靜液壓叉車設計含7張CAD圖.zip

靜液壓叉車設計含7張CAD圖.zip,液壓,叉車,設計,CAD 摘 要 隨著工業(yè)的發(fā)展，搬運貨物的需求量越來越大，繁重的勞動力，使叉車成為一種不可缺少的搬運工具。而靜液壓叉車的傳動系統(tǒng)有非常好的性能，且靜液壓傳動系統(tǒng)，相比傳統(tǒng)叉車減少了離合器、差速器和變速箱等易損部件，大大降低維護成本。靜液壓叉車操作方便，車身結構簡單，通過性好。所以促使靜液壓叉車的研發(fā)與發(fā)展。 本文所述的《靜液壓叉車設計》就是對靜液壓叉車的一些基本結構的設計。本設計的主要內容為： 1、叉車工作裝置的設計，其中包括：貨叉、叉架、門架系統(tǒng)，起升液壓缸，傾斜液壓缸，以及鏈輪、鏈條等部件。 2、叉車轉向機構的設計。 3、叉車總體設計，其中包括：叉車總體基本數據及參數的確定，穩(wěn)定性計算，車輪選用等。 4、液壓系統(tǒng)設計，其中包括：靜液壓傳動系統(tǒng)，起升系統(tǒng)，傾斜系統(tǒng)，轉向系統(tǒng)。 關鍵詞：靜液壓叉車；液壓系統(tǒng)；工作裝置；轉向機構  Abstract With the development of industry, the demand for moving goods is growing, the heavy labor force, so that the forklift as an indispensable handling tools. The hydrostatic transmission system has a very good performance, and hydrostatic transmission system, compared to traditional forklifts to reduce the clutch, differential and gearbox and other vulnerable parts, greatly reducing maintenance costs. Hydrostatic forklift easy to operate, the body structure is simple, good through. So to promote the development and development of hydrostatic forklift. The "hydrostatic forklift design" described herein is a design of some of the basic structures of hydrostatic forklifts. The main contents of this design are: 1. forklift work device design, including: fork, fork, gantry system, lifting hydraulic cylinder, tilt hydraulic cylinder, and sprockets, chains and other components. 2. forklift steering mechanism design. 3. the overall design of the forklift, including: forklift overall basic data and parameter determination, stability calculation, wheel selection and so on. 4. hydraulic system design, including: hydrostatic transmission system, lifting system, tilt system, steering system. Key words: Hydrostatic forklift; Hydraulic system; working equipment; Steering mechanism 43 目 錄 1 緒論 1 1.1 課題研究的目的與意義 1 1.2 叉車的歷史和發(fā)展 1 1.3 叉車的分類 1 1.4 叉車的發(fā)展趨勢 2 1.5 叉車研究的國內外現狀 2 1.5.1 國外現狀 2 1.5.2 國內現狀 2 2 工作裝置設計 2 2.1 貨叉 2 2.1.1 貨叉的構造與選擇 2 2.1.2 貨叉的制造工藝及材料的選擇 3 2.1.3 貨叉基本尺寸的確定 3 2.1.4 貨叉的計算簡圖 3 2.1.5 貨叉的強度計算 3 2.1.6 貨叉的剛度計算 4 2.2 叉架 5 2.2.1 叉架的結構與選擇 5 2.2.2 叉架強度 6 2.3 門架系統(tǒng)設計 9 2.3.1 立柱截面設計 9 2.3.2 高度幾何尺寸設計 10 2.3.3 寬度幾何尺寸設計 11 2.3.4 門架驗算 12 2.4 起升液壓缸布置 16 2.5 傾斜液壓缸布置 17 2.6 縱向滾輪的選擇 17 2.6.1 外門架上部縱向滾輪選用 17 2.7 側向滾輪的選擇 17 2.8 鏈條的選擇 17 2.8.1 鏈條強度校核 17 2.9 鏈輪選擇 18 3 液壓缸 18 3.1 起升液壓缸設計 18 3.1.1 密封圈的選用 19 3.1.2 缸底厚度的確定 19 3.1.3 缸筒頭部 19 3.1.4 柱塞桿長度設計 20 3.1.5 密封圈選用及溝槽設計 21 3.1.6 防塵圈選用及溝槽設計 21 3.1.7 油口設計 21 3.2 傾斜液壓缸 21 3.2.1 