毕业设计堆高车(叉车)说明书

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1、大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文3（手动液压堆高车机构设计）目录摘要 4Abstract 5第一章绪论 61.1 液压堆高车提升机机构设计选题的目的和意义 61.2 国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析 61.2.1 我国堆高车行业发展历程和现状 61.2.2 国外堆高车发展现状71.2.3 国内外市场分析 7第二章液压堆高车提升机构设计总述 92.1 门架简介及设计要求92.2 门架系统的运动与安装关系 9第三章货叉基本参数和尺寸的确定 123.1 货叉尺寸确定 123.2 货叉的计算简图123.3 货叉的强度验算133.4 货叉的刚度校核143.5 货叉与挂钩

2、焊接强度验算15第四章叉架的设计计算 184.1 叉架的计算18第五章液压堆高车门架的设计计算 215.1 门架系统的构造原理215.2 门架几何高度设计 215.3 计算滚轮压力225.4 门架强度验算245.4.1 门架立柱断面翼缘厚度校核 245.4.2 门架立柱断面腹板高度校核 255.4.3 门架立柱的弯矩校核265.5 外门架强度计算265.5.1 计算D点整体弯曲275.6 门架刚度计算285.6.1 门架刚度的计算状态285.6.2 确定门架端部产生的各水平位移 305.6.3 校核挠度31第六章滚轮组件的安装及计算 326.1 内门架与外门架滚轮的设计 326.1.1 轴的计

3、算326.1.2 轴承的选择336.1.3 导轮的设计346.1.4 轴用挡圈35第7章起升液压系统设计 377.1 液压系统简介377.2 设计方案377.2.1 液压缸的设计及计算387.2.2 油箱的设计397.2.3 油路的设计407.2.4 溢流阀力的计算417.3 链传动的设计417.3.1 链轮齿数Z的确定417.3.2 链型号的确定417.4 链轮设计427.5 链轮轴的设计 43结束语 45致 谢 46参考资料 47文献综述 43大学毕业设计论文21（手动液压堆高车机构设计）摘要堆高车具有装卸和搬运功能，机动灵活，能适应多变的装卸搬运要求，普遍适用 于港口、车站、货场、车间、

4、仓库、油田及机场等处，还可以进入船舱和集装箱内 进行装卸作业，除此之外，还广泛应用于军事部门和特殊防爆部门，有的车辆可无 人驾驶，到人员不断接近的地方工作适用于柔性加工系统，总之，随着物流技术的 不断发展和工业化水平的提高，堆高车使用范围将日益扩大，成为一种产量与品种 很多的装卸搬运机械。现代堆高车技术发展的主要趋势是充分考虑舒适性、安全可靠性和可维护性，产品专业化、系列多样化，大量应用新技术，完善操控系统，重视节能和环保，全面 提升产品的性能和品质。通过对国际国内堆高车造型设计的现状分析运用工业设计的理论和方法，研究 了堆高车造型设计的要素及设计原则：造型要求简洁明快、线条流畅，以体现车身

5、的力度感与坚实稳重的感；色彩.力求单纯，给人以轻松、愉悦的感觉，主色调以 明度较高的黄色、橙色为宜；车身前后左右要求有宽大的玻璃，仪表具有良好的 可读性。研究结果对堆高车设计具有重要的实际指导意义。关键词：堆高车；门架；提升机构22AbstractForklifts can do handing works,and can flexibility to adapt to changing of handing requirements and generally applicable to ports,railway stations,freight yard,workshops,wareho

6、uses,oil fields and the airport and places,and forklifts could still enter the cabin and container handing operations within.In addition,forklifts are alseo widely used in military and special explosionproof sector,some vehicles will be unmanned,that officers should hot work in places close to or fo

7、r Flexible Manufacturing Systerm.In short, as the logistics and technological development and the enhancement of the level of industrialization,the use of fork lifts will be expanding ,and it will become a yield varieties with a lot of material handing machinery.The major trend ofmodern technology d

8、evelopmentof the fork truck is to be fully in consideration of the friendly operation, the reliability, the safety, the goodmaintenance, the specialization, the series, and the diversificat, and to adopt new technology, to improve steering system, and to focuson energy saving and environmentprotecti

9、on in order to promote the truck s capacity and quality.Based on the analysis of current status of international and domestic forklift truck form design the key elements and design principles in forklift truck form design was researched using industriM design theory and methodology: It Was put forwa

10、rd that the form offorklift truck should be simple and lively tll smooth lines in order to convey the sense of strength and steadiness the color strives simplicity to make people feel pleasant and light mainly usingtones ofyeHow and orange； there shouldbe big ass atthefrontand back oftrucks; thein s

