叉車液壓系統(tǒng)設計.docx

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1、叉車液壓系統(tǒng)設計 叉 車 液 壓 系 統(tǒng) 設 計 目錄 1.1概述 5 1.1.1叉車的結構及基本技術 5 1.2液壓系統(tǒng)的主要參數 7 1.2.1 提升缸的設計： 7 1.2.2系統(tǒng)工作壓力的確定 8 1.2.3液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 8 1.2.3.1起升回路的設計 8 1.2.3.2傾斜裝置的設計 11 1.2.4 提升液壓缸的工況分析： 12 1.2.5方向控制回路的設計 12 1.2.6 油路設計 14 1.2.7 液壓閥的選擇 15 1.2.8液壓泵的設計與選擇

2、 16 1.2.9管路的尺寸 16 1.3 油箱的設計 17 1.3.1 系統(tǒng)溫升驗算 17 1.3.2其他輔件的選擇 17 1.4 設計經驗總結 18 參考文獻 18 叉車工作裝置液壓系統(tǒng)設計 叉車作為一種流動式裝卸搬運機械，由于具有很好的機動性和通過性，以及很強的適應性，因此適合于貨種多、貨量大且必須迅速集散和周轉的部門使用，成為港口碼頭、鐵路車站和倉庫貨場等部門不可缺少的工具。本章以叉車工作裝置液壓系統(tǒng)設計為例，介紹叉車工作裝置液壓系統(tǒng)的設計方法及步驟，包括叉車工作裝置液壓系統(tǒng)主要參數的確定、原理圖的擬定、液壓元件的選擇以及液壓系 1.1概述 叉車也叫叉式

3、裝卸機、叉式裝卸車或鏟車，屬于通用的起重運輸機械，主要用于車站、倉庫、港口和工廠等工作場所，進行成件包裝貨物的裝卸和搬運。叉車的使用不僅可實現裝卸搬運作業(yè)的機械化，減輕勞動強度，節(jié)約大量勞力，提高勞動生產力，而且能夠縮短裝卸、搬運、堆碼的作業(yè)時間，加速汽車和鐵路車輛的周轉，提高倉庫容積的利用率，減少貨物破損，提高作業(yè)的安全程度。 1.1.1叉車的結構及基本技術 按照動力裝置不同，叉車可分為內燃叉車和電瓶叉車兩大類；根據叉車的用途不同，分為普通叉車和特種叉車兩種；根據叉車的構造特點不同，叉車又分為直叉平衡重式叉車、插腿式叉車、前移式叉車、側面式叉車等幾種。其中直叉平衡重式叉車是最常用的一種叉

4、車。 叉車通常由自行的輪式底盤和一套能垂直升降以及前后傾斜的工作裝置組成。某型號叉車的結構組成及外形圖如圖3-1所示，其中貨叉、叉架、門架、起升液壓缸及傾斜液壓缸組成叉車的工作裝置。 1-貨叉 2-叉架 3-門架及起升液壓缸 4-傾斜液壓缸 5-方向盤 6-操縱桿 7-底盤及車輪 圖1-1 叉車的結構及外形 叉車的基本技術參數有起重量、載荷中心矩、起升高度、滿載行駛速度、滿載最大起升速度、滿載爬坡度、門架的前傾角和后傾角以及最小轉彎半徑等。 其中，起重量(Q)又稱額定起重量，是指貨叉上的貨物中心位于規(guī)定的載荷中心距時，叉車能夠舉升的最大重量。我國標準中規(guī)定的起重量系列為

5、：0.50，0.75，1.25，1.50，1.75，2.00，2.25，2.50，2.75，3.00，3.50，4.00，4.50，5.00，6.00，7.00，8.00，10.00…….噸。 載荷中心距e，是指貨物重心到貨叉垂直段前表面的距離。標準中所給出的規(guī)定值與起重量有關，起重量大時，載荷中心距也大。例如平衡重式叉車的載荷中心距如表3-1所示。 表1-1 平衡重式叉車的載荷中心距 起升高度hmax，指叉車位于水平堅實地面上，門架垂直放置且承受額定起重量的貨物時，貨叉所能升起的最大高度，即貨叉升至最大高度時水平段上表面至地面的垂直距離。現有的起升高度系列為：1500，200