傾斜液壓缸受力分析 21 3.2.2 傾斜液壓缸的選用 22 4 轉向系統(tǒng) 22 4.1 轉向方式的選擇 22 4.2 軸距的確定 22 4.3 后輪主銷間距的計算 22 4.4 轉向液壓缸 23 4.4.1 轉向液壓缸的選擇 23 4.4.2 橫置液壓缸式校核 23 4.5 轉向機構設計 23 5 叉車總體設計 24 5.1 重心與軸載的確定及計算 24 5.1.1 叉車自重 24 5.1.2 靜軸載 24 5.1.3 叉車重心 24 5.2 輪胎選擇 25 5.3 穩(wěn)定性計算 25 5.3.1 滿載叉車縱向靜穩(wěn)定計算 25 5.3.2 空載縱向動穩(wěn)定性計算 26 5.3.3 橫向靜穩(wěn)定性計算 26 5.3.4 橫向動穩(wěn)定性計算 26 6 液壓系統(tǒng)設計 27 6.1 靜液壓傳動系統(tǒng) 27 6.1.1 靜液壓傳動概述 27 6.1.2 靜液壓傳動系統(tǒng)方案的選擇 27 6.1.3 靜液壓傳動系統(tǒng)設計 28 6.2 工作裝置液壓系統(tǒng)設計 30 6.2.1 工作裝置組成 30 6.2.2 起升液壓系統(tǒng)要求 30 6.2.3 傾斜系統(tǒng)要求 30 6.2.4 起升系統(tǒng)基本參數計算 31 6.2.5 傾斜液壓缸基本數據計算 31 6.2.6 其他液壓元器件的選擇 31 6.3 轉向液壓系統(tǒng) 31 6.3.1 轉向系統(tǒng)流量計算 32 6.3.2 液壓轉向器的選擇 32 6.3.3 溢流閥的選擇 32 6.3.4 單穩(wěn)分流閥的選擇 32 參考文獻 33 謝 辭 34 1 緒論 1.1 課題研究的目的與意義 靜液壓叉車屬于物料搬運機械中的一種，在生產中,物料搬運機械的應用有著重要的意義：⑴如今貨物搬運量非常大，在一些鋼鐵企業(yè)，生產每噸鋼材都需要搬運高達50噸的原材料、半成品、成品、燃料和廢料等物品；⑵搬運物料需要很高的費用，工業(yè)國家用25%左右的產品成本用作物料搬運的費用；⑶搬運物料使用了大量的勞動力，有些企業(yè)機械化程度不高，企業(yè)員工的15%以上都是搬運工人；⑷有些情況下不能使用人力搬運，只能依靠機械，比如：人力不能承擔的重物，在高溫和有放射性的環(huán)境下工作。因此，提高機械化程度使用相適應的機械，是非常重要的。這樣不但可以減少產品損傷，更重要的是可以保護工人健康、提高勞動生產效率和改善產品質量，從而使生產成本降低。 液壓傳動及液壓系統(tǒng)設計是機械電子工程專業(yè)研究的一個方向，所研究課題《靜液壓叉車設計》剛好包含有關液壓傳動和液壓設計方面知識，老師為了檢驗以及鞏固我們所學液壓方面的知識，專門設置該題目，通過本課題的研究設計讓我們充分理解有關液壓方面的知識，將液壓方面的理論知識應用到實踐中去，充分培養(yǎng)我們理論結合實際的能力。 1.2 叉車的歷史和發(fā)展 現代用于搬運物料的機械從19世紀開始，在19世紀30年代，出現了使用蒸汽機做動力的起重機械和輸送機；在19世紀末，內燃機的使用，搬運物料的機械得到快速發(fā)展。最早在1910年出現了既能起升又能搬運的叉車；世界第一臺叉車是由美國克拉克公司在1932年投放市場的，1935年后又出現了內燃叉車。在二戰(zhàn)期間，因為軍事物資的搬運需要，無形中又促進了叉車的發(fā)展。20世紀50年代，前蘇聯(lián)的5噸機械傳動叉車在國內開始仿制。到了20世紀70年代出現了用計算機來控制搬運物料的機械系統(tǒng)，使物料搬運進入高度自動化作業(yè)階段。 1.3 叉車的分類 根據叉車的起重量可分為：小噸位叉車（0.5 t和1 t），中噸位叉車（2 t和3 t），大噸位叉車（5 t，當時沒有更大的） 根據動力源分為：手動叉車，內燃叉車和蓄電池叉車 根據叉車與貨物的相對位置可分為：正面叉車和側面叉車，正面叉車又包含平衡重式叉車和前移式叉車；側面叉車包括多面叉車和集裝箱叉車。 根據技術特點分為：汽油叉車，柴油叉車，液化石油氣叉車；機械傳動叉車，液力傳動叉車，靜液壓傳動叉車；機械轉向叉車，助力式或全液壓動力轉向叉車；低起升門架叉車，高起升門架叉車，全自由提升叉車，集裝箱叉車等。 1.4 叉車的發(fā)展趨勢 目前，在叉車技術上向以下幾個方向發(fā)展: ⑴向用交流電控制驅動電機和電控裝置。⑵操作系統(tǒng)向集成化方向發(fā)展。⑶發(fā)展環(huán)保型叉車。⑷節(jié)能和機電液一體化高新技術的應用。⑸重視叉車的安全可靠性和可維護性。⑹制動系統(tǒng)向電子化方向發(fā)展。⑺向電動叉車發(fā)展。 1.5 叉車研究的國內外現狀 1.5.1 國外現狀 在國外，靜液壓技術已經可以熟練的應用到叉車上了，不過也只是個別公司能夠做到，大部分公司還達不到技術要求，靜液壓技術在叉車上的應用，使得叉車發(fā)展進入一個全新的階段，很好的改善了叉車的傳動系統(tǒng)，使得叉車操作更加方便，操作精度也更高，更加方便控制。在這一方面做的最好最突出的就是德國的林德企業(yè)。該企業(yè)研發(fā)的一種叉車只用兩個類似于油門的踏板來控制叉車的前進和后退，并且是完全的無級變速，踏板和現代無級變速的汽車一個工作原理，用踏板的行程改變叉車的行駛速度，當踏板沒有被踩壓的時候液壓傳動系統(tǒng)處于密閉狀態(tài)不形成回路，利用液壓油的可壓縮性很小的原理，這就使得叉車自動減速，這就比原來的叉車省去了離合器，變速桿，變速箱，以及駐動系統(tǒng)，真正實現結構簡單，操作方便得到效果。 