叉车液压系统设.docx

1、叉车液压系统设叉车液压系统设计叉车工作装置液压系统设计叉车作为一种流动式装卸搬运机械，由于具有很好的机动性和通过性，以及很强的适应性，因此适合于货种多、货量大且必须迅速集散和周转的部门使用，成为港口码头、铁路车站和仓库货场等部门不可缺少的工具。本章以叉车工作装置液压系统设计为例，介绍叉车工作装置液压系统的设计方法及步骤，包括叉车工作装置液压系统主要参数的确定、原理图的拟定、液压元件的选择以及液压系1.1概述叉车也叫叉式装卸机、叉式装卸车或铲车，属于通用的起重运输机械，主要用于车站、仓库、港口和工厂等工作场所，进行成件包装货物的装卸和搬运。叉车的使用不仅可实现装卸搬运作业的机械化，减轻劳动强度，

2、节约大量劳力，提高劳动生产力，而且能够缩短装卸、搬运、堆码的作业时间，加速汽车和铁路车辆的周转，提高仓库容积的利用率，减少货物破损，提高作业的安全程度。1.1.1叉车的结构及基本技术按照动力装置不同，叉车可分为内燃叉车和电瓶叉车两大类；根据叉车的用途不同，分为普通叉车和特种叉车两种；根据叉车的构造特点不同，叉车又分为直叉平衡重式叉车、插腿式叉车、前移式叉车、侧面式叉车等几种。其中直叉平衡重式叉车是最常用的一种叉车。叉车通常由自行的轮式底盘和一套能垂直升降以及前后倾斜的工作装置组成。某型号叉车的结构组成及外形图如图3-1所示，其中货叉、叉架、门架、起升液压缸及倾斜液压缸组成叉车的工作装置。1-货

3、叉 2-叉架 3-门架及起升液压缸 4-倾斜液压缸 5-方向盘 6-操纵杆 7-底盘及车轮图1-1 叉车的结构及外形叉车的基本技术参数有起重量、载荷中心矩、起升高度、满载行驶速度、满载最大起升速度、满载爬坡度、门架的前倾角和后倾角以及最小转弯半径等。其中，起重量(Q)又称额定起重量，是指货叉上的货物中心位于规定的载荷中心距时，叉车能够举升的最大重量。我国标准中规定的起重量系列为：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.吨。载荷中心距e，是指货物重心到货叉

4、垂直段前表面的距离。标准中所给出的规定值与起重量有关，起重量大时，载荷中心距也大。例如平衡重式叉车的载荷中心距如表3-1所示。表1-1 平衡重式叉车的载荷中心距 起升高度hmax，指叉车位于水平坚实地面上，门架垂直放置且承受额定起重量的货物时，货叉所能升起的最大高度，即货叉升至最大高度时水平段上表面至地面的垂直距离。现有的起升高度系列为：1500，2000，2500，2700，3000，3300，3600，4000，4500，50005500，6000，7000mm。满载行驶速度vmax，指货叉上货物达到额定起重量且变速器在最高档位时，叉车在平直干硬的道路上行驶所能达到的最高稳定行驶速度。满载

5、最大起升速度vamax，指叉车在停止状态下，将发动机油门开到最大时，起升大小为额定起重量的货物所能达到的平均起升速度。满载爬坡度a，指货叉上载有额定起重量的货物时，叉车以最低稳定速度行驶所能爬上的长度为规定值的最陡坡道的坡度值。其值以半分数计。门架的前倾角f及后倾角b，分别指无载的叉车门架能从其垂直位向前和向后倾斜摆动的最大角度。最小转弯半径Rmin，指将叉车的转向轮转至极限位置并以最低稳定速度作转弯运动时，其瞬时中心距车体最外侧的距离。在叉车的基本技术参数中，起重量和载荷中心距能体现出叉车的装载能力，即叉车能装卸和搬运的最重货件。最大起升高度体现的是叉车利用空间高度的情况，可估算仓库空间的利

