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1 摘 要 隨著機械制造化的發(fā)展和科技的普遍使用 貨梯正朝著智能化 規(guī)范化和 環(huán)保節(jié)能的偏向進行 應用范疇不時擴張 用液壓體系 運用合計機的智能措 置伎倆 遵照需要同時牽制貨梯的位置與速度 既能擔保速率勻稱不亂 又能 更切確的定位 這將是貨梯將來的發(fā)展藍圖 目前在我國 液壓貨梯在機械產(chǎn)品中是占有相當大的比例的 液壓貨梯約 占整個機械工業(yè)產(chǎn)值的 5 相當可觀的一個市場 同時 作為重大技術(shù)裝備的 重要組成部分 尤其是在冶金 石化 電力 城市供排水系統(tǒng)中 貨梯更是起 著至關重要的作用 據(jù)了解 我國農(nóng)業(yè) 水利 能源 交通等產(chǎn)業(yè)的發(fā)展較快 為此需要大量機械裝備以滿足其發(fā)展的需要 隨著工業(yè)化和自動化水平的提高 這些裝備需要配套大量的高性能和高可靠性的液壓氣動和密封元件 液壓貨梯整機的液壓系統(tǒng)圖油路各自擬訂好的控制回路及液壓源組合而成 各回路相互組合時去掉重復多余的元件 力求系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡單 注意各元件間的 聯(lián)鎖關系 避免誤動作發(fā)生 要盡量減少能量損失環(huán)節(jié) 提高系統(tǒng)的工作效率 為了便于液壓系統(tǒng)的維護和監(jiān)測 在系統(tǒng)中的主要路段要裝設有必要的監(jiān)測元 件 如壓力表 溫度計等 在設計中可以考慮在關鍵部位 附設備用件 以便 意外事件發(fā)生時能迅速更換 保證主機連續(xù)工作 各液壓元件采用國產(chǎn)標準件 在圖中按國家標準規(guī)定的液壓元件職能符號的常態(tài)位置繪制 對于自行設計的 非標準元件可用結(jié)構(gòu)原理圖繪制 以下文中僅列舉多數(shù)貨梯普遍采用的安全措施為了使用維護方面的安全保 證措施涉及的范圍很廣 包括液壓貨梯有使用前的準備工作 上升時應該注意 的事項 承載時的穩(wěn)定性 降下時的注意事項 日常和定期維修檢查工作等 關鍵字 貨梯 剪叉式 液壓貨梯 2 Abstract With the development of machinery manufacturing and the widespread use of science and technology cargo lifts are going to intelligent standardization and environmental protection and energy saving application category expansion from time to time with the hydraulic system the freedom of tactics using combined machine intelligence according to the need to contain freight elevator position and speed at the same time both can guarantee rate proportion not disorderly and can more precisely positioning This will be the freight elevator development blueprint for the future In our country the hydraulic cargo lift is in mechanical products occupies a large proportion of the hydraulic cargo lift is about 5 of the whole machinery industrial production at present A considerable market at the same time as an important part of major technical equipment especially in the metallurgical petrochemical electric power urban water supply and drainage system the transfer but also plays an important role It is understood that our country agriculture water conservancy energy transportation and other industries developed rapidly this requires a lot of mechanical equipment to meet the needs of its development With the improvement of industrialization and automation level these equipment need to form a complete set of high performance and high reliability of hydraulic pneumatic and sealing components Hydraulic cargo lift hydraulic system diagram of the machine and hydraulic oil respectively to formulate good control circuit source combination and into When mutual combination of each circuit to remove