1.5.2 國內現狀 相比國外發(fā)展狀況，國內現狀就沒有那么樂觀了，在國內靜液壓技術在叉車上應用還沒有得到大規(guī)模推廣更沒有得到大規(guī)模的生產，不過已經開始研究，不過研究的單位也不太多，只有幾個國內知名大學在做這個項目，比如，江蘇大學，同濟大學等一些名校。但是國內雖然研究已經開始但是在研究的過程中還存在各種各樣的問題，比如：發(fā)動機的功率與選用的液壓元器件的功率不相符合，在叉車運行過程中出現熄火等嚴重問題；在叉車工作過程中，不能長時間工作，工作時間一長就會出現高溫，嚴重影響叉車性能等情況，散熱系統(tǒng)不完善，不能很好地達到降溫效果，工作時長得不到保證，嚴重影響工作效率。 2 工作裝置設計 2.1 貨叉 2.1.1 貨叉的構造與選擇 貨叉是叉車用來拿取物品的最基本最通用的裝置。貨叉安裝在叉架上，它呈現出L形的外形桿件，它由水平和垂直段兩部分組成。貨叉的水平段和垂直段做成整體的，稱為整體式貨叉。在一些小噸位叉車上，所選用貨叉的水平段和垂直段是分別制成的，用銷軸將他們連接起來，水平段既可平置也可向上折疊起來，與垂直段靠攏，稱為折疊式貨叉。由于折疊式貨叉制造比較麻煩，而本設計所設計的叉車屬于中型叉車所以貨叉形式選擇整體式貨叉。 2.1.2 貨叉的制造工藝及材料的選擇 貨叉在制造過程中為了達到強度要求，先對毛坯進行鍛造，做成長條形狀，然后再進行鐓鍛，最后完成L形，做出基本形狀之后再把與叉架配合的兩個鉤焊接到貨叉上，再進一步進行熱處理基本就可以達到要求。貨叉對于叉車來說就是就是叉車的雙臂，非常重要，由于它要承受較大的力，但是為了減輕工作裝置的重量，它還得滿足重量輕的要求，又為了叉取貨物方便，貨叉的橫截面積也不能太大。所以，本設計中選用40Cr鋼，經過適當的調質處理，增加水平段的表面硬度，提高耐磨性能。 2.1.3 貨叉基本尺寸的確定 設計任務書中給定的荷載中心距C=500 mm，本設計中選用L=2C，即L=1000mm，暫定貨叉斷面尺寸：貨叉厚度為60 mm，貨叉寬度為180 mm。確定貨叉的安裝尺寸為：a=76mm，b=407mm，h1=470mm， h2=383mm， h3=381mm， m131mm，m2=29mm， c1=17.5mm， c2=16mm， k1=14mm，k2=13mm，e=16mm，q=8mm。 2.1.4 貨叉的計算簡圖 由于所選的貨叉類型為掛鉤型貨叉，則貨叉的上端與叉架配合部分，不能移動也不能轉動，所以，受力可以簡化為固定支座，下端基本不受力，可以簡化為活動鉸支座，這樣貨叉就是一次超靜定的鋼架。如圖2-1。但是為了安全起見，計算時按照靜定問題進行計算。 圖2-1 計算簡圖 2.1.5 貨叉的強度計算 貨叉的受力分析圖如圖2-2所示，在貨叉的水平段受到彎矩和剪力，貨叉的垂直段受力情況為：彎矩和拉力。那么貨叉的危險截面就是垂直段下部分的A處以下的截面，在該截面受到的合力應該是所受的彎曲應力和軸向應力的合力。則彎曲正應力σw和軸向應力σ1分別為： a)計算模型 b) 彎矩圖 c)剪力圖 d)軸力圖 圖2-2 貨叉的強度計算 σw=MmaxW=PCa2b/6=2000×10×500602×180/6=92.59 MPa σ1=PF=Pab=2000×1060×180=1.85 MPa σmax=σw+σ1=92.59+1.85=94.44 MPa 式中 Mmax——最大彎矩； P——貨叉的計算載荷； C ——載荷中心距； W——抗彎截面模量，W=a2b/6; a、b——截面高和寬； F——截面面積，F=ab； [σ]——許用應力，[σ]= σs/n。 許用應力和安全系數的選取，與計算載荷的選取密切相關。如果計算載荷比較精確，安全系數可較小。在計算的時候，除了考慮正常的受力情況以外，還要考慮一些其他因素，比如慣性等一些客觀存在的因素，但是又沒有相關方面的規(guī)定，又不得不為安全考慮。因此，本設計采用加大安全系數的辦法來達到安全要求。根據貨叉試驗的有關規(guī)定，在本次設計中取n=3，貨叉選用40Cr鋼， 40Cr鋼的屈服強度為： σs=785MPa [σ]= σs/n=785/3=261.7MPa σmax=σw+σ1=92.59+1.85=94.44MPa<σ=261.7MPa 所以強度校核滿足要求。 2.1.6 貨叉的剛度計算 貨叉剛度計算為了確定貨叉水平段在外載荷作用下的變形程度，本設計以叉尖撓度作為計算值。原則為撓度越小，則表示貨叉剛度越大。 為了方便計算，先不考慮貨叉偏載和動載系數，把正常工作載荷作為計算載荷，即P=Q/2，用簡便的彎矩圖乘法進行計算如圖2-3。該方法要求先做集中力P作用下的貨叉彎矩圖Mp，并在叉尖處作用一個單位力P'=1，畫出貨叉在單位力作用下的彎矩圖M’，然后將彎矩圖Mp的面積和彎矩圖M’中與前一個彎矩圖的形心相對應的高度坐標y’相乘。用以上方法可得叉尖的撓度為： a)計算圖 b)Mp彎矩圖 c) M’彎矩圖 圖2-3貨叉叉尖撓度計算 fE=PclEI c l3 l-c+6 e+2h =1000×10×500×1000210000×603×180125001000×3×1000-500+6×76+2×383 =18.17mm f= l50=100050=20mm>fE=18.17mm 所以貨叉強度校核滿足要求。 式中 E——鋼的彈性模量，E =210000/MPa； I——貨叉截面慣性矩，貨叉作為等截面看待，I=a3b/12； f——許用撓度，f=l/50。 貨叉的重量計算 Ghc=7860×0.47×0.18×0.06+1×0.18×0.06×10=1248N 2.2 叉架 2.2.1 叉架的結構與選擇 叉架就是貨叉的一個承載體，它由兩部分構成，分為前后兩部分，前半部分用來配合貨叉的安裝，采用鋼體焊接出來的框架結構，后半部分主要用來方便叉架帶動貨叉一起在起升的時候的移動，所以叉架的后半部分用兩列鋼板焊接而成，在鋼板上裝有移動時的縱向滾輪和側向滾輪。