11、truments should be easy to read. The research results provided practical reference for forklift truck design.Keywords： fork truck; mast; lifting mechanism第一章绪论1.1 液压堆高车提升机机构设计选题的目的和意义堆高车是应用十分广泛的流动式装卸搬运机械，是物料搬运机械（国外称为工业 车辆或地面运输车辆）的一种，是实现物流机械化作业，减轻工人搬运劳动强度， 提高作业效率的主要工具。堆高车又名堆高车、铲车、万能装卸车或自动装卸车。 它是由在无轨底

12、盘上加装专用装卸工作装置构成的。堆高车具有通用性强、机动灵 活、活动范围大等特点，所以它广泛用于车站、港口码头、机场、仓库以及工矿企 业等部门，用来实现机械化装卸、堆垛和短距离运输，是物流系统不可缺少的机械 设备。而堆高车中进行装卸作业的直接工作的装置是堆高车起重系统，货物的卸放、堆垛最终都是由其完成的，所以它是堆高车最重要的组成部分。在我国国民经济的 发展中，各行各业对堆高车的需求量逐年增加。据国家权威机构研究预测，在今后 几年我国堆高车年需求量将超过 15万台。堆高车产业市场潜力巨大，发展前景广 阔。1.2 国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析1.2.1 我国堆高车行业发展历程和现状我

13、国堆高车工业起步于20世纪50年代末，当时主要仿制前苏联产品。从70年 代后期到80年代中期，全行业先后组织了 2次联合设计，各堆高车生产厂纷纷引 进国外先进技术，如北京堆高车总厂引进日本三菱15t内燃平衡重堆高车技术，大连堆高车总厂引进日本三菱1040t内燃平衡重堆高车和集装箱堆高车技术，大 津堆高车总厂引进保加利亚巴尔干车辆公司1.256.3t内燃堆高车技术，杭州堆高车总厂引进西德O&司静压传动堆高车、越野堆高车和电动堆高车技术，合肥 堆高车总厂、宝鸡堆高车公司引进日本 TCM株式会社110t堆高车技术，湖南堆 高车公司引进英国普勒班机械公司内燃防爆装置技术。自90年代开始，一些骨干企业在

14、消化吸收引进技术的基础上积极对产品进行更新和系列化，因此目前国产堆 高车的技术水平参差不齐。其中，电动堆高车因受基础技术落后的制约，整体水平 与世界先进水平差距很大，每年仍要进口价值近 2亿美元的堆高车产品。中国堆高 车能否逐鹿国际市场，并在与世界强手的竞争中立于不败之地，将依赖于堆高车整体技术水平的提高，特别是电动堆高车技术的飞速发展。 1.2.2国外堆高车发展现状国际上生产堆高车的厂家，排名前几位的有林德、丰田、纳科、永恒力、 小松、 TCM力至优等著名公司。林德堆高车是世界上第一品牌堆高车，该公司是世界上 唯一将静压传动技术大规模应用于堆高车的制造商，产品技术先进，质量可靠，其 销售额一

15、直遥遥领先，位居世界顶尖水平。林德堆高车总的特点，8吨以下的产品其动力形式有内燃机和电瓶驱动，传动形式有静压传动和电传动；10吨以上的堆高车则采用内燃机驱动和液力传动。产品种类之繁多，技术水平之高超，令世界同行 所赞叹。丰田、纳科、永恒力、小松、 TCM力至优等公司的产品技术基本处于同 一水平，但各家有各家技术优势和特色。世界上著名堆高车的技术特点是：品种齐全，技术先进，各具特色，尤其在提 高作业效率、人机工程、节能、环保及安全性等方面的技术发展非常快，追求各性 化，最大限度地满足客户的需求。1.2.3 国内外市场分析目前，国内外电动堆高车大部分已经采用宽视野门架，起升液压缸由中间放置 改为两

16、侧放置。液压缸的放置位置有两种：一种是液压缸位于门架后面；另一种是 液压缸位于门架外测。CARE公司的R40/45系列电动堆高车的液压缸位于门架外侧， R50/60/70系列堆高车的液压缸则位于门架后面。门架一般分为标准型、两节型或三节型。国内堆高车的起升高度一般在 25m 之间，且以3m及3m以下的居多，而国外电动堆高车的起升高度一般在 26m之间, 由于仓库的立体化程度高，因此起升高度 3m以上。与预测全球约有250家堆高车生产企业，年生产量保持在 50万台左右。由于 竞争的加剧，同20世纪80年代比，世界堆高车工业出现了销售额增长而利润减少 的反常现象。一方面，为降低成本，堆高车巨头纷纷

