2.0吨叉车工作装置液压系统设计(中压)_叉车液压系统设计

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2.0吨叉车工作装置液压系统设计（中压）提升装置的设计

根据设计条件，要提升的负载为2100kg，因此提升装置需承受的负载力为：

Flmg21009.8120600N 为减小提升装置的液压缸行程，通过加一个动滑轮和链条（绳），对装置进行改进，如图1所示。

图1 提升装置示意图

由于链条固定在框架的一端，活塞杆的行程是叉车杆提升高度的一半，但同时，所需的力变为原来的两倍（由于所需的功保持常值，但是位移减半，于是负载变为原来的两倍）。即提升液压缸的负载力为Fl = 41200 N 如果系统工作压力为150bar，则对于差动连接的单作用液压缸，提升液压缸的活塞杆有效作用面积为

2Fl41200Ar10527.5104 m2

p150Ard2427.5104 m2

所以活塞杆直径为d = 0.0592 m，查标准（50、56、63系列），取 d = 0.063m。

根据液压缸的最大长径比20：1，液压缸的最大行程可达到1.26 m，即叉车杆的最大提升高度为2.52 m，能够满足设计要求的2 m提升高度。

因此，提升液压缸行程为1m，活塞杆和活塞直径为63/90mm（速比2）、63/100mm（速比1.46），或63/125mm(速比1.33)。由机械设计手册查的，前两种非优先选用者，则选择63/125mm(速比1.33)型的液压缸。

因此活塞杆的有效作用面积为

Ard240.0632431.2104m2

PSFl41200132bar Ar31.2104当工作压力在允许范围内时，提升装置最大流量由装置的最大速度决定。在该动滑轮系统中，提升液压缸的活塞杆速度是叉车杆速度(已知为0.2m/s)的一半，于是提升过程中液压缸所需最大流量为：

qArvmax31.21040.1 m3/s

qArvmax18.7 l/min 2 系统工作压力的确定

系统最大压力可以确定为大约在150bar左右，如果考虑压力损失的话，可以再稍高一些。倾斜装置的设计

倾斜装置所需的力取决于它到支点的距离，活塞杆与叉车体相连。因此倾斜液压缸的尺寸取决于它的安装位置。安装位置越高，即距离支点越远，所需的力越小。

图2 倾斜装置示意图

假设r =0.5m，倾斜力矩给定为T =7500 N.m，因此倾斜装置所需的作用力F为：

T7500F15000 N

r0.5如果该作用力由两个双作用液压缸提供，则每个液压缸所需提供的力为7500N。

如果工作压力为150bar，则倾斜液压缸环形面积Aa为：

AaF75001055104m2 p150由于负载力矩的方向总是使叉车杆回到垂直位置，所以倾斜装置一直处于拉伸状态，不会弯曲。

假设活塞直径D=40mm，环形面积给定，则活塞杆直径可以用如下方法求出。

Aa(D2d2)

4d0.031 m 为了保证环形面积大于所需值，活塞杆直径必须小于该计算值，取d0.025m，则环形面积为：

Aa(D2d2)(402252)1067.65104m2

44倾斜机构所需最大压力为：

pF75005 Pa =98.0 bar 98.0104Aa7.6510而液压缸工作压力为150bar，因此有足够的余量。

倾斜系统所需的最大流量出现在倾斜液压缸的伸出过程中，此时液压缸无杆腔充满液压油，因此应按照活塞端部一侧计算，活塞面积用如下公式计算：

ApD20.042=12.6×10-4 m2

44倾斜装置所需最大速度给定为2º/s，先转换成弧度制，然后再转换成线速度：

22deg/s2rad/s0.0349rad/s

360Vr0.03490.50.0175m/s

因此，两个液压缸在伸出过程中所需的流量为：

q22Apv212.61040.0175= 0.43981 m3/s = 2.6 l/min 倾斜装置需要走过的行程为：

S0.5200.175m 180综上，两个倾斜液压缸的可选尺寸为40/25mm/mm，行程为200mm。油路设计

对于提升工作装置，单作用液压缸就能够满足工作要求，因为叉车体的重量能使叉车杆自动回到底部。液压缸不必有低压出口，高压油可同时充满活塞环形面和另一面（构成差动缸），由于活塞两侧面积的不同而产生提升力。为减少管道连接，可以通过在活塞上面钻孔实现液压缸两侧的连接。

倾斜装置通常采用两个液压缸驱动，以防止叉车杆发生扭曲变形。行走机械液压系统中通常采用中位卸荷的多路换向阀（中路通）控制多个液压缸的动作，如图3所示。

图3 中位卸荷的多路换向阀（中路通）控制的液压系统

也可采用另一种稍有不同的双泵供油方案，先确定基本油路组成，然后再加入安全装置，如图4所示。

注意前述大部分计算过程对所有油路设计方案都适用，包括引入中通多路换向阀的设计。

提升和倾斜两个装置都需要通过比例控制阀来控制，比例阀由手动操纵杆和对中弹簧来操纵。液压系统原理图中还应增加液压泵，油箱和两个溢流阀以保证安全，溢流阀可以用于调节供油压力的大小。

由于提升和倾斜两个工作装置的流量差异很大但相对都比较小，因此采用两个串联齿轮泵比较合适。大齿轮泵给提升装置供油，小齿轮泵给倾斜装置供油。齿轮泵与中通比例换向阀相连，当系统不工作时，两个泵处于卸荷状态，这样可以提高系统的效率。

图4 双泵供油方案的液压系统

另外，用于提升装置的方向控制阀可选用标准的四通阀，其B口应该与油箱相连不应堵塞。这样，当叉车杆处于下降状态，泵卸荷时，液压油可以直接流回油箱，有利于提高系统效率。