6、0，2500，2700，3000，3300，3600，4000，4500，5000 5500，6000，7000mm。 滿載行駛速度vmax，指貨叉上貨物達到額定起重量且變速器在最高檔位時，叉車在平直干硬的道路上行駛所能達到的最高穩(wěn)定行駛速度。 滿載最大起升速度vamax，指叉車在停止狀態(tài)下，將發(fā)動機油門開到最大時，起升大小為額定起重量的貨物所能達到的平均起升速度。 滿載爬坡度a，指貨叉上載有額定起重量的貨物時，叉車以最低穩(wěn)定速度行駛所能爬上的長度為規(guī)定值的最陡坡道的坡度值。其值以半分數計。 門架的前傾角βf及后傾角βb，分別指無載的叉車門架能從其垂直位向前和向后傾斜擺動的最大角度。

7、 最小轉彎半徑Rmin，指將叉車的轉向輪轉至極限位置并以最低穩(wěn)定速度作轉彎運動時，其瞬時中心距車體最外側的距離。 在叉車的基本技術參數中，起重量和載荷中心距能體現出叉車的裝載能力，即叉車能裝卸和搬運的最重貨件。最大起升高度體現的是叉車利用空間高度的情況，可估算倉庫空間的利用程度和堆垛高度。速度參數則體現了叉車作業(yè)循環(huán)所需要的時間，與起重量參數一起可估算出生產率。 1.2液壓系統(tǒng)的主要參數 1.2.1 提升缸的設計： 為減小提升裝置的液壓缸行程，通過加一個動滑輪和鏈條（繩），對裝置進行改進，如圖 1 所示。 圖 1 提升裝置示意圖 靜摩擦力Fs= G=0.240009.8=

8、7840N 動摩擦力 Fd= G=0.140009.8=3920N 由于下降的受力小于上升的，所以慣性力 Fa=ma= =9000N 提升的最大負載F=Fs+ Fd+ Fa+G=59960N 根據設計條件，提升裝置需承受的最大負載力為：59960N 由于鏈條固定在框架的一端，活塞桿的行程是叉車桿提升高度的一半，但同 時，所需的力變?yōu)樵瓉淼膬杀?（由于所需做的功保持常值，但是位移減半，于是 負載變?yōu)樵瓉淼膬杀叮?。即提升液壓缸的負載力為Ft=mg=39200N 所以2 Ft=78400 N 如果系統(tǒng)工作壓力為 160bar，則對于差動連接的單作用液壓缸，提升液壓缸 的

9、活塞桿有效作用面積為 Ar Ar= = 所以活塞桿直徑為 d = 0.079 m，查標準（56、63、70、80 系列），取 d = 0.080m。 根據液壓設計手冊選用 HSG 型工程液壓缸，可選液壓缸的型號有： （1）HSG01-110/dE 活塞桿和活塞直徑為 80/110mm/mm（速比 2），活塞 桿最大行成行程 1600mm ； （2）HSG01-140/dE 活塞桿和活塞直徑為 80/140 mm/mm（速比 1.46），活 塞桿最大行成行程 2000mm ； （3）HSG01-160/dE 活塞桿和活塞直徑為 80/160 mm

10、/mm（速比 1.33），活 塞桿最大行成行程 2000mm 。 選用 (1)HSG01-140/dE，各參數為：液壓缸內經 140mm，液壓桿直徑 80mm， 最大工作壓力為 160bar，行程為 1.5m。 因此活塞桿的有效作用面積為 Ar= = =50.24 Ps= = =156bar 當工作壓力在允許范圍內時， 起升液壓缸所需的最大流量由起升裝置的最大速度決定，在由動滑輪和鏈條組成的系統(tǒng)中，起升液壓缸的最大運動速度是叉車桿最大運動速度的一半， 于是提升過程中液壓缸所需最大流量為： = =50.24/s=67.8L/min = =50.24=5.523/