用鏈條固定在叉架的后半部分，帶動叉架向上移動。如圖2-4。 圖2-4貨叉、叉架構造 根據貨叉選擇的結構，叉架采用板式叉架形狀如圖2-5所示。叉架的一些基本數據在貨叉安裝尺寸中已經包括。 圖2-5叉架形狀 2.2.2 叉架強度 為了簡化計算，可將上、下橫梁可簡化成雙懸臂對稱簡支梁（如圖2-6），梁的上、下邊緣受力F作用，使梁同時受到彎曲和扭矩。力P作用在框架平面內，從而構成三次對稱超靜定框架，上橫梁懸臂根部受到最大彎矩。因此，危險截面為開口框架上橫梁懸臂根部。 該截面作用在框架平面內的彎矩為： Mx= Pl 作用在垂直于框架平面的彎矩為： Mx= Fl=P c +a+b2lf 圖2-6叉架強度計算簡圖 A 圖2-7叉架上橫梁橫截面計算圖 該截面的扭矩為： MT= Fh/2 P=Q/2 式中 Q——起重量； l——懸臂長度； c——載荷中心距； a——貨叉厚度； b——橫梁截面厚度； h——橫梁截面計算高度； f——框架上、下橫梁作用力F間的距離。 叉架上端的定位槽，使得上端的鋼板變薄。承受力強度變弱，截面如圖2-7所示，計算時只計算矩形部分，主要驗證A、B兩點的受力。 A點的應力為 σA=MxWx+WyWy=Plb h26+ Flb2 h6 =1000×10×1000bh26+1000×10×(500+60+b2)b2h6×407≤σ=261.7 MPa 由于方程求解難度比較大，所以根據貨叉安裝尺寸暫取b=32 mm，代入上式得： 260h2-82.35h-1.875×106≥0 根據二次方程求根公式 h=-b±b2-4ac2a≥0 h≥85.08mm 為安全起見?。? h=90mm 截面中B點的扭轉剪應力最大，其值為 τmax=MTαb2h =1000×10×500+60+16×90407×2×1.5×322×90 =4.61MPa<τ=209MPa 式中 α——經查材料力學，α=1.5 B點為雙向應力狀態(tài)，按第四強度理論： σB=MyWy2+3τmax2 =（1000×10×500+60+16322×906×407）2+3×4.612 =8.04MPa<261.7MPa 綜上所述，叉架上橫梁寬32 mm，高90 mm符合強度要求。下橫梁同上橫梁基本相同，下橫梁下端中間開一缺口方便貨叉的拆換。叉架總體寬度定為1100 mm，其他具體數據繪圖時確定。 叉架重力估算： Gcj=7860×1.1×0.47×0.032×10=1300N 2.3 門架系統(tǒng)設計 2.3.1 立柱截面設計 內、外門架都是由左、右兩根立柱組成，并用橫梁連接形成的門形框架，內外門架的橫梁數目不同，分別位于門架的上、中、下位置。門架的立柱主要有兩個作用，第一承載門架，第二，用作內門架和叉架的導軌。門架立柱截面的造型有多種多樣。比如：槽型，工字型等。內外門架的配合形式為嵌套形式，不同形狀的立柱截面組合在一起形成不同形式的組合，這些組合都有各自的優(yōu)缺點，比如雙槽型組合，由于內門門架形式一樣制造就相對簡單，方便。但是有優(yōu)點的同時也有缺點，由于截面形狀的限制導致滾路間距一定，受到的滾輪壓力始終都比較大。其他組合形式的門架系統(tǒng)，會隨著起升高度的增加，滾輪間距逐漸變小，直到起升到最高點門架受滾輪壓力大小才和雙槽型組合受力相同。 表2-1C型截面參數 H/mm h/mm B/mm b/mm d/mm 面積/mm2 單位質量/(kg/m) Wx/mm3 148 110 45 12 19 3030 23.8 114817.2 表2-2L型截面參數 B1/mm h1/mm d1/mm 面積/mm 單位質量/(kg/m) Wx/mm3 33.5 13 17 3599.5 28.3 126798.3 注：H、h、B、b、d數據與C型截面相同。 圖2-8 門架截面幾何尺寸與參數 綜合上述幾種門架截面的設計，在本設計中采用CL型截面，使用可變距式滾輪布置。 本設計選擇采委會設計的新型門架槽鋼，根據本次設計的任務書中所給定的數據，選擇的CL型截面的具體數據如表2-1，表2-2所示（字母含義如圖2-8）。 圖2-9門架理論高度設計示意圖 2.3.2 高度幾何尺寸設計 本次設計的叉車任務書中給定的最大起升高度為3250 mm，最大起升高度為一般高度，普通的二級門架起升系統(tǒng)就可以滿足本次設計的要求。 如圖2-9所示的幾何關系，內外門架的立柱高度為： H2=H1=Hmax-δ+Δ2+L1+d+t 式中 Hmax——最大起升高度（mm）； δ——貨叉厚度（mm）； Δ——滿載時的輪胎變形量（大致與δ相當）（mm）； L1——叉架（內外門架間）的縱向滾輪間距（mm）； d——縱向滾輪直徑（mm）； t——焊接尺寸（mm）。 根據CL形截面的選用，現確定滾輪直徑為110 mm，經過自己親自測量額定起重量3.5t，最高起升高度3000 mm，自重4450 kg的叉車，滑動滾輪之間的最小間距為340 mm，為安全起見，本設計中縱向滾輪間距取420 mm，最小離地間隙130 mm，當叉車滿載時前輪會有一定的變形量，對起升高度有影響，本設計認為昆泰變形量和貨叉厚度相抵消，先不考慮工藝尺寸，把這些數據代入上式可得： H1≈0.5Hmax+L1+d =0.5×3250+420+110 =2155mm 由于任務書上沒有給定自由提升高度的具體參數和要求，那么在本設計中只要能滿足正常叉車通過就可以，自由提升部分采用部分自由提升，自由提升量為d'=300 mm，本設計中采用內外門架高低差法來實現自由提升。根據內外門架高低差法特性，可以計算出外門架在原有基礎上再的增高0.25 d'即可。同樣也需要內門架相對原來高度降低0.25 d'。