redundancy of components system structure is simple Pay attention to the interlocking relationship between each element avoid misoperation Try to reduce the energy loss improve the working efficiency of the system In order to facilitate the maintenance of the hydraulic system and monitoring the system the main road to furnish necessary monitoring elements such as pressure gauge thermometer etc Can be considered in the design in the key position the attached spare parts so that happened can change rapidly ensure that the host work continuously All hydraulic components with domestic standard according to the standard provisions of the state of hydraulic components in the picture function normal location map symbols For the design of non standard components available structure schematic drawing Under the name just most widely adopted transfer security measures in order to use the maintenance of safety assurance measures involving range is very wide including hydraulic cargo lift is ready for use rises should pay attention to matters the stability of bearing the matters needing attention when lowered daily and regular maintenance checks etc Key Words C age assembly Scissors forks are dyadic Hydraulic pressure 3 目 錄 摘 要 1 Abstract 2 第一章 緒 論 5 第二章 工藝參數(shù)計工況分析 7 2 1 貨梯的工藝參數(shù) 7 2 2 工況分析 7 2 3 明確設計要求 制定基本方案 7 第三章 貨梯機械機構(gòu)的設計和計算 9 3 1 貨梯機械結(jié)構(gòu)形式和運動機理 9 3 1 1 機械結(jié)構(gòu)型式 9 3 1 2 貨梯的運動機理 9 3 2 貨梯的機械結(jié)構(gòu)和零件設計 10 3 2 1 貨梯結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇和確定 10 3 2 2 貨梯支架和下底板結(jié)構(gòu)的確定 14 第四章 貨梯液壓系統(tǒng)的設計要求 22 第五章 執(zhí)行元件速度和載荷 23 5 1 執(zhí)行元件類型 數(shù)量和安裝位置 23 5 2 速度和載荷計算 23 5 2 1 速度計算及速度變化規(guī)律 23 5 2 2 執(zhí)行元件的載荷計算及變化規(guī)律 24 第六章 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 27 6 1 系統(tǒng)壓力的初步確定 27 6 2 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 27 6 2 1 缸筒內(nèi)徑的確定 27 6 2 2 液壓缸的作用力 27 6 2 3 活塞桿直徑的確定 28 6 2 4 液壓缸壁厚 最小導向長度 液壓缸長度的確定 30 6 2 5 液壓缸的流量 31 第七章 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計 33 7 1 缸筒 33 7 1 1 缸筒與缸蓋的連接形式 33 7 1 2 強度計算 34 7 1 3 缸筒材料及加工要求 35 7 1 4 缸蓋材料及加工要求 35 7 2 活塞和活塞桿 36 4 7 2 1 活塞和活塞桿的結(jié)構(gòu)形式 36 7 2 2 活塞 活塞桿材料及加工要求 37 7 3 活塞桿導向套 37 7 4 進出油口尺寸的確定 38 7 5 密封結(jié)構(gòu)的設計選擇 38 第八章 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 40 8 1 油路循環(huán)方式的分析和選擇 40 8 2 開式系統(tǒng)油路組合方式的分析選擇 41 8 3 調(diào)速方案的選擇 41 8 4 液壓系統(tǒng)原理圖的確定 42 第九章 液壓元件的選擇計算及其連接 43 9 1 油泵和電機選擇 43 9 1 1 泵的額定流量和額定壓力 43 9 1 2 電機功率的確定 44 9 1 3 連軸器的選用 46 9 2 控制閥的選用 47 9 2 1 壓力控制閥 47 9 2 2 流量控制閥 48 9 2 3 方向控制閥 48 9 3 管路 過濾器 其他輔助元件的選擇計算 48 9 3 1 管路 48 9 3 2 過濾器的選擇 50 9 3 3 輔件的選擇 51 9 4 