叉車液壓系統(tǒng)設計 .液壓課程設計設計說明書設計題目 : 叉車液壓系統(tǒng)設計機械工程學院機械維修及檢測技術教育專業(yè)機檢 3333班設計者 :指導教師 ：2013年 12月 27日V1 ，下降速度最高課程設計任務書機械工程學院機檢班學生課程設計課題：叉車液壓系統(tǒng)設計一、課程設計工作日自2013年 12月 23日至 2013年 12月27 日二、同組學生三、課程設計任務要求（包括課題來源、類型、目的和意義、基本要求、完成時間、主要參考資料等） ：1目的：(1) 鞏固和深化已學的理論知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般步驟和方法；(2) 正確合理地確定執(zhí)行機構，運用液壓基本回路組合成滿足基本性能要求的、 高效的液壓系統(tǒng)；(3) 熟悉并運用有關國家標準、設計手冊和產(chǎn)品樣本等技術資料。2設計參數(shù)：叉車是一種起重運輸機械， 它能垂直或水平地搬運貨物。請設計一臺 X 噸叉車液壓系統(tǒng)的原理圖。該叉車的動作要求是： 貨叉提升抬起重物，放下重物；起重架傾斜、回位，在貨叉有重物的情況下，貨叉能在其行程的任何位置停住， 且不下滑。提升油缸通過鏈條動滑輪使貨叉起升，使貨叉下降靠自重回位。 為了使貨物在貨叉上放置角度合適，有一對傾斜缸可以使起重架前后傾斜。已知條件：貨叉起升速度不超過 V2 ，加、減速時間為 t ，提升油缸行程 L，額定載荷 G。傾斜缸由兩個單杠液壓缸組成，它們的尺寸已知。液壓缸在停止位置時系統(tǒng)卸荷。學13579號尾數(shù)，2，4，6，8，0設計參數(shù)3445額定載荷300000G (Kg)5005000000起升速度444V1 (mm/s)706050快速下降最122高速度 V2 (mm)800020提升油缸行15011程 L（mm）0500500加減速時間000t （s）.2.2.2動摩擦系數(shù)000fd.1.1.1靜摩擦系數(shù)000f s.2.2.2機械效率 m0.9001.92.933設計要求：(1) 對提升液壓缸進行工況分析4440 302240 601150050000.2.200.1.100.2.200.94.95, 繪制工況圖，確定提升尺寸；(2) 擬定叉車起重系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)原理圖；(3) 計算液壓系統(tǒng)，選擇標準液壓元件；(4) 對上述液壓系統(tǒng)中的提升液壓缸進行結構設計，完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，并對其中的 12 非標零件進行零件圖的設計。4主要參考資料：1 許福玲 . 液壓與氣壓傳動 . 北京：機械工業(yè)出版社， 2001.082 陳奎生液壓與氣壓傳動武漢：武漢理工大學出版社， 2001.83 朱福元 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 北京：機械工業(yè)出版社， 2005.104 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指導教師簽字：系主任簽字：目錄1.1概述 .1叉車的結構及基本技術. .21.2液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)確定 .71.2.1起升液壓系統(tǒng)的參數(shù)確定 .71.2.2系統(tǒng)工作壓力的確定 .111.2.3起升液壓系統(tǒng)液壓缸的工況分析.111.3液壓系統(tǒng)原理圖的擬定 .161.3.1起升回路的設計 .161.3.2傾斜回路的設計 .201.3.3方向控制回路的設計 .211.3.4供油方式 .221.4液壓元件選擇 .231.4.1液壓泵的選擇 .241.4.2電機的選擇 .251.4.3液壓閥的選擇 .261.4.4管路的選擇 .271.4.5油箱的設計 .291.4.6其他輔件的選擇 .301.5液壓系統(tǒng)的性能驗算 .311.5.1 壓力損失的驗算 .311.5.2系統(tǒng)溫升驗算 .331.6設計經(jīng)驗總結 . .34參考文獻： .35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(shù)的確定、 原理圖的擬定、 液壓元件的選擇以及液壓系統(tǒng)性能驗算等。1.1 概述叉車也叫叉式裝卸機、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(xiàn)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(chǎn)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(jù)叉車的用途不同， 分為普通叉車和特種叉車兩種； 根據(jù)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。