《剪叉式液壓升降機(jī)設(shè)計.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《剪叉式液壓升降機(jī)設(shè)計.doc（40頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1.前言 1.1課題研究的目的和意義 升降機(jī)是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機(jī)構(gòu)，可用于生產(chǎn)流水線高度差設(shè)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(jī)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(dá)的體積和重量只有同等功率電機(jī)的12%。 （2）液壓裝置工作比較平穩(wěn)，由于重量輕，慣性小，反應(yīng)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)速范圍可達(dá)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(jìn)行調(diào)解或控制。 （5）液壓裝置易于實現(xiàn)過載保護(hù)。 （6）液壓元件以實現(xiàn)了標(biāo)準(zhǔn)化，系列化，通用化，壓也系統(tǒng)的設(shè)計制造和使用都比較方便。 當(dāng)然液壓技術(shù)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(yīng)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，但在實際的應(yīng)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(nèi)研究狀況及發(fā)展前景 我國的液壓技術(shù)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——齒輪泵起，迄今大致經(jīng)歷了仿制外國產(chǎn)品，自行設(shè)計開發(fā)和引進(jìn)消化提高等幾個階段。 進(jìn)年來，通過技術(shù)引進(jìn)和科研攻關(guān)，產(chǎn)品水平也得到了提高，研制和生產(chǎn)出了一些具先進(jìn)水平的產(chǎn)品。 目前，我國的液壓技術(shù)已經(jīng)能夠為冶金、工程機(jī)械、機(jī)床、化工機(jī)械、紡織機(jī)械等部門提供品種比較齊全的產(chǎn)品。 但是，我國的液壓技術(shù)在產(chǎn)品品種、數(shù)量及技術(shù)水平上，與國際水品以及主機(jī)行業(yè)的要求還有不少差距，每年還需要進(jìn)口大量的液壓元件。 今后，液壓技術(shù)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(shù)結(jié)合，走向智能化。 總之，液壓工業(yè)在國民經(jīng)濟(jì)中的比重是很大的，他和氣動技術(shù)常用來衡量一個國家的工業(yè)化水平。 2.工藝參數(shù)及工況分析 2.1 升降機(jī)的工藝參數(shù) 本設(shè)計升降機(jī)為全液壓系統(tǒng)，相關(guān)工藝參數(shù)為： 額定載荷：2500kg 最低高度：500 mm 最大起升高度：1500mm 最大高度：1700mm 平臺尺寸：4000x2000mm 電源：380v,50Hz 2.2工況分析 本升降機(jī)是一種升降性能好，適用范圍廣的貨物舉升機(jī)構(gòu)，和用于生產(chǎn)流水線高度差設(shè)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，高出給料機(jī)運送，大型部件裝配時的部件舉升，大型機(jī)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(jī)械系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)。機(jī)械機(jī)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(jī)的功能。 3.升降機(jī)機(jī)械機(jī)構(gòu)的設(shè)計和計算 3.1 升降機(jī)機(jī)械結(jié)構(gòu)形式和運動機(jī)理 根據(jù)升降機(jī)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(jī)宜采用單雙叉機(jī)構(gòu)形式：即有兩個單叉機(jī)構(gòu)升降臺合并而成，有四個同步液壓缸做同步運動，以達(dá)到升降機(jī)升降的目的。其具體結(jié)構(gòu)形式 圖3.1 圖3.1所示即為該升降機(jī)的基本結(jié)構(gòu)形式，其中1是工作平臺，2是活動鉸鏈，3為固定鉸鏈，4為支架，5是液壓缸，6為底座。在1和6的活動鉸鏈處設(shè)有滑道。4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伸縮運動轉(zhuǎn)化為平臺的升降運動，1與載荷直接接觸，將載荷轉(zhuǎn)化為均布載荷，從而增強(qiáng)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(dān)著整個升降機(jī)的重量，而且能將作用力傳遞到地基上。