所以內外門架的高度為： H2=2155-0.25×300=2080mm H1=2155+0.25×300=2230mm 則門架的最低結構高度Ha為： Ha=H1+amin=2230+130=2360mm 內外門架的重量： 內門架的重量： Gnm=7860×2.080×10×2×0.017×0.0335+0.019×0.045×2+0.012×0.110 =1177N 外門架的重量： Gwm=7860×2.230×10×2×0.019×0.045×2+0.012×0.110=1062.2N 2.3.3 寬度幾何尺寸設計 2.3.3.1 整體位置 叉車前輪在門架之外，所以門架的寬度要小于前輪的輪間距。 2.3.3.2 與車輪的側向間隙 門架立柱嵌于兩個前輪之間，立柱不能與車輪發(fā)生干涉，更何況輪胎有一定的變形量，為防止與變形后的輪胎相干涉，所以立柱和車輪之間一定要留有一定的間隙。 上面所說的，門架在叉車的整體位置和門架與車輪的側向間隙的具體數值如圖2-10所示。 為方便計算，暫定前后輪距相等（前輪需要安裝輪邊減速器和內置液壓馬達，因此前輪比后輪的輪距要大一些，為方便計算贊取相等）。按照圖示效果則外門架寬度為： 圖2-10門架安裝示意圖 Bwm=M-100=725-100=625mm 則內門架寬度為： Bnm=Bwm-2×（B+46-33） =625-2×（45+13） =509mm 2.3.3.3 與前橋的位置關系 由于本此設計的是靜液壓叉車，并且本叉車的驅動方式和傳統(tǒng)的驅動方式截然不同，所以前橋不再是驅動橋，而只是一個有承重作用的前橋，因此就不用考慮驅動橋中部主傳動部分(俗稱牙包)與外門架的下橫梁發(fā)生干涉。 2.3.3.4 前后位置布置 首先平衡重式叉車的門架位于車輪支撐點之外，門架和貨物的重量需要靠叉車其他部分的重量來平衡，才不至于向前傾覆。為了減小傾覆力矩，門架應該盡量靠近車體。另外為了裝卸長大的貨物，叉車門架必須位于車輪的前面，否則貨物會與車輪干涉。因此門架的位置其立柱嵌于兩個前輪之間，而貨叉垂直段前表面必須位于車輪之前，就如圖2-10所示。 2.3.3.5 前懸距 根據大量的統(tǒng)計數據，本設計的叉車的前懸距（前輪中心到貨叉垂直段前表面）B為前輪半徑R的1.4倍，即1.4 R。即： B=1.4R=1.4×0.5×750=525mm 2.3.4 門架驗算 2.3.4.1 工況計算 把門架系統(tǒng)單獨隔離出來，當門架向前傾斜最大角度，即前傾6°時，貨叉滿載起升到最大高度時，傾斜液壓缸和外門架鉸接的地方是個最大受力點，將受到最大外力矩。但現實中不允許出現這種違規(guī)操作，所以設計時按照門架處于豎直狀態(tài)，被其中的貨物的重心與載荷中心相重合工況進行計算。 圖2-11貨叉分離體 2.3.4.2 縱向滾輪壓力 內門架處于豎直狀態(tài)，在縱向平面內，則內門架受到的垂直方向的力為：叉架縱向滾輪對內門架作用的一對力偶P1、P2，根據作用力與反作用力，則門架同樣給叉架滾輪一對支撐力P3、P4。當內門架起升到最大高度時，內門架上的縱向滾輪間距與叉架縱向滾輪相同，那么受力情況也與叉架受力相同。滾動摩擦非常小忽略不計，如圖2-11中所示，則： P3=P4=P1=P2=Qc+a-r1+Ghb-r12Ag =2000×10×500+152-58+407×122-582×420 =14173.87N 2.3.4.3 彎矩 由于門架受到滾輪的垂直力，則門架產生彎矩載荷：門架的受力簡圖和截面彎矩圖如圖2-12所示。 外門架和內門架受力情況相似，但是比內門架受力更加復雜。只不過外門架受到的是內門架滾輪給外門架的垂直壓力力偶P3、P4，但是不同的地方時，外門架還受到起升液壓缸對門架施加向下的壓力。同時還受到傾斜液壓缸的拉力和支撐鉸軸的反作用力。雖然受力比較復雜，但是危險截面是相同的，不用考慮橫向平面內的受力情況，因此外門架的計算方法和內門架計 圖2-12內門架受力分析 算方法相同。根據內外門架的受力情況，門架截面采用CL型是比較合理的。 2.3.4.4 門架強度 a) 整體彎曲應力 每根立柱截面的最大彎矩如圖2-12所示，其值為 Mx=P1Ag=P2Ag =14173.87×420 =5953025.4N·mm 立柱截面處的正應力為 σx=MxWx=2953025.4126798.3=46.95MPa 式中 Wx——抗彎模量，取Wx=126798.3/mm3。 b) 局部彎曲應力 內門架立柱翼緣直接接觸滾輪，所以在翼緣部分會產生局部彎曲，和表面接觸應力且應力的數值也是比較大的。計算簡圖如圖2-13所示。 翼緣與腹板連接處的應力為： σx=±0.7×Pt24cb3=±0.7×14173.87172×418.5303=30.88MPa σz=±1.7×Pt24cb3=±1.7×14173.87172×418.5303=75MPa 圖2-13翼緣局部應力計算簡圖 c) 合成應力 根據以上的受力情況分析，可以看出最危險截面是叉架下滾輪處和內門架接觸的截面，翼緣根部受到最大應力，或略其他較小應力，根據第四強度理論，則有： σA=σw+σz2+σx2-σxσw+σz =46.95+752+30.882-30.88×46.95+75 =109.8MPa<230MPa 許用應力[σ]= σs/n，為了安全，安全系數n=3。門架立柱采用16Mn，取[σ]=230 MPa。 d) 滾輪接觸應力 σj=0.418PEbr =0.418×14173.87×2.1×10529×110 =407.77MPa<815MPa 式中 P——滾輪壓力（N）; E——彈性模量，E=2.1×105MPa； b——滾輪寬度（mm）； r——滾輪半徑（mm）； σj——許用許用應力（MPa）。 本設計中，許用應力取材料的布氏硬度值的5倍。取16Mn的布氏硬度為163，則σj=163×5=815MPa 所以校核通過。 