叉車的基本技術參數(shù)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： 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。2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平衡重式叉車的載荷中心距額 定 起 重Q<11Q<55Q1012Q1820Q12量Q/t載荷中心1005006009001250距e/mm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(xiàn)有的起升高度系列為： 1500，2000，2500，2700，3000，3300，3600，4000，4500，5000，5500，6000，7000mm。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3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(shù)計。門架的前傾角 f 及后傾角 b，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。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(shù)中， 起重量和載荷中心距能體現(xiàn)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(xiàn)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(shù)則體現(xiàn)了叉車作業(yè)循環(huán)所需要的時間，與起重量參數(shù)一起可估算出生產(chǎn)率。1目的：(1) 鞏固和深化已學的理論知識，掌握液壓系統(tǒng)設計計算的一般步驟和方法；(2) 正確合理地確定執(zhí)行機構，運用液壓基4本回路組合成滿足基本性能要求的、 高效的液壓系統(tǒng)；(3) 熟悉并運用有關國家標準、設計手冊和產(chǎn)品樣本等技術資料。2設計參數(shù)：叉車是一種起重運輸機械， 它能垂直或水平地搬運貨物。請設計一臺 X 噸叉車液壓系統(tǒng)的原理圖。該叉車的動作要求是： 貨叉提升抬起重物，放下重物；起重架傾斜、回位，在貨叉有重物的情況下，貨叉能在其行程的任何位置停住， 且不下滑。提升油缸通過鏈條動滑輪使貨叉起升，使貨叉下降靠自重回位。 為了使貨物在貨叉上放置角度合適，有一對傾斜缸可以使起重架前后傾斜。已知條件：貨叉起升速度 V1 ，下降速度最高不超過 V2 ，加、減速時間為 t ，提升油缸行程 L，額定載荷 G。傾斜缸由兩個單杠液壓缸組成，它們的尺寸已知。液壓缸在停止位置時系統(tǒng)卸荷。學1，3，5，7，9號尾數(shù)2468，0設計參數(shù)30354045500額定載荷G (Kg)000000000起升速度47464544430V1 (mm/s)0000260快速下降最182022245高速度 V2 (mm)0000提升油缸行1151515150程 L（mm）5000000000加減速時間0.0.0.0.0.2t （s）2222動摩擦系數(shù)0.0.0.0.0.1fd1111靜摩擦系數(shù)0.0.0.0.0.2f s22220.9機械效率 m0.0.0.0.9192939453設計要求：(1) 對提升液壓缸進行工況分析 , 繪制工況圖，確定提升尺寸；(2) 擬定叉車起重系統(tǒng)的液壓系統(tǒng)原理圖；(3) 計算液壓系統(tǒng)，選擇標準液壓元件；(4) 對上述液壓系統(tǒng)中的提升液壓缸進行結構設計，完成該液壓缸的相關計算和部件裝配圖設計，并對其中的 12 非標零件進行零件圖的設計。61.2 液壓系統(tǒng)的主要參數(shù)確定本設計實例叉車工作裝置液壓系統(tǒng)包括起升液壓系統(tǒng)和傾斜液壓系統(tǒng)兩個子系統(tǒng)，分別由起升液壓缸和傾斜液壓缸驅動， 因此首先確定兩個子系統(tǒng)執(zhí)行元件的設計參數(shù)和系統(tǒng)的工作壓力。起升液壓系統(tǒng)的參數(shù)確定起升液壓系統(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(xiàn)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(xiàn)，如 2 圖（ 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 2 圖（ b）所示。7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 2差動連接液壓缸8VmaxFL缸的行程GL圖 3本設計實例通過增加一個傳動鏈條和動滑輪機構對起升裝置前述設計方案進行改進，即如圖 3 所示實施方案。 