通過這些機(jī)構(gòu)的相互配合，實現(xiàn)升降機(jī)的穩(wěn)定和可靠運行。 兩支架在0點鉸接，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鉸接點0的作用實現(xiàn)貨物的舉升。 3.2 升降機(jī)的機(jī)械結(jié)構(gòu)和零件設(shè)計 3.2.1 升降機(jī)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(jī)理來確定支架4的長度和截面形狀,升降臺達(dá)要求高度時鉸鏈a、b的距離其液壓缸的工作行程。 設(shè)ab=x ()，則4支架的長度可以確定為,即支架和地板垂直時的高度應(yīng)大于,這樣才能保證其最大升降高度達(dá)到，其運動過程中任意兩個位置的示意圖表示如下： 圖3.4 設(shè)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(jù)其水平位置的幾何位置關(guān)系可得： . 下面根據(jù)幾何關(guān)系求解上述最佳組合值： 初步分析：值范圍為 ,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(jī)構(gòu)受力情況不均勻。在該設(shè)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(xué)關(guān)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(shè)計要求。 （1） =0.4 支架長度為h=2-x/2=1.8m =h/2=0.9m 液壓缸的行程設(shè)為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關(guān)系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關(guān)系可得到： = 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=1.7m =h/2=0.85m 液壓缸的行程設(shè)為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關(guān)系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關(guān)系可得到： = 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(shè)為l,升降臺上下頂板合并時，根據(jù)幾何關(guān)系可得到： l+t=0.9 升降臺完全升起時，有幾何關(guān)系可得到： = 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(jìn)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(xué)理論可知，此時兩支架中點出所受到的彎曲應(yīng)力為最大，可能會發(fā)生彎曲破壞，根據(jù)材料力學(xué)中提高梁的彎曲強(qiáng)度的措施 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(jī)a的最終值，由此便可以確定其他相關(guān)參數(shù)如下： t=0.32m. l=0.53m, h=1.7m 3.2.2 升降機(jī)支架和下底板結(jié)構(gòu)的確定3.2.2.1 上頂板結(jié)構(gòu)和強(qiáng)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鋼通過焊接形式焊接而成，然后在槽鋼的四個側(cè)面和上頂面上鋪裝4000x2000x3mm的鋼板，其結(jié)構(gòu)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(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號熱軋槽鋼的結(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號熱軋槽鋼的結(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號熱軋槽鋼的質(zhì)量為： 6根10號熱軋槽鋼的質(zhì)量為： 菱形鋼板質(zhì)量為： 3.2.2.2 強(qiáng)度校核 升降臺上頂板的載荷是作用在一平臺上的，可以認(rèn)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鋼板和額定載荷重力之和。 單位N l 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 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(jī)的運動過程，可以發(fā)現(xiàn)在升降機(jī)剛要起升時和升降機(jī)達(dá)到最大高度時，會出現(xiàn)梁受彎矩最大的情況 ，故強(qiáng)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(shè)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，其彎矩圖如下所示： AB段： =1850-925 （） BC段： =3700x-3145-925 （） 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(qiáng)度理論： 即梁的最大彎曲應(yīng)力應(yīng)小于其許用彎曲應(yīng)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)： = 由此可知，強(qiáng)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： 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. 　　　　　　　　　　　　 