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浙江工業(yè)大學畢業(yè)設(shè)計（論文）
本科畢業(yè)設(shè)計(論文)
題目： 手動叉車的設(shè)計
學 院： 機 械 學 院
專 業(yè)：機械工程及其自動化
班 級：
學 號：
學生姓名：
指導老師：
提交日期： 2012年05月 27日
浙江工業(yè)大學畢業(yè)設(shè)計（論文）
手動叉車的設(shè)計
學生姓名：黃榮躍 指導教師：王晨
浙江工業(yè)大學機械學院
摘 要
手動叉車是一種用于原料和商品的高效流動和組織的設(shè)備。它們使一個人能夠高質(zhì)量高速度提升運輸自己不能獨自運輸?shù)漠a(chǎn)品。此外，手動叉車可以用最大限度地提高空間和時間使用的方式有序、可控地安置和存儲產(chǎn)品。它手動叉車適用于工廠、車間、倉庫、儲運等部門的搬運裝卸作業(yè)，更適用于有防火、防爆要求的場合。
本文概要地介紹了手動叉車的用途，進行了方案的設(shè)計選擇，著重設(shè)計了手動叉車的結(jié)構(gòu)。
關(guān)鍵詞：手動 叉車
Design of the Manual forklift
Student:Rongyue Huang Advisors:Dr.Chen Wang
College of Engineering
Zhejiang University of Technology
Abstract
Manual forklift is a machine used for raw materials and goods flowing and organizing efficiency. They enable a person to transport products which they cann't transport alone in a high quality and high speed . In addition, manual forklift can be used to maximize space and time using way of orderly, controllable placement and storage products. It is applicable to factories, workshops, warehouses, storage and Transportation Department of transportation loading and unloading operations, more suitable for fire prevention, explosion-proof requirements of the occasion.
This paper briefly introduces the manual forklift uses, the design selection, focused on the design of the manual forklift structure.
Key words: manual; forklift
II
浙江工業(yè)大學畢業(yè)設(shè)計（論文）
目 錄
中文
中文摘要 I
英文摘要 II
1.1課題的背景 1
1.2本課題的國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 1
1.3我國叉車行業(yè)所存在的問題 3
第二章 手動叉車的總體方案設(shè)計 4
2.1方案的制定原則 4
2.2叉車基本參數(shù) 4
2.3方案設(shè)計選擇 4
2.3.1傳動方案設(shè)計 4
2.3.2提升方案選擇 5
2.3.3制動方案設(shè)計 6
第三章 手動叉車各部分結(jié)構(gòu)設(shè)計 7
