3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)【說明書+CAD】,說明書+CAD,3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)【說明書+CAD】,叉車,轉(zhuǎn)向,系統(tǒng),設(shè)計(jì),說明書,仿單,cad 湖 南 農(nóng) 業(yè) 大 學(xué) 全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì) The DESIGN of THE STEERING SYSTEM of A CIRCLE TYPE 3TON FORKLIFT 學(xué)生姓名： 曾 俊 學(xué) 號(hào)：200940614422 年級(jí)專業(yè)及班級(jí)：2009級(jí)機(jī)制（4）班 指導(dǎo)老師及職稱：楊文敏 教授 學(xué) 院：工學(xué)院 湖南·長(zhǎng)沙 提交日期：2013 年 5 月 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)全日制普通本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 誠(chéng) 信 聲 明 本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設(shè)計(jì)是本人在指導(dǎo)老師的指導(dǎo)下，進(jìn)行研究工作所取得的成果，成果不存在知識(shí)產(chǎn)權(quán)爭(zhēng)議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個(gè)人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對(duì)本文的研究做出重要貢獻(xiàn)的個(gè)人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識(shí)到本聲明的法律結(jié)果由本人承擔(dān)。 畢業(yè)設(shè)計(jì)作者簽名： 年 月 日  目 錄 摘要………………………………………………………………………1 關(guān)鍵詞………………………………………………………………………1 1前言……………………………………………………………………………2 2 叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)…………………………………………………………………2 2.1設(shè)計(jì)要求…………………………………………………………2 2. 2基本參數(shù)………………………………………………………………………2 3 方案的擬定 ……………………………………………………………………2 3．1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型……………………………………………………………………2 3.2具體方案的初選 ………………………………………………………3 3.3最大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角……………………………………………………………………4 3.4 轉(zhuǎn)向操作系統(tǒng)……………………………………………………………………5 4 叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)……………………………………………………………5 4.1轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) ……………………………………………………………5 4.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì)…………………………………………………………………8 4.3轉(zhuǎn)向橋的設(shè)計(jì)計(jì)算及強(qiáng)度校核……………………………………………19 4.4軸承的選擇和計(jì)算…………………………………………………………26 5結(jié)束語………………………………………………………30 參考文獻(xiàn)……………………………………………………………………………30 致謝……………………………………………………………………………31 3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì) 學(xué) 生：曾 俊 指導(dǎo)老師：楊文敏 湖南農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院，長(zhǎng)沙 410128 摘 要： 現(xiàn)代叉車技術(shù)發(fā)展的主要趨勢(shì)是充分考慮舒適性，安全可靠性和可維護(hù)性，產(chǎn)品專業(yè)化，系列多樣化，大量應(yīng)用新技術(shù)，完善操控系統(tǒng)，重視節(jié)能和環(huán)保，全面提升產(chǎn)品性能和品質(zhì)。 本畢業(yè)設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，包括轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算以及轉(zhuǎn)向橋設(shè)計(jì)等，通過此次畢業(yè)設(shè)計(jì)，要求我們畢業(yè)生對(duì)叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，技術(shù)要求等有了一定的了解和掌握。 關(guān)鍵字：叉車；轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；設(shè)計(jì)；技術(shù)要求。 