17、在发展中国家建厂。例如，在 中国建有厦门林德、安徽TCM北京汉拿、湖南德士达、烟台大宇重工、上海海斯 特等。这些公司把具有世界20世纪90年代中期先进的产品和技术带到国内，促进 了我国堆高车技术的快速发展，同时对国内市场也造成了很大的冲击。另一方面， 随着市场经济的发展，物流技术在经济发展中的地位与作用越来越明显，堆高车普 及率越来越高，已从过去单一的港口码头进入到国民经济的各行各业。目前我国堆 高车的保有量约18万台，实际年潜在需求量约10万台，而实际年销售量仅3万台 左右，可见中国的堆高车市场是巨大的。随着人们对环境污染危害的深刻认识， 环保已成为世界共同关注的焦点，因此, 环保型堆高车将

18、成为市场主流；其次，自动仓储系统、大型超市的纷纷建立，刺激 了对室内搬运机械需求的增长，高性能电动堆高车、前移式堆高车、窄巷道堆高车 等各类仓储机械迅速发展是未来堆高车市场的又一特征；另外，全球经济一体化必 将带来全球工业的国际化，使得各国间及国内贸易大幅上升。有资料表明全世界集 装箱吞吐量每年以30流右的速度递增。贸易的增加将推动现代集装箱搬运与堆垛 设备的高速发展。第二章液压堆高车提升机构设计总述2.1 门架简介及设计要求门架是叉车工作装置的重要组成部分，是叉车最富有特色的部件。它负责货物 的起升及相应的装卸动作，并对叉车的整机性能有极大的影响。最常见的叉车门架 是由内、外两节组成。内外门

19、架是格子分别在左、右两根立柱，通过上下不同数量 的横梁连接而成的门式框架。立柱既是门架承载的主要构件，有是叉车或内门架做 升降运动的导轨。立柱截面有槽形钢、工字钢和其他异形状，材料多为低合金16Mn 钢。左、右立柱通过二到三根横梁连接。构成框架结构，然后嵌套在一起，依靠装 在内、外架上的滚轮，使内门架沿外门架立柱滚动。图2-1门架结构简图1立柱 2横梁叉车的内门架嵌套在外门架里面，用起升油缸使内架可在外架内移动，成为可 伸缩的构造。这是它的构造特点。加工要求，门架布置在前轴前边，在车的前方， 这是它在布置或位置上的特点。内架、外架和叉架都是用型钢焊成的平面框架，它 们与起升油缸和链滑轮组和重量

20、占了工作装置总重的绝大部分，且集中在位于前轴 外边的门架平面内，因而是影响叉车抵抗向前翻倒的能力的不利因素。在设计时，就要尽力去减小这些不利影响，为此必须注意两点：一是在保证工作 装置能正常工作的前提下，要尽可能地将它布置得靠近前轴；二是在考虑司机视野 问题时，要保证在叉车无载行驶下，司机能看见货叉叉尖，同时应力求在货叉由地 面升起至顶端的整个过程中，司机都能很好地观察货叉上货物的情况。2.2 门架系统的运动与安装关系门架系统的运动与安装关系（图2-2）是：货叉挂在叉架上；叉架受链条的 牵引，并以其纵、侧向滚轮为“车轮”，以内门架为“活动导轨”作升降运动；内门架则受起升液压缸的顶推，也以其纵、

21、侧向滚轮为“车轮”,以外门架2为“固 定导轨”而升降；外门架的下较坐较接在驱动桥壳或车架上，中部靠两个并列的倾 斜液压缸来实现整个门架系统的前、后倾动作。起升液压缸分成两个，下端以半球 面支承在外门架后侧，中部受外门架“扶持”，上端顶在一个浮动横梁上，自由提 升结束后即与内门架上横梁重叠。起开链条的一端固定在起升液压缸筒上（相当于 固定在外门架上），中部绕过固定在浮动横梁上的链轮后，另一端挂住叉架。图2-21内门架，2外门架。3叉架，4货叉，5纵向滚轮，6侧向滚轮, 7起升?压缸，8链条，9链轮，10浮动横梁，11内门架上横梁。表2-31t液压叉车门架主要性能参数特性额定起重重Load Cap