11、s=33.138 L/min 1.2.2系統(tǒng)工作壓力的確定 系統(tǒng)最大壓力可以確定為大約在 160bar 左右，如果考慮壓力損失的話，可以再稍高一些。 1.2.3液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 在完成裝卸作業(yè)的過程中，叉車液壓系統(tǒng)的工作液壓缸對輸出力、運動方向以及運動速度等幾個參數具有一定的要求，這些要求可分別由液壓系統(tǒng)的幾種基本回路來實現，這些基本回路包括壓力控制回路、方向控制回路以及速度控制回路等。所以，擬定一個叉車液壓系統(tǒng)的原理圖，就是靈活運用各種基本回路來滿足貨叉在裝卸作業(yè)時對力和運動等方面要求的過程。 1.2.3.1起升回路的設計 起升液壓系統(tǒng)的作用是提起和放下貨物，因此執(zhí)行元件應選

12、擇液壓缸。由于起升液壓缸僅在起升工作階段承受負載，在下落過程中液壓缸可在負載和液壓缸活塞自重作用下自動縮回，因此可采用單作用液壓缸。 如果把單作用液壓缸的環(huán)形腔與活塞的另一側連通，構成差動連接方式，則能夠在提高起升速度的情況下減小液壓泵的輸出流量。如果忽略管路的損失，單作用液壓缸的無桿腔和有桿腔的壓力近似相等，則液壓缸的驅動力將由活塞桿的截面積決定。實現單作用液壓缸的差動連接，可以通過方向控制閥在外部管路上實現，如圖1-2（a）。為減小外部連接管路，液壓缸的設計也可采用在活塞上開孔的方式，如圖1-2（b）所示。這種測試方法有桿腔所需要的流量就可以從無桿腔一側獲得，液壓缸只需要在無桿腔外部連接

13、一條油路，而有桿腔一側不需要單獨連接到回路中。 （ a ）管路連接方式 （ b ）活塞上開孔方式 圖 1 - 差動連接液壓缸 對于起升工作裝置，舉起貨物時液壓缸需要輸出作用力，放下貨物時，貨叉和貨物的重量能使叉車桿自動回落到底部，因此本設計實例起升回路采用單作用液壓缸差動連接的方式。而且為減少管道連接，可以通過在液壓缸活塞上鉆孔來實現液壓缸兩腔的連接，液壓缸不必有低壓出口，高壓油可同時充滿液壓缸的有桿腔和無桿腔，由于活塞兩側的作用面積不同，因此液壓缸會產生提升力。起升液壓缸活塞運動方向的改變通過多路閥或換

14、向閥來實現即可。 為了防止液壓缸因重物自由下落，同時起到調速的目的，起升回路的回油路中必須設置背壓元件，以防止貨物和貨叉由于自重而超速下落，即形成平衡回路。為實現上述設計目的，起升回路可以有三種方案，分別為采用調速閥的設計方案、采用平衡閥或液控單向閥的平衡回路設計方案以及采用特殊流量調節(jié)閥的設計方案，三種方案比較如圖1-3（a）、圖1-3（b）和圖1-3（c）所示。 （a）設計方案一 （b）設計方案二 （c） 設計方案三 圖1-3 起升回路三種設計方案比較 圖1-3（a）中設計方案之一是采用調速閥對液壓缸的下落速度進行控制，該設計方案不要求液壓缸外部必須連接進油和

15、出油兩條油路，只連接一條油路的單作用液壓缸也可以采用這一方案。無論貨物重量大小，貨物下落速度在調速閥調節(jié)下基本恒定，在工作過程中無法進行實時的調節(jié)。工作間歇時，與換向閥相配合，能夠將重物平衡或鎖緊在某一位置，但不能長時間鎖緊。在重物很輕甚至無載重時，調速閥的節(jié)流作用仍然會使系統(tǒng)產生很大的能量損失。 圖1-3（b）中設計方案之二是采用平衡閥或液控單向閥來實現平衡控制，該設計方案能夠保證在叉車的工作間歇，貨物被長時間可靠地平衡和鎖緊在某一位置。但采用平衡閥或液控單向閥的平衡回路都要求液壓缸具有進油和出油兩條油路，否則貨叉無法在貨物自重作用下實現下落，而且該設計方案無法調節(jié)貨物的下落速度，因此不能