The Design of The Steering System of A Circle Type 3 Ton Forklift Student：Zeng jun Tutor: Yang Wenmin College of engineering, Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China Abstract: The major trend of modern technology development of 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 environmentprotection in order to promote the truck’s capacity and quality. The topic of this graduation design is the steering system of a circle type 3 ton forklift. Through this graduation design, the graduations should acquaint the steering system design of forklift, the process of manufacturing craft process, technical requirements etc, in some extent. Keywords: forklift, steering system, design, technical requirements 1 前言 工業(yè)搬運(yùn)車輛，是指對(duì)成件托盤貨物進(jìn)行裝卸、堆垛和短距離運(yùn)輸作業(yè)的各種輪式搬運(yùn)車輛。國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)化組織ISO/TC110稱為工業(yè)車輛[1]。 適用范圍： 工業(yè)搬運(yùn)車輛廣泛應(yīng)用于港口、車站、機(jī)場(chǎng)、貨場(chǎng)、工廠車間、倉庫、流通中心和配送中心等，并可進(jìn)入船艙、車廂和集裝箱內(nèi)進(jìn)行托盤貨物的裝卸、搬運(yùn)作業(yè)。是托盤運(yùn)輸、集裝箱運(yùn)輸必不可少的設(shè)備[2]。 叉車在企業(yè)的物流系統(tǒng)中扮演著非常重要的角色，是物料搬運(yùn)設(shè)備中的主力軍。廣泛應(yīng)用于車站、港口、機(jī)場(chǎng)、工廠、倉庫等國(guó)民經(jīng)濟(jì)各部門，是機(jī)械化裝卸、堆垛和短距離運(yùn)輸高效設(shè)備。自行式叉車出現(xiàn)于1917年。第二次世界大戰(zhàn)期間，叉車得到發(fā)展。中國(guó)從20世紀(jì)50年代初開始制造叉車。特別是隨著中國(guó)經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展，大部分企業(yè)的物料搬運(yùn)已經(jīng)脫離了原始人工搬運(yùn)，取而代之是以叉車為主的機(jī)械化搬運(yùn)。因此，在過去的幾年中，中國(guó)叉車市場(chǎng)的需求量每年都以兩位數(shù)的速度增長(zhǎng)[3]。 液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向系統(tǒng) .其中屬于轉(zhuǎn)向加力裝置的部件是：轉(zhuǎn)向液壓泵、轉(zhuǎn)向油管、轉(zhuǎn)向油罐 以及位于整體式轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的轉(zhuǎn)向控制閥及轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸等。當(dāng)駕駛員轉(zhuǎn)動(dòng)轉(zhuǎn)向盤時(shí)，通過機(jī)械轉(zhuǎn)向器使轉(zhuǎn)向橫拉桿移動(dòng)，并帶動(dòng)轉(zhuǎn)向節(jié)臂，使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)，從而改變汽車的行駛方向。與此同時(shí)，轉(zhuǎn)向器輸入軸還帶動(dòng)轉(zhuǎn)向器內(nèi)部的轉(zhuǎn)向控制閥轉(zhuǎn)動(dòng)，使轉(zhuǎn)向動(dòng)力缸產(chǎn)生液壓作用力，幫助駕駛員轉(zhuǎn)向操作。由于有轉(zhuǎn)向加力裝置的作用，駕駛員只需比采用機(jī)械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)時(shí)小得多的轉(zhuǎn)向力矩，就能使轉(zhuǎn)向輪偏轉(zhuǎn)。 優(yōu)缺點(diǎn)：能耗較高,尤其時(shí)低速轉(zhuǎn)彎的時(shí)候，覺得方向比較沉，發(fā)動(dòng)機(jī)也比較費(fèi)力氣。又由于液壓泵的壓力很大，也比較容易損害助力系統(tǒng)。 平衡叉車都采用后輪轉(zhuǎn)向，且工作范圍小，轉(zhuǎn)向運(yùn)動(dòng)頻繁。采用機(jī)械轉(zhuǎn)向， 駕駛員工作強(qiáng)度會(huì)很高。如果采用液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向，勞動(dòng)強(qiáng)度會(huì)降低。因此，現(xiàn)在市場(chǎng)上銷售的叉車基本上實(shí)現(xiàn)了動(dòng)力轉(zhuǎn)向。 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是車輛的安全行駛的核心系統(tǒng)之一,其性能關(guān)系到車輛和人身安全。他能改變叉車的行駛方向，在駕駛員的控制下，根據(jù)作業(yè)需要靈活地改變行駛方向，也能保持叉車的直線行駛狀態(tài)，不跑偏，不發(fā)生蛇形和振擺[4]。 總之，一個(gè)叉車離不開轉(zhuǎn)向它的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的支持，只有在各個(gè)叉車系統(tǒng)的共同作用下才能夠正常運(yùn)行，完成叉車作業(yè)。 