液壓元件的連接 51 9 4 1 液壓裝置的總體布置 51 9 4 2 液壓元件的連接 51 第十章 液壓泵站的選擇 52 10 1 液壓泵站的組成及分類 52 10 2 液壓泵站的選擇 53 第十一章 油箱及附件 53 11 1 油箱的容積 53 第十二章 液壓系統(tǒng)性能驗算 56 12 1 系統(tǒng)壓力損失驗算 57 12 2 系統(tǒng)的總效率驗算 58 總 結(jié) 58 致 謝 60 參 考 文 獻 61 5 第一章 緒 論 這次畢業(yè)是學校為我們每個工科學生安排的一次實踐性的總結(jié) 使就業(yè)前 的一次大練兵 是對每個學生四年來所學知識的總體檢測 使我們?yōu)檫M入工廠 工作做好了準備 本次設計的主要任務是液壓貨梯的設計 貨梯是一種升降性能好 適用范 圍廣的貨物貨梯構(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 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)與電機驅(qū)動比較有以下優(yōu)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 壓也系統(tǒng)的設計制造和 使用都比較方便 當然液壓技術(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 但在實際的應用中 可以通過有效的措施來減小不利因素帶來的影響 液壓電梯在具備傳統(tǒng)曳引式電梯的安全裝置的同時 還設有 6 1 溢流閥 可防止上行運動時系統(tǒng)壓力過高 2 應急手動閥 電源發(fā)生故障時 可使轎廂應急下降到最近的層樓位 置開啟廳 轎門 使乘客安全走出轎廂 3 手動泵 當系統(tǒng)發(fā)生故障時 可操縱手動泵打出高壓油使轎廂上升 到最近的層樓位置 4 管路破裂閥 當液壓系統(tǒng)管路破裂轎廂失速下降時 可自動切斷油 路停止下降 5 油箱油溫保護 當油箱中油溫超過標準設定值時 油溫保護裝置發(fā) 生信號 暫停電梯使用 當油溫下降后方可啟動電梯 由于采用了先進的液壓系統(tǒng) 且有良好的控制方式 電梯運行故障率可將至 最低 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 自行設計開 發(fā)和引進消化提高等幾個階段 進年來 通過技術(shù)引進和科研攻關 產(chǎn)品水平也得到了提高 研制和生產(chǎn) 出了一些具先進水平的產(chǎn)品 目前 我國的液壓技術(shù)已經(jīng)能夠為冶金 工程機械 機床 化工機械 紡織 機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(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 本次設計嚴格按照指導要求進行 其間得到老師和同學們的幫助 在此向 他們表示誠摯的謝意 由于本人水平和知識所限 其中錯誤在所難免 懇望老師予以指導修正 7 第二章 工藝參數(shù)計工況分析 2 1 貨梯的工藝參數(shù) 本設計貨梯為全液壓系統(tǒng) 相關工藝參數(shù)為 額定載荷 平臺 800N 貨物 12000N 總重 12800N 最大起升高度 3000mm 提升速度 1 2 m s 電源 380v 50Hz 2 2 工況分析 液壓貨梯廣泛適用于汽車 集裝箱 模具制造 木材加工 化工灌裝等各 類工業(yè)企業(yè)及生產(chǎn)流水線 滿足不同作業(yè)高度的升降需求 同時可配裝各類臺 面形式 如滾珠 滾筒 轉(zhuǎn)盤 轉(zhuǎn)向 傾翻 伸縮 配合各種控制方式 分 動 聯(lián)動 防爆 具有升降平穩(wěn)準確 頻繁啟動 載重量大等特點 有效解 決工業(yè)企業(yè)中各類升降作業(yè)難點 使生產(chǎn)作業(yè)輕松自如 液壓貨梯是一種升降性能好 適用范圍廣的貨物貨梯構(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 2 3 明確設計要求 制定基本方案 液壓貨梯由行走機構(gòu) 液壓機構(gòu) 電動控制機構(gòu) 支撐機構(gòu)組成的一種設 備 液壓油由葉片泵形成一定的壓力 經(jīng)濾油器 隔爆型電磁換向閥 節(jié)流閥 液控單向閥 平衡閥進入液缸下端 使液缸的活塞向上運動 提升重物 液缸 上端回油經(jīng)隔爆型電磁換向閥回到油箱 其額定壓力通過溢流閥進行調(diào)整 通 過壓力表觀察壓力表讀數(shù)值 液壓貨梯產(chǎn)品按照工作方式分為曲臂式液壓貨梯 剪叉式液壓貨梯 桅柱 式液壓貨梯 直臂式液壓貨梯 液壓貨梯是折臂式貨梯 剪叉式貨梯的換代產(chǎn) 品 可廣泛用于車站 碼頭 機場 賓館 郵電 市政園林 糧庫 清洗公司 公共建筑門面的裝飾 裝修或者電力系統(tǒng)的安裝維修等等 8 設計之前先確定設計產(chǎn)品的基本情況 再根據(jù)設計要求制定基本方案 以 下列出了本設計 一剪式液壓貨梯的一些基本要求 1 主機的概況 主要用途用于家用小型重型設備的起升 便于維修 占地 面積小 適用于室外 總體布局簡潔 2 主要完成起升與下降重物的動作 速度較緩 液壓沖擊小 3 最大載荷量定為 1 28 噸 采用單液壓缸控制聯(lián)接組合叉桿機構(gòu)進行升 降動作 最大起升高度略低于兩人高度 4 運動平穩(wěn)性好 5 人工控制操作 按鈕啟動控制升降 6 工作環(huán)境要求 不宜在多沙石地面 木板磚板地面等非牢固地面進行操 作 不宜在有坡度或有坑洼的地面進行操作 不宜在過度寒冷的室外進行操作 7 性能可靠 成本低廉 便于移動 無其他附屬功能及特殊功能 9 第三章 貨梯機械機構(gòu)的設計和計算 3 1 貨梯機械結(jié)構(gòu)形式和運動機理 3 1 1 機械結(jié)構(gòu)型式 根據(jù)貨梯的平臺尺寸初定 