由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為 ： 根據(jù)彎曲強(qiáng)度理論： 即梁的最大彎曲應(yīng)力應(yīng)小于其許用彎曲應(yīng)力。 式中： W 抗彎截面系數(shù) 單位 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)： = 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(qiáng)度要求。 同樣分析沿寬度方向的強(qiáng)度要求： 均布載荷強(qiáng)度為： F 鋼板及16號槽鋼與載荷重力 l 載荷作用長度 2x6=12m 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)， 受力圖和彎矩圖如下所示： （） = 　　　　 由彎矩圖知： 最大彎曲應(yīng)力為： 故寬度方向也滿足強(qiáng)度要求。 3.2.2.3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(jī)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(yīng)滿足安裝要求外，還應(yīng)保證有足夠的剛度和強(qiáng)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(shè)為N.則有等式： 求得：N=3848N 分析支架的運動形式和受力情況，發(fā)現(xiàn)支架在運動過程中受力情況比較復(fù)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(jìn)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和自重所傳遞的載荷力。 計算簡圖如下所示： 圖3.11 所產(chǎn)生的彎矩為： 每個支架的支點對上頂板的作用力 單位N L 液壓缸與支架鉸合點距支點之間的距離 單位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(qiáng)度應(yīng)滿足的要求是： 式中： M 支架上所受到的彎矩 單位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：只要截面為a,b的長方形滿足條件，則可以滿足強(qiáng)度要求，取，則其 符合強(qiáng)度要求。 這些鋼柱的質(zhì)量為： 支架的結(jié)構(gòu)還應(yīng)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(yīng)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(jī)底座的設(shè)計和校核 升降機(jī)底座在整個機(jī)構(gòu)中支撐著平臺的全部重量，并將其傳遞到地基上，他的設(shè)計重點是滿足強(qiáng)度要求即可，保證在升降機(jī)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(shù)見裝配圖。 4.升降機(jī)系統(tǒng)的設(shè)計要求 液壓系統(tǒng)的設(shè)計在本升降臺的設(shè)計中主要是液壓傳動系統(tǒng)的設(shè)計，它與主機(jī)的設(shè)計是緊密相關(guān)的，往往要同時進(jìn)行，所設(shè)計的液壓系統(tǒng)應(yīng)符合主機(jī)的拖動、循環(huán)要求。還應(yīng)滿足組成結(jié)構(gòu)簡單，工作安全可靠，操縱維護(hù)方便，經(jīng)濟(jì)性好等條件。 本升降臺對液壓系統(tǒng)的設(shè)計要求可以總結(jié)如下： 升降臺的升降運動采用液壓傳動，可選用遠(yuǎn)程或無線控制，升降機(jī)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(fù)載變化范圍為0~~~2500Kg，負(fù)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. 5.執(zhí)行元件速度和載荷 5.1執(zhí)行元件類型、數(shù)量和安裝位置 類型選擇： 表5.1 執(zhí)行元件類型的選擇 運動形式 往復(fù)直線運動 回轉(zhuǎn)運動 往復(fù)擺動 短行程 長行程 高速 低速 擺動液壓馬達(dá) 執(zhí)行元件的類型 活塞缸 柱塞缸 液壓馬達(dá)和絲杠螺母機(jī)構(gòu) 高速液壓馬達(dá) 低速液壓馬達(dá) 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(jìn)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(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。 