2 叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 2.1設(shè)計(jì)要求 本畢業(yè)設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)3噸叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，包括轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算以及轉(zhuǎn)向橋設(shè)計(jì)等。 2.2基本參數(shù) (1)額定起重量Q=3t (2)載荷中心距 C=500mm (3)最大起升高度=3000mm (4)自由提升高度H=155mm (5)滿載行駛速度=13.5km/h 3 方案的擬定 3.1 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)類型 根據(jù)其動(dòng)力來源分為液壓助動(dòng)式動(dòng)力轉(zhuǎn)向，全液壓式動(dòng)力轉(zhuǎn)向和機(jī)械式人為轉(zhuǎn)向。 3.1.1 液壓助力式 其優(yōu)點(diǎn)是即不斷開原機(jī)械式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，又有液壓動(dòng)力轉(zhuǎn)向輕便靈活的優(yōu)勢(shì)，在液壓系統(tǒng)狀態(tài)下仍能可靠的轉(zhuǎn)向。但由于現(xiàn)在曲柄滑塊橫置液壓缸式轉(zhuǎn)向橋的普及，已經(jīng)很少采用。 3.1.2 全液壓式 其優(yōu)點(diǎn)是轉(zhuǎn)向輕便，靈活，油管布置方便，再加上曲柄滑塊置液壓缸式轉(zhuǎn)向橋的普及，現(xiàn)在即使在中，小噸位總也得到廣泛應(yīng)用。 3.1.3 機(jī)械式 可用于小噸位叉車上，轉(zhuǎn)向系由轉(zhuǎn)向操作機(jī)構(gòu)、機(jī)械轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)三部分組成。 3.2 具體方案的初選 3.2.1 選型 (1)機(jī)構(gòu)類型 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)決定了叉車的機(jī)動(dòng)性能，過去叉車多采用交叉式雙梯形轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，現(xiàn)在大部分叉車采用曲柄滑塊式橫置油缸式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。 (2)操縱方式 大噸位叉車采用助力或全液壓式轉(zhuǎn)向操作方式，中小噸位的叉車可采用機(jī)械式轉(zhuǎn)向操縱方式，但由于叉車的轉(zhuǎn)彎半徑小，轉(zhuǎn)向操作的幅度和強(qiáng)度大，作業(yè)過程中操作頻繁，為了方便操作，提高轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的靈敏性，降低司機(jī)的勞動(dòng)強(qiáng)度，隨著曲柄滑塊式橫置油缸轉(zhuǎn)向橋的普及，現(xiàn)在越來越多的中小噸位叉車業(yè)采用全液壓式轉(zhuǎn)向操作系統(tǒng)了。 3.2.2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的整體選擇 據(jù)現(xiàn)在的形勢(shì)，采用全液壓式轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)為曲柄滑塊式。這是一種新型轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，自上世紀(jì)以來八十年代初在國(guó)內(nèi)備采用，又稱橫置油缸式轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)，由于其轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)性能優(yōu)良，轉(zhuǎn)向橋結(jié)構(gòu)緊湊，等特點(diǎn)，近年來叉車行業(yè)得到廣泛的應(yīng)用，這種轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)很適用于叉車。 其特點(diǎn)又如下： （1）油缸橫置,機(jī)構(gòu)緊湊，各件較少，轉(zhuǎn)向橋獨(dú)立，油缸只通過軟管于液壓系統(tǒng)連接，布置方便，不會(huì)發(fā)生縱置油缸那種由于轉(zhuǎn)向橋擺動(dòng)和差動(dòng)活塞桿細(xì)而使活塞桿頭部容易斷裂，主銷沒有傾角。 （2）機(jī)構(gòu)參數(shù)少，只有4各獨(dú)立參數(shù)； （3）機(jī)構(gòu)特性好，轉(zhuǎn)角誤差小，1-2度左右，有利于間隙轉(zhuǎn)向阻力，減輕輪胎磨損，傳動(dòng)角大，可以達(dá)到30度，機(jī)構(gòu)力學(xué)性能好，容易達(dá)到較大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角可以達(dá)到80度以上，有利于減小車窗最小轉(zhuǎn)彎半徑，若維持原來轉(zhuǎn)彎半徑不變，則有可能增大軸距，方便調(diào)整布置，提高行駛性能。 （4）左右轉(zhuǎn)向一致，油缸兩邊出活塞桿，沒有差動(dòng)現(xiàn)象，左右轉(zhuǎn)向靈敏，完全相同。 （5）油缸結(jié)構(gòu)特殊，雙作用雙活塞桿，由于受橫向力作用，活塞桿應(yīng)比較粗，油缸安裝應(yīng)比較牢固，可以通過調(diào)整油缸偏距來調(diào)整機(jī)構(gòu)性能[5]。 布置形式如下圖： 圖 1 布置形式圖 Fig 1 Layout 3.3 最大內(nèi)轉(zhuǎn)角 3.3.1最小轉(zhuǎn)彎半徑 衡量和評(píng)價(jià)叉車的機(jī)動(dòng)性能(通過性能)的指標(biāo)有最小轉(zhuǎn)彎半徑，最小直角通道寬度，最小堆垛通道寬度，其中最直觀的就是最小轉(zhuǎn)彎半徑； L是叉車軸距， M是主銷間距； 圖 2 最大內(nèi)轉(zhuǎn)角 Fig 2 The maximum angle C是車體最外側(cè)到同側(cè)轉(zhuǎn)向主銷之間的距離； 外側(cè)轉(zhuǎn)向車輪最大偏轉(zhuǎn)角度； 內(nèi)側(cè)轉(zhuǎn)向車輪最大偏轉(zhuǎn)角度； 可見減小軸距，增大外側(cè)轉(zhuǎn)向車輪的偏轉(zhuǎn)角度，合理的設(shè)計(jì)車體的形狀，能夠減小叉車的轉(zhuǎn)彎半徑，提高機(jī)動(dòng)性能。 