3.1叉車工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計 7
3.1.1貨叉的設(shè)計 7
3.1.2叉架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 8
3.1.3鋼絲繩及滑輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 9
3.1.4車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計 11
3.2手搖動力箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計 11
3.2.1手搖手柄的結(jié)構(gòu)設(shè)計 11
3.2.2傳動比的選擇與分配 11
3.2.3計算各級轉(zhuǎn)矩 12
3.2.4齒輪的設(shè)計 12
3.2.5軸的設(shè)計 18
3.2.6齒輪結(jié)構(gòu)及尺寸設(shè)計 20
3.2.7螺紋快速離合自鎖裝置的設(shè)計 22
3.2.8潤滑方式的選擇 24
第四章 手動叉車結(jié)構(gòu)校核 25
4.1輸出軸的校核 25
4.2軸承的校核 28
4.3鍵的校核 34
4.4貨叉的強度校核 34
4.5上橫梁強度校核 35
4.6下橫梁強度校核 35
4.7立柱穩(wěn)定性校核 36
第五章 總 結(jié) 38
參考文獻 39
致 謝 40
第一章 緒論
1.1課題的背景
叉車是指對成件托盤貨物進行機械化裝卸、堆垛和短距離運輸作業(yè)的各種輪式搬運車,過去被稱為叉式裝卸車或鏟車。由于操作方便、輕便靈活，叉車廣泛應(yīng)用于鐵路、港口、機場、貨場、集裝箱中轉(zhuǎn)站等倉儲場所，特別是用于在倉庫中的短途負載運輸工作，也用于將貨物裝載到貨車或從貨車卸載貨物,在企業(yè)的物流系統(tǒng)中扮演著非常重要的角色，是物料搬運設(shè)備中的主力軍。
手動叉車是一種用于原料和商品的高效流動和組織的設(shè)備。它們使一個人能夠高質(zhì)量高速度提升運輸自己不能獨自運輸?shù)漠a(chǎn)品。此外，手動叉車可以用最大限度地提高空間和時間使用的方式有序、可控地安置和存儲產(chǎn)品。
目前，國內(nèi)常用的人力叉車以手動液壓叉車為主。由于密封件易老化，加上維護保養(yǎng)不好，常造成液壓漏油，污染了搬運的貨物及環(huán)境，就有人一種手動機構(gòu)叉車,它包括門架、支架、貨鏟、搖桿卷揚鼓輪、起重繩等。這種手動叉車適用于工廠、車間、倉庫、儲運等部門的搬運裝卸作業(yè)，更適用于有防火、防爆要求的場合。
1.2本課題的國內(nèi)外現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
國內(nèi)叉車行業(yè)發(fā)展歷史短，但發(fā)展迅速。我國叉車產(chǎn)業(yè)自20世紀50年代末起步，到70年代才初具規(guī)模，到目前已有30多家內(nèi)燃叉車企業(yè)、約20家電動叉車企業(yè)、30多家倉儲叉車和輕小型搬運車輛企業(yè)和10多家獨、合資企業(yè)。
在國際上，生產(chǎn)企業(yè)多但比較集中，市場多年徘徊不前。國際叉車巨頭間整合趨勢明顯。日本的豐田并購了瑞典BT，德國的永恒力并購了英國BOSS,林德參股日本小松的同時收購法國派特，韓國現(xiàn)代收購本國的漢拿。出現(xiàn)這種趨勢的原因是國際叉車市場持續(xù)低迷，多年來一直在50-55萬臺左右的水平徘徊，行業(yè)競爭日益激烈，利潤不斷下降，一些未達到一定規(guī)模的企業(yè)生存出現(xiàn)危機，從而導致國際叉車市場并購行為頻繁。