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，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(jī)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(nèi)升降臺類產(chǎn)品的技術(shù)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(shè)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: 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(dāng) 時： =0.01325 當(dāng) 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(jī)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，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： （1）切削力。根據(jù)其概念：阻礙工作運動的力，在本設(shè)計中即為額定負(fù)載的重力和支架以及上頂板的重力： 其計算式為： （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， 其具體計算式為： 式中各符號意義同第三章。 （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 單位Pa d 密封處的直徑 單位m 密封圈有效高度 單位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： 式中： G 運動部件的總重力 單位N g 重力加速度 單位 啟動或制動時的速度變量 單位m/s 起動制動所需要的時間 單位s 對于行走機(jī)械取，本設(shè)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： = =(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)9.80.05 =40KN 液壓缸的總負(fù)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(fù)載變化范圍為0—2500Kg，在工作過程中無沖擊負(fù)載的作用，負(fù)載在工作過程中無變化，也就是該升降臺受恒定負(fù)載的作用。 6.液壓系統(tǒng)主要參數(shù)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(jù)下表確定： 表6.1 液壓缸牽引力與工作壓力之間的關(guān)系 牽引力F（KN） <5 5-10 10-20 20-30 30-50 >50 工作壓力P（MPa） <0.8-10 1.5-2 2.5-3 3-4 4-5 >5-7 由于該液壓缸的推力即牽引力為10KN，根據(jù)上表，可以初步確定液壓缸的工作壓力為：p=2MPa 。 6.2 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 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(chǎn)生向上的推力，因此計算時只取液壓油進(jìn)入無桿腔時產(chǎn)生的推力： F= 式中： p 液壓缸的工作壓力 Pa 取p= D 活塞內(nèi)徑 單位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6.1 6.2.2 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： 式中： D 活塞桿直徑 缸筒內(nèi)經(jīng) 單位m F 無桿腔推力 單位N P 工作壓力 單位MPa 液壓缸機(jī)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(biāo)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(biāo)準(zhǔn)化，有專門的生產(chǎn)廠家，故活塞和液壓缸的內(nèi)徑也應(yīng)該標(biāo)準(zhǔn)化，以便選用標(biāo)準(zhǔn)件。 6.2.3 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： 受壓時： 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(qiáng)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(qiáng)度計算公式進(jìn)行： 式中： F 活塞桿的推力 單位N d 活塞桿直徑 單位m 材料的許用應(yīng)力 單位MPa 活塞桿用45號鋼 代入數(shù)據(jù)： =6.3MPa < 活塞桿的強(qiáng)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(xì)長比為： 時， 在該設(shè)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： 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： 式中： 穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取=2—4 取=3 F 液壓缸的最大推力 單位N 代入數(shù)據(jù)： =123KN 故活塞桿的穩(wěn)定性滿足要求。 