16、夠滿足本設計實例的設計要求。 圖1-3（c）中設計方案之三是采用一種特殊的流量調節(jié)閥和在單作用液壓缸活塞上開設小孔實現差動連接的方式，該流量調節(jié)閥可以根據貨叉載重的大小自動調節(jié)起升液壓缸的流量，使該流量不隨叉車載重量的變化而變化，貨物越重，閥開口越小，反之閥開口越大，因此能夠保證起升液壓缸的流量基本不變，起到壓力補償的作用。從而有效的防止因系統(tǒng)故障而出現重物快速下落、造成人身傷亡等事故。而在重物很輕或無載重時，通過自身調節(jié)，該流量調節(jié)閥口可以開大甚至全開，從而避免不必要的能量損失。本設計實例采用這一設計方案限定了貨叉的最大下落速度，保證了貨叉下落的安全。此外，為了防止負載過大而導致油管破裂，

17、也可在液壓缸的連接管路上設置一個安全閥。 1.2.3.2傾斜裝置的設計 本設計實例傾斜裝置采用兩個并聯的液壓缸作執(zhí)行元件，兩個液壓缸的同步動作是通過兩個活塞桿同時剛性連接在門架上的機械連接方式來保證的，以防止叉車桿發(fā)生扭曲變形，更好地驅動叉車門架的傾斜或復位。為防止貨叉和門架在復位過程中由于貨物的自重而超速復位，從而導致液壓缸的動作失去控制或引起液壓缸進油腔壓力突然降低，因此在液壓缸的回油管路中應設置一個背壓閥。一方面可以保證傾斜液壓缸在負值負載的作用下能夠平穩(wěn)工作，另一方面也可以防止由于進油腔壓力突然降低到低于油液的空氣分離壓甚至飽和蒸汽壓而在活塞另一側產生氣穴現象，其原理圖如圖3-4所

18、示。傾斜液壓缸的換向也可直接采用多路閥或換向閥來實現。 圖1-4 傾斜回路原理圖 傾斜裝置所需的力取決于它到支點的距離，活塞桿與叉車體相連。因此傾斜 液壓缸的尺寸取決于它的安裝位置。安裝位置越高，即距離支點越遠，所需的力越小。 該作用力由兩個雙作用液壓缸提供，則每個液壓缸所需提供的力為59960N。 如果工作壓力為 160bar，則傾斜液壓缸環(huán)形面積 Aa 為：Aa= = 假設活塞直徑D=80mm，環(huán)形面積給定，則活塞桿直徑可以用如下方法求出。 Aa= ) d=0.040 m 所以活塞桿直徑取d=0.040m， 則環(huán)形面積為：Aa= )=37.68pp -- = -

19、 = - 傾斜機構所需最大壓力為：p= bar 而液壓缸工作壓力為 160bar，因此有足夠的余量。 綜上，兩個傾斜液缸選用 HSG 型工程液壓缸，選用型號為 HSG01-80/dE， 參數為：液壓缸徑 80mm，液壓桿直徑 40mm，速比 1.33，行程為 1000mm。 1.2.4 提升液壓缸的工況分析： 根據前邊的設計參數知： 加減速時間t都為0.2s；起升速度v1=0.45m/s； 快速下降最高速度v2=0.22m/s; 提升油缸行程：L=1.5m; 上升時： 加速度：a1=v1/t=0.45/0.2=2.25m/s2 加速行程：L1= at2= 2.250

20、.22=0.045m 下降時： 加速度：a2=v2/t=0.22/0.2=1.1m/s2 減速行程：L4 = at2= 1.10.22=0.022m 1.2.5方向控制回路的設計 行走機械液壓系統(tǒng)中，如果有多個執(zhí)行元件，通常采用中位卸荷的多路換向閥（中路通）控制多個執(zhí)行元件的動作，也可以采用多個普通三位四通手動換向閥，分別對系統(tǒng)的多個工作裝置進行方向控制。本設計實例可以采用兩個多路閥加旁通閥的控制方式分別控制起升液壓缸和傾斜液壓缸的動作，其原理圖如圖1-5所示，也可以采用兩個普通的三位四通手動換向閥分別控制起升液壓缸和傾斜液壓缸的動作，如圖1-6所示。本設計實例叉車工作裝置液壓系