6、用程度和堆垛高度。速度参数则体现了叉车作业循环所需要的时间，与起重量参数一起可估算出生产率。1.2液压系统的主要参数1.2.1 提升缸的设计：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 提升装置示意图静摩擦力Fs= G=0.240009.8=7840N动摩擦力 Fd= G=0.140009.8=3920N由于下降的受力小于上升的，所以惯性力 Fa=ma= =9000N提升的最大负载F=Fs+ Fd+ Fa+G=59960N根据设计条件，提升装置需承受的最大负载力为：59960N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

7、同时，所需的力变为原来的两倍 （由于所需做的功保持常值，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Ft=mg=39200N所以2 Ft=78400 N如果系统工作压力为 160bar，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Ar Ar= = 所以活塞杆直径为 d = 0.079 m，查标准（56、63、70、80 系列），取 d = 0.080m。根据液压设计手册选用 HSG 型工程液压缸，可选液压缸的型号有：（1）HSG01-110/dE 活塞杆和活塞直径为 80/110mm/mm（速比 2），活塞杆最大行成行程 1600mm ；（2）HSG01-

8、140/dE 活塞杆和活塞直径为 80/140 mm/mm（速比 1.46），活塞杆最大行成行程 2000mm ；（3）HSG01-160/dE 活塞杆和活塞直径为 80/160 mm/mm（速比 1.33），活塞杆最大行成行程 2000mm 。选用 (1)HSG01-140/dE，各参数为：液压缸内经 140mm，液压杆直径 80mm，最大工作压力为 160bar，行程为 1.5m。因此活塞杆的有效作用面积为Ar= = =50.24Ps= = =156bar当工作压力在允许范围内时， 起升液压缸所需的最大流量由起升装置的最大速度决定，在由动滑轮和链条组成的系统中，起升液压缸的最大运动速度是叉

9、车杆最大运动速度的一半，于是提升过程中液压缸所需最大流量为：= =50.24/s=67.8L/min= =50.24=5.523/s=33.138 L/min1.2.2系统工作压力的确定系统最大压力可以确定为大约在 160bar 左右，如果考虑压力损失的话，可以再稍高一些。1.2.3液压系统原理图的拟定在完成装卸作业的过程中，叉车液压系统的工作液压缸对输出力、运动方向以及运动速度等几个参数具有一定的要求，这些要求可分别由液压系统的几种基本回路来实现，这些基本回路包括压力控制回路、方向控制回路以及速度控制回路等。所以，拟定一个叉车液压系统的原理图，就是灵活运用各种基本回路来满足货叉在装卸作业时对

10、力和运动等方面要求的过程。1.2.3.1起升回路的设计起升液压系统的作用是提起和放下货物，因此执行元件应选择液压缸。由于起升液压缸仅在起升工作阶段承受负载，在下落过程中液压缸可在负载和液压缸活塞自重作用下自动缩回，因此可采用单作用液压缸。如果把单作用液压缸的环形腔与活塞的另一侧连通，构成差动连接方式，则能够在提高起升速度的情况下减小液压泵的输出流量。如果忽略管路的损失，单作用液压缸的无杆腔和有杆腔的压力近似相等，则液压缸的驱动力将由活塞杆的截面积决定。实现单作用液压缸的差动连接，可以通过方向控制阀在外部管路上实现，如图1-2（a）。为减小外部连接管路，液压缸的设计也可采用在活塞上开孔的方式，如

11、图1-2（b）所示。这种测试方法有杆腔所需要的流量就可以从无杆腔一侧获得，液压缸只需要在无杆腔外部连接一条油路，而有杆腔一侧不需要单独连接到回路中。对于起升工作装置，举起货物时液压缸需要输出作用力，放下货物时，货叉和货物的重量能使叉车杆自动回落到底部，因此本设计实例起升回路采用单作用液压缸差动连接的方式。而且为减少管道连接，可以通过在液压缸活塞上钻孔来实现液压缸两腔的连接，液压缸不必有低压出口，高压油可同时充满液压缸的有杆腔和无杆腔，由于活塞两侧的作用面积不同，因此液压缸会产生提升力。起升液压缸活塞运动方向的改变通过多路阀或换向阀来实现即可。为了防止液压缸因重物自由下落，同时起到调速的目的，起