6.2.4 液壓缸壁厚，最小導(dǎo)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(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： 式中： D 液壓缸內(nèi)徑 單位m 缸體壁厚 單位cm 液壓缸最高工作壓力 單位Pa 一般取=（1.2-1.3）p 缸體材料的許用應(yīng)力 鋼材取 代入數(shù)據(jù)： 考慮到液壓缸的加工要求，將其壁厚適當(dāng)加厚，取壁厚。 6.2.4.2 最小導(dǎo)向長度 活塞桿全部外伸時，從活塞支撐面中點到導(dǎo)向滑動面中點的距離為活塞的最小導(dǎo)向長度H，如下圖所示，如果最小導(dǎo)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(shè)計時必須保證有最小導(dǎo)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(dǎo)向長度為： 圖6.1 即 取為72cm 活塞的寬度一般取 ，導(dǎo)向套滑動面長度，在時，取，在時，取，當(dāng)導(dǎo)向套長度不夠時，不宜過分增大A和B，必要時可在導(dǎo)向套和活塞之間加一隔套，隔套的長度由最小導(dǎo)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(guān)系，當(dāng)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： 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，采用活塞環(huán)時 =0.98 為液壓缸的最大運動速度 單位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。 7.液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 液壓系統(tǒng)方案是根據(jù)主機(jī)的工作情況，主機(jī)對液壓系統(tǒng)的技術(shù)要求，液壓系統(tǒng)的工作條件和環(huán)境條件，以成本，經(jīng)濟(jì)性，供貨情況等諸多因素進(jìn)行全面綜合的設(shè)計選擇，從而擬訂出一個各方面比較合理的，可實現(xiàn)的液壓系統(tǒng)方案。其具體包括的內(nèi)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 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(jī)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(jī)主機(jī)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(jī)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下所示： 圖7.1 7.2 開式系統(tǒng)油路組合方式的分析選擇 當(dāng)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(fù)聯(lián)等。 串聯(lián)方式是除了第一個液壓元件的進(jìn)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(jìn)，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(diào)速方案的選擇 調(diào)速方案對主機(jī)的性能起決定作用，選擇調(diào)速方案時，應(yīng)根據(jù)液壓執(zhí)行元件的負(fù)載特性和調(diào)速范圍及經(jīng)濟(jì)性等因素選擇。 常用的調(diào)速方案有三種：節(jié)流調(diào)速回路，容積調(diào)速回路，容積節(jié)流調(diào)速回路。本升降機(jī)采用節(jié)流調(diào)速回路，原因是該調(diào)速回路有以下特點：承載能力好，成本低，調(diào)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(jī)，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(jī)的要求進(jìn)行液壓元件的選擇計算. 8.1 油泵和電機(jī)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(yīng)滿足執(zhí)行元件最高速度要求，所以泵的輸出流量應(yīng)根據(jù)系統(tǒng)所需要的最大流量和泄漏量來確定： 式中： 泵的輸出流量 單位 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 單位 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(yīng)再加上溢流閥的最小溢流量，一般取： 8.1.1.2 泵的最高工作壓力 泵的工作壓力應(yīng)該根據(jù)液壓缸的工作壓力來確定，即 式中： 泵的工作壓力 單位Pa 執(zhí)行元件的最高工作壓力 單位Pa 進(jìn)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(jìn)油路有調(diào)速閥和管路比較復(fù)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。 