基本油路确定后，油路还不能正常工作，因为没有安全保护装置，也没有调节流量（为限制负载下降速度而流出液压缸的流量）的装置。可以通过引入一个安全阀，从而在负载下落时限制负载下落速度来解决这个问题，也可以在每个进油路上加一个单向阀，防止油液倒流。

因为存在负值负载（与活塞运动方向相同的负载），所以倾斜系统的回路设计稍微有所不同。

上述回路设计过程中，应对如下两个问题加以注意：

1环形面一侧一直处于增压状态，有可能通过方向阀产生泄漏； 2防止在活塞另一侧产生气穴现象（设置防气穴阀）。液压阀的选择

提升系统中，所有液压阀通过的流量至多为19l/min，所以阀的尺寸很小。如果采用的是串联泵，则倾斜装置子系统流过的流量至多为3 l/min。

为考虑系统的压力损失（管路和各方向阀造成的），液压系统提供的压力应比负载所需压力高15~20bar：

Psmax13220152bar 溢流阀的调定压力应高于供油压力10%左右，即设成170bar比较合适。溢流阀的最大压力值可能比170bar还高，甚至超过200bar。

注意：

与使用中通旁路式多路换向阀相比，使用标准方向阀可以节省成本。但是，使用标准方向阀需要多增加一个溢流阀和一个泵，即使用两个溢流阀和一个串联泵。

5.1 提升系统液压阀选择

由以上计算可知：提升子系统最大流量为18.7L/min。

选择直动式溢流阀的型号为DBDS10P10，带保护罩的调节螺栓，通径10mm,板式阀，进油口最大压力63MPa，出油口最大压力31.5MPa。

选择单向阀的型号为RVP-10-1-0，通径10mm,最大工作压力31.5MPa，最大流量18～15000L/min。

选择顺序背压阀的型号为BXY-Fg6/10，通径10mm，最高工作压力20MPa； 选择手动换向阀的型号为4WMM6，通径为6mm,最高工作压力：油口A、B、P为31.5MPa,油口T为16MPa，最大流量60L/min。

5.2 倾斜系统液压阀选择

由以上计算可知：倾斜子系统最大流量为2.6L/min。

选择直动式溢流阀的型号为DBDH6P10，调节手柄，通径6mm,板式阀，进油口最大压力40MPa，出油口最大压力31.5MPa。

选择单向阀的型号为RVP-6-1-0，通径6mm,最大工作压力31.5MPa，最大流量18～15000L/min。

选择手动换向阀的型号为4WMM6，通径为6mm,最高工作压力：油口A、B、P为31.5MPa,油口T为16MPa，最大流量60L/min。液压泵的参数确定

由于提升系统与倾斜系统的流量相差很大，并且都很小，所以本设计采用结构简单、价格低廉的齿轮泵串联满足设计要求。

提升：

假定齿轮泵的容积效率为90%，电机转速为1500r/m，则泵的排量为：

18700Dreq13.8 cm3/rev

0.91500从Sauer-Danfo目录中可查出，SNP2系列有排量为10.8和14.4cm3/rev的泵。应选择排量为14.4cm3/rev(与13.8更接近)的液压泵SNP2/014或SEP2/014，满负载条件下（1500rpm，容积效率90%）的实际流量为：

q14.40.9150019.4 l/min 大于所需值18.7 l/min，满足设计要求。

倾斜：

Dreq26001.92 cm3/rev

0.91500第二个泵的排量为1.92 cm3/rev，可选择SNP1/2.2，选择的时候只需要检验其是否与SNP2/014型号的泵配对，以构成串联泵。

在Sauer-Danfo目录中，有一张表格显示了哪些泵可以用来构成串联泵，最后选定合适的组合为：

SNP2/014+SNP1/2.2 7 电动机功率

在最大压力下的流动功率为：

21.35.4 kw 60000上面的数值假定的是效率为100%时得到的。

齿轮泵的效率（包括容积效率和机械效率）在80~85%之间，所以所需的电机功率为：

Wpq152100WdW5.46.7 kw 0.88 管路的尺寸

通常的流体速度： 排油管路：3m/s~5m/s 吸油管路：0.5m/s~1.5m/s 泵自身的初始吸油压力限制在不超过0.33bar(10’’Hg)这些速度受油路和装置工作条件，功率损失，热和噪声的产生以及振动的影响，会发生变化。

假定吸油管路的速度为1m/s，排油管路的速度为5m/s。排油管路计算：

最大流量为0.000312m3/s，则管道的最小横截面积为：

0.000312m3/sA62.4mm2

5m/sQAD24

D79.58.9mm（管道直径）

与计算数值最接近的实际管子直径为8或10mm，所以：

当选用8mm的管径时，流速为v=6.2m/s 当选用10mm的管径时，流速为v=4.0m/s 推荐选用管径为10mm的管子 吸油孔计算

孔的横截面积：

0.000312m3/sA312mm2

1D397.319.9mm（孔径）

与之最近的实际值为20mm 9 功率损失估计

提升/下降油路：当叉车杆处于闲置或负载下降时，泵在低压下有18.7l/min的流量流回油箱。当负载上升时，大部分流量将进入液压缸。当负载缓慢上升时，有相当一部分流量从安全阀流失，造成很大的能量损失。

假定泵流量的90%通过安全阀流失，损失的功率为：

18.70.9WRVPRVQRV1501054.2kW

60000导致油液温度升高：

W4208TRV7.4℃

18.7CPQ870210060000由于这种情况只会偶尔发生，所以不必装冷却装置。设计一个好的油箱（如鳍状箱体）或鳍状回路管道有助于改善对流热量损失。