起重機液壓系統(tǒng)計算書

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1、一、 油缸的設(shè)計計算 1、變幅油缸設(shè)計計算 1）缸筒內(nèi)徑D(單位mm) 其中 F為缸體最大受力，單位N P為系統(tǒng)壓力，單位MP。 計算出缸筒內(nèi)徑D后，圓整到國家標準油缸參數(shù)（見起重機液壓手冊1057頁）。 2）活塞桿直徑d(單位mm) 根據(jù)國家標準油缸參數(shù)，找到缸筒內(nèi)徑D對應(yīng)的活塞桿直徑d,考慮到減重及穩(wěn)定性等參數(shù)，盡量選擇對應(yīng)較大速比的d。 3）缸筒外徑D1(單位mm) 根據(jù)國家標準油缸參數(shù)，找到缸筒內(nèi)徑D對應(yīng)的缸筒外徑D1(JB 1068-67)，然后根據(jù)鋼桶強度計算公式校對D1(計算公式見第5項)，如不滿足要求就要加大缸筒外徑D1。 4）活塞桿內(nèi)徑d1

2、(單位mm) 考慮到減重一般活塞桿做成中空，d1的確定要根據(jù)活塞桿強度驗算公式及穩(wěn)定性公式驗算（強度及穩(wěn)定性公式分別見6、7項）。 5）校驗缸筒強度是否滿足要求 式中，式中，—缸筒應(yīng)力，單位MPa； —試驗壓力, 單位MPa，等于1. 5倍工作壓力； —缸筒內(nèi)徑,單位mm； —缸筒壁厚，,單位mm； —材料許用應(yīng)力，； —抗拉強度，材料選用45號鋼； —安全系數(shù)，一般取—5。 根據(jù)要求缸筒應(yīng)力應(yīng)小于材料許用應(yīng)力。 6）校驗活塞桿強度是否滿足要求 式中， —活塞桿應(yīng)力,單位MPa； —最大負載

3、力,單位N； —活塞桿外徑,單位mm； —活塞桿內(nèi)徑單位mm。 根據(jù)要求活塞桿應(yīng)力應(yīng)小于材料許用應(yīng)力。 7）校驗活塞桿穩(wěn)定性是否滿足要求 液壓缸承受軸向壓縮載荷時，要計算活塞桿穩(wěn)定性，活塞桿計算長度L(全伸長度)與活塞桿直徑d之比大于10時（即L/d）應(yīng)計算活塞桿的穩(wěn)定性。 計算穩(wěn)定性時一般按照無偏心載荷時計算 1） 等截面算法 ① 當細長比L/K≥時，可按歐拉公式計算臨界載荷Pk。此時 式中Pk———活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷（N）; n———末端條件系數(shù)，此處n=1（根據(jù)固定類型而定：

4、一端固定，一端自由n=1/4; 兩端鉸接n=1; 一端固定，一端鉸接n=2;兩端固定n=4） E——活塞桿材料的彈性模量，對于鋼E=2.11011Pa。 J———活塞桿截面的轉(zhuǎn)到慣量（m4），。 L—活塞桿計算長度(m) K—活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑， —柔性系數(shù)，中碳鋼取m=85 ② 當細長比L/K≤時，可按戈登—金蘭公式計算臨界載荷Pk。此時 —極限載荷； —活塞桿計算長度, 單位m K—活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑，,單位m; —柔性系數(shù)，中碳鋼取m=85； n—末端條件系數(shù)，n=0.25； —材料強度實驗值，中碳鋼取=4.9X108Pa；

5、 A—活塞桿截面積，,單位m； a—實驗常數(shù)，中碳鋼取a=0.0002； 計算： 如果則油缸滿足穩(wěn)定性要求 F為缸體最大受力,單位KN?！緉】安全系數(shù)（一般情況取2—4）。 注：變幅油缸一般著重考慮強度，穩(wěn)定性次之。 2、 伸縮油缸設(shè)計計算 1）缸筒內(nèi)徑D(單位mm) 其中 F為缸體最大受力，單位N P為系統(tǒng)壓力，單位MP。 計算出缸筒內(nèi)徑D后，圓整到國家標準油缸參數(shù)（見起重機液壓手冊1057頁）。 2）活塞桿直徑d(單位mm) 根據(jù)國家標準油缸參數(shù)，找到缸筒內(nèi)徑D對應(yīng)的活塞桿直徑d,考慮到減重及穩(wěn)定性等參數(shù)，盡量選擇對應(yīng)較大速比的d。 3