根據(jù)傳動原理， 采用這一液壓缸與鏈條和動滑輪結合的機構可以使液壓缸行程減小一半，但是需要對輸出力和活塞桿截面積進行校核。由于傳動鏈條固定在叉車門架的一端，液壓缸活塞桿的行程已知， 但同時也要求液壓缸輸出的作用力為原來的兩倍。即液壓缸行程為1500mm，活塞桿直徑變?yōu)?75mm,查液壓工程手冊或參考書 , 此時取活塞桿直徑為 80mm,于是，該起升液壓缸的有效作用面積變?yōu)椋?22Ar4d3.1440.085.02 103 按照前面的計算， 由于液壓缸所需輸出的功保持不變，所以液壓缸輸出的作用力變?yōu)椴孳囶~定負載的兩倍，即F L2 Gg235009 .868600 N液壓系統(tǒng)所需的工作壓力變?yōu)椋篎 L68600MP aPS13 .66A r0 . 00502取起升液壓缸的工作壓力為 14MPa，該工作壓力對于液壓系統(tǒng)來說屬于合適的工作壓力， 因此起升液壓缸可以采用這一設計參數(shù)。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 (0.46m/s) 的一半，Vmax =V1/2=460/2=230mm/s于是33qmaxAr vmax0.00502 0.23 1.15 10 m s69L min此時，起升液壓缸活塞桿移動 1.5m，叉車貨叉和門架移動 3m，能夠滿足設計需求。10系統(tǒng)工作壓力的確定根據(jù)液壓系統(tǒng)工作壓力的確定方法， 在確定液壓系統(tǒng)工作壓力時應考慮系統(tǒng)的壓力損失， 包括沿程的和局部的壓力損失， 為簡化計算， 本設計實例中假設這一部分壓力損失約為 1.5 2.0 MPa，因此液壓系統(tǒng)應提供的工作壓力應比執(zhí)行元件所需的最大工作壓力高出 1.52.0 MPa ，即起升液壓系統(tǒng)pls =14+1.5=15.5MPa起升液壓系統(tǒng)液壓缸的工況分析負載分析：負載： F=2Gg=2x34300=68600N最大靜摩擦力： Fs=2f sGg=2x6860=13720N動摩擦力： Fd=2f dGg=2x3430=6860N,上升啟動時：F1=F+Fs=68600+13720=82320N，上升穩(wěn)定運行時：F2=F+Fd=68600+6860=75460N下降穩(wěn)定運行時：F3=F-11Fd=68600-6860=61740N速度分析：上升速度 V=0.5V 1=0.5X460=230mm/s,快速下降最高速度V=0.5V2=0.5X200=100mm/s加減速時間： t=0.2s上升時加減速時段位移：S1=0.5 V1t=23mm下降時加減速時段位移： S2=0.5 V 2t=10mm 位移分析：提升油缸行程： L=1500mm工況循環(huán)提升液壓缸負載：工況負載組成負載值（N）液壓缸加0-(F+0-8232速上升Fs)-(F+0-7546012F )d液壓缸勻F+ Fd75460速上升液壓缸減(F+75460-速上升Fd)-F68600液壓缸加F-68600-速下降(F- F d)61740液壓缸勻F- F d61740速下降液壓缸減(F-61740-速下降Fd)-00對應曲線如下；F(N)(0,82320)(23,75460)(1477,75460)(10,61740)13(1500,68600)(1490,61740)0S(mm)負載 - 位移關系曲線提升液壓缸運動參數(shù)：工況位移時 間速 度（mm）(s)(mm/s)勻 加230.2速上升勻 速14546.32230上升勻 減230.214速上升勻 加100.2速下降勻 速148014.8100下降勻 減100.2速下降對應曲線如下；V(mm/s)(23,230)（ 1477,230 ）015S(mm)(10,100)(1490,100)速度 - 位移關系曲線1.3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(shù)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(xiàn)， 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。起升回路的設計對于起升工作裝置， 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16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(xiàn)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(chǎn)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向閥來實現(xiàn)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(xiàn)上述設計目的， 起升回路可以有兩種方案， 分別為采用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，兩種方案比較如下 4 圖（a）和 4 圖（b）所示。