系數一般取K=1.1-1.3

Qmax液壓缸實際需要的最大流量單位L/min

n執(zhí)行元件個數

代入數據：

qp>1.1x5.16x4=22.7L/min

對于工作過程中始終用節(jié)流閥調速的系統(tǒng)，在確定泵的流量時，應再加上溢流閥的

最小溢流量，一般取3L/min：

qp>22.7+3=25.7L/min

8.1.1.2泵的最高工作壓力

泵的工作壓力應該根據液壓缸的工作壓力來確定，即

式中：Pp泵的工作壓力單位Pa

Pmm執(zhí)行元件的最高工作壓力單位Pa

￡心進油路和回油路總的壓力損失。

初算時，節(jié)流調速和比較簡單的油路可以取0.2-0.5MP。，對于進油路有調速

閥和管路比較復雜的系統(tǒng)可以取0.5-1.5MP。o

代入數據：4N2+0.5=2.5MP。

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

工作壓力介大25%—60%,即泵的額定壓力為3.125MPa—4.0MPa,取其額定

壓力為4MPa.

8.1.2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，山于液壓泵存在容

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：

P一Pq_尸。，

i6xlO7776X1077,?

式中：P液壓泵的實際最高工作壓力單位Pa

q液壓泵的實際流量單位L/min

P,液壓泵的輸入功率單位KW

q,液壓泵向系統(tǒng)輸出的理論流量單位L/min

7液壓泵的總效率見下表

7,?液壓泵的機械效率

6xl07換算系數

小、的山八2.5x106x25.7

代入數據：P：=---------=-----------=1.64KW

'6X107X0.65

表8.1

液壓泵的總效率

液壓泵類型齒輪泵葉片泵柱塞泵螺桿泵

總效率0.6-0.70.6-0.750.8-0.850.65-0.8

(2)電機的功率也可以根據技術手冊找，根據《機械設計手冊》第三版，第五

卷，可以查得電機的驅動功率為4