<span class='text_page_counter'>(1)</span><div class='page_container' data-page=1>

<b>TÍNH TỐN VÀ XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC TỐI ƯU </b>

<b>CHO SÀN NÂNG SỬ DỤNG XI LANH THỦY LỰC </b>

<b>Bùi Thanh Hiền, Đặng Anh Tuấn*</b>

<i>Trường Đại học Kỹ thuật Cơng nghiệp – ĐH Thái Ngun </i>

TĨM TẮT

Bài báo đề xuất phương pháp xác định thông số thiết kế tối ưu cho sàn nâng 1X sử dụng xi lanh
thủy lực. Sử dụng phương pháp số và lựa chọn thay đổi mơ hình tính tốn, các thơng số thiết kế và
vị trí bố trí xi lanh được xác định đảm bảo kích thước của hệ thống tối ưu và lực tác dụng trên xi
lanh nhỏ gọn. Kết quả thu được từ q trình tính tốn cho các đồ thị trực quan, dễ xử lý. Kết quả
thu được cho thấy ưu điểm của việc sử dụng mơ hình thay thế khi tính tốn để từ đó có thể xây
dựng mơ hình sàn nâng tối ưu.

<i><b>Từ khóa: thiết kế kích thước, sàn nâng thủy lực; phân tích động học; phân tích động lực học, tối ưu </b></i>

MỞ ĐẦU*

Sàn nâng là thiết bị nâng hạ di động, chức
năng chính của sàn là nâng hạ vật theo chiều
cao làm việc mong muốn. Do đó, sàn nâng
được thiết kế và sử dụng giúp tăng năng suất
sản xuất nhưng cũng được yêu cầu phải đảm
bảo an toàn cho người lao động. Với những lý
do này, sàn nâng được thiết kế và sử dụng ở
nhiều lĩnh vực với các mục đích sử dụng khác
nhau [1,2]. Qua nghiên cứu tổng quát, những
thông số cơ bản cần quan tâm khi thiết kế sàn
nâng là tốc độ nâng, độ nghiêng sàn so với

mặt đất, chiều cao nâng, tải trọng nâng [3].
Hiện nay trên thị trường sử dụng các loại sàn
nâng thủy lực với khá nhiều dạng phương án
về kết cấu, ví dụ như sàn nâng 1X sẽ có ít
nhất 6 phương án bố trí xi lanh được mơ tả
như Hình 1 [4].

a) b) c)

d) e) f)

<i><b>Hình 1. Các phương án bố trí xi lanh [4] </b></i>
Tính ổn định tĩnh của sáu sơ đồ bố trí xi lanh
cho sàn nâng được nghiên cứu và kiểm
nghiệm bằng phương pháp mơ hình trong

ổn định nhất, tuy nhiên vị trí cụ thể của xi
lanh chưa được đề cập đến. Hongyu và Ziy [5]

đã sử dụng phần mềm Pro/E thiết kế sàn nâng
sử dụng xi lanh thủy lực để nâng hạ cho độ ổn
định và độ chính xác tương đối cao. Tuy
nhiên, tác giả chưa đề cập đến việc bố trí xi
lanh để đạt hiệu suất tối ưu. Tính ổn định của
sàn nâng cũng được Ren Dong [6] đề cập đến

</div>
<span class='text_page_counter'>(2)</span><div class='page_container' data-page=2>

kích thước hệ và khơng gian bố trí xi lanh nhỏ
gọn nhất phù hợp yêu cầu thiết kế. Bài báo
phân tích và nghiên cứu về một mơ hình xi
lanh cơ bản, từ đó đưa ra được các thơng số

lắp đặt xi lanh tối ưu thông qua việc xây dựng
được các đồ thị quan hệ để xác định độ lớn
của xi lanh với các thông số lắp đặt để có hệ
số nâng hiệu quả, đồng thời lực đẩy trên xi
lanh là nhỏ nhất.