2.3.4.5 門架剛度 計算門架剛度和貨叉剛度校核差不多，這里計算時按門架的工況為，門架處于豎直狀態(tài)時，滿載情況下，起升到最大高度且貨物重心位于荷載重心處。則： 內門架頂端的水平前移量為： f=f1+θ1l2-Ag+ΔAgl2-Ag+f2 f1=P3×H13-(H1-Ag)33EI =14173.87×22303-2230-42033×210000×122×110 =7.3mm 同理 f2=6.9mm 內門架的頂端對垂直線的轉角為 θ=θ1+ΔAg+θ2 θ2=MxEJH2 =5953025.42100000×14909800×2080 =3.95×10-4 同理外門架頂端轉角為 θ1=3.75×10-6 則： f=23.36mm 由于最大起升高度小于4m的叉車，允許的水平前移量[f]≤H/100=32.5 mm，θ≤2°所以校核通過。 2.4 起升液壓缸布置 起升液壓缸的布置有兩種方案：一是采用單起升液壓缸，位于門架中間，缺點：液壓缸嚴重影響駕駛員的視野。二是采用雙液壓缸，液壓缸位于門架立柱之后，優(yōu)點是門架視野比較好，缺點是布置不當是會增大前懸距。為了使駕駛員有個良好的駕駛環(huán)境，所以本設計中采用第二種方案。 2.5 傾斜液壓缸布置 傾斜液壓缸布置方案有3種：第一，采用單根傾斜液壓缸，布置在中間，拉動外門架中橫梁。第二，采用雙傾斜液壓缸，拉動中橫梁。第三，采用雙傾斜液壓缸，布置在高位，比如外門架上橫梁與護頂之間，優(yōu)點是受力小，缺點是行程大且不好布置。根據國內叉車發(fā)展的現狀，我采用第二種方案，將傾斜液壓缸布置在外門架中橫梁與車架前輪“擋泥板”之間。由于任務書中對門架的傾斜角度沒有給定明確的參數，本設計定傾斜液壓缸的動作要保證門架完成前傾6°，后傾12°。不過因注意的是，在門架前傾和后傾最大程度上不能與叉車的“前臉”發(fā)生干涉。 2.6 縱向滾輪的選擇 選擇型號為760211KIT的縱向滾輪，基本尺寸為：內徑為55 mm，外徑110 mm，厚度為29 mm。材料為軸承鋼。 2.6.1 外門架上部縱向滾輪選用 門架配合形式為CL型，因此在外門架的上端縱向滾輪除有個主縱向滾輪外還需要一個副縱向滾輪，主縱向滾輪采用和內門架和叉架上的縱向滾輪一樣，副縱向滾輪選擇圓柱滾子軸承N205E為副縱向滾輪。 2.7 側向滾輪的選擇 所選的滾輪的基本數據為：側滾輪的，軸套內徑是20 mm 外徑是42 mm，軸承厚度30 mm 總長是80 mm，軸的小孔徑是10 mm 兩個小孔中心距是60 mm。材料為軸承鋼。 2.8 鏈條的選擇 選擇的鏈條的具體參數如表2-3所示。 2.8.1 鏈條強度校核 每根鏈條拉力： FT=Q+Ghηq×2 =20000+1300+1248×20.8×2 =28185N<75620N 校核通過。 表2-3鏈條參數 鏈條型號 節(jié)距/mm 片數組合 極限載荷/N 安全系數 LH1234 19.050 3x4 75620 >6.1 鏈板厚度 內鏈板孔徑 銷軸直徑 鏈條通道高度 鏈板高度 3.3 7.96 7.94 18.34 18.11 鉚接銷軸高度 外鏈接內寬 27.5 16.5 2.9 鏈輪選擇 根據所選鏈條的寬度和承重載荷，選得鏈輪型號為：780308K3，規(guī)格：外徑138 mm，內徑40 mm，槽寬37 mm，槽深100 mm。額定載重3.5t。材質為碳鋼。所選的鏈輪的尺寸數據如表2-4所示。 表2-4鏈輪參數 尺寸名稱 計算公式 備注 D1 D2 B D1min=5×P D2min=D1+h1 Bmin=1.05b P——連接節(jié)距 h1——鏈條通道高度 b——鏈條銷軸 3 液壓缸 3.1 起升液壓缸設計 本設計中采用雙起升液壓缸，通過受力分析得每個液壓缸的受力為： Fc=Q+Ghηq+Gnm2 =20000+1300+1248×20.8+11772 =30333.5N 液壓缸的柱塞桿面積為： A=FcP×10-6m2 =30333.520×10-6m2 =1.52×10-3m2 又因為： A=πd24 所以柱塞桿直徑為： d=4Aπ=44mm 出于安全考慮，暫定柱塞桿直徑為52 mm，暫定缸筒內徑尺寸為63 mm，確定液壓缸的壁厚為7 mm。任務書中給定最大起升速度31.2 m/ min，則起升液壓缸內流量為： Qqs=Avmax =3.14×0.0262×31.2 =0.06623m3/min 液壓缸內工作壓力為： Pn=4Fcπd2=4×30333.53.14×522=14.29MPa 缸筒壁厚所能承受最大工作壓力的驗算 Pmax=0.35×σs×D12-D2D2=129.6?Pn 結論：滿足工作要求。 由于缸徑小于80 mm時，導向套的長度為（0.6~1.0）D，所以導向套的長度取最大，可確定為63 mm。缸筒的材料選用45鋼。 3.1.1 密封圈的選用 確定密封圈的公稱內徑為58 mm，密封圈厚度為2.65±0.09 mm。 3.1.2 缸底厚度的確定 缸底采用平行缸底，無孔，設計則缸底厚度為： h=0.433d×Pσ=0.433×63×15.46230=7.072mm 為了安全起見取缸底厚度為10 mm。選取起升液壓剛的安裝方式為底座安裝，考慮到安裝螺栓的固定空間，所以底座做成110mm ×110 mm的正方形底面，并采用焊接的形式與缸筒相連接。 3.1.3 缸筒頭部 缸筒頭部采用法蘭連接方式和缸筒連接，連接形式用螺釘連接。法蘭材料選用16Mn則其法蘭厚度為： h=3FD0-dcpπdcpσ=3×48168.279-60.53.14×60.5×230=7.82mm 為安全起見法蘭厚度取h=8mm。 