21、統(tǒng)擬采用普通的三位四通手動換向閥控制方式，用于控制起升和傾斜裝置的兩個方向控制閥均可選用標準的四通滑閥。 應注意的是，如果起升回路中平衡回路采用前述設計方案三流量調節(jié)閥設計方案，則起升液壓缸只需要一條連接管路，換向閥兩個連接執(zhí)行元件的油口A口和B口只需要用到其中一個即可。如果用到A口，則應注意B口應該與油箱相連，而不應堵塞。這樣，當叉車桿處于下降工作狀態(tài)時，可以令液壓泵卸荷，而單作用起升液壓缸下腔的液壓油可通過手動換向閥直接流回油箱，有利于系統(tǒng)效率的提高。同時為了防止油液倒流或避免各個回路之間流量相互影響，應在每個進油路上增加一個單向閥。 另外，還應注意采用普通換向閥實現的換向控制方式還與

22、液壓油源的供油方式有關，如果采用單泵供油方式，則無法采用幾個普通換向閥結合來進行換向控制的方式，因為只要其中一個換向閥處于中位，則液壓泵卸荷，無法驅動其它工作裝置。 圖1-5 多路換向閥控制方式 圖1-6 普通換向閥控制方式 1.2.6 油路設計 對于提升工作裝置，單作用液壓缸就能夠滿足工作要求，因為叉車體的重量能使叉車桿自動回到底部。液壓缸不必有低壓出口，高壓油可同時充滿活塞環(huán)形面和另一面（構成差動缸），由于活塞兩側面積的不同而產生提升力。為減少管道連接，可以通過在活塞上面鉆孔實現液壓缸兩側的連接。傾斜裝置通常采用兩個液壓缸驅動，以防止叉車桿發(fā)生扭曲變形。

23、 行走機械液壓系統(tǒng)中通常采用中位卸荷的多路換向閥（中路通） 控制多個液壓缸的動作，如圖 3 所示。 1.2.7 液壓閥的選擇 提升系統(tǒng)中，所有液壓閥通過的流量至多為 67.8L/min，所以閥的尺寸很小。 為考慮系統(tǒng)的壓力損失（管路和各方向閥造成的），液壓系統(tǒng)提供的壓力應 比負載所需壓力高 15~20bar：=159+20=179 bar 溢流閥的調定壓力應高于供油壓力 10%左右，即設成 180bar 比較合適。溢 流閥的最大壓力值可能比 180bar 還高，甚至超過 200bar。 查閱相關液壓閥生產廠家樣本，確定本設計實例所設計叉車工作裝置液壓系統(tǒng)各液壓閥型號及技術參

24、數如表1-3所示。 表1-3 液壓閥型號及技術參數 1.2.8液壓泵的設計與選擇 齒輪泵具有結構簡單，體積小，重量輕，工作可靠等優(yōu)點，廣泛應用在叉車上。一般采用高壓齒輪泵。根據系統(tǒng)設計的要求選擇壓力，根據起升速度選擇流量。當電動機直接帶泵時，應選用高速齒輪泵。齒輪泵屬于容積式液壓泵，輸出壓力隨負載變化，在系統(tǒng)中必須設置安全閥。（齒輪泵的容積效率為90％） 取，液壓泵缸的壁厚取與液壓缸相約。 假定齒輪泵的容積效率為90%，電機轉速為1500r/m，則泵的排量為： 滿負載條件下（1500rpm，容積效率90%）的實際流

25、量為： 半負載條件下（1550rpm，容積效率93%）的實際流量為： 大于所需值，滿足設計要求。 1.2.9管路的尺寸 本設計實例液壓管路的直徑可通過與管路連接的液壓元件進出口直徑來確定，也可通過管路中流速的建議值進行計算。 根據液壓手冊中給出的液壓管路流速推薦范圍，假定液壓泵排油管路的速度為10m/s，液壓泵吸油管路的速度為2m/s。在設計過程中也應該注意，液壓系統(tǒng)管路中油液的流動速度也會受到油路和裝置工作條件、功率損失、熱和噪聲的產生以及振動等各方面因素的影響。 按照半載工況，大流量泵排油管路中流過的最大流量為 q =72.5 L/min 則管道的最小橫截面積

