【正文】 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 51 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)擺動錢莊的位置為圖 36 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 52 速度和載荷計算 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 ms L 液壓缸的行程 m t 時間 s 當(dāng) 時 001325 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) 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 式中各符號意義見第三章 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 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 式中 G 運動部件的總重力 N g 重力加速度 啟動或制動時的速度變量 ms 起動制動所需要的時間 s 對于行走機械取本設(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 20483161201882500 x98015 2048316120 x 98 20483161201882500 x04 20483161201882500 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 02500Kg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 第六章 液壓系統(tǒng)主要參數(shù)的確定 61 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 61 液壓缸牽引力與工作壓力之間的關(guān)系 牽引力 FKN 5 510 1020 2030 3050 50 工作壓力 PMPa 0810 152 253 34 45 57 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 62 液壓執(zhí)行元件的主要參數(shù) 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 m 009m 液壓缸的效率 095 代入數(shù)據(jù) F F 103KN 即液壓缸工作時產(chǎn)生的推力為 103KN 表 61 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) m F 無桿腔推力 N P 工作壓力 MPa 液壓缸機械效率 095 代入數(shù)據(jù) D 0083m 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 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 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 式中 F 活塞桿的推力 N d 活塞桿直徑 m 材料的許 用應(yīng)力 MPa 活塞桿用 45 號鋼 代入數(shù)據(jù) 63MPa 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 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 106m 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 24 取 3 F 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 液壓缸壁厚最小導(dǎo)向長度液壓缸長度的確定 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 m 缸體壁厚 cm 液 壓缸最高工作壓力 Pa 一般取 1213p 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 2 最小導(dǎo)向長度 活塞桿全部外伸時從活塞支撐面重點到導(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 61 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 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 098 為液壓缸的最大運動速度 ms 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 第七章 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(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 71 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 71 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下所示 圖 71 72 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