3.3.2最大外輪轉(zhuǎn)角 根據(jù)最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑的要求，可以反推出對(duì)于最大外輪轉(zhuǎn)角的要求： （式3-1） 通常在50度到60度之間。 已知：L=1190mm；M=825mm；=1800mm；C=200mm 根據(jù)（式3-1）： =0.818 = 在50度到60度之間，符合要求。 3.3.3最大內(nèi)輪轉(zhuǎn)角 根據(jù)轉(zhuǎn)向行駛過程中把保持車輪純滾動(dòng)的條件， （式3-2） 根據(jù)(式3-2)可求出：， 一般為70度到80度，以此作為選擇或設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的依據(jù)。 =tan/（1-825/1190tan） = 在范圍內(nèi)。 3.4 轉(zhuǎn)向操作系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向輕便性：要求手力小于100N。 轉(zhuǎn)向靈敏性：要求方向盤單側(cè)回轉(zhuǎn)圈數(shù)n=3-5圈。 4 叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 3.4 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 3.4.2 理論分析 （1）雙軸線轉(zhuǎn)向角的理論關(guān)系式： （2）軸線轉(zhuǎn)向理論特性曲線 4.1.2 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 圖 3 曲柄滑塊式機(jī)構(gòu)參數(shù) Fig 3 Parameters of crank slider mechanism （1）設(shè)計(jì)參數(shù)： R1——轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)； a0——轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始角； D——基距； E——油缸偏距。 參數(shù)的一般范圍： 轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)R1略小于雙梯形機(jī)構(gòu)，可取0.11-0.145m，R1大則機(jī)構(gòu)行程大，相應(yīng)的油缸行程也大，可能布置不下，無法實(shí)現(xiàn)，R1小則機(jī)構(gòu)受力大，相應(yīng)的油缸受力大，而行程太富裕。 轉(zhuǎn)向節(jié)臂初始角a0，可能在90度左右，a0越大，則機(jī)構(gòu)特性越好，有時(shí)會(huì)取到92度，基距變大，要根據(jù)和輪輞是否干涉來決定，該參數(shù)先確定。 基距D,該參數(shù)對(duì)于機(jī)構(gòu)特性不敏感，約等于轉(zhuǎn)向節(jié)臂長(zhǎng)，他也和油缸的行程有關(guān)。 油缸偏距E，該參數(shù)對(duì)于機(jī)構(gòu)特性十分名，取值大約為轉(zhuǎn)向節(jié)臂的一半左右，應(yīng)進(jìn)行精確調(diào)整，以便獲得最佳機(jī)構(gòu)特性。 （2）優(yōu)化設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)公式 取r1-R1/D，e=E/D，使參數(shù)無量綱化 (a)優(yōu)化設(shè)計(jì)，轉(zhuǎn)角誤差，傳動(dòng)角，力傳動(dòng)比等為目標(biāo)函數(shù)和約束條件，在不同的a0和M/L的情況下尋找最優(yōu)的r1和e。 (b)經(jīng)驗(yàn)公式，整理優(yōu)化結(jié)果，把最優(yōu)的r1和e表達(dá)成a0和M/L的二次函數(shù)，成為優(yōu)化設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)公式： (式4-1) （式4-2） 表 1 優(yōu)化設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)公式的系數(shù) Table 1 Optimization of the empirical formula design 下標(biāo) 1 2 3 4 5 6 C -8.807857 +0.1467839 +8.3315333 -0.000562699 -0.069538 -1.20057 G -7.720729 +0.12650658 +8.1168 -0.000550566 -0.058138 -1.122867 根據(jù)（式4-1）和（式4-2）計(jì)算結(jié)果為： =-8.807857+0.146783a09+8.3315333（M/L）-0.000562699-0.069538（M/L）-1.20057 =0.547318 =-7.720729+0.12650658a0+8.1168（M/L）-0.000550566-0.058138（M/L） -1.122867 =1.001024 由此可得：先取D=100mm，R1=r1×D≈110mm，E=D×e≈60mm 圖 4 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 Fig 4 The steering mechanism sketch (3)實(shí)際尺寸： a.機(jī)構(gòu)的相似性，從機(jī)構(gòu)的特性看實(shí)際尺寸可大可小，應(yīng)為機(jī)構(gòu)是相似的。 b.受力：從受力的角度，機(jī)構(gòu)的尺寸越大越好； c．油缸行程：油缸夾在當(dāng)中，機(jī)構(gòu)尺寸過大會(huì)造成行程不夠；因此在油缸的行程夠用的前提下，機(jī)構(gòu)盡量大一些。 