12、升回路的回油路中必须设置背压元件，以防止货物和货叉由于自重而超速下落，即形成平衡回路。为实现上述设计目的，起升回路可以有三种方案，分别为采用调速阀的设计方案、采用平衡阀或液控单向阀的平衡回路设计方案以及采用特殊流量调节阀的设计方案，三种方案比较如图1-3（a）、图1-3（b）和图1-3（c）所示。（a）设计方案一（b）设计方案二（c） 设计方案三图1-3 起升回路三种设计方案比较图1-3（a）中设计方案之一是采用调速阀对液压缸的下落速度进行控制，该设计方案不要求液压缸外部必须连接进油和出油两条油路，只连接一条油路的单作用液压缸也可以采用这一方案。无论货物重量大小，货物下落速度在调速阀调节下基本

13、恒定，在工作过程中无法进行实时的调节。工作间歇时，与换向阀相配合，能够将重物平衡或锁紧在某一位置，但不能长时间锁紧。在重物很轻甚至无载重时，调速阀的节流作用仍然会使系统产生很大的能量损失。图1-3（b）中设计方案之二是采用平衡阀或液控单向阀来实现平衡控制，该设计方案能够保证在叉车的工作间歇，货物被长时间可靠地平衡和锁紧在某一位置。但采用平衡阀或液控单向阀的平衡回路都要求液压缸具有进油和出油两条油路，否则货叉无法在货物自重作用下实现下落，而且该设计方案无法调节货物的下落速度，因此不能够满足本设计实例的设计要求。图1-3（c）中设计方案之三是采用一种特殊的流量调节阀和在单作用液压缸活塞上开设小孔实

14、现差动连接的方式，该流量调节阀可以根据货叉载重的大小自动调节起升液压缸的流量，使该流量不随叉车载重量的变化而变化，货物越重，阀开口越小，反之阀开口越大，因此能够保证起升液压缸的流量基本不变，起到压力补偿的作用。从而有效的防止因系统故障而出现重物快速下落、造成人身伤亡等事故。而在重物很轻或无载重时，通过自身调节，该流量调节阀口可以开大甚至全开，从而避免不必要的能量损失。本设计实例采用这一设计方案限定了货叉的最大下落速度，保证了货叉下落的安全。此外，为了防止负载过大而导致油管破裂，也可在液压缸的连接管路上设置一个安全阀。1.2.3.2倾斜装置的设计本设计实例倾斜装置采用两个并联的液压缸作执行元件，

15、两个液压缸的同步动作是通过两个活塞杆同时刚性连接在门架上的机械连接方式来保证的，以防止叉车杆发生扭曲变形，更好地驱动叉车门架的倾斜或复位。为防止货叉和门架在复位过程中由于货物的自重而超速复位，从而导致液压缸的动作失去控制或引起液压缸进油腔压力突然降低，因此在液压缸的回油管路中应设置一个背压阀。一方面可以保证倾斜液压缸在负值负载的作用下能够平稳工作，另一方面也可以防止由于进油腔压力突然降低到低于油液的空气分离压甚至饱和蒸汽压而在活塞另一侧产生气穴现象，其原理图如图3-4所示。倾斜液压缸的换向也可直接采用多路阀或换向阀来实现。图1-4 倾斜回路原理图倾斜装置所需的力取决于它到支点的距离，活塞杆与叉

16、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。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59960N。如果工作压力为 160bar，则倾斜液压缸环形面积 Aa 为：Aa= = 假设活塞直径D=80mm，环形面积给定，则活塞杆直径可以用如下方法求出。Aa= )d=0.040 m所以活塞杆直径取d=0.040m，则环形面积为：Aa= )=37.68pp - = - = - 倾斜机构所需最大压力为：p= bar而液压缸工作压力为 160bar，因此有足够的余量。综上，两个倾斜液缸选用 HSG 型工程液压缸，选用型号为 HSG01-80/