17（ a）設計方案一（ b） 設計方案二圖 4 起升回路兩種設計方案比較上 4 圖（ a）中設計方案之一是采用液控單向閥來實現(xiàn)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。但采用液控單向閥的平衡回路都要18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(xiàn)下落， 而且該設計方案無法調節(jié)貨物的下落速度， 因此不能夠滿足本設計實例的設計要求。上 4 圖（ b）中設計方案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(xiàn)差動連接的方式， 該流量調節(jié)閥可以根據(jù)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?shù)淖饔谩亩行У姆乐挂蛳到y(tǒng)故障而出現(xiàn)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， 也可在液壓缸的連接管路上設置一個安全閥 。19由于本課題設計中沒有給定傾斜裝置、方向壓力控制回路等等以下方面設計的主要參數(shù)，所以以下環(huán)節(jié)的設計主要參考叉車液壓系統(tǒng)設計的相關資料傾斜回路的設計本設計實例傾斜裝置采用兩個并聯(lián)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(chǎn)生氣穴現(xiàn)象， 其原理圖如下 5 圖所示。傾斜液壓缸的換向也可直接采用多路閥或換向閥來實現(xiàn)。20圖 5傾斜回路原理圖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，控制多個執(zhí)行元件的動作，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 6 所示。本設計實例叉車工作裝置液壓系統(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。另外，還應注意采用普通換向閥實現(xiàn)的換向控制方式還與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21作裝置。圖 6 普通換向閥控制方式供油方式由于起升和傾斜兩個工作裝置的流量差異很大，而且相對都比較小， 因此采用兩個串聯(lián)齒輪泵供油比較合適。 其中大齒輪泵給起升裝置供油，小齒輪泵給傾斜裝置供油。 兩個齒輪泵分別與兩個三位四通手動換向閥相連， 為使液壓泵在工作裝置不工作時處于卸荷狀態(tài)， 兩個換向閥應采用 M型中位機能，這樣可以提高系統(tǒng)的效率。根據(jù)上述起升回路、 傾斜回路、換向控制方式和供油方式的設計， 本設計實例初步擬定的液壓系統(tǒng)原理圖如圖 7 所示。221- 大流量泵 2- 小流量泵 3- 起升安全閥 4-傾斜安全閥 5- 起升換向閥 6- 傾斜換向閥 7- 流量控制閥 8- 防氣穴閥 9- 起升液壓缸 10- 傾斜液壓缸 11 、12- 單向閥圖 7 叉車工作裝置液壓系統(tǒng)原理圖1.4 液壓元件選擇初步擬定液壓系統(tǒng)原理圖后， 根據(jù)原理圖中23液壓元件的種類， 查閱生產(chǎn)廠家各種液壓元件樣本，對液壓元件進行選型。液壓泵的選擇圖 7 所示液壓系統(tǒng)原理圖中采用雙泵供油方式，因此在對液壓泵進行選型時考慮采用結構簡單、價格低廉的雙聯(lián)齒輪泵就能夠滿足設計要求。假定齒輪泵的容積效率為 90%，電機轉速為1500r/min ，則根據(jù)前述的計算結果，兩個液壓泵的排量可分別計算為：6900051 . 1 cm3D 1r0 .91500從表中可查得， CBG系列中與 51.1cm3/r接近的齒輪泵排量為33更52cm/rev。而 51.1cm /r接近于 50.3cm3/rev ，如果選擇排量為 60cm3/r 的液壓泵，則工作過程中會有較大的流量經(jīng)過溢流閥溢流回油箱， 造成能源的浪費， 并有可能產(chǎn)生嚴重的發(fā)熱，因此考慮在 CBG2050系列中選擇排量為 50.3cm3/rev 的齒輪泵。同時考慮到前述計算中假定液壓泵的容積效率為 90%，而實際工作過程中，液壓泵的容積效率可能高于 90%，尤24其是在低負載的時候。 在低負荷的時候， 電機轉速也有可能會略高于 1500 r/min ，因此液壓泵的實際輸出流量會增大。例如，滿負載條件下（電機轉速 1500r/min ，容積效率 90%）的實際流量為：50 .30 . 91500l/minq 1100067 .9而半負載條件下（電機轉速1550r/min ，容積效率 93%）的實際流量為：q 150 .30 . 93155072 .5 l/min1000大于起升回路所需要的流量67.8 l/min ，因此能夠 滿足設計要求。