肇庆端州  黄岗、睦岗  升降车出租       怎么设计升降车的非对称电液伺服缸结构和密封方式??     液压伺服缸作为电液伺服系统的动力机构，其输出力和速度必须满足负载力和速度的要求，即动力元件的输出特性应与负载特性相适应。最理想的情况是动力元件的输出特性曲线应能包围负载轨迹，并且二者在最大功率点附近相切，使二曲线间的区域尽可能小。为此，必须分析伺服缸的输出特性和负载特性，通过比较来确定伺服缸的尺寸参数、伺服阀的规格和系统的压力与流量，使动力机构和负载达到最佳参数匹配关系。

        1非对称伺服缸的设计与校核     1对称阀控非对称缸的压力特性分析,   对称阀控非对称缸的结构原理。其中，A1、A2为无杆腔和有杆腔的有效面积，q1、q2为流入和流出无杆腔和有杆腔的流量，p1、p2为无杆腔和有杆腔压力，ps、pt分别为系统供油压力和油箱回油压力，K为弹性负载的弹簧刚度，B为系统的粘性阻尼系数，M为活塞杆与惯性负载的总质量，x为阀芯位移，y为活塞杆的位移，w1、w2、w3、w4分别为滑阀四个节流窗口的面积梯度，且满足关系：w1=w2=w3=w4=w，FL为外力，有方向的变量以图中箭头所示方向为正方向。  在建立数学模型之前，作出如下假设：假设回油压力为零，假设连接伺服阀和液压缸的管道中不存在沿程压力损失，假设伺服缸不存在泄露。设非对称液压缸的两腔有效面积比A2/A1=n(00)时，伺服阀负载流量方程为：1d1s12qCwx(pp)：Cd为伺服阀的流量系数。由负载速度公式：v=q1/A1=q2/A2，联立式(2-1)、(2-2)可得：s1221pppn(2-3)由牛顿第二定律得液压缸的负载力平衡方程,  同理，当活塞杆缩回(x<0)时，有：''1d412qCwxp(2-7)''2d3s22qCwx(pp)(2-8)'s113/1npFApn(2-9)2's123/1pnFApn(2-10)由此可以得出当活塞杆的运动方向发生变化时，液压缸两腔的压力变化为：122's1113(1)1nnppppn(2-11)2's2223(1)1nppppn(2-12)从上面两式中可以看出，只要A2/A1≠1，即采用对称阀控制非对称缸，在活塞杆运动换向的瞬间，液压缸的两腔压力便出现压力突变，其大小与负载无关，仅与系统压力和面积比n有关。假设液压缸的面积比n=0.51，液压缸无杆腔的压力比m1=p1/ps和有杆腔的压力比m2=p2/ps随负载比f=ΣF/(psA1)的变化规律。无杆腔和有杆腔的压力变化趋势相反，并且缩回时各腔压力均要大于伸出时的压力。当负载力在比较大的范围内变化时，液压缸两腔中有一腔压力可能超出系统压力ps出现超压现象，另一腔压力可能低于零压而出现气蚀现象。具体表现为：当活塞杆受到较大的压向载荷时，有杆腔在伸出过程中容易出现气蚀现象，无杆腔在缩回时容易出现超压现象；反之，当活塞杆受到较大的拉力载荷时，无杆腔在伸出过程中极易出现气蚀现象，而有杆腔在缩回时可能出现超压现象。通过比较活塞杆收到压力载荷和拉力载荷时液压缸的承载范围可知，对称阀控非对称缸系统承受拉向载荷的能力较差，在实际使用中应尽力避免拉力载荷。对称阀控非对称缸液压缸两腔压力变化由于非对称缸两腔有效面积的非对称性，使得活塞换向时压力突变现象不可避免，严重限制了伺服缸的有效承载能力。因此在设计时，要充分考虑负载的变化范围，根据阀控缸的输出特性曲线应该包含负载特性曲线的原则，合理的设计伺服缸的参数，避免驱动过程中超压和气蚀现象的发生。