8.1.2 電機(jī)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(jī)的主要依據(jù)，由于液壓泵存在容積損失和機(jī)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： 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 液壓泵的輸入功率 單位 液壓泵向系統(tǒng)輸出的理論流量 單位 液壓泵的總效率 見下表 液壓泵的機(jī)械效率 換算系數(shù) 代入數(shù)據(jù)： 表8.1 （2）電機(jī)的功率也可以根據(jù)技術(shù)手冊找，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計手冊》第三版，第五卷，可以查得電機(jī)的驅(qū)動功率為4，本設(shè)計以技術(shù)手冊的數(shù)據(jù)為標(biāo)準(zhǔn) ，取電機(jī)的功率為4。 根據(jù)上述計算過程，現(xiàn)在可以進(jìn)行電機(jī)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(jī)就能夠滿足要求，初步確定電機(jī)的功率和相關(guān)參數(shù)如下： 型號： 額定功率：4 滿載時轉(zhuǎn)速： 電流： 效率： 85.5% 凈重： 45Kg 額定轉(zhuǎn)矩： 電機(jī)的安裝形式為 型，其參數(shù)為： 基座號：112M 極數(shù)：4 國際標(biāo)準(zhǔn)基座號： 液壓泵為三螺桿泵，其參數(shù)如下： 規(guī)格： 標(biāo)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 11 允許吸上真空高度： m() 5 說明： 三螺桿泵的使用、安裝、維護(hù)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(jī)與泵的連接應(yīng)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(dāng)每隔轉(zhuǎn)動連軸器時，將一個聯(lián)軸節(jié)作徑向移動時應(yīng)感覺輕快。泵的進(jìn)油管道不得過長，彎頭不宜過多，進(jìn)油口管道應(yīng)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(dāng)泵正常運轉(zhuǎn)后，其油面離過濾器頂面至少有100mm,以免吸入空氣，甭的吸油高度應(yīng)小于500mm. 維護(hù)要求：為保護(hù)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。 8.1.3 連軸器的選用 連軸器的選擇應(yīng)根據(jù)負(fù)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： 式中： 需用轉(zhuǎn)矩，見各連軸器標(biāo)準(zhǔn) 單位 驅(qū)動功率 單位 工作轉(zhuǎn)速 單位 工況系數(shù) 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 8.2 控制閥的選用 液壓系統(tǒng)應(yīng)盡可能多的由標(biāo)準(zhǔn)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(jìn)行壓力控制閥，流量控制閥和換向閥的選擇。 8.2.1 壓力控制閥 壓力控制閥的選用原則 壓力：壓力控制閥的額定壓力應(yīng)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(yīng)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(yīng)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(dǎo)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(yīng)采用直動型溢流閥，先導(dǎo)型壓力控制閥的靈敏度和響應(yīng)速度比直動閥低一些，調(diào)壓精度比直動閥高，廣泛應(yīng)用于高壓，大流量和調(diào)壓精度要求較高的場合。 此外，還應(yīng)考慮閥的安裝及連接形式，尺寸重量，價格，使用壽命，維護(hù)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(guān)參數(shù)，可以選擇DBD式直動式溢流閥，相關(guān)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： 8.2.2 流量控制閥 流量控制閥的選用原則如下： 壓力：系統(tǒng)壓力的變化必須在閥的額定壓力之內(nèi)。 流量：通過流量控制閥的流量應(yīng)小于該閥的額定流量。 測量范圍：流量控制閥的流量調(diào)節(jié)范圍應(yīng)大于系統(tǒng)要求的流量范圍，特別注意，在選擇節(jié)流閥和調(diào)速閥時，所選閥的最小穩(wěn)定流量應(yīng)滿足執(zhí)行元件的最低穩(wěn)定速度要求。 