17、dE，参数为：液压缸径 80mm，液压杆直径 40mm，速比 1.33，行程为 1000mm。1.2.4 提升液压缸的工况分析：根据前边的设计参数知： 加减速时间t都为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;上升时： 加速度：a1=v1/t=0.45/0.2=2.25m/s2 加速行程：L1= at2= 2.250.22=0.045m下降时：加速度：a2=v2/t=0.22/0.2=1.1m/s2减速行程：L4 = at2= 1.10.22=0.022m1.2.5方向控制回路的设计行走机械液压系统中，如果有多个执行元件，通常

18、采用中位卸荷的多路换向阀（中路通）控制多个执行元件的动作，也可以采用多个普通三位四通手动换向阀，分别对系统的多个工作装置进行方向控制。本设计实例可以采用两个多路阀加旁通阀的控制方式分别控制起升液压缸和倾斜液压缸的动作，其原理图如图1-5所示，也可以采用两个普通的三位四通手动换向阀分别控制起升液压缸和倾斜液压缸的动作，如图1-6所示。本设计实例叉车工作装置液压系统拟采用普通的三位四通手动换向阀控制方式，用于控制起升和倾斜装置的两个方向控制阀均可选用标准的四通滑阀。应注意的是，如果起升回路中平衡回路采用前述设计方案三流量调节阀设计方案，则起升液压缸只需要一条连接管路，换向阀两个连接执行元件的油口A

19、口和B口只需要用到其中一个即可。如果用到A口，则应注意B口应该与油箱相连，而不应堵塞。这样，当叉车杆处于下降工作状态时，可以令液压泵卸荷，而单作用起升液压缸下腔的液压油可通过手动换向阀直接流回油箱，有利于系统效率的提高。同时为了防止油液倒流或避免各个回路之间流量相互影响，应在每个进油路上增加一个单向阀。另外，还应注意采用普通换向阀实现的换向控制方式还与液压油源的供油方式有关，如果采用单泵供油方式，则无法采用几个普通换向阀结合来进行换向控制的方式，因为只要其中一个换向阀处于中位，则液压泵卸荷，无法驱动其它工作装置。 图1-5 多路换向阀控制方式图1-6 普通换向阀控制方式1.2.6 油路设计对于

20、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。1.2.7 液压阀的选择提升系统中，所有液压阀通过的流量至多为 67.8L/min，所以阀的尺寸很小。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 152

21、0bar：=159+20=179 bar溢流阀的调定压力应高于供油压力 10%左右，即设成 180bar 比较合适。溢流阀的最大压力值可能比 180bar 还高，甚至超过 200bar。查阅相关液压阀生产厂家样本，确定本设计实例所设计叉车工作装置液压系统各液压阀型号及技术参数如表1-3所示。表1-3 液压阀型号及技术参数1.2.8液压泵的设计与选择 齿轮泵具有结构简单，体积小，重量轻，工作可靠等优点，广泛应用在叉车上。一般采用高压齿轮泵。根据系统设计的要求选择压力，根据起升速度选择流量。当电动机直接带泵时，应选用高速齿轮泵。齿轮泵属于容积式液压泵，输出压力随负载变化，在系统中必须设置安全阀。（

22、齿轮泵的容积效率为90）取，液压泵缸的壁厚取与液压缸相约。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： 满负载条件下（1500rpm，容积效率90%）的实际流量为： 半负载条件下（1550rpm，容积效率93%）的实际流量为： 大于所需值，满足设计要求。1.2.9管路的尺寸本设计实例液压管路的直径可通过与管路连接的液压元件进出口直径来确定，也可通过管路中流速的建议值进行计算。根据液压手册中给出的液压管路流速推荐范围，假定液压泵排油管路的速度为10m/s，液压泵吸油管路的速度为2m/s。在设计过程中也应该注意，液压系统管路中油液的流动速度也会受到油路和装置工作条件、功率