2009年全年，我國共銷售叉車138908臺，其中國內(nèi)銷售11l350臺，較2008年的107786臺增長3％，受國際金融危機影響，出口銷售比上年下降17．38％，為27558臺。我國叉車行業(yè)在經(jīng)歷了多年的高速發(fā)展后，產(chǎn)銷增長趨緩，但叉車市場多年的快速發(fā)展所呈現(xiàn)出典型的行業(yè)發(fā)展特征仍比較明顯。與日本歐美等國家和地區(qū)市場相比，目前中國是世界唯一對叉車需求量保持持續(xù)旺盛增長的地區(qū)，因此我國叉車行業(yè)呈現(xiàn)以下發(fā)展趨勢：
（1）產(chǎn)業(yè)集中度高，投資活動活躍。相對于其他大型機械行業(yè)，叉車行業(yè)產(chǎn)業(yè)集中度相對較高，僅安徽叉車與杭州叉車這兩大龍頭企業(yè)就幾乎占據(jù)了市場近60％的份額。與此同時，我國這個現(xiàn)今全球第四大叉車市場，行業(yè)的蓬勃發(fā)展也吸引著更多的投資活動，一方面國內(nèi)廠家紛紛努力擴大產(chǎn)能以適應(yīng)快速增長的市場需求，另一方面國外品牌也陸續(xù)加大在國內(nèi)的投資力度，國外龍頭廠商如豐田、林德都已經(jīng)在國內(nèi)合資建廠。
（2）產(chǎn)品競爭白熱化，內(nèi)燃叉車優(yōu)勢明顯。由于我國對環(huán)保要求較低，同時受到作業(yè)環(huán)境較惡劣以及運行成本等因素，我國的叉車需求傾向于使用內(nèi)燃叉車，它撐起了叉車市場的半壁江山。目前國內(nèi)幾家知名企業(yè)的主流產(chǎn)品幾乎清一色的是內(nèi)燃叉車，外資品牌如林德、現(xiàn)代、斗山等也把內(nèi)燃叉車作為沖擊我國市場的先鋒機種，從而使市場競爭白熱化。
（3）整體技術(shù)能力提高，出口增長較快。近幾年我國叉車行業(yè)出口業(yè)務(wù)快速增長，中國叉車出口流向主要為美國、德國、法國、俄羅斯、意大利等機械制造強國市場?？梢凿N售到這么多機械制造強國，說明國內(nèi)企業(yè)能在競爭中處于領(lǐng)導者地位，一方面體現(xiàn)了企業(yè)整體研發(fā)能力的提高，叉車質(zhì)量水平得到提升，已經(jīng)被世界成熟市場用戶所認可，另一方面說明國產(chǎn)叉車以其良好的性價比優(yōu)勢在國際競爭中已具備很高的市場競爭力。
（4）企業(yè)生產(chǎn)能力不同，發(fā)展前景各異。在叉車市場中低端產(chǎn)品上，仍然是國內(nèi)企業(yè)唱主角，受制于營銷以及售后服務(wù)體系建立需要較長時間，并耗費大量人力和物力，國外品牌仍然局限于少而精的高端產(chǎn)品，而新進入的叉車生產(chǎn)企業(yè)和民營企業(yè)受制于技術(shù)壁壘等因素，在競爭中更多的扮演追隨者角色。
從叉車市場的發(fā)展看，我國叉車不僅在國際市場，而且在國內(nèi)市場，前景仍然樂觀。與此同時，叉車市場競爭日趨加劇，外資企業(yè)已占據(jù)了高端市場，并開始轉(zhuǎn)攻中低端市場，而原有企業(yè)近幾年的投資擴張，帶來了整個行業(yè)的產(chǎn)能急劇擴大，產(chǎn)銷問題也日漸突出。面對發(fā)展的機遇和激烈的競爭，企業(yè)產(chǎn)品戰(zhàn)略和產(chǎn)品的定位就顯得尤為重要了。根據(jù)技術(shù)更新和用戶需求的變化，未來叉車產(chǎn)品的發(fā)展主要有如下三個趨勢：
（1）產(chǎn)品向系列化、專業(yè)化兩極發(fā)展。系列化是叉車發(fā)展的重要趨勢，國外著名大公司已經(jīng)逐步實現(xiàn)產(chǎn)品系列化，形成了從微型到特大型不同規(guī)格的產(chǎn)品。叉車通用性也在提高，這樣可使用戶在不增加投資的前提下充分發(fā)揮設(shè)備本身的效能，能完成更多的工作。