該升降機(jī)液壓系統(tǒng)中所使用的流量控制閥有分流閥和單向分流閥，單向分流閥的規(guī)格和型號如下： 型號： FDL-B10H 公稱通徑：10mm 公稱流量: P,O口 40L/min A，B口 20L/min 連接方式：管式連接 重量：4Kg 分流閥的型號為：FL-B10 其余參數(shù)與單向分流閥相同。 8.2.3 方向控制閥 方向控制閥的選用原則如下： 壓力：液壓系統(tǒng)的最大壓力應(yīng)低于閥的額定壓力 流量：流經(jīng)方向控制閥最大流量一般不大于閥的流量。 滑閥機(jī)能：滑閥機(jī)能之換向閥處于中位時的通路形式。 操縱方式：選擇合適的操縱方式，如手動，電動，液動等。 方向控制閥在該系統(tǒng)中主要是指電磁換向閥，通過換向閥處于不同的位置，來實現(xiàn)油路的通斷。所選擇的換向閥型號及規(guī)格如下： 型號：4WE5E5OF 額定流量：15L/min 消耗功率：26KW 電源電壓： 工作壓力：A.B.P腔 T腔： 重量：1.4Kg 8.3 管路，過濾器，其他輔助元件的選擇計算 8.3.1 管路 管路按其在液壓系統(tǒng)中的作用可以分為： 主管路：包括吸油管路，壓油管路和回油管路，用來實現(xiàn)壓力能的傳遞。 泄油管路：將液壓元件泄露的油液導(dǎo)入回油管或郵箱. 控制管路：用來實現(xiàn)液壓元件的控制或調(diào)節(jié)以及與檢測儀表相連接的管路。 本設(shè)計中只計算主管路中油管的尺寸。 （1）吸油管尺寸 油管的內(nèi)徑取決于管路的種類及管內(nèi)液體的流速，油管直徑d由下式確定： 式中： d 油管直徑 單位mm Q 油管內(nèi)液體的流量 單位 油管內(nèi)的允許流速 單位 對吸油管，取 ，本設(shè)計中?。? 代入數(shù)據(jù)： 取圓整值為： （2）回油管尺寸 回油管尺寸與上述計算過程相同：，取為 代入數(shù)據(jù)： 取圓整值為： （3）壓力油管 壓力油管： ，本設(shè)計中取為： 代入數(shù)據(jù)： 取圓整值為： （4）油管壁厚： 升降機(jī)系統(tǒng)中的油管可用橡膠軟管和尼龍管作為管道，橡膠軟管裝配方便，能吸收液壓系統(tǒng)中的沖擊和振動，尼龍管是一種很有發(fā)展前途的非金屬油管，用于低壓系統(tǒng)，壓力油管采用的橡膠軟管其參數(shù)如下： 內(nèi)徑： 10mm 外徑： 型 17.5-19.7mm 工作壓力：型 16 最小彎曲半徑：130mm 8.3.2 過濾器的選擇 過濾器的選擇應(yīng)考慮以下幾點： (1)具有足夠大的通油能力，壓力損失小，一般過濾器的通油能力大于實際流量的二倍，或大于管路的最大流量。 (2)過濾精度應(yīng)滿足設(shè)計要求，一般液壓系統(tǒng)的壓力不同，對過濾精度的要求也不同，系統(tǒng)壓力越高，要求液壓元件的間隙越小，所以過濾精度要求越高，過濾精度與液壓系統(tǒng)壓力的關(guān)系如下所示： 表 8.1 過濾精度與液壓系統(tǒng)的壓力關(guān)系 （3）濾芯應(yīng)有足夠的強(qiáng)度，過濾器的實際壓力應(yīng)小于樣本給出的工作壓力。 （4）濾芯抗腐蝕性能好，能在規(guī)定的溫度下長期工作。 根據(jù)上述原則，考慮到螺桿泵的流量，選定過濾器為燒結(jié)式過濾器，其型號及具體參數(shù)如下所示： 型號： 流量： 過濾精度： 接口尺寸： 工作壓力： 壓力損失: 8.3.3 輔件的選擇 8.3.3.1 溫度計的選擇 液壓系統(tǒng)常用接觸式溫度計來顯示油箱內(nèi)工作介質(zhì)的溫度，接觸式溫度計有膨脹式和壓力式。本系統(tǒng)中選用膨脹式，其相關(guān)參數(shù)如下： 型號： 測量范圍：，， 名稱：內(nèi)表式工業(yè)玻璃溫度計 8.3.3.2壓力表選擇 壓力表安裝于便于觀察的地方。其選擇如下： 型號：Y-60 測量范圍： 名稱：一般彈簧管壓力表 8.4 液壓元件的連接 8.4.1 液壓裝置的總體布置 液壓裝置的總體布置可以分為幾種式和分散式兩種。 集中式布置是將液壓系統(tǒng)的油源、控制及調(diào)節(jié)裝置至于主機(jī)之外，構(gòu)成獨立的液壓站，這種布置方式主要用于固定式液壓設(shè)備。其優(yōu)點是裝配、維修方便，從根本上消除了動力源的振動和油溫對主機(jī)的影響。本液壓系統(tǒng)采用集中式布置。 8.4.2液壓元件的連接 液壓元件的連接可以分為管式連接、板式連接，集中式連接三種。這里介紹整體式連接中的整體式閥板。它是本液壓系統(tǒng)中將要采用的連接方式。 整體式閥板的油路是在整塊板上鉆出或用精密鑄造鑄出的，這種結(jié)構(gòu)的閥板比粘合式閥板可靠性好，應(yīng)用較多，但工藝較差，特別是深孔的加工較難。當(dāng)連接元件較多時，各孔的位置不易確定。它屬于無管連接，多用于不太復(fù)雜的固定式機(jī)械中。 采用整體式閥板時，需要自行設(shè)計閥板，閥板的設(shè)計可參考相關(guān)資料。 9.油箱及附件 油箱在系統(tǒng)中的主要功能為：儲存系統(tǒng)所需要的足夠的油液;散發(fā)系統(tǒng)工作時產(chǎn)生的一部分熱量，分離油液中的氣體及沉淀污物。 9.1 油箱的容積 油箱容積的確定是設(shè)計油箱的關(guān)鍵，油箱的容積應(yīng)能保證當(dāng)系統(tǒng)有大量供油而無回油時。最低液面應(yīng)在進(jìn)口過濾器之上，保證不會吸入空氣，當(dāng)系統(tǒng)有大量回油而無供油時或系統(tǒng)停止運轉(zhuǎn)，油液返回油箱時，油液不致溢出。 