計(jì)算油缸行程： 當(dāng)轉(zhuǎn)向節(jié)臂如下圖轉(zhuǎn)至最右時(shí)，其夾角如圖可計(jì)算得,其轉(zhuǎn)向極限，夾角為 a= 可知連桿中心距為L(zhǎng)===112mm 根據(jù)三角形的直角公式可求出此時(shí)的行程 轉(zhuǎn)向節(jié)臂中心的水平距離L1=R1×cosa=89.98， 其垂直高度為：L2=R1×sina=63.26 即可求求出其油缸行程為： S=L1+D-=101mm 故油缸行程至少為101m，取其行程為100 應(yīng)為其內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角在同一各圓心故其計(jì)算行程一樣， 現(xiàn)在用行程校核內(nèi)外輪轉(zhuǎn)角 當(dāng)油缸行駛到極限時(shí)，其如上圖，計(jì)算其內(nèi)輪轉(zhuǎn)角， 可知其逆運(yùn)算得其轉(zhuǎn)角為== 計(jì)算結(jié)果為，相差不多 故油缸行程足夠。 (4)其它結(jié)構(gòu)要素 a.鉸點(diǎn)：使用關(guān)節(jié)軸承， b.油缸：受橫向力作用，需要加粗活塞桿，加長(zhǎng)導(dǎo)向套，采用青銅或耐磨材料。 c.缸蓋：采用內(nèi)卡鍵式或螺紋式 4．2 轉(zhuǎn)向系統(tǒng)設(shè)計(jì) 4.2.1 轉(zhuǎn)向阻力矩的計(jì)算 （1）轉(zhuǎn)向行駛的阻力距： 只要所有車輪繞同一瞬心轉(zhuǎn)動(dòng)，就可保證所有車輪作純滾動(dòng)。這是以輪胎僅一點(diǎn)接觸地為條件的，因?yàn)檩喬ビ幸欢ǖ膶挾?，它與地面的接觸為一面積。當(dāng)車輪一轉(zhuǎn)彎半徑R繞瞬心滾動(dòng)時(shí)，輪胎各觸地點(diǎn)應(yīng)有不同的線速度，但各觸地點(diǎn)卻有共同的角速度，故輪胎兩側(cè)，在相對(duì)與地面滾動(dòng)的同時(shí)，還有相對(duì)滑動(dòng)。在下圖中，兩側(cè)輪胎相對(duì)于O1的滑動(dòng)速度方向相反，故引起地面對(duì)車輪的不同方向的附加阻力△F，這是一對(duì)力偶，其矩即轉(zhuǎn)向阻力矩。 設(shè)叉車的轉(zhuǎn)彎時(shí)以角速度繞瞬心O轉(zhuǎn)動(dòng)，車輪以速度v前進(jìn)。車輪滾動(dòng)時(shí)，路面受到壓力，輪胎與地面間產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)，因而使相對(duì)速度為零的點(diǎn)偏移了距離e，由原來的O1點(diǎn)移到E點(diǎn)，這時(shí)車輪上E、A兩點(diǎn)的速度可表示為： ——滑轉(zhuǎn)率，即因滑動(dòng)引起速度降低的系數(shù) 由以上兩式可的滑轉(zhuǎn)率與偏移距的關(guān)系如下 （式4-3） 這時(shí)，輪胎各點(diǎn)相對(duì)于地面的滑動(dòng)速度分布為梯形ABCD。若地面的切向力與滑移距離成正比，則地面反力的合力必通過梯形型心。這樣，該車輪的轉(zhuǎn)向阻力距為： （式4-4） （式4-4）中：——車輪驅(qū)動(dòng)力； a——梯形面積中心至輪胎縱向?qū)ΨQ面的距離。 令梯形中線長(zhǎng)度為l，則兩底邊長(zhǎng)分別為（e+0.5b）/e和（e-0.5b）/e，則得，b為輪胎寬度。將式代入上兩式得： 由此可得轉(zhuǎn)向行駛時(shí)的阻力轉(zhuǎn)矩： （式4-5） 驅(qū)動(dòng)輪縱的阻力轉(zhuǎn)矩 在（式4-50中，，B為驅(qū)動(dòng)輪輪距，為驅(qū)動(dòng)橋中心點(diǎn)的轉(zhuǎn)彎半徑。 從動(dòng)輪在轉(zhuǎn)向行駛時(shí)的阻力轉(zhuǎn)矩： （式4-6） （式4-6）中：R——轉(zhuǎn)向橋鉸軸處的轉(zhuǎn)彎半徑 （2）原地轉(zhuǎn)向時(shí)的阻力轉(zhuǎn)矩 叉車作業(yè)時(shí)，常需原地轉(zhuǎn)向。原地轉(zhuǎn)向阻力可達(dá)行駛轉(zhuǎn)向阻力的2-3倍。為了保證叉車在最不利的情況下轉(zhuǎn)向，通常以原地轉(zhuǎn)向阻力轉(zhuǎn)矩作為轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩。 車輪原地偏轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)包括車路繞主銷的滾動(dòng)和車輪繞輪胎與地面接觸中心的轉(zhuǎn)動(dòng)。因此，原地轉(zhuǎn)向阻力轉(zhuǎn)矩包括：車輪繞主銷滾動(dòng)時(shí)的滾動(dòng)阻力轉(zhuǎn)矩；車輪與地面間的滑動(dòng)摩擦阻力轉(zhuǎn)矩；主銷，轉(zhuǎn)向桿系鉸軸中的摩擦阻力轉(zhuǎn)矩。其中以滑動(dòng)摩擦阻力轉(zhuǎn)矩為主。各鉸軸的摩擦阻力轉(zhuǎn)矩用效率考慮‘ （3）車輪的滑動(dòng)摩擦阻力轉(zhuǎn)矩： 車輪繞接觸地面中心的摩擦阻力轉(zhuǎn)矩，與輪胎的構(gòu)造即接觸地面積的形狀、大小有關(guān)。對(duì)于充氣輪胎，在所受車重力作用下，接觸地面積如圖所示。為了簡(jiǎn)化計(jì)算，假設(shè)接觸地面積為以輪胎寬度b為直徑的圓面積，并設(shè)想接觸地面各壓強(qiáng)相等。此時(shí)，單個(gè)輪胎的滑動(dòng)摩擦阻力轉(zhuǎn)矩 圖 5 轉(zhuǎn)向阻力矩簡(jiǎn)圖 Fig 5 Steering schematic resistance moment （式4-7） （式4-7）中P為壓強(qiáng)，而=，故有 （式4-8） ——附著系數(shù)，可取=0.7; ——當(dāng)量半徑，=b/3; ——單輪垂直載荷 已知： =0.55G/2=29209.80.55/2=8030N =b/3=175/3=58.33mm =58.330.78030=327.872N·m （4）車輪的滾動(dòng)阻力轉(zhuǎn)矩： 由圖可知，單個(gè)車輪滾動(dòng)阻力轉(zhuǎn)矩為： 其中為滾動(dòng)阻力系數(shù)，良好的路面=0.01-0.02；e為主銷軸線接觸地點(diǎn)與輪胎縱對(duì)稱面間的距離。 