式中 h——法蘭厚度，mm； F——法蘭受力總和，N；F=48168.2N； dcp——密封環(huán)平均直徑，mm，dcp=60.5mm； P——工作壓力，Pa； d——密封環(huán)內徑，mm；d=58 mm； q——附加密封壓力，Pa； D0——螺釘孔分布圓直徑，mm； σ——許用應力，Pa。 3.1.3.1 螺栓連接計算 法蘭采用6×M12螺釘的方式連接，材料為16Mn，則缸筒與缸蓋采用螺栓連接時，螺紋處拉應力為： σ=4×K×Fπd12Z=4×1.5×48168.23.14×102×6=153.4MPa 螺紋處的切應力為： τ=K1×K×F×d020.2d12Z=0.12×1.5×48168.2×1220.2×102×6=10404.3N 合應力為： σn=σ2+3τ2=153.42+3×0.01042=153.4MPa <230MPa 校核通過。 3.1.4 柱塞桿長度設計 柱塞桿定位采用在柱塞桿的末端加工成螺紋，在末端裝配上比柱塞桿大的螺母進行定位，為安全起見，螺母規(guī)格為最大外徑58 mm，螺母厚度40 mm。定柱塞桿和內門架的連接長度為70 mm。 起升液壓缸行程為： Sc=Hmax-δ+Δ2=Hmax2=0.5×3250=1625mm 液壓缸的安裝高度為： Hc=Sc+C1=1625+63+10+8+40=1746mm 式中 C1——液壓缸的導向、缸蓋、缸底等固定尺寸 柱塞桿的長度為： 1625+63+8+40+70+40=1846 mm 3.1.5 密封圈選用及溝槽設計 3.1.5.1 密封件O型圈設計： 本設計中采用最常用的矩形溝槽，這里用于主密封件選用的O型密封圈的尺寸為;公稱直徑52 mm，密封圈厚度為2.65±0.09 mm。 3.1.5.2 溝槽設計 槽寬一般為O型圈截面直徑的1.5倍，所以槽寬為3.98 mm，根據經驗確定O型圈的變形率為0.2則槽深為，2.12 mm 3.1.6 防塵圈選用及溝槽設計 所選擇的密封圈和對應的溝槽尺寸如表3-1所示。 3.1.7 油口設計 油口具體數據如表3-2所示。 表3-1氈密封圈及溝槽尺寸 氈封圈 槽 D d1 b1 D0 d0 b Bmin 69 49 8 58 51 7 12 表3-2油口安裝尺寸 EC EEmin 方形法蘭名義規(guī)格DN EE 0 -0.15 EA ±0.25 ED M27x2 16 16 15 29.7 M8x1.25 3.2 傾斜液壓缸 3.2.1 傾斜液壓缸受力分析 傾斜液壓缸的受力存在兩個極限位置，即當門架達到最大后傾角度12°時傾斜液壓缸受到最大的壓應力也是推動門架需要的最大推力。當門架達到最大前傾角6°時，傾斜液壓缸達到最大拉力。 根據實際安裝情況，使達到最大后傾角度時傾斜液壓缸和門架垂直，則門架前傾至最大角度時傾斜液壓缸和門架成75°，經受力分析得傾斜液壓缸受到的壓力和拉力為： Fy=Gnm+Gwm+Ghc+Gcj+Gsin12° =1248+1300+1177+1062.2+20000×sin12° =5153.5N Fl=Gnm+Gwm+Ghc+Gcj+Gsin9° =1248+1300+1177+1062.2+20000×sin9° =3877.57N 3.2.2 傾斜液壓缸的選用 由于傾斜所用行程較小，現液壓缸已經標準化，因此可直接選定型號，選用HSG型液壓缸，缸徑63 mm，行程300 mm。就可滿足設計需求。 4 轉向系統(tǒng) 4.1 轉向方式的選擇 由于叉車轉向工作頻繁，轉彎半徑小，極限轉角大，由于工作場地小，轉彎半徑必須小，為了滿足極限轉角大的要求，本設計中采用曲柄滑塊式轉向機構。由于叉車工作時車身較重，為了方便轉向，本設計用全液壓式控制轉向，平衡重式叉車多采用雙軸線式轉向，本設計也采用同樣的方式 4.2 軸距的確定 暫定本設計的軸距為L=1450mm。 4.3 后輪主銷間距的計算 叉車最大內輪轉角βnmax=80°。本設計確定M/L=0.5，當βn=80°時βw=55.9°。 則最小轉彎半徑為： Rmin=Lsinβwmax+C 根據任務書所給數據最小轉彎半徑Rmin=2270mm，代入上述公式得： 2270=1450sin55.9°+C C=518.9mm 即，當C小于等于518.9mm時可滿足設計要求，根據所選軸距，為了車身相協(xié)調，C取300 mm。 則實際最小轉彎半徑為： Rsmin=1450sin55.9°+300=2051mm 本設計確定M/ L=0.5，且軸距為 L=1450 mm所以M=1450÷2=725 mm 4.4 轉向液壓缸 4.4.1 轉向液壓缸的選擇 所選橫置液壓缸具體參數為，活塞桿直徑50 mm，內缸徑80 mm外徑90 mm。連接曲柄滑塊的孔的中心距為500 mm。 4.4.2 橫置液壓缸式校核 由上文可知叉車在空載時后輪承受的載荷最大： Gh'=0.5×G2'×1000×10=9350N 暫定車輪公轉半徑e =90 mm，因為選定后輪輪胎斷面寬度為160 mm，因為轉向綜合摩擦系數μ=0.25；單個車輪測轉向阻力矩為： Ms=Z1μe2+p212=9350×0.25×902+1603212=244.5N·m 橫置液壓缸式表面推力為： Ft=9350×0.25=2337.5N 橫置液壓缸式的活塞桿直徑和起升液壓缸的直徑相同，而受力遠遠小于起升液壓缸的受力，所以校核通過。 4.5 轉向機構設計 暫取轉向節(jié)臂初始角α0=90°，取r1=R1/D, e=E/D根據經驗公式： e=C1+C2α0+C3ML+C4α02+C5α0ML+C6ML2 r1=G1+G2α0+G3ML+G4α02+G5α0ML+G6ML2 式中的系數見表4-1。 