（2）產(chǎn)品加快電子化升級，強調(diào)環(huán)保。近年來叉車的振動噪聲越來越受到關(guān)注，客戶對振動噪聲的要求越看越嚴格。而目前電動叉車具有能量轉(zhuǎn)換效率高、無廢氣排放、噪聲小等突出優(yōu)點，對室內(nèi)作業(yè)、靠近人群作業(yè)以及整個的食品行業(yè)而言，電瓶叉車是最好的選擇。電瓶叉車是食品行業(yè)和冷鏈物流公司的首選。國際上，電瓶叉車的產(chǎn)量已占叉車總量的40％(國內(nèi)則為10％～15％)，且有不斷上升的趨勢。近年來叉車的振動噪聲越來越受到關(guān)注，客戶對振動噪聲的要求越來越嚴格。新電子技術(shù)的應(yīng)用如采用電子轉(zhuǎn)向系統(tǒng)與動力轉(zhuǎn)向比可節(jié)能25％ ，它可根據(jù)叉車使用工作狀況，適時控制電機轉(zhuǎn)速，是叉車節(jié)能降噪的有效措施，高可靠性、性能優(yōu)越的產(chǎn)品，同時裝備先進電子技術(shù)的機電一體化叉車市場前景看好。
（3）產(chǎn)品突出安全性，提高舒適性。保證駕駛員的安全一直是叉車設(shè)計中重點考慮的問題，隨著國際化進程的加快，產(chǎn)品的安全性已經(jīng)成為我國企業(yè)邁向國際市場的一道門檻。經(jīng)驗表明，疲勞駕駛是最容易造成事故的，而舒適寬松的駕駛環(huán)境則能有效提高叉車的作業(yè)效率。同時駕駛員的舒適感對保證叉車高效運行非常重要，新型叉車將更加注重人類功效學，提高操縱舒適性。各叉車公司也不斷優(yōu)化改進叉車人機界面，使操縱簡便省力、迅速準確，充分發(fā)揮人機效能，提高作業(yè)效率。
1.3我國叉車行業(yè)所存在的問題
從產(chǎn)業(yè)周期的角度分析，在全球范圍內(nèi)，叉車產(chǎn)品和叉車產(chǎn)業(yè)都處于成熟期。從國內(nèi)情況看，叉車產(chǎn)品和叉車產(chǎn)業(yè)處于發(fā)展期，產(chǎn)品技術(shù)仍需要繼續(xù)完善。產(chǎn)品使用范圍和使用量尚未得到足夠拓展，市場經(jīng)濟環(huán)境下的產(chǎn)業(yè)自然調(diào)整仍處于初級階段，用戶使用意識和企業(yè)研發(fā)意識、能力相對落后?？傮w來看，整個叉車行業(yè)存在以下突出的問題：
（1）優(yōu)秀零部件市場空缺
有些整機企業(yè)的同質(zhì)發(fā)展、數(shù)量擴張，引導了零部件企業(yè)重復投資，資源浪費，加入到價格戰(zhàn)的混亂局面中。而在同時，對于發(fā)展高檔叉車所需的一些優(yōu)秀零部件，如液壓比例控制閥、符合高排量標準的發(fā)動機、柔性傳動變速箱等產(chǎn)品開發(fā)的企業(yè)很少，整機生產(chǎn)企業(yè)找不到配套企業(yè)。
（2）轉(zhuǎn)嫁市場壓力
有些整機企業(yè)為了生存，未能反省企業(yè)實行的低價競爭行為所導致的后果，采取向零部件企業(yè)轉(zhuǎn)嫁壓力的做法，造成其供貨商無利或微利運營，長此以往，零部件企業(yè)無力更新設(shè)備，無法保證產(chǎn)品質(zhì)量。（3）重整機發(fā)展，輕視零部件
任何企業(yè)的發(fā)展，最終都要追求利潤。但在中國，社會的背景文化及考核方法造成了急功近利的現(xiàn)實。整個叉車行業(yè)表現(xiàn)出重整機發(fā)展，輕視零部件，尤其是關(guān)鍵零部件的研發(fā)。而整機的發(fā)展也僅僅停留在外形的變化上，重要的生產(chǎn)工藝無法完善。
同時，為了及時填補市場空缺，企業(yè)紛紛擴展產(chǎn)能，行業(yè)中新增企業(yè)數(shù)量很多，并且急于獲取利潤。新增企業(yè)進入行業(yè)后，由于無主要零部件或關(guān)鍵零部件的制造能力，只能外協(xié)采購，盯緊成熟企業(yè)的供貨渠道。成熟型的大企業(yè)由于常年的合作，以及采購批量大，在采購成本上具有優(yōu)勢，整機零部件采購成本低；新增企業(yè)在不具有制造優(yōu)勢、產(chǎn)品質(zhì)量優(yōu)勢、品牌優(yōu)勢、行業(yè)知名度等條件下，為了盡快占領(lǐng)市場，只好以價格戰(zhàn)來獲取市場。當市場處于賣方市場時，通過價格戰(zhàn)可以獲取市場份額，但同時，產(chǎn)品在客戶心目中也被定位在更低端的位置上，起步階段已是微利了；當市場出現(xiàn)零部件及原材料價格波動時，必將進入無利或虧損狀態(tài)。