6、）缸筒外徑D1(單位mm) 根據(jù)國家標準油缸參數(shù)，找到缸筒內(nèi)徑D對應(yīng)的缸筒外徑D1(JB 1068-67)，然后根據(jù)鋼筒強度計算公式校對D1(計算公式見第5項)，如不滿足要求就要加大缸筒外徑D1。 4）活塞桿內(nèi)徑d1(單位mm) 考慮到減重一般活塞桿做成中空，d1的確定要根據(jù)活塞桿強度驗算公式及穩(wěn)定性公式驗算（強度及穩(wěn)定性公式分別見6、7項）。 5）校驗缸筒強度是否滿足要求 式中，—缸筒應(yīng)力，單位MPa； —試驗壓力, 單位MPa，等于1. 5倍工作壓力； —缸筒內(nèi)徑,單位mm； —缸筒壁厚，,單位mm； —材料許用應(yīng)力，；

7、 —抗拉強度，材料選用45號鋼； —安全系數(shù)，一般取。 根據(jù)要求缸筒應(yīng)力應(yīng)小于材料許用應(yīng)力。 6）校驗活塞桿強度是否滿足要求 式中， —活塞桿應(yīng)力； —最大負載力； —活塞桿外徑； —活塞桿內(nèi)徑。 根據(jù)要求活塞桿應(yīng)力應(yīng)小于材料許用應(yīng)力。 7）校驗活塞桿穩(wěn)定性是否滿足要求 液壓缸承受軸向壓縮載荷時，要計算活塞桿穩(wěn)定性，活塞桿計算長度L(全伸長度)與活塞桿直徑d之比大于10時（即L/d）應(yīng)計算活塞桿的穩(wěn)定性。 計算穩(wěn)定性時一般按照無偏心載荷時計算 2） 等截面算法 ① 當細長比L/K≥時，可按歐拉公式計算臨界載荷Pk。此時

8、 式中Pk———活塞桿縱向彎曲破壞的臨界載荷（N）; n———末端條件系數(shù)，此處n=2（根據(jù)固定類型而定：一端固定，一端自由n=1/4; 兩端鉸接n=1; 一端固定，一端鉸接n=2;兩端固定n=4） E——活塞桿材料的彈性模量，對于鋼E=2.11011Pa。 J———活塞桿截面的轉(zhuǎn)到慣量（m4），。 L—活塞桿計算長度(m) K—活塞桿斷面的回轉(zhuǎn)半徑， —柔性系數(shù)，中碳鋼取m=85 ② 當細長比L/K≤時，可按戈登—金蘭公式計算臨界載荷Pk。此時 —極限載荷； —活塞桿計算長度；； K—活塞桿斷面的回

9、轉(zhuǎn)半徑， —柔性系數(shù)，中碳鋼取m=85； n—末端條件系數(shù)，此處n=2（根據(jù)固定類型而定：一端固定，一端自由n=1/4; 兩端鉸接n=1; 一端固定，一端鉸接n=2;兩端固定n=4）； —材料強度實驗值，中碳鋼取=490MPa； A—活塞桿截面積，； a—實驗常數(shù)，中碳鋼取a=0.0002； 計算： 如果則油缸滿足穩(wěn)定性要求 F、為油缸全伸時所承受的負載力,單位KN?！緉】安全系數(shù)（一般情況取2）。 注：伸縮油缸一般著重考慮穩(wěn)定性，強度次之。 3、 水平油缸設(shè)計計算 1）根據(jù)穩(wěn)定性計算活塞桿直徑 水平油缸所需壓力很小，一般情況只要

10、是穩(wěn)定性滿足條件就可以。 根據(jù)穩(wěn)定性計算公式（歐拉公式）及（金蘭公式）計算d.假如全伸長度為4072mm, 4、 垂直油缸設(shè)計計算 垂直油缸設(shè)計計算方法同變幅油缸，只是末端條件系數(shù)n=0.25 二、 起升機構(gòu)的設(shè)計計算 1、 確定鋼絲繩直徑d 鋼絲繩直徑由鋼絲繩破斷拉力確定，（其中單繩最大拉力總體負債人提供，其公式為T=Qg/mnss 其中Q為額定起重量，m為倍率，nss為滑輪組總效率， nss=(1-nsm)/m(1-ns),其中ns為滑輪組效率，一般為0.985）；根據(jù)鋼絲繩單繩最大拉力就可以查出相應(yīng)品種的鋼絲繩直徑。 2、 確定馬達 A、定量馬達 馬達是和卷筒連在一起