參考國內(nèi)外同類產(chǎn)品的工藝參數(shù)m204 可知 該貨梯宜采用單雙叉機構(gòu)形式 即有兩個單叉機構(gòu)貨梯合并而成 有四 個同步液壓缸做同步運動 以達到貨梯升降的目的 其具體結(jié)構(gòu)形式為 圖 3 1 圖 3 1 所示即為該貨梯的基本結(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 它不僅承擔著整個貨梯的重量 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)貨梯的穩(wěn)定和可靠運行 3 1 2 貨梯的運動機理 貨梯的基本運動機理如下圖所示 10 圖 3 2 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 貨梯的運動過程可以敘述如下 支架 2 3 為貨梯機構(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23 O 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 以使貨梯升降 圖 3 3 初態(tài)時 上寫底板處于合閉狀態(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 3 2 貨梯的機械結(jié)構(gòu)和零件設計 3 2 1 貨梯結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇和確定 根據(jù)貨梯的工藝參數(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 23O 設 則 1 2 3 4 支架的長度可以確定為x 0m 即支架和地板垂直時的高度應大于 這樣才能保證其最 25 h 3m 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 3 11 圖 3 4 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 根據(jù)其水平位置的幾何位置關系可得 40 xt 下面根據(jù)幾何關系求解上述最佳組合值 初步分析 值范圍為 取值偏小 則上頂板 點承力過大 x01x 23 O 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(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xx 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 0 4 支架長度為 h 3 5 x 2 3 3m h 2 1 65m2OC 液壓缸的行程設為 l 貨梯上下頂板合并時 根據(jù)幾何關系可得到 l t 1 65 貨梯完全升起時 有幾何關系可得到 265 1290 95 0321 cos2 tlt 聯(lián)合上述方程求得 t 0 651m l 0 999m 12 即液壓缸活塞桿與 2 桿絞合點與 2 桿中心距為 0 651m 活塞行程為 0 999m 2 0 6x 支架長度為 3 5 x 2 3 2m h 2 1 6m2OC 液壓缸的行程設為 l 貨梯上下頂板合并時 根據(jù)幾何關系可得到 l t 1 6 貨梯完全升起時 有幾何關系可得到 8 06 122 8 02351 cos tl 聯(lián)合上述方程求得 t 0 602m l 0 998m 即液壓缸活塞桿與 2 桿絞合點與 2 桿中心距為 0 602m 活塞行程為 0 998m 3 0 8x 支架長度為 3 5 x 2 3 0m h 2 1 5m2OC 液壓缸的行程設為 l 貨梯上下頂板合并時 根據(jù)幾何關系可得到 l t 1 5 貨梯完全升起時 有幾何關系可得到 57 0 1225 7 03215cos tl 聯(lián)合上述方程求得 t 0 532m l 0 968m 即液壓缸活塞桿與 2 桿絞合點與 2 桿中心距為 0 532m 活塞行程為 0 968m 13 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 圖 3 5 比較上述三種情況下的載荷分布狀況 x 去小值 則升到頂端時 兩相互 絞合的支架間的間距越大 而此時貨梯的載荷為均布載荷 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(jù) 材料力學中提高梁的彎曲強度的措施 maxaxMw 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ax 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)作為貨梯固定點 的最終值 由此便可以23O 確定其他相關參數(shù)如下 t 0 602m l 0 998m h 3 2m 3 2 2 貨梯支架和下底板結(jié)構(gòu)的確定 14 3 2 2 1 上頂板結(jié)構(gòu)和強度校核 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)面和上頂面上鋪裝 4000 x2000 x3mm 的汽車板 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 滑槽的具體尺寸根據(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 1hbdtr 截面面積為 理論重量為 16058 10 5m 25 16cm9 752 kgm 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37c 截面面積為 理論重1hbdtr48 42 21 84c 量為 抗彎截面系數(shù)為 0 kgm397cm 