第2章 手動叉車的總體方案設(shè)計
2.1方案的制定原則
（1）科學性
任何設(shè)計方案必須滿足現(xiàn)行的設(shè)計規(guī)范，滿足相關(guān)的設(shè)計課程，如果設(shè)計人僅憑自己的想象設(shè)計，那么必然會出現(xiàn)與客觀實際相脫節(jié)的情況。
（2）可行性與可靠性
滿足使用功能是設(shè)計方案應(yīng)具備的首要條件。設(shè)計人要把握好兩方面的因素：一個是與項目相關(guān)的外部因素，一個是項目內(nèi)部因素。外部因素包括：設(shè)計方案不能與國家規(guī)范相沖突。內(nèi)部因素則包括：仔細研究叉車的使用功能和負荷運行特性，確定合理并且規(guī)范的設(shè)計參數(shù)；計算準確、清晰并且格式規(guī)范。
（3）經(jīng)濟性
經(jīng)濟性往往是建設(shè)單位關(guān)注最多的因素，也是設(shè)計者應(yīng)該認真研究的一個使用特性。但是經(jīng)濟性不是衡量設(shè)計方案的唯一因素，還要與其他因素結(jié)合起來進行取舍。
2.2叉車基本參數(shù)
叉車基本參數(shù)至關(guān)重要，下面首先來大致確定所要設(shè)計類型的叉車的基本參數(shù):
（1）額定起重量Q
貨物重心位于規(guī)定的載荷中心距和最大起升高度時，叉車應(yīng)能舉升的最大質(zhì)量為額定起重量。本課題設(shè)計的是手動叉車，其額定起重量為250Kg。
（2）載荷中心距C
載荷中心距是貨物重心到貨叉垂直段前表面的規(guī)定距離（mm）。本課題設(shè)計的手動叉車載荷中心距為300mm。
（3）最大起升高度
最大起升高度是叉車處于平實地面，承載額定起重量，門架垂直，貨叉升到最大高度時，貨叉水平段上表面至地面的距離（mm）。本課題設(shè)計的手動叉車的最大起升高度為1500mm。
（4） 轉(zhuǎn)動搖柄所需力
轉(zhuǎn)動搖柄所需力為叉車承載額定起重量并能夠上升到最大起升高度的轉(zhuǎn)動搖柄的力。本課題設(shè)計的手動叉車的轉(zhuǎn)動搖柄所需力為8kgf。
2.3方案設(shè)計選擇
2.3.1傳動方案設(shè)計
手動叉車的動力來源是人力，有一定的傳動比，可以采用以下方式：
（1）帶傳動
（2）齒輪傳動
（3）鏈傳動
這三種提升方式各有優(yōu)劣，適用于不同場合，需要根據(jù)需求選擇。這三種提升方式特點如下：
帶傳動：優(yōu)點是平穩(wěn)無噪聲，過載時打滑可防止零件損壞，制造安裝要求比齒輪低，結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、成本低，可傳動中心距較大的傳動。缺點的傳動比不準確，傳動效率低，傳遍同樣的圓周力，外輪廓尺寸比齒輪等傳動形式大，軸及軸承上受力較大，傳動帶壽命較短。
齒輪傳動：優(yōu)點是效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，工作可靠、壽命長，傳動比穩(wěn)定。缺點是制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不適宜用于傳動距離過大的場合。
鏈傳動：優(yōu)點是能保持準確的平均傳動比，傳動效率高，作用于軸上的徑向壓力較小，結(jié)構(gòu)較為緊湊，制造與安裝要求較低、成本也低。缺點是只能實現(xiàn)平行軸間鏈輪的同向傳動，運轉(zhuǎn)時不能保持恒定的瞬時傳動比，磨損后易發(fā)生跳齒，工作時有噪聲，不宜用在載荷變化很大、高速和急速反轉(zhuǎn)的傳動中。