電機的選擇為減小叉車工作裝置液壓系統(tǒng)的尺寸， 簡化系統(tǒng)結構，對于內燃叉車、 雙聯(lián)液壓泵可以由發(fā)動機直接驅動。 如果叉車上的空間允許， 也可以采用電動機驅動雙聯(lián)液壓泵的設計方式。在叉車工作過程中， 為保證工作安全， 起升裝置和傾斜裝置通常不會同時工作， 又由于起升裝置的輸出功率要遠大于傾斜裝置的輸出功率，因此雖然叉車工作裝置由雙聯(lián)泵供油， 在選擇驅25動電機時，只要能夠滿足為起升裝置供油的大流量液壓泵的功率要求即可。在最高工作壓力下，大流量液壓泵的實際輸出功率為：P p1 q115 .510 667 .917 .5 kW601000齒輪泵的總效率（包括容積效率和機械效率）通常在 8085%之間，取齒輪泵的總效率為80%，所需的電機功率為：P17 .521 .5 kWPt0 . 8液壓閥的選擇圖 7 中叉車工作裝置液壓系統(tǒng)由雙聯(lián)泵供油，因此對于起升回路，流經(jīng)換向閥、單向閥、溢流閥和平衡閥的最大流量均為 67.8 l/min （半載的工況），各元件的額定壓力應大于起升回路的最大工作壓力 17.5MPa。流經(jīng)傾斜回路各液壓閥的流量較小， 因此傾斜回路中使用的液壓閥可選擇比起升回路中液壓閥通徑更小的液壓閥。在選擇溢流閥時， 由于溢流閥在起升回路和傾斜回路中都是做安全閥， 因此其調定壓力應高于供油壓力 10%左右，起升回路和傾斜回路溢流26閥的調定壓力是不同的， 按照前述計算起升回路溢流閥的調定壓力設為 20MPa比較合適，具體調定數(shù)值將在后續(xù)壓力損失核算部分中做進一步計算。查閱相關液壓閥生產(chǎn)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數(shù)如表 2 所示。表 2液壓閥型號及技術參數(shù)規(guī)格序號元件名稱額定流量最高使用壓力型號L/minMPa1三位四通10031.54WMM6T50手動換向閥 52單向閥 117621DT8P1-06-05-103溢流閥 312031.5DBDH6P-10/2004單向閥 121021DT8P1-02-05-105流量調節(jié)閥 76731.5VCDC-H-MF(G1/2)6三位四通3025DMG-02-3C6-W手動換向閥 67溢流閥 41221C175-02-F-108背壓閥和防1201.5MH1DBN10氣穴閥 8P2-20/050M管路的選擇27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(jù)上文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 5 m/s ，液壓泵吸油管路的速度為 1 m/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(chǎn)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 = L/min則管道的最小橫截面積為：A72.51000/ 60242mm25AD 24D 24242308 mm2D17. 6 mm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 18mm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28壓泵的理論流量，即的最小橫截面積為：50.3150075.45L / min ，則管道1000A75.45 1000/ 601257.5mm21D 24 1257 .51602 mm 2D40mm查液壓管路管徑標準， 與上述計算值最接近的實際值為 40mm，因此可選用通徑為 50mm的油管做大流量泵的吸油管。油箱的設計根據(jù)第 1 章油箱容積估算方法， 按照貯油量的要求，初步確定油箱的有效容積V有效aqv已知雙聯(lián)泵總理論流量為 qv 75.45 6 81.45 L/min ，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V有效281.45162.9L油箱整體容積為V = V0有.效8 =203.6L，查液壓泵29站油箱公稱容積系列，取油箱整體容積為250 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=1.010m、b=0.69m、c=0.35m。其他輔件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(shù)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125m選擇型號為 RF-60×20L-Y 的濾油器作回油過濾器，其性能參數(shù)為：額定流量60 L/min過濾精度20m額定壓力1 MPa301.5 液壓系統(tǒng)的性能驗算液壓系統(tǒng)原理圖和各液壓元件的型號確定后，可以對所設計叉車工作裝置液壓系統(tǒng)進行系統(tǒng)性能的驗算。