26、為： 為減小壓力損失，管徑應盡可能選大些，所以選用管子通徑為15mm的油管作排油管即可。 大流量泵吸油管路中流過的最大流量為液壓泵的理論流量，即 L/min，則管道的最小橫截面積為： 查液壓管路管徑標準，與上述計算值最接近的實際值為30mm，因此可選用通徑為40mm的油管做大流量泵的吸油管。 1.3 油箱的設計 （1）根據液壓油箱容積估算方法，按照貯油量的要求，初步確定油箱的有效容積 已知雙聯泵總理論流量為 ，對于行走工程機械，為減小液壓系統(tǒng)的體積和重量，在計算油箱的有效容積時取a = 2。因此 油箱整體容積為V = =203.625L，查液壓泵站油箱公稱容積系列，取油箱整體

27、容積為240 L。 如果油箱的長寬高比例按照3：2：1設計，則計算得到長、寬、高分別為a=1.20m、b=0.80m、c=0.40m。 （2）安裝熱交換器時，還要考慮安裝位置，還可以裝油溫計測油溫。 （3）箱壁要涂防銹涂料 1.3.1 系統(tǒng)溫升驗算 起升回路消耗的功率遠大于傾斜回路所消耗的功率，因此只驗證起升回路的溫升即可。 對于起升油路，當叉車桿處于閑置或負載下降時，換向閥工作在中位，液壓泵在低壓下有75.45L/min的流量（理論流量）流回油箱，此時液壓泵處于卸荷狀態(tài)，因此液壓泵損失的功率較小。當負載上升時，液壓泵的大部分流量將進入液壓缸。當負載上升達到頂端時，液壓泵以50.2

28、l/min的額定流量從安全閥溢流回油箱，造成很大的能量損失。 假定液壓泵流量的90%通過安全閥流失，損失的功率為： 造成的油液溫度升高可計算為： 式中 ——液壓油液的密度，取870kg/m3 ——液壓油液的比熱，對于普通的石油型液壓油液， ≈（0.4~0.5）4187 J/(kg?K)，取 =2.0 KJ/(kg. K) 如果液壓系統(tǒng)的溫度單位用攝氏度，則油液溫升為 上述溫升滿足行走機械溫升范圍要求，而且由于這一極端功率損失的情況只是偶爾在貨叉桿上升到行程端點時才出現，因此該叉車工作裝置液壓系統(tǒng)不必設置冷卻器。 1.3.2其他輔件

29、的選擇 叉車工作裝置液壓系統(tǒng)中使用的過濾器包括油箱注油過濾器和主回油路上的回油過濾器。查相關廠家樣本，選擇型號為EF3-40的空氣濾清器，其性能參數為： 加油流量 21 L/min 空氣流量 170 L/min 油過濾面積 180 mm2 空氣過濾精度 0.279 mm 油過濾精度 125 m 選擇型號為RF-6020L-Y的濾油器作回油過濾器，其性能參數為： 額定流量 60 L/min 過濾精度 20m 額定壓力 1 MPa 1.4 設計經驗總結 叉車類工程機械或行走機械對液壓系統(tǒng)的要求是安全可

30、靠、效率高、成本低，通過本設計實例，對叉車類工程機械或行走機械液壓系統(tǒng)的設計方法和設計經驗總結如下： 1采用低成本的齒輪泵做能源元件，普通的手動換向閥做控制調節(jié)元件，系統(tǒng)造價低。 2為保證系統(tǒng)工作安全，對于有垂直下落工況的液壓系統(tǒng)，應采用必要的平衡回路；對于有超越負載（負值負載）的液壓系統(tǒng)，應在回油路上采用必要的增加背壓（防氣穴）措施。 3為提高系統(tǒng)的工作效率，降低能耗，對于流量差別較大的支回路，應采用不同流量的液壓泵分別供油的方式。 參考文獻 [1] 許福玲.液壓與氣壓傳動.北京：機械工業(yè)出版社，2001.08. [2] 陳奎生．液壓與氣壓傳動．武漢：武漢理工大學出版社，2001.8. [3] 朱福元．液壓系統(tǒng)設計簡明手冊．北京：機械工業(yè)出版社，2005.10. [4] 張利平．液壓氣動系統(tǒng)設計手冊．北京：機械工業(yè)出版社，1997.9. 16