綜合考慮，因為此次設(shè)計的手動叉車，要求傳動平穩(wěn)，噪音小，可靠性高，確定的傳動比，加上經(jīng)濟性的考慮，所以選擇了用齒輪傳動的方式。
圖2-1 齒輪傳動
2.3.2提升方案選擇
手動叉車提升方式可以基本分為以下列三種，可根據(jù)不同要求任意選用。
(1) 鋼絲繩式提升型式
(2) 鏈條式提升型式
(3) 液壓式提升型式
在手動叉車設(shè)計中，三種提升方式特點如下：
(1) 采用鏈提升：優(yōu)點是傳動簡單可靠，維修簡單，造價低廉;缺點是沖擊比較大，有提升高度的限制，安裝調(diào)試時需要注意是否有咬鏈的情況出現(xiàn)。
(2) 采用鋼絲繩提升：優(yōu)點是對提升的高度可以不加限制，造價比較低;缺點是因為需要外加鋼絲繩桶和剎車盤增加了安裝調(diào)試的時間和造價。
(3) 采用液壓提升：優(yōu)點是可以真正實現(xiàn)無級調(diào)速，結(jié)構(gòu)緊湊，功率與重量比高、響應(yīng)速度快、抗干擾能力強、誤差小精度高、低速平穩(wěn)性好、調(diào)速范圍寬、介質(zhì)自身可起冷卻潤滑作用、安全防爆等優(yōu)點；同時也具有元件昂貴、成本高、密封技術(shù)要求高、油液易污染、能源傳輸不便等缺點。
綜合考慮，因為此次設(shè)計的手動叉車，要求傳動平穩(wěn)，噪音小，加上安裝和經(jīng)濟性的考慮，所以選擇了用鋼繩提升的方式。
圖2-2 鋼絲繩提升
2.3.3制動方案設(shè)計
當貨物停止提升時，最好它需要自動能夠可靠安全地停在空中，而不需要手動地使用制動器。我們采用螺紋快速離合自鎖裝置解決手動叉車的制動問題。螺紋快速離合自鎖裝置由六頭螺母、摩擦片、棘輪、離合器螺母、聯(lián)接螺釘、彈簧、法蘭以及棘爪組成。六頭螺母上放置摩擦片和棘輪，而離合器螺母壓在六頭螺母上，離合器螺母又與法蘭通過聯(lián)接螺釘連接，法蘭與手柄相連。
螺紋快速離合自鎖裝置制動原理：當貨物停止上升時，離合器螺母處于擰緊狀態(tài)，彈簧的壓緊使摩擦片和棘輪始終壓緊在一起，棘爪止住棘輪反轉(zhuǎn)，從而使重物停在高處。當貨物下降時，轉(zhuǎn)動手柄使離合器螺母處于擰松狀態(tài)從而摩擦片和棘輪松開，在重物自重的作用下下降。離合器螺母的擰緊或擰松是通過與手柄連在一起的法蘭的旋轉(zhuǎn)而實現(xiàn)的。
第3章 手動叉車各部分結(jié)構(gòu)設(shè)計
3.1叉車工作裝置的結(jié)構(gòu)設(shè)計
3.1.1貨叉的設(shè)計
貨叉是叉車最基本和最通用的取物裝置。一般叉車都裝有兩個同樣的貨叉。
貨叉裝在叉架上。它的外形是一個L形桿件，分為水平段和垂直段兩部分。一般貨叉貨叉的水平段和垂直段做成整體的，稱為整體式貨叉。有的叉車貨叉的水平段和垂直段分別制成，用銷軸連接起來，水平段既可平置，又可以向上折疊起來，與垂直段靠攏，稱為折疊式貨叉。折疊式貨叉使叉車在空車時長度小，便于叉車出廠運輸和行駛通過，但制造比較麻煩。叉車一般用的都是整體式貨叉。
在叉車叉取貨物時，貨叉的水平段用來插入貨物或托盤的底部，叉起后，用來承載貨物。因此，貨叉水平段的上表面必須水平，水平段前端的下表面略有斜度，以使叉尖處厚度較薄，并且前端逐漸變窄，叉尖兩側(cè)帶有圓弧，這樣有利于使貨叉插入貨物底部，叉取貨物。貨叉的垂直段用來與叉架連接，根據(jù)連接的形式不同，分為掛鉤式和鉸接式兩種。
掛鉤型貨叉垂直段的背部上方有一個鉤，鉤在叉架的上橫梁上。這種形式貨叉制造較為容易，也方便安裝和拆卸，適合中、小噸位的叉車。鉸接式貨叉垂直段上端較厚，中心為銷軸孔，貨叉通過此孔安裝在叉架的支承光軸上，允許繞軸轉(zhuǎn)動，在重力的作用下，貨叉垂直段下部背面支靠在叉架的下橫梁前表面。這種貨叉安裝拆卸不太方便，中、小噸位用得較少，主要用在大噸位上。
貨叉是叉車的重要構(gòu)件，受力大，要求截面小，重量輕。貨叉的主要尺寸有貨叉水平段長度L、貨叉垂直段高度、貨叉斷面尺寸、掛鉤尺寸或軸孔尺寸等。