表4-1經驗公式中的系數 下表序號 1 2 3 4 5 6 C -8.807857 +0.1467839 +8.3315333 -0.000562699 -0.069538 -1.20057 G -7.020729 +0.12650658 +8.11866 -0.000550556 -0.058138 -1.1222867 經計算得： e=0.59 r1=1.06 根據所選的橫置液壓缸可計算出： D=725-500÷2=112.5mm E=e×D=112.5×0.59=66.375mm R1=r1×D=1.06×112.5=119.25mm 最后經過數據圓整，D=112.5 mm，E=66 mm，R1=120 mm。 5 叉車總體設計 5.1 重心與軸載的確定及計算 5.1.1 叉車自重 叉車的重量大小和重心位置是進行叉車設計的基本參數，非常重要，這些數據決定了選擇發(fā)動機、計算穩(wěn)定性和牽引性能。根據設計經驗叉車自重暫定為3.4t。 5.1.2 靜軸載 滿載：為保證叉車的縱向穩(wěn)定性，本設計中前橋橋載G1為滿載叉車總重量的90%?？紤]到轉向的時候需要的最小附著力，后橋橋載G2為滿載叉車總重量的10%。即： G1=3.4+2×0.9=4.86t G2=3.4+2×0.1=0.54t 空載：為了保證叉車的橫向穩(wěn)定性，本設計暫定前橋橋載G'1=45%G，后橋橋載G'2=55%G,。即： G'1=3.4×0.45=1.53t G'2=3.4×0.55=1.87t 5.1.3 叉車重心 5.1.3.1 空載時 橫向：重心位于中間且兩邊對稱。 縱向：重心位于距前輪中心55%軸距L處。L0=1450×0.55=797.5mm。 高度：h0=560mm 5.1.3.2 滿載且舉升高度達到最大，門架為豎直狀態(tài)時： 縱向：重心距前輪中心的距離為： L0=ΣGiLiG=308mm 高度：重心距地面距離為： h0=ΣGihiG=1741.5mm 5.2 輪胎選擇 根據軸載的計算分別算出每個輪胎的負載為： 滿載時： Gq=0.5×G1×1000=2430kg Gh=0.5×G2×1000=270kg 空載時： Gq'=0.5×G1'×1000=765kg Gh'=0.5×G2'×1000=935kg 所選擇的前后輪輪胎的數據如表5-1所示。 表5-1輪胎規(guī)格 輪胎位置 輪胎規(guī)格 標準輪輞 允許輪輞 充氣壓力/MPa 斷面寬度/mm 外直徑/mm 驅動輪負荷/kg 轉向輪負荷/kg 前輪 7.00-15-12 5.5 5.50T 0.86 200 750 2870 2420 后輪 6.00-9-10 4.00E 4.50E 0.86 160 540 1505 1275 5.3 穩(wěn)定性計算 5.3.1 滿載叉車縱向靜穩(wěn)定計算 計算時叉車狀態(tài)：門架垂直，滿載，起升到最大高度，叉車靜止。 根據縱向靜穩(wěn)定性實驗的通過要求有： i1=lh?0.04 h<7700mm 滿載縱向靜穩(wěn)定性通過。 5.3.2 空載縱向動穩(wěn)定性計算 計算時叉車狀態(tài)：門架后傾，起升300 mm，滿載，全速前進。 i1=lh?0.18 h<1711mm 叉車在該狀態(tài)下工作時叉車的重心高度近似與空載時相同。滿載縱向穩(wěn)定性計算通過。 5.3.3 橫向靜穩(wěn)定性計算 計算時叉車狀態(tài)，起升到最大高度，門架后傾的堆垛狀態(tài)。前輪中心距為1045 mm，后輪中心距為925 mm。 重心位置和滿載起升最大時高度相同則有： i1=lh=0.5B×1-3081450cosΨh0-3081450k?0.06 cosΨ=L(0.5B)2+L2 綜上： h<6523.5mm 橫向靜穩(wěn)定性計算通過。 5.3.4 橫向動穩(wěn)定性計算 叉車狀態(tài)，空載，全速前進，門架后傾。 穩(wěn)定性要求： 15+1.1v%=39.2% i1=lh=0.5B×1-0.55cosΨh0-0.55k>0.392 cosΨ=L(0.5B)2+L2 綜上： h<712.3mm 橫向動穩(wěn)定性計算通過。 綜上所述，本設計所設計的叉車結構比較合理，縱向靜穩(wěn)定性、縱向動穩(wěn)定性、橫向靜穩(wěn)定性、橫向動穩(wěn)定性，均能通過，不會出現傾翻和側翻情況。 6 液壓系統(tǒng)設計 6.1 靜液壓傳動系統(tǒng) 6.1.1 靜液壓傳動概述 圖6-1 高速液壓馬達靜液壓傳動方案 發(fā)動機的功率通過液壓泵、液壓調速控制系統(tǒng)、液壓馬達，配合機械傳動的驅動橋或輪邊減速裝置實現對車輪的驅動稱為液壓機械傳動，簡稱靜液壓傳動或靜液傳動。與液力傳動不同，靜液壓傳動是利用工作液體的靜液壓力來傳遞動力的，即利用液體的不可壓縮性來實現運動的傳遞。其調速是通過改變泵或同時改變馬達的排量來實現的，故稱為容積調速。 靜液壓叉車與傳統(tǒng)叉車省去離合器，變速桿，變速箱，等諸多部件，所以整體布置比較簡單，方便的優(yōu)點，液壓傳動可以實現完全無級變速，可以提高發(fā)動機功率的利用效率。駕駛操作也相應的編簡單了。當然也存在著高速性能差，傳遞效率較低（總效率50%左右），成本較高，液壓元件的質量不過關時容易發(fā)生泄漏等缺點。 目前靜液壓傳動廣泛應用于液壓挖掘機，以及一些裝載機，軍用和進口叉車上。林德內燃叉車一直采用靜液壓傳動，只需一個前進一個后退兩個踏板操作，松開踏板即自動減速并停止，操作十分方便，是靜液壓傳動叉車中的典型案例。 6.1.2 靜液壓傳動系統(tǒng)方案的選擇 圖6-2 低速液壓馬達靜液壓傳動方案 1-內燃機 2-變量泵 3-管路 4-液壓馬達 5-驅動車輪 靜液壓傳動系統(tǒng)一般有2種方案的選擇即：高速液壓馬達方案和低速液壓馬達方案，高速液壓馬達方案如圖6-1所示，取消離合器與變速器，保留原機械傳動的驅動橋，靜液壓傳動部