PHÂN TÍCH ĐỘNG HỌC

Ta phân tích mơ hình sàn nâng 1X sử dụng xi
lanh có kết cấu theo Hình 1f, với các thông số
thiết kế được mô tả như hình vẽ. Có thể thấy
các thơng số ảnh hưởng đến chiều cao nâng
(h) của sàn và lực đẩy Fxl của xi lanh tại các

vị trí phụ thuộc vào đặc tính xi lanh (chiều dài
ban đầu l0, hệ số giãn dài kxl, lực đẩy Fxl) và

kích thước bố trí xi lanh (a, b). Vì vậy khó có
thể đưa ra giá trị phù hợp để chọn xi lanh có
hành trình và lực hợp lý.

Nếu dời xi lanh đến vị trí mới như Hình 2 mà
vẫn đảm bảo hệ số làm việc kxl, bài toán sẽ

được đưa về 4 ẩn với các hệ số chiều dài xi
lanh =lxl/A, vị trí bố trí xi lanh b/A và

chiều dài thanh nghiêng 2A với đầu ra là
chiều cao của sàn H. Có thể thấy với sơ đồ
này, chiều cao nâng H theo kxl là hoàn toàn

tương tự như với sơ đồ Hình 1f.

h

b=_

H

A
lxl =




 



a=.A
a

<i><b>Hình 2. Sơ đồ bố trí xi lanh sau khi điều chỉnh. </b></i>
Lúc này, khi xi lanh dịch chuyển từ lxlmin đến

l

xlmax (tương ứng với hệ số chiều dài từ  0 đến

0.kxl) vị trí sàn nâng sẽ thay đổi từ Hmin đến

Hmax theo biểu thức quan hệ:

H 2A sin

2





(1)

Với: _cos A b2 l2xl 1 2 2 _{1 2sin}2

2Ab 2. 2

  





   

   

Rút ra được: 2



1



2

H 2A

4

 



 

 (2)

So sánh tỉ lệ chiều cao nâng H khi xi lanh
giãn dài nhất và ngắn nhất, ta có mối quan hệ
về hệ số nâng kH:

 

 

 

 

2
2

max

2

2 2

xl 0
max

H ₂ ₂

2 2

min

min 0

1
2A

k 1

4
H

k

H ₁ ₁

2A
4

 

 



   



 

 

  

   

Với kết cấu sàn đã được tiêu chuẩn như hình
vẽ, khoảng nâng cực đại được xác định theo
độ ổn định và khả năng cân bằng kết cấu khi
nâng vật, cụ thể là góc giữa hai thanh nâng

max theo biểu thức:
2 2

max

1

cos cos

2.

 

 



 

 

Khảo sát

k

xl khi và thay đổi (với bước

thay đổi 0,02), ta thu được đồ thị như Hình
3a. Đồ thị này cho kết quả cực trị kHmax=5,571

tại =0,76 và =0,26. Giá trị cực trị này là

một trong những thông số quan trọng ảnh
hưởng tới quá trình tính tốn thiết kế: Với
cùng loại xi lanh có chiều dài l0 được lắp đặt

trên cùng một sàn nâng, nếu bố trí theo các
kích thước vàđã xác định thì sẽ có hệ số

nâng lớn nhất (kH=5,571). Đồng nghĩa với

việc để nâng sàn lên cùng một khoảng chiều
cao Hmax cho trước,thì sàn nâng có kết cấu đã

chọn sẽ có kích thước nhỏ gọn nhất.

Nếu khảo sát trong miền mặt phẳng

+=1,02, ta có đường cong cực trị của kH

</div>
<span class='text_page_counter'>(3)</span><div class='page_container' data-page=3>

<i><b>Hình 3. Đồ thị k</b>H theo </i><i> và </i><i>(a); đường cong cực trị kH xác định theo </i><i> (b) </i>

Qua khảo sát với các miền giá trị khác nhau,
dễ nhận thấy khi giá trị  +  càng gần tới 1

thì kH thay đổi càng đáng kể (cụ thể với

,3
0

  ,



₀0,75 (

 

 ₀1,05) cho
kH=3,62còn



00,72 (

 

 01,02) cho

kH=5,57 và



₀0,71 (

 

 ₀1,01) cho

kH=7,53 (Hình 4)