根據(jù)設(shè)計要求，貨叉有效長度L為620mm。載荷中心距為300mm，貨叉垂直段高度設(shè)為300mm。
通過對叉車市場的調(diào)查了解，貨叉鋼材大多采用槽鋼，因此貨叉采用槽鋼焊接而成，貨叉水平段和垂直段都采用6.5號槽鋼。因為所設(shè)計的是小噸位的叉車，因而不采用鉸接式貨叉，采用掛鉤式貨叉。掛鉤是由等邊角鋼與貨叉垂直段的焊接形成的凹槽。角鋼采用，使用等邊角鋼的長度等于貨叉的垂直段的寬度，即65mm。具體見圖3-1。
圖3-1掛鉤式貨叉
所選用的6.5號槽鋼參數(shù)如下：
高度h：65mm
腿寬b：40mm
腰厚d：4.8mm
腿厚t：7.5mm
理論重量：6.70kg/m
角鋼表示邊寬為50mm、邊厚為5mm的等邊角鋼。它的理論重量為3.77kg/m。使用角鋼的長度等于貨叉的垂直段的寬度，即65mm。
因而一個貨叉重量：
3.1.2叉架的結(jié)構(gòu)設(shè)計
叉架又名滑架，它的作用是安裝貨叉或其他工作屬具，并帶動貨物一起升降。
根據(jù)叉架的位置，貨物的重量靠叉架傳給鋼絲繩，貨物重量產(chǎn)生的力矩通過叉架傳給立柱，當鋼絲繩帶動叉架升降時，叉架要可靠地沿著門架運動。由此，決定了叉架在構(gòu)造上是一個垂直運動的承載小車，一般由兩部分構(gòu)成。其前部是一個焊接框架結(jié)構(gòu)，主要用于安裝懸掛貨叉及其他屬具；后部是兩列裝有導向滾輪的滾輪架，與前部框架焊接構(gòu)成一體，由鋼絲繩牽引，沿立柱垂直升降。根據(jù)貨叉的形式和它在框架上的安裝方式，叉架有兩種形式，即板式和滑桿式。
當貨叉為掛鉤型時，采用板式叉架。板式叉架的框架有多種形式，但不管哪種一般都是鋼板焊接而成，或由整塊鋼板按所需結(jié)構(gòu)進行切割，挖去多余部分以減輕重量。貨叉的鉤掛在框架的上橫梁上。
當貨叉為鉸接型時，叉架做成滑桿式，在叉架框架內(nèi)裝有一根圓軸，圓軸上左右對稱地套有兩個貨叉，貨叉可以在圓軸上移動，以調(diào)節(jié)兩貨叉的間距。裝卸貨叉時，需要將圓軸拆下。貨叉在軸上的定位，使用定位卡銷。
因為貨叉使用掛鉤式，所以叉架做成板式叉架，并是做成封閉框架結(jié)構(gòu)。具體是：上下橫梁使用角鋼，左右使用鋼板，由它們焊接而成。
角鋼采用，表示邊寬為60mm、邊厚為5mm的等邊角鋼。它的理論重量為4.57kg/m。上、下橫梁使用角鋼長度為480mm。
鋼板采用厚5mm，長245mm，寬60mm的鋼板。因為貨物的重量是靠叉架傳給鋼絲繩，貨物重量產(chǎn)生的力通過叉架傳給立柱，所以叉架必須牢固可靠。為保證牢固可靠，在上橫梁與鋼板之間使用加強筋。加強筋采用厚5mm的30*30的直角等邊鋼板。在其上是4個直徑30mm的孔。這4個孔通過螺栓連接叉架與滾輪，滾輪采用L60306,內(nèi)徑為30mm，外徑為95mm，厚度24mm，重量為0.8kg。具體見圖3-2
圖3-2 叉架
整個叉架重量：
手動叉車所受載荷：
3.1.3鋼絲繩及滑輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計
鋼絲繩一端與定滑輪相連結(jié)，鋼絲繩另一端纏繞在卷筒上，當貨物或托盤需要提升時，通過手搖手柄帶動卷筒旋轉(zhuǎn)實現(xiàn)貨物或托盤的提升。在此提升系統(tǒng)中鋼絲繩的強度對整個車庫的安全起到了至關(guān)重要的作用。磨損、腐蝕和疲勞斷裂是鋼絲繩的三種主要破壞形式，也是導致鋼絲繩報廢的三個主要原因。