22、acitykg1000载荷中心距Load centermm500尺Rh标准二级门架额定起重时最大货叉高度mm3000货叉架板式货叉厚度Tmm30货叉宽度Wmm80货叉长度Lmm1000货叉间距范围最小最大MINMAXmm230-950第三章货叉基本参数和尺寸的确定3.1货叉尺寸确定货叉的主要尺寸有货叉水平段长度l ;货叉垂直段高度h ;货叉断面尺寸axb（a 为货叉厚度，b为货叉宽度等）（图3-1）。n-1 rt D 13君望urlr图3-1 货叉的结构和尺寸货叉尺寸主要取决于起重量 Q、载荷中心距c,取起重量 Q=1吨，按GB/T 5183-2005与GB/T 5184-2008选出货叉的基

23、本参数和尺寸为货叉长度：l=1000mm；货叉垂直高度：h=520mm；货叉厚度和宽度：厚30宽80mm；货叉两较支点中心距：h1=383;货叉外伸距：e=76mm据机械设计手册选择材料为 40cr钢，调质处理后钢屈服强度 仃s = 785MPa。3.2 货叉的计算简图货叉和叉架的联接形式不同，其制支承类型有所不同，小吨位堆高车的货叉一 股用整体式货叉，采用挂钩型联接，上支承可简化为活动较支座。按照这种简化， 货叉可看作一次超静定刚架（图3-2）。与此同时，考虑到挂钩型货叉上部的挂钩处 有安装间隙，并非绝对不能转动，照此分析，货叉又可简化为支承在两个校接支座 上的静定刚架（图3-3）。图3-2

24、超静定刚架计算简图图3-3静定刚架计算简图这两种计算简图，在集中载荷P力作用下，货叉的危险截面均在支座 A以下的 垂直段，其应力状态相同，强度相等。但货叉垂直段的受力情况不同，导致变形不 同。由于静定刚架水平段的变形量大于静定刚架水平段的变形量。为偏于安全起见，货叉的强度和刚度均按静定刚架进行计算。3.3 货叉的强度验算（c）图3-4货叉强度验算计算简图从货叉所受的集中载荷P力作用的内力图（图3-4）来看，水平段受弯矩和剪力，垂直段受弯矩和拉力，危险截面支座A以下垂直段的最大正应力为M max= WPCa2b/6P二i = P/F = abCmax = Tw + O_ 1 W 3在此去;n=3

25、。（式 4-2）式中Q-起重量，Q=1t=9800N由此得出Q 9800P = = =4900N22将相关数据代入式3w=490=204.17MPaP 4900ab 30*80=2.04MPa二=785 =261.67MPa n 3因为 c max -； w 二1 =204.17 2.04 =206.21MPa；= =261.67MPa 所以货叉满足强度条件。3.4 货叉的刚度校核货叉的扰度越小表示货叉的刚度越大。计算货叉的扰度一般采用图乘法。图乘 法要求先做出货叉在集中力p作用下的弯矩图Mp并在求扰度处作用一个单位 P =1,画出在单位作用下的货叉弯矩图 M,然后将其中一个弯矩图的面积和另一

26、个弯 矩图中与前一个弯矩图的形心相对应的高度 y相乘。为了计算方便，可将弯矩图 分成独立规则的图形，逐个相乘后在叠加，然后在除以货叉的抗弯度EI,就得到所求的扰度。(a)计算图l二i(b) MP弯矩图 (c) M 弯矩图图3-5货叉叉尖挠度计算图由此可得叉尖的挠度Pcl cfE =(3l -c) +6e + 2df EI l式中I 货叉的截面惯性矩，货叉作为等截面看待I =a3b/12 ；E 货叉的弹性模量，；P1货叉的额定截荷，f叉尖允许扰度，一般取1/50.代人数据，得出.4900*50*100 1fE =3(3*100 -50) 6*5 35.6*2 = 1.47mm11 33*8 22

27、.1*10 * -12叉尖的许用挠度为l 100f =2mm 5050由于fE447mm，f=2mm,所以货叉满足刚度条件3.5 货叉与挂钩焊接强度验算s=47mm,挂钩尺 寸根据ISO2328-77标准规定，z=17.5mm, M=31mm , K=H=5mm , b=100mm, G=33mm (图 3-6)。图3-6挂钩尺寸与焊接强度验算挂钩的水平段受弯矩和拉力，垂直段受弯矩。根据起重机焊接强度的计算规范， 由拉伸应力仃1和剪切应力所组成的复合应力,按等效应力0 cp来进行计算,其 计算公式为式中F 挂钩所受的水平力，N;D 焊缝总长度，cm；P所受垂直力，No代入数据，得出Pa c z