9.1.1 按使用情況確定油箱容積 初始設(shè)計時，可依據(jù)使用情況，按照經(jīng)驗公式確定油箱容積： 式中: 油箱的容積 單位 液壓泵的流量 單位 經(jīng)驗系數(shù) 見下表 表9.1 行走機(jī)械 低壓系統(tǒng) 中壓系統(tǒng) 鍛壓系統(tǒng) 冶金機(jī)械 1—2 2—4 5—7 6—12 10 本升降機(jī)為為中壓系統(tǒng)，取=5，則油箱的容量可以確定為: 9.1.2 按系統(tǒng)發(fā)熱和散熱計算確定油箱容量 油箱中油液的溫度一般推薦為30-50，最高不超過65，最低不低于15，對于工具機(jī)及其它裝置，工作溫度允許在40-55。 （1）油箱的發(fā)熱計算 液壓泵的功率損失： 式中： P 液壓泵的輸入功率 KW 液壓泵的實際輸出壓力 單位Pa 液壓泵的實際輸出流量 單位 液壓泵的效率，該系統(tǒng)中為螺桿泵， 代入數(shù)據(jù)： （2） 閥的功率損失 其中以泵的流量流經(jīng)溢流閥時的損失為最大： 單位 式中： P 溢流閥的調(diào)整壓力 單位Pa q 經(jīng)過溢流閥流回油箱的流量 單位 代入數(shù)據(jù)： （3） 管路及其它功率損失 此項損失包括很多復(fù)雜因素，由于其值較小，加上管路散熱等原因，在計算時常予以忽略，一般可取全部能量的0.03-0.05，即 單位 取 系統(tǒng)的總功率損失為： （4） 郵箱的容積計算 環(huán)境溫度為時，最高允許溫度為的油箱，其最小散熱面積為： 單位 設(shè)油箱的長寬高之比為1:1:1---1:2: 3時，油箱中油面高度達(dá)到油箱高度的0.8時，靠自然冷卻時系統(tǒng)溫度保持在最高溫度以下，散熱面積用該式計算： 令 =， 得油箱最小體積為： 單位L 代入數(shù)據(jù): =118L 根據(jù)手冊就可以進(jìn)行油箱的選取. 10.液壓泵站的選擇 液壓泵戰(zhàn)是液壓系統(tǒng)的動力源，它向系統(tǒng)提供一定的壓力，流量和清潔的工作介質(zhì)，是液壓系統(tǒng)的重要組成部分，液壓泵站適用于主機(jī)與液壓裝置可以分離的各種液壓機(jī)械上。 10.1 液壓泵站的組成及分類 液壓泵站按其泵組的布置方式有上置式，柜式，非上置式三種。其中上置式又包括立式和臥式兩種。非上置式包括整體式和分離式兩種，泵組布置在油箱之上的上置式液壓泵站，當(dāng)電機(jī)采用立式安裝，液壓泵置于油箱之內(nèi)時，稱為立式液壓泵站，本液壓系統(tǒng)即采用該種泵站作為動力源，它具有結(jié)構(gòu)緊湊，占地小，廣泛應(yīng)用于中小功率液壓系統(tǒng)中的特點。 液壓泵站通常有以下五個相對獨立的單元組合而成，它們是泵組，油箱組件，控溫組件，蓄能器組件，及過濾器組件，實際應(yīng)用中可以根據(jù)不同的要求進(jìn)行取舍。 泵組由液壓泵，原動機(jī)，連軸器，傳動底座，管路附件等組成。 油箱用于儲存系統(tǒng)所需要的足夠的油液，散發(fā)系統(tǒng)產(chǎn)生的熱量，以及分離油液中的氣體沉淀污染物。 控溫組件有升溫和降溫兩種組件組成，當(dāng)液壓系統(tǒng)的自身熱平衡不能使工作介質(zhì)處于合適的溫度范圍內(nèi)時，應(yīng)在液壓系統(tǒng)中設(shè)置控溫組件，使介質(zhì)溫度始終處于可控的范圍內(nèi)。 蓄能器組件通常由蓄能器，控制裝置，支撐臺架等部件組成的。 過濾器組件的作用是從液體中分離出非溶性固體顆粒，防止顆粒污染物對液壓元件的摩擦和堵塞小截面流道，防止油液本身的劣化變質(zhì)。 10.2 液壓泵站的選擇 所選擇的液壓泵站為UZ系列為性液壓泵站，是由電動機(jī)泵組，油箱，液壓閥集成塊等組成的小型液壓動力源。其電機(jī)全部立式安裝在油箱上。 11.液壓缸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 液壓缸是將液壓系統(tǒng)的壓力能轉(zhuǎn)化為機(jī)械能的裝置，在該升降機(jī)系統(tǒng)中，液壓缸將活塞桿的伸縮運動通過一系列的機(jī)械結(jié)構(gòu)組合轉(zhuǎn)化為平臺的升降，實現(xiàn)升降機(jī)升降。 11.1 缸筒 11.1.1 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，其特點是徑向尺寸小，重量輕，使用廣泛，端部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，缸筒外徑需加工，且應(yīng)于內(nèi)徑同軸，裝卸需要用專門的工具，安裝時應(yīng)防止密封圈扭曲。 圖 11.1 缸蓋與后端蓋的連接采用焊接形式，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11.2 11.1.2 強(qiáng)度計算 11.1.2.1 缸筒底部強(qiáng)度計算 缸筒底部為平面時， 可由下式計算厚度： 式中： 缸筒底部厚度 單位m 缸筒內(nèi)徑 單位m 筒內(nèi)最大工作壓力 單位 缸筒材料的許用應(yīng)力 單位 代入數(shù)據(jù)： = 缸筒底部厚度應(yīng)根據(jù)工藝要求適當(dāng)加厚，如在缸筒上設(shè)置油口或排氣閥，均應(yīng)增大缸筒底部厚度。 11.1.2.2 缸筒連接螺紋的計算 當(dāng)缸筒與剛蓋采用螺紋連接時，鋼筒螺紋處的強(qiáng)度按下式進(jìn)行校核： 螺紋處的拉應(yīng)力： 單位 螺紋處的切應(yīng)力： 單位 合成應(yīng)力： 單位 式中： 缸筒直徑 單位m 缸筒底部承受的最大推力 單位N 螺紋小徑 單位m 擰緊螺紋的系數(shù) 不變載荷取=1.25-1.5 ，變載荷取=2.5—4 螺紋連接的摩擦系數(shù) =0.07—0.2，通常取0.12 材料的屈服極限