11、的，卷筒的計算很麻煩，在起重機上一般都是固定的。 1） 滾筒的扭矩,其中F：最大單繩拉力，單位N; R:卷筒加上鋼絲繩的最大半徑，單位m.ηj為卷筒的機械效率。 2） 馬達的扭矩 Mi 其中M為滾筒的扭矩，單位N.M；i為減速比，ni馬達至減速器輸出端機械效率, η2=0.93。 3） 確定馬達的排量 VMAX 其中：VMAX 馬達的排量，單位m3/r，P系統(tǒng)壓力，單位Pa， 馬達的機械效率，齒輪馬達取0.75—0.85，軸向柱塞馬達取0.80—0.92。 注:馬達排量的推導(dǎo)公式：P功率=P壓力Q 即Miω=2nПMi=P壓力nV

12、 4） 確定馬達的轉(zhuǎn)速 n 由得 其中：n為馬達的轉(zhuǎn)速，單位 r/s ,ni為卷筒的轉(zhuǎn)速，單位為r/s; v為單繩速度，單位m /s，R為滾筒半徑，單位m。 5） 確定馬達的流量 Q 其中Qm為馬達的流量，單位m3/r, n為馬達的轉(zhuǎn)速，單位 r/s, 馬達的機械效率,約為0.85—0.98，齒輪馬達取低值，柱塞馬達取高值。 B、變量馬達 馬達是和卷筒連在一起的，卷筒的計算很麻煩，在起重機上一般都是固定的。 1) 滾筒的扭矩,其中F：最大單繩拉力，單位N; R:卷筒加上鋼絲繩的最大半徑，單位m.ηj為卷筒的機械效率。 2) 馬達的扭矩 Mi

13、 其中M為滾筒的扭矩，單位N.M；i為減速比，ni馬達至減速器輸出端機械效率, η2=0.93。 3) 確定馬達的最大排量 Vmax 其中：Vmax 馬達的排量，單位m3/r，ΔP系統(tǒng)壓差，單位Pa， 馬達的機械效率，齒輪馬達取0.75—0.85，軸向柱塞馬達取0.80—0.92。 注:馬達排量的推導(dǎo)公式：P功率=P壓力Q 即Miω=2nПMi=P壓力nV 4) 確定馬達的最小排量 Vmin 在泵最大流量和馬達最高轉(zhuǎn)速情況下馬達的最小排量 其中Qmax ：泵的最大流量，單位m3/r；ηV:馬達的容積效率（一般取0.96，根據(jù)不同廠家而定），nm

14、ax為馬達的最高轉(zhuǎn)速，單位 r/s。 注：如果卷揚機容許的最高轉(zhuǎn)速小于nmax，那就取馬達的最高容許轉(zhuǎn)速。 5) 確定馬達的變量起點壓力 確定完馬達的最大、最小排量后，設(shè)確定完馬達最大排量后選定的馬達的最大排量為Vzmax 則由公式3)推導(dǎo)出馬達壓差ΔP（扭矩不變）應(yīng)小于系統(tǒng)壓力，此壓力就為馬達最大排量時的壓力，由此可根據(jù)馬達廠家提供的變量馬達壓差范圍確定馬達變量起點壓力。 注：選擇變量馬達時要注意馬達最小擺角不能大于14度（即選擇的最小排量Vmin對應(yīng)的馬達斜盤擺角），一般擺角范圍是7——25度，也可調(diào)到14——25度，如果最小擺角過大即馬達變量范圍過小，選擇變量馬達就失去意義了。

15、 3、回轉(zhuǎn)馬達的確定 （1）回轉(zhuǎn)馬達阻力矩 式中：MHmax—回轉(zhuǎn)總阻力矩，MHmax=104KN.m; i—回轉(zhuǎn)減速器速比， i=1423.08; η—回轉(zhuǎn)機械傳動效率，η =0.90 （2）回轉(zhuǎn)馬達的排量 式中：ΔPM3—回轉(zhuǎn)馬達工作壓差， ηM3m—回轉(zhuǎn)馬達機械效率，ηM3m=0.95 三、 泵的設(shè)計計算 液壓油泵一般是根據(jù)同行業(yè)相同產(chǎn)品比較得出，具體計算步驟如下： 1、 確定液壓泵的額定工作壓力 其中A為儲備系數(shù)，常取1.05—1.25；p為系統(tǒng)工作壓力。 ΣΔpl、ΣΔpξ分別是系統(tǒng)的沿程阻力損失之和和局部阻力損失之和，對節(jié)流調(diào)速的簡單回路這兩項之和為0.2—0.5MP，節(jié)流調(diào)速的復(fù)雜回路取0.5—1.5MP，高壓大流量時取高限。 2、 液壓泵流量Qb和排量qb 1）Qb=KQ 其中K為泄漏系數(shù)，一般情況取1.1—1.3，Q為系統(tǒng)流量（根據(jù)馬達及油缸的運動速度計算） 2） 其中ηVB為液壓泵的容積效率，齒輪泵取0.80—0.95，柱塞泵是0.88—0.95。nB為液壓泵的轉(zhuǎn)速。