壓力損失的驗算為了能夠更加準確地計算液壓泵的供油壓力和設定溢流閥的調定壓力， 分別驗算由兩個液壓泵到起升液壓缸和傾斜液壓缸進口之間油路的壓力損失。叉車工作裝置液壓系統(tǒng)的壓力損失包括油液流過等徑進油管路而產(chǎn)生的沿程壓力損失 p1 ，通過管路中彎管和管接頭等處的管路局部壓力損失 p2 以及通過各種液壓閥的局部壓力損失 p3 。由于叉車工作裝置液壓系統(tǒng)管路較短， 彎管和管接頭較少，因此沿程壓力損失 p1 和彎管以及管接頭等處的管路局部壓力損失 p2 與經(jīng)過各種液壓閥的局部壓力損失 p3 相比可以忽略不計， 故本設計實例主要核算經(jīng)過各種液壓閥的局部壓力損失 p3 。圖 8 原理圖表明， 起升回路起升動作過程中液壓閥產(chǎn)生的局部壓力損失 p3 主要包括由單向閥 11、換向閥 5 和特殊流量調節(jié)閥 7 閥口產(chǎn)生的局部壓力損失。31對于起升回路，根據(jù)產(chǎn)品樣本，單向閥11（ DT8P1-06-05-10 ）的開啟壓力為 0.035MPa；在 流 量 約 為 50L/min 時 ， 手 動 換 向 閥 5 （4WMM6T50 ）的壓力損失約為 0.5MPa；在流量 約 為 50L/min 時 ， 流 量 調 節(jié) 閥 7（ VCDC-H-MF(G1/2)）的壓力損失為 0.5MPa。因此起升回路進油管路總的局部壓力損失為p30.0350.50.51.035 MPa所以溢流閥調定壓力應為p(131.035) 1.115.4 MPa取溢流閥的實際調定壓力為16MPa是適宜的。對于傾斜回路， 使貨叉傾斜過程中， 產(chǎn)生局部壓力損失的液壓閥有單向閥 12，換向閥 6 和防氣穴閥 8。根據(jù)產(chǎn)品樣本，單向閥 12（ DT8P1-02-05-10 ）的開啟壓力為 0.035MPa；在流量 約為5.4L/min時， 手動 換向 閥6（ DMG-04-3C-W ）的壓力損失最大約為0.15MPa；防氣穴閥中單向閥 （MHSV10PB1-1X/M）的開啟壓力為 0.05MPa 則傾斜回路進油管路總的局部壓力損失為p30.0350.150.050.235 MPa32所以溢流閥實際壓力應為p(14.10.235)1.115.8 MPa取溢流閥的實際調定壓力為16MPa是適宜的。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67.9 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：1510 60.967 .910 3WRV p rv qrv60= 15.5 kW造成的油液溫度升高可計算為：T WRV CPqrv33式中液壓油液的密度，取870kg/m3C p 液壓油液的比熱，對于普通的石油 型液 壓油液， Cp （ 0.40.5） × 4187J/(kg K)·，取 Cp =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WRV155008.75T0.9C P qrv870200067.960103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(xiàn)，因此該叉車工作裝置液壓系統(tǒng)不必設置冷卻器。1.6 設計經(jīng)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(jīng)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34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 王積偉 章宏甲 黃易誼 液壓與氣壓傳動 北京 機械工業(yè)出版社 20052 張利平液壓傳動系統(tǒng)及設計北京化學工業(yè)出版社2005.83 成大先 機械設計手冊 單行本 液壓傳動 北京化學工業(yè)出版社 20044 劉新德液壓氣動手冊北京機械工業(yè)出版社20005 楊培元 朱福元 液壓系統(tǒng)設計簡明手冊 北京 機械工業(yè)出版社 1999.126 許福玲 . 液壓與氣壓傳動 . 北京：機械工業(yè)出版社， 2001.087 陳奎生液壓與氣壓傳動武漢：武漢理工大學出版社， 2001.8358 蔡文彥液壓傳動系統(tǒng)上海：上海交通大學出版社， 1990.49 官忠范液壓傳動系統(tǒng)北京：機械工業(yè)出版社， 1997.710 朱新才液壓與氣動技術重慶：重慶大學出版社， 2003.911 張利平液壓氣動系統(tǒng)設計手冊 北京：機械工業(yè)出版社， 1997.912 左健民主編 . 液壓與氣壓傳動 . 北京：機械工業(yè)出版社， 2000.0613 鄒建華 . 液壓與氣動技術基礎 . 武漢：華中科技大學出版社， 2006.0314 何存興 . 液壓傳動與氣壓傳動 . 武漢：華中科技大學出版社， 2000.0815 朱梅 朱光力編著 . 液壓與氣動技術 . 西安：西安電子科技大學出版社， 2004.0636