28、 =7644 4 50175 =10419.39N40.9D=2b 2G-2H =2 100 2 33 -2 5 = 246mm则FTT210419.39 二 7644 彳仃cp =仃1 +4T1 =J +4h =105.06MP5 M24.6 J 0.5 x 24.6 J货叉与挂钩焊接的焊条选用TB13-2,焊条的抗拉强度仃b2490MPa,焊条的许 用应力K- | =1 = 490 =i63.33MPa n 3由于% =105.06 ：二1 J-163.3MP cp所以，货叉与挂钩满足焊接强度条件。第四章叉架的设计计算4.1 叉架的计算叉架又名滑架，它的总用是安装货叉或者其他工作属具， 并

29、带动货物一起升降。根据叉架在门架系统中的相关位置，货物的重量靠叉架传给起重链条，货物重 量产生的力矩通过叉架传递给门架，当链条带动叉架升降时，叉架要可靠的沿着门 架导轨运动。由此，决定了叉架在构造上是一个垂直运动的承载小车，一般由两部 分构成。其前部是i 一个焊接框架结构，主要同于安装悬挂货叉及其他属具；后部 是两列装有导向滚轮的滚轮架，与前部框架焊接构成一体。有链条牵引，眼门架导 轨垂直升降。更具货叉的形式和他在框架上的安装方式，茶几有两种形式，及板式 和滑杆式。本次设计采用板式叉架，如图 4-1族m图4-1叉架简图一,tiTrfllWI IMIJ皿川Mil川I L图4-2叉架受力图如图4-

30、2所示，在垂直框架平面内作用的力 F,对于上、下横梁可简化成双悬臂对称简支梁（图4-2）,只是力F作用在梁的上下边缘上，是梁在受弯曲的同时，还受到扭矩。在框平面内受力P作用，构成三次对称超静定框架，其弯矩图如图（2-4） 所示，最大弯矩位于上横梁悬臂根部。由此可见，开口框架上横梁悬臂根部是危险截面。该截面作用在框架平面内的弯矩为Mx - Pl作用在垂直框架平面的弯矩为, b、ip（c a -）lM v = Fl =2-yf该截面的扭矩为MtFhP=7式中 Q起重量;l悬臂长度；C载荷中心距；a-货叉厚度；b横梁截面厚度；h横梁截面计算高度；f框架上、下横梁作用力F间的距离；PmF纵向载何， F

31、=, m=c+a+0.5bh2取 l=350mm, C=500mm, a=30mm, b=33mm, h=43mm, f=354mm, h2=383。根据h/b=1.2 查表的 a =0.219Mx =1470000N *mm代入数据得My =2647591.81N *mmMT =150323.17N *mm图4-3叉架上横梁截面计算图上横梁截面由于被定为槽所削弱，为安全和计算方便将截面（图 4-3）作为矩形截 面进行计算，注意验算A、B两点应力。叉架采用材料 Q235取仃= 160MPa。MWyA点的应力为Pl Fl- 。 bh2/6 b2h/6截面中B点的扭转剪应力最大，其值为Mt-max

32、 一 , 2, 0 / ab hB点为双向应力状态，按第四强度理论:My.八 2-bJwJ 3 maxc代入数据二A =115.7MPamax F4.83MPa；B =124.09MPa最后得 二a =115.7MPa 二二=160MPa. max =14.93MPa ”. =112MPa二b =124.09MPa 二=160MPa所以叉架满足要求。第五章液压堆高车门架的设计计算5.1 门架系统的构造原理图5-1为门架结构简图，内门架1和外门架2都是由两根柱和一个或两个端梁 焊成的框架。内架仅有一个上端梁，下部有一个很弱的横系杆。外架有上端梁及下 端梁，为不妨碍内架，上端梁放在立柱顶端后翼缘后

33、边。中部由横梁加强，其两侧 伸出有联接倾斜油缸的银轴。左右立柱异型槽钢，其开口相对。叉架和内架上的各 滚轮组分别安放在内架和外架立柱的槽内，滚轮组构成叉架，内架和外架相互之间 的活动联系，起传力和保证有正确动力的导向作用。起升链滑轮组包含两套对称布 置的起升链和动，滑轮座固定在内架上梁。起开油缸的上、下支座的支承分别固定 在内架上梁和外加下梁上，为保证安置在期间的起升油缸受纯压力，支座的支承表 面常为球面。链的一端固定在外架的下梁或立柱上，另一端与叉架相连接。图5-1堆高车门架结构1 内门架2叉架3内门架4货叉5货物6导向滑轮5.2 门架几何高度设计二级门架的横向尺寸又布置来定，立柱的截面尺寸