可得：e=C-B/2=200-175/2=112.5mm =80300.02112.5 =27.286N·m （5）車輪的總摩擦阻力轉(zhuǎn)矩： 車輪的總摩擦阻力轉(zhuǎn)矩為： 由式可知，e越大，則在中占的比例愈大。 假定線與車輪滾動(dòng)方向垂直，則車輪原地轉(zhuǎn)向的阻力轉(zhuǎn)矩可表示為： 式中為綜合摩擦系數(shù)，見下圖： 圖 6 e/B函數(shù)圖 Fig 6 e/B graph of function 上圖是e/B的函數(shù)，曲線是試驗(yàn)取得的，是在=0.7的干燥混凝土路面上，e/B<1條件下測(cè)得的。 e/B=112.5/175=0.643 =234.044N·m 以上分析的是單個(gè)車輪的轉(zhuǎn)向阻力轉(zhuǎn)矩。對(duì)于一臺(tái)叉車的轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，計(jì)入轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的各鉸軸的效率后，總的轉(zhuǎn)向阻力轉(zhuǎn)矩為： 式中：m——轉(zhuǎn)向輪個(gè)數(shù)； ——轉(zhuǎn)向系統(tǒng)傳動(dòng)效率； =2×234.044/0.9=520.098N 連桿機(jī)構(gòu)的受力分析如下圖所示： 圖 7 連桿機(jī)構(gòu)受力圖 Fig 7 Linkage mechanism stress 可知在此時(shí)其活塞桿受力最大 已知：M=520.098N 根據(jù)曲柄滑塊的受力分析可知： 圖 8 A點(diǎn)受力分析 Fig 8 Analysis A of stress A點(diǎn)受力分析如下： 活塞桿受力為： ==M/(×sin10 按下式進(jìn)行校核 （式4-9） 式中：D——缸筒外徑 試驗(yàn)壓力，當(dāng)缸的額定壓力時(shí)，取=1.5，取=1.25； []——缸筒材料的許用應(yīng)力，n為安全系數(shù)，一般取為n=5，缸筒采用45鋼，=355MP []=355÷5=71MP 帶入（式4-9）計(jì)算結(jié)果為： =1.5×2.138×80÷2÷71=1.81mm =7.5mm>1.81mm 故合格。 （2）活塞桿直徑d的校核： 按下式進(jìn)行校核： （式4-10） 上式中：F——活塞桿上的許用應(yīng)力。 []——活塞桿材料的許用應(yīng)力，[]= []=355MP÷1.4=253.57MP ==8.118mm d=50mm>8.118mm. 故所選的活塞桿直徑合理。 （3）穩(wěn)定性校核： 活塞桿受軸向壓縮負(fù)載時(shí)，其值F超過某一臨界值時(shí)，就會(huì)失穩(wěn)，活塞桿穩(wěn)定性能按下式計(jì)算： （式4-11） 上式中：——安全系數(shù)，一般取2-4； 當(dāng)活塞桿的細(xì)長(zhǎng)比=625/25=25<90 故按下式計(jì)算穩(wěn)定性； （式4-12） 上式中：l——安裝長(zhǎng)度，其值與安裝方式有關(guān)， ——活塞桿截面最小回轉(zhuǎn)半徑，= ——由液壓缸決定的末端系數(shù)，查表得，==1； E——活塞桿材料彈性模量；E=2.06×Pa； J——活塞桿截面慣性矩，J=； A——活塞桿的橫截面積 f——由材料強(qiáng)度決定的試驗(yàn)值，查表得f=340MP ——系數(shù)，具體數(shù)值查得=1/7500； 代入（式4-11）計(jì)算結(jié)果得： ==615923.0769N F<<,故其穩(wěn)定性良好 轉(zhuǎn)向油缸轉(zhuǎn)到極限位置所需油量為： V=l l——為油缸行程，l=100mm； 則：V=100mm×3.14×=306.15ml； 因?yàn)榉较虮P旋轉(zhuǎn)圈數(shù)在3-5圈，故選擇液壓轉(zhuǎn)向器型號(hào)為BZZ、2、3-E100，其公稱排量為100m/r，最大入口壓力為16MP;最大連續(xù)背壓為2.5MP。 n=V/100=3.06r故合理。 4.2.3 轉(zhuǎn)向節(jié)及主銷強(qiáng)度計(jì)算 因主銷無內(nèi)傾角，故無須考慮。 轉(zhuǎn)向節(jié)危險(xiǎn)斷面在軸頸根部： 計(jì)算方法與橋體類似，應(yīng)分為兩種工況進(jìn)行。 越過不平路面時(shí)： （式4-13） ——車輪中心至計(jì)算截面距離 計(jì)算結(jié)果為 =16060N÷2×2.5×55mm=1104.125N·m =1104.125N·m÷(3.14×÷32)=52.09MP 因?yàn)檗D(zhuǎn)向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應(yīng)力為355MP，其附和要求。 側(cè)滑時(shí)： ——車輪中心至計(jì)算截面距離 計(jì)算結(jié)果為： =15804.687N×55mm-12643.75N×295mm=-4320.36N·m =256.96N×55mm+205.568N×295mm=112.207N·m =4321.82N·m =4321.82 N·m÷(3.14×÷32)=203.9MP 因?yàn)檗D(zhuǎn)向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應(yīng)力為355MP，其附和要求。 主銷的計(jì)算: 越過不平路面時(shí)： 計(jì)算節(jié)果為： =2.5×16060N÷2×76mm÷165mm=9246.67N 主銷受力分析如圖： 圖10 主銷受力分析 Fig 10 Analysis of the main sales forces 計(jì)算M=9246.67N×82.5mm=762.85N·M 則其應(yīng)力為：=762.85N·m÷[3.14×÷32]=287.9MP 主銷為20Cr強(qiáng)度為540MP，符合要求。 