其質(zhì)量分別為 4 根 16 號熱軋槽剛的質(zhì)量為 19 752316kg 6 根 10 號熱軋槽剛的質(zhì)量為 20 m 菱形汽車鋼板質(zhì)量為 345 624 8kg 15 3 2 2 2 強度校核 貨梯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 Fql 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 12 m gG 額 載 帶入數(shù)據(jù)得 F 29604N 沿長度方向有 Fql 帶入數(shù)據(jù)有 29604185N 分析貨梯的運動過程 可以發(fā)現(xiàn)在貨梯剛要起升時和貨梯達到最大高度時 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 3 8 該貨梯有 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 0Y 80NF 將 N 帶入上式中 29604F 15 根據(jù)受力圖 其彎矩圖如下所示 AB 段 2qMxx 16 1850 925 2xmx2 30 BC 段 2 1 7 qMxN 3700 x 3145 925 xx8 CD 段與 AB 段對稱 圖 3 9 由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為 max1850N 根據(jù)彎曲強度理論 max axsMWn 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) 3 沿長度方向為 16 號熱軋槽鋼 63170m 鋼的屈服極限 S 25sMPa n 安全系數(shù) n 3 代入數(shù)據(jù) max61850 7sPan 85a 由此可知 強度符合要求 貨梯升到最高位置時 分析過程如下 與前述相同 1850N 17 彎矩如下 FA 段 2 qMx mx2 30 925 AB 段 2 9 xNx x2 37 1 185065 BC 段 2 qMxx mx8 3 3748109 CD 段與 AB 段對稱 AF 段和 DE 段對稱 圖 由彎矩圖可知該過程中的最大彎矩為 max193 5N 根據(jù)彎曲強度理論 axmaxsMWn 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 36170 鋼的屈服極限 S 25sMPa n 安全系數(shù) n 3 代入數(shù)據(jù) 18 max6193 250 7sMPan 85a 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貨梯的 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 Fql 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) 2307 qNm 受力圖和彎矩圖如下所示 2qMxx 02xm 218503 圖 由彎矩圖知 max69 5MN 最大彎曲應力為 max17 6MPW 故寬度方向也滿足強度要求 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 支架在貨梯結(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 19 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 求得 N 12800N1238 NmgG 額 載 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 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 N MNL 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) 6784Nm53 0128 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 max 20 maxsMWn 式中 M 支架上所受到的彎矩 Nm W 截面分別為 a b 的長方形抗彎截面系數(shù) 236abWm sn 1 5 所選材料為碳素結(jié)構(gòu)鋼 s 235Q235SMPa 將數(shù)據(jù)代入有 23567849 ba 求得 2cm 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2378abcm 度要求 取 則其 符合強度要求 5 3 acb 238 5 這些鋼柱的質(zhì)量為 434810 91 8abh Kg 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 3 2 2 4 貨梯底座的設計 貨梯底座在整個機構(gòu)中支撐著平臺的全部重量 并將其傳遞到地基上 他 的設計重點是滿足強度要求即可 保證在貨梯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 21 第四章 貨梯液壓系統(tǒng)的設計要求 液壓系統(tǒng)的設計在本貨梯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 工作安全可靠 操縱維護方便 經(jīng)濟性好 等條件 液壓貨梯不僅裝備有普通電梯具備的安全裝置 還設有 1 溢流閥 可防止上行運動時系統(tǒng)壓力過高 2 應急手動閥 電源發(fā)生故障時 可使轎廂應急下降到最近的層樓位置開 啟廳 轎門 使乘客安全走出轎廂或?qū)⒇浳锇踩岢?3 手動泵 當系統(tǒng)發(fā)生故障時 可操縱手動泵打出高壓油使轎廂上升到最 近的層樓位置 4 管路破裂閥 