<i><b>Hình 4. Khoảng giá trị k</b>Hmax thay đổi khi giá trị </i>

<i>của </i><i> thay đổi </i>

Tuy vậy, khi tổng (+  càng gần về 1 thì

các kích thước ,  cũng yêu cầu độ chính

xác cao hơn. Khi đó, với mơ hình sàn nâng có
kết cấu thực như Hình 1f, ta hồn tồn có thể
đưa ra các nhận xét tương tự để lựa chọn hệ số
và vị trí bố trí xi lanh phù hợp (do hai vị trí bố
trí song song và có hệ số mở rộng kxl giống

nhau nên kH của hai mô hình là tương tự nhau).

PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC

Q trình phân tích động lực học cơ cấu cho
phép xác định chính xác tải trọng tác dụng trên
các khâu, khớp, từ đó có thể đánh giá được độ
ổn định và khả năng làm việc của cơ cấu.

Trên cơ sở mơ hình đã tính tốn, ta xác định
miền giá trị lực đẩy của xi lanh, từ đó có thể
chọn ra vị trí bố trí xi lanh phù hợp sao cho
lực trên xi lanh Fxl đạt giá trị nhỏ nhất và cơ

cấu làm việc hiệu quả cao nhất.

Ta phân tích mơ hình với sàn nâng chịu tải
trọng PG đặt tại điểm G như Hình 5a. Giải

phóng liên kết tại các khâu nối giá và mặt sàn
– cụ thể tại là các điểm A, B, C và D (Hình
5b,c), sau đó cân bằng mơ men trên tồn cơ
cấu để xác định lực tại các khớp, ta được:

G G G G
C A

P .l P .l

P P

AD

2.cos
2


   (3)





G G

G G

B D

P . 2.cos l

P . AD l ₂

P P

AD _2.cos

2




 _ 

 

 _ _

   (4)

O
M

C _B

P'B
P'C

O
M
P'C

Pxl
PO

 

b=_

C B

G
lG

PG

PB
PC

O
P'B

PA
P'O

P'xl
O

A
M

D

C _B

2A.cos_




b=_

G

lG

PG

a)

c)
b)

d)

</div>
<span class='text_page_counter'>(4)</span><div class='page_container' data-page=4>

Tiếp tục tách khâu CD và giải phóng áp lực
tại khớp O, ta có các lực tác dụng lên 2 thanh
nghiêng như Hình 5d, e.

Cân bằng mô men trên hai thanh nghiêng tại
điểm O cho kết quả:

C D xl

O P P P

M M M M 0 (5)

Với độ lớn các lực đã biết, lực Pxl tác dụng

theo phương xi lanh và tạo với CD một góc



, khi đó:

xl C D

P P P

M  M M



_

_

xl C D

P .sin . .A P P A.cos

2


    


xl

P .cos
2
P

.sin


 



  (6)

Mặt khác: 1

sin sin



   (tam giác AMO)

Ta rút ra:





xl ₂

2

P .cos _{P .}

2
P

sin ₁

.

2

4





 _ _

 _

 _






  

 

(7)

Nhận thấy trong biểu thức của Pxl khơng chứa

thơng số lG nên có thể kết luận vị trí đặt lực PG

khơng ảnh hưởng đến độ lớn lực tác dụng trên
xi lanh. Tiếp tục khảo sát Pxl khi  thay đổi, ta

xác định được Pxl có giá trị cực đại khi kxl=1

(thời điểm Hmin, xi lanh bắt đầu làm việc,

=0). Khi đó độ lớn Pxl theo ứng với các

dải giá trị của  được mô tả theo đồ thị

trong Hình 6.

<i><b>Hình 6. Đồ thị P</b>xl/P</i><i> theo </i>

Khi xét kết cấu sàn như Hình 1f, vị trí xi lanh
sẽ xác định theo các kích thước (a, a) với
a=A, lực trên xi lanh P’xl được xác định lại

theo phương trình cân bằng mơ men:

' xl

xl

P .cos
P
2
P

.sin



  



    (8)

Nghĩa là độ lớn lực Pxl tỉ lệ nghịch với giá trị

của càng nhỏ, vị trí lắp xi lanh càng gần
về khớp O và lực của xi lanh Pxl càng lớn).