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      2对称阀控非对称缸的负载匹配分析,      阀控缸的输出特性即伺服缸的压力—流量特性，定义工作压力pL，工作流量qL，有效面积A和活塞杆速度v，通过坐标变换ΣF=ApL，v=qL/A，将伺服阀的压力—流量曲线绘于ΣF-v平面上，即得到动力机构的输出特性。当活塞杆伸出(𝑥>0)时，将式(2-5)代入式(2-1)中，得到活塞杆伸出时的速度为：1d13s1112(/)(1)qCwxvpFAAAn(2-13)当活塞杆缩回(𝑥<0)时，将式(2-9)代入式(2-7)中，得到活塞杆缩回时的速度为：1d13s1112(/)(1)qCwxvnpFAAAn(2-14)为了方便表示和更具普遍性，将伺服缸的力—速度曲线进行归一化处理，转化为量纲形式。假设空载时伺服阀的最大流量和活塞杆的最大速度(ΣF=0，x=xmax)分别为qmax和vmax，两变量可表示为：maxd1max3s2(1)qCwxpn(2-15)maxd1maxmax3s112(1)qCwxvpAAn(2-16)归一化处理后，活塞杆伸出和缩回时速度的量纲表示形式分别为：s1maxmax1/()vxFpAvx(2-17)s1maxmax/()vxnFpAvx(2-18)由式(2-17)和(2-18)可绘得对称阀控非对称缸的输出特性曲线，如图2-3所示。图中绘出了不同伺服阀开度下液压缸的输出特性曲线，并标示了液压缸两腔发生超压和气蚀的负载区域，两个区域之间的范围就是系统可承受的有效负载范围。由压力条件：141122s0p,p,p,pp，可以得到液压缸的有效承载范围为：33s1s1[npA,(1nn)pA]。对称阀控非对称缸的输出特性与负载特性是否匹配，即活塞杆的输出力和速度是否满足负载力和速度的要求，需要通过比较二者在ΣF-v平面上的特性曲线来确定。在设计中，在确定了工作要求和负载轨迹后，为增强伺服缸的承载能力，应使负载轨迹的中心尽量接近于伺服缸的有效承载范围中心0s1F(1n)pA/2，以此来确定合适的ps、A1和n的值，并选择恰当规格的伺服阀，使得阀控缸和负载达到最佳参数匹配。对称阀控非对称缸系统的输出特性曲线本研究的极限设计要求为：伺服缸在受到外力FL=60KN的情况下，能够驱动M=1.5t的惯性负载以b=0.5mm的振幅和H=50Hz的频率以正弦波的形式振动，可以得到负载位移、速度、加速度和负载力的表达式，w=2πH。由得到负载特性表达式.   根据上述设计准则，将输出特性与负载特性绘于同一图中，比较得到对称阀控非对称缸系统的主要设计参数，设计出的动力机构与负载的匹配曲线.    

      3伺服缸的强度校核,    高频伺服缸在运动过程中，其两腔的压力在比较大的范围内变化，为了保证伺服缸能够安全平稳的工作，在设计完成后，必须对其结构上相对薄弱的环节进行强度校核，确保动力机构具有足够的强度、刚度和韧性。综合本文所设计液压缸的尺寸参数和工作情况，选择伺服缸壁厚和缸筒螺纹连接强度进行校核。1.缸筒壁厚校核本文所设计液压缸壁厚δ=10mm，缸筒内径D=100mm，由于0.08<δ/D<0.3，所以采用中等壁厚校核公式[60]：mm2.3[]3pDp(2-22)16式中：pm为试验压力；[ζ]为材料的许用应力。缸筒材料采用的是27SiMn调质处理，其抗拉强度ζb=1200MPa，则许用应力[ζ]=ζb/n，n=5为安全系数。由于系统压力ps=31.5MPa>16MPa，所以取pm=1.25ps，将上述值代入公式(2-22)中得：mm9.075mm<10mm2.3[]3pDp由校核结果可知，缸筒的壁厚满足强度要求。2.缸筒与法兰的连接螺纹强度校核缸筒和法兰的固定采用的是10个尺寸为M12×35的内六角螺钉，其性能等级为12.9级。螺纹在工作过程中主要受到拉应力ζ和剪应力η两个方向的力作用，以此需对其合应力ζn进行校核。各应力计算公式如下：m214KFdZ(2-23)1m0310.2KKFddZ(2-24)22ns31.3[](2-25)式中：ΣFm为液压缸最大推力，ΣFm=134KN；do为螺纹直径，do=12mm；d1为螺纹底径，d1=do-1.224S，S=1.75mm为螺距；K为螺纹拧紧系数，动载荷取K=3；K1为螺纹内摩擦系数，一般取K1=0.12；[ζs]为缸筒材料屈服极限，27SiMn的屈服极限[ζs]≥835MPa；Z为螺钉个数，Z=10。将各参数值代入到校核公式中得到：ζn=685MPa<835MPa，由校核结果可知，缸筒与法兰的螺纹连接强度满足设计要求，可以保证伺服缸安全平稳的工作。

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