34、由强度来定，高度尺寸要满足起 升高度的要求。为了最大可能的降低整车结构高度，必须使内外门架的高度相同。大学毕业设计论文32（手动液压堆高车机构设计）其结构简图如下图5-2内外门架的高度为 H2=H1 ： 0.5 Hmax L2 dI2-5图285.3 计算滚轮压力本设计选择门架材料为 Q345,其剪切弹性模量为：G=8.4MPa,弹性模量为：E=2.1 M0。抗 E =2.1 M105MPa 拉、抗压 %】=230MPa,抗剪 k】=160MPa,屈服点% =350MPa 0 K . 一Pi = P? =（Qao Giai）2h2式中Q额定起重量，Kg;Gi货叉和叉架的自重，Kg;k动力载荷系

35、数，K=Ki （动力系数）*2 （货物偏载系数）。K1=1.2, K2=i.3,K=i.56图5-3门架载荷作用图其中 Q=1000Kg、a1 = 260mm a0 =665mm、Gi=86Kg、h2=356mm、代入数据得Pi =巳=二3。Ga) 2h21.56-(1000 665 86 260)2 356= 1506.01Kg知 h1=420mm, h2=356mm 外门架滚轮压力为：图5-4门架滚轮压力计算图P3 = P4 =皿 二1506.01 356 -1276.52Kg h14205.4门架强度验算R1图5-5图5-6根据叉车构造与设计表6-7与6-8取H=121.3mm h=78

36、.7mm B=41mmb=10.8mmd=21.3mm B1=33.5mm h1=13mm d1=17mmffl积 S1 = 2643.8mm2,Wx1 = 80317.1mm3,S2 =3599.5mm2,Wx1 =126798.3mm3。5.4.1 门架立柱断面翼缘厚度校核立柱翼缘在滚轮压力作用下，产生局部弯曲，存在局部弯曲应力。止匕外，在滚轮和翼缘的接触处有较大的表面接触应力，且各项应力的数值均较大。经有关文献精确分析和实验研究，在已知如图 5-5所示的尺寸时，对于滚轮这样分布压力作用下的翼缘局部弯曲应力，可按下列公式计算：根据局部弯曲应力计算公式：。局部=3.06P 10,知此翼缘厚度

37、设计合理。5.4.2门架立柱断面腹板高度校核根据滚轮的接触应力灯接触来求腹板高度（式 5-5）式中：P滚轮压力，1506.01Kg;l 一一滚轮踏面宽度，50mm；制滚轮时，Pnp=R=43mm。6080MPa。Enp一导轨和滚轮材质的综合当量弹性模量，钢542Enp=2.1 M105MPa2.1 X0 Kg/mm 。Pnp一一导轨和滚轮的当量曲率半径，圆柱形滚轮对平面导轨时，bk】一一与滚轮材质和导轨表面硬度有关的许用接触应力，常用取卜 1 = 70Kg / mm2 代入公式得-38.35MPac _1506.01 2.1 105仃接触= 0.41850 43由%妾触=38.35MPa 卜卜

38、1=60 -80MPa符合要求。大学毕业设计论文29（手动液压堆高车机构设计）由仃接触的等式经转换得:0.4182 P Enpnp0.175 1506.01 2.1 104250 702:22.59mm取滚轮的实际半径为计算半径的两倍，即：R实际=2R,贝UR实际=2 X22.59=45.18mm （取46mm）,则腹板高度为:h0 =2R实际 20 2 =2 46 2 10 2 -114mm由h =114 hi=480mm。5.5.1计算D点整体弯曲链条拉力S对起升油缸产生力矩，通过活塞杆及内门架使门架滚轮压力增加， 门架弯曲增加。门架滚轮压力增量为：Sa2Lp - H max （ 其中S链

39、条拉力，Kg;a2链条与轴中心距，cm ；H max一-最大起升高度，cm。知 Hmax=300cm,取 a2=6cm,求得S=KQ Gi =1.56 1000 86 =1694.16Kg1694 16 6P = 1694.16 =33.88Kg300则有P3=94.32Kg33.88 135:狙二- 47IP = R =1694.16 94.32 =1791.48Kg所以D点最大弯矩为:2= 367.81Kg / cm1.2M Dmax _ 1.2 53764.56Wx-175.41MDmax =P3h =1791.48 42 =75242.16Kg.cm则整体弯曲应力为:1.2MDmaxW