當液壓系統(tǒng)管路破裂轎廂失速下降時 可自動切斷油路 5 油箱油溫保護 當油箱中油溫超過標準設定值時 油溫保護裝置發(fā)生信 號 暫停電梯使用 當油溫下降后方可啟動電梯 本貨梯對液壓系統(tǒng)的設計要求可以總結(jié)如下 貨梯的升降運動采用液壓傳動 可選用遠程或無線控制 貨梯的升降運動 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 12800Kg 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 22 第五章 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 往復直線運動 回轉(zhuǎn)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 類型 活塞缸 柱塞缸 液壓馬達和絲 杠螺母機構(gòu) 高速液 壓馬達 低速液 壓馬達 擺動液壓馬達 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 23 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 錢莊的位置為圖 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 使貨梯升降 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)貨梯類產(chǎn)品的技術(shù)參數(shù)可知 最大起升高度為 3000mm 時 其平 均起升時間為 90s 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 90s 設本貨梯的最小起升降時間為 85s 最大起升時間為 95s 由此便可以計 算執(zhí)行元件的速度 v lvt 式中 v 執(zhí)行元件的速度 m s L 液壓缸的行程 m t 時間 s 當 t 85s 時 0 01325maxin0 534lvt s 當 t 95s 時 min 0 16 lvmst 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 因此可以說貨梯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F切 F磨 F密 24 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F慣 F背 阻力也就是它的最大牽引力 F 切 磨 密 慣 背 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 F 切 額 載 支 架 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 234FG mg G 磨 額 載 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 0 3 密 Y 形密封圈 1F fpdh 密 f 摩擦系數(shù) 取 f0 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 1h 密封摩擦力也可以采用經(jīng)驗公式計算 一般取 F051F 密 4 運動部件的慣性力 其計算式為 GvFagtt 切慣 式中 G 運動部件的總重力 N g 重力加速度 2m s 啟動或制動時的速度變量 m s v 起動制動所需要的時間 st 對于行走機械取 本設計中取值為20 51 st 20 4 25 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 磨 密 慣 1234123 m gG m gG 額 載 額 載 v0 5gt 切 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 25 00 9 8 0 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 該貨梯的額定載荷為 1280Kg 其負載變化范圍為 0 1280Kg 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 也就是該貨梯受恒定負載的 作用 26 第六章 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系 牽引力 F KN 50 工作壓力 P MPa 5 7 由于該液壓缸的推力即牽引力為 12 8KN 根據(jù)上表 可以初步確定液壓缸 的工作壓力為 p 3MPa 6 2 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 6 2 1 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 4cmDp 式中 D 活塞桿直徑 缸筒內(nèi)經(jīng) m 27 F 無桿腔推力 N P 工作壓力 MPa 液壓缸機械效率 0 95cm 代入數(shù)據(jù) D 0 092m95 08124 3 D 92mm 取圓整值為 D 100mm 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 6 2 2 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 該貨梯工作時液壓缸 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 F 2cmpD4 式中 p 液壓缸的工作壓力 Pa 取 p 5 20 3 1Pa D 活塞內(nèi)徑 m 0 1m 液壓缸的效率 0 95cm 代入數(shù)據(jù) F 95 01321043 F 13 3KN 