Tổng hợp các kết quả xác định từ biểu đồ
quan hệ giữa lực trong xi lanh Pxl/P và hệ số

nâng kH của sàn, ta được đồ thị như Hình 7.

<i><b>Hình 7. Đồ thị quan hệ P</b>xl/P</i><i> theo K</i><i> với các dải </i>

<i>giá trị của </i><i>+ </i>thay đổi

Quan sát trên biểu đồ cho thấy có thể giảm
được lực tác dụng trên xi lanh và mà vẫn đảm
bảo hệ số nâng kH của sàn bằng cách chọn vị

trí bố trí xi lanh phù hợp (lựa chọn đường
cong + ), từ đó kết hợp với nội dung tính
tốn của phần phân tích động học để chọn ra
vị trí lắp xi lanh tương ứng.

KẾT LUẬN

</div>
<span class='text_page_counter'>(5)</span><div class='page_container' data-page=5>

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. M. J. Burkart, M. McCann and D. M. Paine,
“Aerial Work Platforms, in Elevated Work
Platforms and Scaffolding”, McGraw-Hill, New
York, 2004.

2. S. Mohan and W. C. Zech (2005),
“Characteristics of Worker Accidents on
<i>NYSDOT Construction Projects,” Journal of </i>
<i>Safety Research, Vol. 36(4), pp. 353-360. </i>

3. C. S. Pan, A. Hoskin, M. McCann, D. Castillo,
M. Lin and K. Fern (2007), “Aerial Lift Fall
Injuries: A surveillance and Evaluation Approach
<i>for Targeting Prevention Activities,” Journal of </i>
<i>Safety Research, Vol. 38(6), pp. 617-625. </i>

4. W. Zhang, C. Zhang, J. Zhao, C. Du (2015), “A
<i>Study on the Static Stability of Scissor Lift”, The </i>
<i>Open Mechanical Engineering Journal, Vol 9, pp </i>
954-960.

5. T. Hongyu, Z. Ziy (2011), “Design and
Simulation Based on Pro/E for a Hydraulic Lift

Platform in Scissors Type”, <i>Procedia </i>
<i>Engineering, vol 16, pp 772 – 781. </i>

6. Ren G. Dong et al (2012), “An Investigation on
<i>the Dynamic Stability of Scissor Lift”, Open </i>
<i>Journal of Safety Science and Technology, Vol 2, </i>
pp 8-15.

7.Sabde Abhijit Manoharrao, Prof. Jamgekar R.S.
(2016),

“

Analysis & Optimization of Hydraulic
<i>Scissor Lift”, IJEDR, Vol 4(4). </i>

8. Hà Sơn Hải (2009), “Nghiên cứu thiết kế và
công nghệ để chế tạo trong nước sàn nâng tàu kiểu
synchrolift phục vụ đóng các tàu có lượng chiếm
<i>nước đến 5000 tấn cho an ninh quốc phịng”, Tạp </i>
<i>chí cơng nghiệp tàu thủy Việt Nam, 65, tr. 26-28. </i>
9. Georgy Olenin, “Design of hydraulic scissors
<i>lifting platform”, Saimaa University of Applied </i>
<i>Sciences. Faculty of Technology, Lappeenranta. </i>
<i>Degree Programme in Mechanical Engineering </i>
<i>and Production Technology</i>(2016), pp14.

SUMMARY

<b>ANALYSIS AND DETERMINE OPTIMAL DIMENSIONS </b>
<b>FOR HYDRAULIC 1X SCISSOR LIFT </b>

<b>Bui Thanh Hien, Dang Anh Tuan* </b>
<i>University of Technology - TNU </i>

The paper proposes a method to determine the optimal parameters in designing hydraulic scissor

lift. Using numerical method and alternative model, dimensions for design and position of
hydraulic cylinder are determined to ensure the optimum of working height and force in cylinder.
The results obtained from the computation are intuitive, easy-to-handle graphs. The results show
the advantages of using the alternative model when calculating so that it can build the optimal lift
model.

</div>

<!--links-->