23、损失、热和噪声的产生以及振动等各方面因素的影响。按照半载工况，大流量泵排油管路中流过的最大流量为q =72.5 L/min则管道的最小横截面积为：为减小压力损失，管径应尽可能选大些，所以选用管子通径为15mm的油管作排油管即可。大流量泵吸油管路中流过的最大流量为液压泵的理论流量，即 L/min，则管道的最小横截面积为：查液压管路管径标准，与上述计算值最接近的实际值为30mm，因此可选用通径为40mm的油管做大流量泵的吸油管。1.3 油箱的设计（1）根据液压油箱容积估算方法，按照贮油量的要求，初步确定油箱的有效容积已知双联泵总理论流量为 ，对于行走工程机械，为减小液压系统的体积和重量，在计算油箱

24、的有效容积时取a = 2。因此油箱整体容积为V = =203.625L，查液压泵站油箱公称容积系列，取油箱整体容积为240 L。如果油箱的长宽高比例按照3：2：1设计，则计算得到长、宽、高分别为a=1.20m、b=0.80m、c=0.40m。（2）安装热交换器时，还要考虑安装位置，还可以装油温计测油温。（3）箱壁要涂防锈涂料1.3.1 系统温升验算起升回路消耗的功率远大于倾斜回路所消耗的功率，因此只验证起升回路的温升即可。对于起升油路，当叉车杆处于闲置或负载下降时，换向阀工作在中位，液压泵在低压下有75.45L/min的流量（理论流量）流回油箱，此时液压泵处于卸荷状态，因此液压泵损失的功率较小

25、。当负载上升时，液压泵的大部分流量将进入液压缸。当负载上升达到顶端时，液压泵以50.2l/min的额定流量从安全阀溢流回油箱，造成很大的能量损失。假定液压泵流量的90%通过安全阀流失，损失的功率为： 造成的油液温度升高可计算为： 式中 液压油液的密度，取870kg/m3 液压油液的比热，对于普通的石油型液压油液， （0.40.5）4187 J/(kgK)，取 =2.0 KJ/(kg. K)如果液压系统的温度单位用摄氏度，则油液温升为 上述温升满足行走机械温升范围要求，而且由于这一极端功率损失的情况只是偶尔在货叉杆上升到行程端点时才出现，因此该叉车工作装置液压系统不必设置冷却器。1.3.2其他辅

26、件的选择叉车工作装置液压系统中使用的过滤器包括油箱注油过滤器和主回油路上的回油过滤器。查相关厂家样本，选择型号为EF3-40的空气滤清器，其性能参数为：加油流量 21 L/min空气流量 170 L/min油过滤面积 180 mm2空气过滤精度 0.279 mm油过滤精度 125 m选择型号为RF-6020L-Y的滤油器作回油过滤器，其性能参数为：额定流量 60 L/min过滤精度 20m额定压力 1 MPa1.4 设计经验总结叉车类工程机械或行走机械对液压系统的要求是安全可靠、效率高、成本低，通过本设计实例，对叉车类工程机械或行走机械液压系统的设计方法和设计经验总结如下：1采用低成本的齿轮泵做能源元件，普通的手动换向阀做控制调节元件，系统造价低。2为保证系统工作安全，对于有垂直下落工况的液压系统，应采用必要的平衡回路；对于有超越负载（负值负载）的液压系统，应在回油路上采用必要的增加背压（防气穴）措施。3为提高系统的工作效率，降低能耗，对于流量差别较大的支回路，应采用不同流量的液压泵分别供油的方式。参考文献1 许福玲.液压与气压传动.北京：机械工业出版社，2001.08.2 陈奎生液压与气压传动武汉：武汉理工大学出版社，2001.8.3 朱福元液压系统设计简明手册北京：机械工业出版社，2005.10.4 张利平液压气动系统设计手册北京：机械工业出版社，1997.9.