即液壓缸工作時產(chǎn)生的推力為 13 3KN 表 6 1 28 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 0 35 dD 受壓時 pMPa 0 35 dD 77 該液壓缸的工作壓力為為 p 3MPa 取 5Pa 0 5 4dDcm 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 62104Fd 式中 F 活塞桿的推力 12 8 N d 活塞桿直徑 56 m 材料的許用應力 MPa 活塞桿用 45 號鋼 340 2 5sMPann 代入數(shù)據(jù) 23 6145 3082 29 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 LmnK 2KEJFL 在該設計及安裝形式中 液壓缸兩端采用鉸接 其值分別為 1 85 260 4JdKA 將上述值代入式中得 Lmn 故校核采用的式子為 2KEJFL 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 12 0EPa J 活塞桿截面的轉(zhuǎn)動慣量 46dJ L 計算長度 1 06m 代入數(shù)據(jù) 213423 4 03 4 510 6KF 371KN 其穩(wěn)定條件為 KFn 30 式中 穩(wěn)定安全系數(shù) 一般取 2 4 取 3KnKnKn F 液壓缸的最大推力 N 代入數(shù)據(jù) 123KN371Kn 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(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 2YPD 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 pYPYP 缸體材料的許用應力 鋼材取 10Ma 代入數(shù)據(jù) 1 162cm61023 考慮到液壓缸的加工要求 將其壁厚適當加厚 取壁厚 m15 6 2 4 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 31 圖 6 1 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 20LDH 即 取為 72cm530971 52Hcm 活塞的寬度一般取 導向套滑動面長度 在 時 61 B AD 80m 取 在 時 取 當導向套長度不夠時 不宜A 0 6 1 D 80A 0 d 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(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 mv cvAQ 式中 A 活塞的有效工作面積 對于無桿腔 24AD 活塞的容積效率 采用彈形密封圈時 1 采用活cv cv 塞環(huán)時 0 98cv 為液壓缸的最大運動速度 m smaxaxcvAQ ax 代入數(shù)據(jù) 23 1409 3560 1 min8max L 2in 4 iQ 32 即液壓缸以其最大速度運動時 所需要的流量為 以其5 16 minL 最小運動速度運動時 所需要的流量為 4 13 inL 第七章 液壓缸的結(jié)構(gòu)設計 液壓缸是將液壓系統(tǒng)的壓力能轉(zhuǎn)化為機械能的裝置 在該貨梯系統(tǒng)中 液 壓缸將活塞桿的伸縮運動通過一系列的機械結(jié)構(gòu)組合轉(zhuǎn)化為平臺的升降 實現(xiàn) 貨梯升降 液壓缸原理 傳遞運動 通過油液內(nèi)部的壓力來傳遞動力 在一定體積的液體上的任意一點施加的壓力 能夠大小相等地向各個方向傳 遞 這意味著當使用多個液壓缸時 每個液壓缸將按各自的速度拉或推 而這些速 度取決于移動負載所需的壓力 在液壓缸承載能力范圍相同的情況下 承載最小載荷的液壓缸會首先移動 承 載最大載荷的液壓缸最后移動 7 1 缸筒 7 1 1 缸筒與缸蓋的連接形式 缸筒與剛蓋的連接形式如下 33 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 圖 7 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 7 2 7 1 2 強度計算 7 1 2 1 缸筒底部強度計算 缸筒底部為平面時 可由下式計算厚度 0 43pD 式中 缸筒底部厚度 m 缸筒內(nèi)徑 m 筒內(nèi)最大工作壓力 pMPa 缸筒材料的許用應力 代入數(shù)據(jù) 2 50 43910 6m 34 缸筒底部厚度應根據(jù)工藝要求適當加厚 如在缸筒上設置油口或排氣閥 均應增大缸筒底部厚度 7 1 2 2 缸筒連接螺紋的計算 當缸筒與剛蓋采用螺紋連接時 鋼筒螺紋處的強度按下式進行校核 螺紋處的拉應力 6210 4KFdD MPa 螺紋處的切應力 6231 合成應力 2n Pa 式中 缸筒直徑 mD 缸筒底部承受的最大推力 NF 螺紋小徑 m1d 擰緊螺紋的系數(shù) 不變載荷取 1 25 1 5 變載荷取KK 2 5 4 螺紋連接的摩擦系數(shù) 0 07 0 2 通常取 0 121 1 材料的屈服極限 35 鋼正火 27n n MPa 代入數(shù)據(jù) 3622 1010434 9 87 3631 0 82 Pa 合成應力為 241 84 27Mn 7 1 3 缸筒材料及加工要求 缸筒材料通常選用 20 35 45 號鋼 當缸筒 缸蓋 掛街頭等焊接在一起 時 采用焊接性能較好的 35 號鋼 在粗加工之后調(diào)質(zhì) 另外缸筒也可以采用鑄 鐵 鑄鋼 不銹鋼 青銅和鋁合金等材料加工 35 缸筒與活塞采用橡膠密封圈時 其配合推薦采用 缸筒內(nèi)徑表面粗H9 f8 糙度取 若采用活塞環(huán)密封時 推薦采用 