側(cè)滑時(shí)： （式4-14） （式4-15） （式4-16） （式4-17） 計(jì)算結(jié)果: =（12643.75N×246mm-15804.687N×80mm）÷165mm=16896.54N =（12643.75N×364mm-15804.687N×80mm）÷165mm =26015.76N =（205.568N×246mm+256.96N×80mm）÷165mm =719.97N =（205.568N×364mm+256.96N×80mm）÷165mm =1000.2N·m M=20075N×82.5mm=1656.187N·m =1656.187N·m÷[3.14×÷32]=521MP 主銷為20Cr強(qiáng)度為540MP，符合要求。 4.3 轉(zhuǎn)向橋的設(shè)計(jì)計(jì)算及強(qiáng)度校核 4.3.1轉(zhuǎn)向橋的計(jì)算載荷 轉(zhuǎn)向橋內(nèi)取裝制動(dòng)器，因此可忽略車輪受到的切向力，只考慮垂直力和因側(cè)滑引起的橫向力。轉(zhuǎn)向橋可以按下面兩種工況選取計(jì)算載荷。 （1）最大垂直力工況： 空車運(yùn)行通過不平路時(shí)引起的動(dòng)載荷使垂直反力達(dá)到最大值。其值與道路不平度，輪胎彈性及行駛速度等有關(guān)，表達(dá)式為： (式4-18) 式中： ——?jiǎng)虞d系數(shù)，可取=2.5 ——空載時(shí)轉(zhuǎn)向橋的靜負(fù)荷。 =2920×0.55××9.8=16060N 計(jì)算結(jié)果為： =2.5×16060÷2=20075N （2）最大側(cè)向力工況 叉車空載轉(zhuǎn)向行駛，在離心力的作用下，車輪處于臨界側(cè)滑狀態(tài)，這時(shí)側(cè)向力達(dá)最大值為： 式中：——側(cè)滑附著系數(shù)，取=0.8-1.0 ——一個(gè)車輪上的垂直反力. 計(jì)算結(jié)果為： =20075×0.8=16060 N 4.3.2 轉(zhuǎn)向橋的強(qiáng)度計(jì)算： 最大垂直力工況： =2.5×16060÷2=20075N 圖 11 轉(zhuǎn)向橋強(qiáng)度計(jì)算 Dig 11 Calculation of strength of steering bridge 危險(xiǎn)截面Ⅰ-Ⅰ靠近中心鉸軸，其最大彎矩為； 式中：B——輪距； 計(jì)算結(jié)果為： =20075N×1025mm÷2=19573.125N·m (2)最大側(cè)向力工況： 由于離心力作用，左、右車輪的垂直反力不在相等，在圖中所示的側(cè)滑方向，有 （式4-19） 式中：h——空載時(shí)叉車的重心高度，h=590mm 計(jì)算結(jié)果為： 左右車輪的側(cè)向反力： 計(jì)算結(jié)果為： =15804.687N*0.8=12643.75N =256.96*0.8=205.568N 危險(xiǎn)截面在Ⅱ—Ⅱ處靠近主銷，其彎矩為： 計(jì)算結(jié)果為： ==30075.83N·m 以上兩種工況，應(yīng)分別計(jì)算有關(guān)斷面的應(yīng)力，取最大值進(jìn)行強(qiáng)度校核。 最大垂直力工況下各截面應(yīng)力 圖 12 側(cè)面圖 Dig 12 Side veiw 截面Ⅰ-Ⅰ： 其側(cè)面圖如上圖所示 ： 根據(jù)公式計(jì)算其 ÷12=1.435× =4.582× ÷12=1.435× =4.582× 可知 =1.435×+4.582×+1.435×+4.582×+=12.632× 其應(yīng)力為： =14780.39N·m×102.5mm÷12.632×=11.9MP 所選材料為45鋼，其許用應(yīng)力為355MP符合條件。 截面在Ⅱ—Ⅱ 其側(cè)面圖如圖 13所示 =1.094× =1.094× =1.094×+1.094×+0.598× =2.786× 圖 13 側(cè)面圖 Dig 13 Side veiw 其應(yīng)力為： =14780.39N·m×102.5mm÷2.786×=54.38MP 最大側(cè)向力工況如下： 截面Ⅰ-Ⅰ如 圖 14 最大側(cè)向力工況 Dig 14 The maximum lateral force conditions 根據(jù)公式計(jì)算其 ÷12+205×20×=9.85× =6.605× ÷12+205×20×=16.41× =6.605× =9.85×+6.605×+16.41×+6.605×+0.005× =39.475× 其應(yīng)力為： =14780.39N·m×102.5mm÷2.786×=54.38MP 截面在Ⅱ—Ⅱ 其側(cè)面圖如下圖所示 圖 15 側(cè)面圖 Dig 15 Side veiw =2.813× =2.813× =2.8113×+2.813×+0.005× =2.631× 其應(yīng)力為： =30075.835N·m×75mm÷2.631×=79.68MP 所選材料為45鋼，其許用應(yīng)力為355MP符合條件。 4.4 軸承的選擇和計(jì)算： 4.4．1 轉(zhuǎn)向節(jié)和主銷軸承 主銷和轉(zhuǎn)向節(jié)間的軸承，不僅要承受軸向力，還要承受較大的徑向力，一般可選用一個(gè)止推軸承和兩個(gè)徑向滑動(dòng)軸承，或兩個(gè)滾針軸承?；瑒?dòng)軸承徑向尺寸小，能承受較大的徑向力，價(jià)格便宜。但轉(zhuǎn)向阻力大，需要經(jīng)常加注潤(rùn)滑油。 滾針軸承的徑向尺寸較小，價(jià)格較貴，但轉(zhuǎn)向阻力低，潤(rùn)滑時(shí)間間隔和使用壽命長(zhǎng)。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意在滑動(dòng)軸承的襯套和主銷中開油槽和油孔。因轉(zhuǎn)動(dòng)速度低，滑動(dòng)軸承意要按比驗(yàn)算。滾針軸承按所受最大徑向載荷計(jì)算。 圖 16 轉(zhuǎn)向節(jié)和主銷軸承 Dig 16 Steering knuckle and the main pin bearing 滾動(dòng)軸承選用滾針軸承， 僅受徑向力，可知其最不利時(shí)徑向力為：F=20075N 選取為K303527，其基本參數(shù)為，=33.8，=40，e=0.42 P=F=20075N =7191.86h 要求工作半年以上，t=24×365÷2=4380h 符合要求。 