40、x1.2 75242.16175.41一 ， 一 -2= 514.74Kg / cm36前面已经得到，许用弯曲应力为35004,2=875Kg / cm由 cw =514.74Kg / cm2 hi=420m、h2=356mm、Ho=2000mm Hi=2000mm、H=3000mmCo=357mm Ci=178mm、l0=665mm、li=356mm。滑架通过滚轮传给内门架和力按下式计算，参看图5-8图5-i0门架计算简图_1i-E = - Q10 Gl11=i000 665 86 260 =i930.79Kgh2356R =P2 =i906.92Kg可以把力Pi、P2对门架的作用分解为一个

41、力偶与一个集中力，内门架端部力偶以Mi表示，外门架端部的力偶以 M。来表示，参看图5-3及图5-7来求其值。Mi =F2h2 W930.79 35.6 =68736.i2Kg .cmMi 68736.i2l “、F4 =. =-42 =i636.57Kg（式 5-i2）M0 =F4hi =i636.57 42 = 68736.i2Kg.cm另外IP F636.57Kg伸缩式门架在端部力偶和集中力作用下，端部产生的水平位移f （挠度）是由三部分组成的：外门架端部水平位移f。、内门架端部水平位移fi和内门架绕外门架端部转动仇角在内门架端部引起的水平位移00 (Hi -hi ),见图5-11f =

42、fo+fi+%(Hihi f0 = fM 0 + f0Pfi fM i * fiPeO = m 0 +ep式中fM。、a0 力偶m作用在外门架端部产生水平位移和转角；fP、心一一集中力Pi-P2作用在外门架端部产生水平位移和转角;fMi、fiP 由力偶M及集中力Pi-P2作用产生的水平位移。图5-ii门架变形图5.6.2 确定门架端部产生的各水平位移由图5-i0弯矩图用图乘法可求出在力偶M0作用下外门架端部产生水平位移fM0：MZHj2EJ0 r-36668736.i22002 2 200 42 422 4225 2.i i05 i490.982366图5-i2外门架计算简图=0.3icm同样

43、，由力偶Ml作用在内门架端部产生的水平位移fM1为：M1 H12 2Hm h12 h2、f M 1 = Z 一+ 一EJ1、2366,68736.12父 i2002 2M200M42 J22 35.62 2.1父105 M149。98M、2 -3- 6 ,=0.31cm力偶Mo作用下，内门架绕外门架端部转动角度 与。可参照图5-10用图乘法来m 02 hg 2h13 3求。68736.122.1 105 1490.98cm 2 42 2 42200 一-f0p 为 0cm：= 0.0031cm由于P1=P2所以集中力P1-P2和作用，在外门架端部引起和水平位移同理，由力P1-P2的作用引起的内

44、门架端部水平位移f1p为0cm： 5.6.3校核挠度通过上面的计算，可以求出伸缩式门架在端部力偶和集中力作用下端部产生的 水平位移f （挠度）。其值为：f = fM0 fMi 1Mo（H1 -h1） =0.31 0.31 0.0031 200 -42 =1.11cm其许用挠度值为：f 1 = - =3 cm100由f =1.11 f=3cm知，满足刚度要求。第六章滚轮组件的安装及计算6.1 内门架与外门架滚轮的设计导行滚轮分为纵向及侧向两组，各由四个滚轮组成。前者在垂直于门架的平面 内，而后者在门架自身的平面内起传力和导行作用。它们的构造示于图6-1上。纵向滚轮受力较大，故直径也大且用滚动轴承

45、，侧向滚轮受力小，直径也小，故用滑 动轴承或滚针。6.1.1 轴的计算滚轮轴在门架上升或下降时主要受切应力，所以要根据轴的切应力条件来计 算。对于圆形截面梁，由切应力互等定理可以知道，在横截面边缘各点处切应力与 周边相切。因此即使在平行于中性轴的同一横线上，各点处切应力也不尽相同，但 经过分析表明，圆截面上最大弯曲切应力仍发生在其中性轴上，并可近似认为在中 性轴上各点处的切应力平行于剪力，且沿中性轴均匀分布，于是得圆截面梁的最大 弯曲切应力为：FsSz,max max :Izd已知SZ.max=及.max L12于是可得式中R圆形截面的半径，mm；Iz 圆形截面对中性轴的惯性矩，mm3;Sz,

46、max半圆截面对中性轴的静矩， mm3；该轴的材料选用45号钢，根据机械设计手册可以查到E =3040MPa, 取e=30 MPa。由Fz =k Q G1 i=1.56 1000 86 i=1694.16Kg于是得到大学毕业设计论文43（手动液压堆高车机构设计）R ,4 1694.163 二 30=4.89mm考虑到堆高车门架的重量，则选半径为 10mm,则滚轮轴的直径为20mm 堆高车的滚轮只受到径向力的作用。选用深沟球轴Fr=1694.16X9.8=16602.18NP=XFr+YFaP一当量动载荷，Fr轴承所受径向载荷，Fa一轴承所受轴向载荷，X一径向载荷系数，Y一轴向向载荷系数，Fa由