配合 缸筒內(nèi)aR0 14m 7g6 徑表面粗糙度取 a 20 缸筒內(nèi)徑應進行研磨 為防止腐蝕 提高壽命 缸筒內(nèi)表面應進行渡鉻 渡鉻層厚度應在 30 40 渡鉻后缸筒內(nèi)表面進行拋光 m 缸筒內(nèi)徑的圓度及圓柱度誤差不大于直徑公差的一半 缸體內(nèi)表面的公差 度誤差在 500mm 上不大于 0 03mm 缸筒缸蓋采用螺紋連接時 其螺紋采用中等精度 7 1 4 缸蓋材料及加工要求 缸蓋材料可以用 35 45 號鋼 或 ZG270 500 以及 HT250 HT350 等材料 當缸蓋自身作為活塞桿導向套時 最好用鑄鐵 并在導向表面堆镕黃銅 青銅和其他耐磨材料 當單獨設置導向套時 導向材料為耐磨鑄鐵 青銅或黃 銅等 導向套壓入缸蓋 缸蓋的技術(shù)要求 與缸筒內(nèi)徑配合的直徑采用 與活塞桿上的緩沖柱塞h8 配合的直徑取 與活塞密封圈外徑配合的直徑采用 這三個尺寸的圓度H9 9 和圓柱度誤差不大于各自直徑的公差的一半 三個直徑的同軸度誤差不大于 0 03mm 7 2 活塞和活塞桿 7 2 1 活塞和活塞桿的結(jié)構(gòu)形式 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 36 圖 7 3 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 7 4 內(nèi)部結(jié)構(gòu)如下 圖 7 5 7 2 2 活塞 活塞桿材料及加工要求 7 2 2 1 活塞材料及加工要求 有導向環(huán)的活塞用 20 35 或 45 號鋼制成 37 活塞外徑公差 與活塞桿的配合一般為 外徑粗糙度f8H8 h 外徑對活塞孔的跳動不大于外徑公差的一半 外徑的圓度和aR0 4m 圓柱度不大于外徑公差的一半 活塞兩端面對活塞軸線的垂直度誤差在 100mm 上不大于 0 04mm 7 2 2 2 活塞桿及加工要求 活塞桿常用材料為 35 45 號鋼 活塞桿的工作部分公差等級可以取 表面粗糙度不大于 f7 9aR0 4m 工作表面的直線度誤差在 500mm 上不大于 0 03mm 活塞桿在粗加工后調(diào)質(zhì) 硬度為 必要時可以進行高頻淬火 2 85HB 厚度 0 5 1mm 硬度為 45 RC 7 3 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d 3 2d 3 免磨擦太大 7 4 進出油口尺寸的確定 進出油口尺寸按照下式確定 4Qd v 式中 流經(jīng)液壓缸的最大流量 L min 油液進入液壓缸是的流速 s 代入數(shù)據(jù) 38 33mm01325 46 d 根據(jù) GB2878 81 油口連接螺紋尺寸 取 M36x1 5 螺紋連接 7 5 密封結(jié)構(gòu)的設計選擇 雖然密封件是液壓設備中的輔件 但密封與密封裝置的好壞是直接影響到 液壓系統(tǒng)能否正常工作的關鍵之一 密封件的好壞在一定程度上已制約著液壓 元件和液壓系統(tǒng)性能和可靠性能的提高 使用壽命的長短 以及影響到液壓設 備上檔次和上水平以及參與國際競爭的關鍵所在 這也是國內(nèi)外液壓原件質(zhì)量 差異的主要因素之一 往往個別密封件的失效所造成的損失可能是密封件本身 價值的千萬倍 安裝在液壓缸端蓋的內(nèi)側(cè) 主密封唇暴露在空氣中 密封介質(zhì)為所附著的 塵土 灰砂 雨水及冰霜等污物 防止外部灰塵 雨水進入密封機構(gòu)內(nèi)部 影 響液壓油的粘度和劃傷內(nèi)部密封件密封唇的作用 防塵密封圈分為多種類型號與尺寸 有聚脂 也有外包金屬骨架 因此 使用范圍與針對對像更加廣泛 優(yōu)點 耐磨性特好 抗擠出 耐沖擊 壓縮變形小 適應范圍廣 易于安 裝 安裝在液壓缸端蓋內(nèi)側(cè)防塵密封里面 作用是防止液壓油外漏 主要承壓 原件之一 單向承壓 承受壓力較大 直接與液壓油接觸 要求靜止狀態(tài)下保 壓性能好 運動中承壓要高 密封性能要好 摩擦因數(shù)小 抗擠出能力強等 活塞桿密封的截面形式與材質(zhì)較多 根據(jù)不同的工作環(huán)境選擇不同的截面 形式與材質(zhì) 活塞和活塞桿密封均采用 O 形密封圈 其具體標準采用 GB3452 3 88 密封溝槽設計準則和 GB3452 1 82 和 GB3452 3 88 液壓氣動用 O 形 密封圈 安裝在活塞上 主要作用是密封活塞和缸筒之間的間隙 防止液壓油內(nèi)漏 等 活塞密封是液壓缸內(nèi)的主密封 雙向承壓 是液壓缸所能承受壓力值的最 主要密封件之一 對于活塞密封的主要要求有密封效果好 有靜止狀態(tài)下保壓 效果好 運動過程中承壓能力強 抗擠出 摩擦系數(shù)小 使用壽命長等 39 第八章 液壓系統(tǒng)方案的選擇和論證 液壓系統(tǒng)方案是根據(jù)主機的工作情況 主機對液壓系統(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(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 8 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 8 1 40 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)貨梯的性能要求 可以選擇的油路循環(huán) 方式為開式系統(tǒng) 因為該貨梯主機和液壓泵要分開安裝 具有較大的空間存放 油箱 而且要求該貨梯的結(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 8 1 8 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)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 41 連接方式