止推軸承選用：選取為8306，其基本參數(shù)為，=36.2，=66.8，e=0.42 僅受軸向力，可知其最不利時(shí)徑向力為： F=20075N =23195.2h 要求工作半年以上，t=24×365÷2=4380h 符合要求。 4.4.2 輪轂軸承： 叉車轉(zhuǎn)向輪輪轂安裝在一對(duì)圓錐滾珠軸承上，如圖，圓錐滾子軸承可承受較大的軸向和徑向載荷，間隙可調(diào)，能保證一定的剛度。為了避免轉(zhuǎn)向節(jié)軸頸根部產(chǎn)生應(yīng)力集中，軸頸根部采用較大的圓角半徑并附加一些墊圈，以確保內(nèi)軸承的正確安裝與傳力。 圖 17 輪轂軸承 Dig 17 Hub bearing 輪轂軸承的使用壽命主要取決與作用在輪上的垂直力，和軸承相對(duì)于車輪中心平面的位置。輪轂軸承按額定動(dòng)載荷選擇。 軸承處的載荷仍需按轉(zhuǎn)向橋的兩種計(jì)算工況確定。軸承額定壽命，通常為叉車的一個(gè)大修期，可取為4800h-5000h。 軸承選用：2007108，其基本參數(shù)為： =33.2KN，=30.8KN，e=0.3，Y=2，=1.1 軸承選用：2007112，其基本參數(shù)為： =54KN，=54.5KN，e=0.33，Y=1.8，=1 最大垂直力工況： 可知在兩軸承的支反力分別為如圖 圖 18 軸承支反力 Dig 18 The bearing reaction force 徑向載荷： ==16060N÷2×25÷36=5576.3889N ==16060÷2×11÷36=2453.6N 軸向載荷： 軸向載荷僅有軸承派生出的力：=/(2Y) 求出：=5576.3889N /（2×2）=1394.09N，方向向左。 =2453.6N /（2×1.8）=681.56N，方向向右。 無軸向力，故=-=1394.09N-681.56N=721.54N 故方向向左，左處軸受壓。右處軸放松； 當(dāng)量動(dòng)載荷P可求出得 ==5576.3889N ==2453.6N 驗(yàn)算軸承壽命： 驗(yàn)算軸承1得：=6977.75h 驗(yàn)算軸承2得：=660406.41h 大于4800h-5000h，軸承的壽命足夠。 5. 結(jié)束語 經(jīng)過這個(gè)學(xué)期的設(shè)計(jì)，我對(duì)叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟，內(nèi)容和方法有了更深入的了解，同事鞏固了經(jīng)過這個(gè)學(xué)期的設(shè)計(jì)，我對(duì)叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的設(shè)計(jì)步驟，內(nèi)容和方法有了更深入的了解，同事鞏固了已學(xué)的機(jī)械設(shè)計(jì)的相關(guān)知識(shí)，為以后的工作學(xué)習(xí)打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 這次設(shè)計(jì)叉車轉(zhuǎn)向系統(tǒng)，特點(diǎn)是其完全采用全液壓式轉(zhuǎn)向。在設(shè)計(jì)算是叉車的最小轉(zhuǎn)彎半徑是其主要設(shè)計(jì)目的，根據(jù)其相關(guān)計(jì)算來滿足設(shè)計(jì)要求，在設(shè)計(jì)轉(zhuǎn)向橋是，需要對(duì)所設(shè)計(jì)的橋體做一個(gè)全面的了解。另一個(gè)收獲就是要學(xué)會(huì)根據(jù)結(jié)構(gòu)受力的特點(diǎn)應(yīng)用材料，將材料用到該用的地方。而受力小的地方就盡可能少用材料。 由于時(shí)間較緊，而且我也是第一次完成這樣完整的 ，加上實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)的欠缺，在設(shè)計(jì)中一定有許多考慮不周的地方。需要在今后的學(xué)習(xí)和工作中總結(jié)提高，希望各位老師和同學(xué)批評(píng)指正。 參考文獻(xiàn) [1]秦同瞬．叉車的選用[J]． 港口裝卸，2001,02:13-30 [2]陶元芳，衛(wèi)良保.《叉車構(gòu)造與設(shè)計(jì)》[M].機(jī)械工業(yè)出版社.2010-2-1,16-98 [3]張利平.《液壓氣動(dòng)技術(shù)速查手冊(cè)》[M]. 化學(xué)工業(yè)出版社,08:69-71 [4]張黎驊 鄭平.《新編機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[M].人民郵電出版社,02:18-33 [5]陳慕忱主編.裝卸搬運(yùn)車輛[M].北京：人民交通出版社，1986,3:22-29 [6]許福玲　陳堯明主編.液壓與氣壓傳動(dòng) [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2006,07:59-69 [7]劉鴻文主編.材料力學(xué)第四版[M].北京：高等教育出版社，2004.1,07:69-77 [8]吳克堅(jiān)　于曉紅　錢瑞明主編.機(jī)械設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，2003,04:35-41 [9]羅圣國(guó)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].北京:高等教育出版社，2004,06:65-79 [10]機(jī)械設(shè)計(jì)編委會(huì)主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) [M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2007,05:47-58 [11]雷天覺主編.新編液壓工程手冊(cè)（下）[M]. 北京：北京理工大學(xué)出版社,2005,08:80-83 [12]陸剛主編.電動(dòng)叉車的技術(shù)發(fā)展趨勢(shì)[J].（萬方數(shù)據(jù)庫）200701：2-8 [13]單輝祖.材料力學(xué)（I）第二版[M].北京：高等教育出版社，1999:93-220 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