47、于一a=0选取X=1 , Y=0Fr则所需要的径向基本额定动载荷为贝U P=16602.18N486.1.2 轴承的选择根据机械设计手册选择内门架为深沟球轴承，代号为6204,如图6-1所示:图6-1深沟球轴承表6-1 6204轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd20D42B14da(min)26Da(max)42ra(max)1其他尺寸mmd2=329.3D2 =39.7r(min)1基本额定静载荷KNCo12.8基本额定动载荷KNC6.65极限转速(r/min)脂14000极限转速(r/min)油18000重量kgW0.103根据机械设计手册选择外门架为深沟球轴承，代号为6404,如

48、图6-2所示:图6-2深沟球轴承表6-2 6404轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd20D72B19da(min)27Da(max)65ra(max)1其他尺寸mmd2=38D2 =56.1r(min)1.1基本额定静载荷KNCo31.0基本额定动载荷KNC15.2极限转速(r/min)脂13000极限转速(r/min)油16000重量kgW0.5296.1.3 导轮的设计门架的宽度为121mm,轴承的外径为72mm,宽度为19mm,为了使门架在运 动时能够平稳，故此导轮的的 D=400mm, B1=45mm, C=21mm, Cr=12.6KN , Cor=10.8KN外径为120m

49、m,结构如图6-3所示：01L8图6-3侧滚轮6.1.4 轴用挡圈根据轴的尺寸选择轴用挡圈，如图 6-4所示:do:10图6-4轴用挡圈表6-2轴用挡圈尺寸轴径d020mmd基本尺寸28.5mm极限偏差(+0.13,-0.42)s基本尺寸1mm极限偏差(+0.05,-0.13)b2.68mmdi2mmMt d2基本尺寸19mm极限偏差(0,-0.13)mm沟槽m基本尺寸1.1mm极限偏差(+0.14,0)沟槽n1.5mm孔d329mm每1000个钢挡圈重量约为1.90 kg第7章起升液压系统设计7.1液压系统简介液压系统除管路及其油箱，换向阀，限速阀外，人工提供压力，油缸作为执行 元件。油泵输

50、出的压力油进入到工作装置后，通过手动压力，推动液压缸升高，带动 链条上升，从而实现货叉的上升和下降。最后油液将再度重返油箱如此不断循环。 7.2设计方案为使液压缸结构紧凑，采用简单的液压回路。用下图作为原理图：杠杆向上杠杆向下大活塞复位图7-1基于千斤顶的原理图1.6.液压缸2.3.单向阀4.油缸5.溢流阀最后得出手动液压叉车液压回路原理如下7.2.1 液压缸的设计及计算1 .液压缸材料的确定为使液压缸结构更紧凑、简洁，液压缸材料采用高质量，具有高抗拉强度极限 的材料,采用高质量的无缝钢管，材料为：45号钢制造，调质处理.查机械设计课程设计表12-1 ,得硬度为：162-217HBS,抗拉强度

51、为：Ob=600MP屈服极限为：,=355MP2 .大液压缸内腔直径的计算与确定由上得知，液压系统的最大负荷为：F=18000N为使液压缸结构较小，取液压系统的设计压力尽量的高。初取液压系统的设计压力为：Pmax=17MPa4F因为，p =F/A=max2二 D（A为液压缸内腔的有效面积，D为液压缸内腔的直径）一4F所以，D= 4F.二 Pmax二 4 180003.14 17=37.1mm取液压缸内腔的直径为：D=40mm 所以，液压系统的设计压力为：Pmax=F/A=4FD24 18376=23.14 382=16.21MPa3 .液压缸外直径的计算与确定为使液压缸结构较小，先把液压缸按薄壁计算。因为， D/5之10时，为薄壁又因为,PyD2F1（其中 Pmax46MPa 时，1.25Pmax=Py Pmax E 16MP,时，1.5Pmax =Py ）所以 Py=1.5 Pmax =24.32 MPa取按全系数为：n=5,所以 L=；=b/n=120 M Pa所以,PyD2F1_ 24.32 372 120 =3.75mm所以，D/6 =50/6=3.75 L筒液压缸外直径为： D w =45mm所以，油箱内腔的直径为:4 2.36 103.14 1500=47.