提升用鋼絲繩選用合成纖維芯的6×19鋼絲繩，即六股十九絲，中間一根繩芯扭制而成，提升鋼絲繩工作時即承受拉應(yīng)力，又承受彎曲應(yīng)力，在這種重復應(yīng)力作用下產(chǎn)生的疲勞破壞是它的主要破壞形式。這些應(yīng)力的大小與卷筒、滑輪的結(jié)構(gòu)、鋼絲繩本身的結(jié)構(gòu)以及操作使用條件(如潤滑、材質(zhì)等)有關(guān)，在鋼絲繩中因磨損和腐蝕而造成的損失是很大的，但由于腐蝕進行的慢，一般可以根據(jù)繩內(nèi)鋼絲的損壞程度定期更換或修理來解決。而斷裂則常常會突然發(fā)生，往往導致災(zāi)難性的設(shè)備事故和人身事故，所以鋼絲繩的斷裂破壞更為人們所重視，鋼絲繩突然斷裂事故中，絕大多數(shù)是因疲勞斷裂和磨損引起的，提升載車板的鋼絲繩主要破壞形式就是疲勞破壞和磨損。
(1)鋼絲繩疲勞破壞的三個階段
鋼絲繩疲勞破壞的過程是:在循環(huán)載荷作用下，繩中鋼絲的局部最高應(yīng)力處，最弱的及應(yīng)力最大的鋼絲內(nèi)部晶粒上形成微裂紋，進而裂紋擴展，最終導致疲勞斷絲。所以疲勞破壞經(jīng)歷了裂紋形成、擴展和突然斷裂三個階段。
(2)彎曲疲勞對鋼絲繩壽命的影響
使用中的鋼絲繩，當鋼絲繩繞過卷筒和滑輪時，繩內(nèi)鋼絲便產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)變形，在這種應(yīng)力和應(yīng)變的反復作用下，繩中鋼絲便會出現(xiàn)疲勞裂紋，加快鋼絲的破壞速度，最后形成斷絲，鋼絲繩的形式、能力大小和彎曲曲率對鋼絲繩的疲勞都有影響。
(3)磨損對鋼絲繩壽命的影響
當鋼絲繩繞過卷筒和滑輪時存在一定的偏角，若偏角過大，鋼絲繩不可避免的會與滑輪的槽邊相互磨擦，造成的磨損極大影響鋼絲繩的使用壽命，顯然，偏角越小越好，因此偏角必須控制在一定的范圍之內(nèi)。
機構(gòu)利用等級按總設(shè)計壽命規(guī)定為假定的使用年數(shù)內(nèi)處于運轉(zhuǎn)的總小時數(shù)，它僅作為機構(gòu)零件的設(shè)計基礎(chǔ)，而不能視為保用期。手動叉車屬于一般經(jīng)常使用的，所以屬于經(jīng)常中等地使用，機構(gòu)利用等級為T5,總設(shè)計壽命為6300h。
機構(gòu)載荷狀態(tài)是表明機構(gòu)承受最大載荷及載荷變化的程度。手動叉車應(yīng)用廣泛，情況復雜繁多，故選擇載荷狀態(tài)較大的，用于L3。
機構(gòu)工作級別按機構(gòu)的利用等級及機構(gòu)載荷狀態(tài)分為八級。根據(jù)機械設(shè)計手冊表8-1-3得：機構(gòu)工作級別為M4。
鋼絲繩直徑可由鋼絲繩最大工作靜拉力按以下式確定。
其中，d：鋼絲繩的最小直徑（mm）
C：選擇系數(shù)
S：鋼絲繩最大工作靜拉力
由于只用一根鋼絲繩，所以真正工作阻力，所以 。
而
其中：n為安全系數(shù)
k為鋼絲繩捻制折減系數(shù)，取k為0.82
w為鋼絲繩充滿系數(shù)，取w為0.46
為鋼絲繩的公稱抗拉強度，取為1470MPa
查機械設(shè)計手冊表8-1-8得：由于機構(gòu)工作級別為M4，安全系數(shù)n為4.5
鋼絲繩最小直徑，所以鋼絲繩最小直徑d為6mm。
按鋼絲繩所在機構(gòu)工作級別有關(guān)的安全系數(shù)選擇鋼絲繩直徑。所選鋼絲繩的破斷拉力應(yīng)滿足以下方程式：。
查機械設(shè)計手冊8-1-10得：
所以,滿足要求。
滑輪采用深圳天達威科技有限公司生產(chǎn)的滑輪（帶有軸承和軸），其直徑為120mm，厚度為36mm，軸直徑為20mm，軸承為NF204。
3.1.4車架的結(jié)構(gòu)設(shè)計
門架是由左、右兩根立柱，通過上、中、下不同數(shù)量的橫梁連接而成的門式框架。立柱既是門架承載的主要構(gòu)件，又是叉架作升降運動的導軌。左、右立柱通過二到三根橫梁連接，構(gòu)成框架結(jié)構(gòu)，依靠滾輪，使叉架沿門架立柱滾動。
立柱采用C型鋼，使用。根據(jù)表3-3，截面高度H=100mm，截面寬度B=50mm,卷邊寬度C=20mm，厚度t=2.5mm，重量為4.71kg/m，長度采用1900mm。
門架通常具有上橫梁和中橫梁，門架就橫梁的形狀既要考慮可靠的連接，又要注意避讓叉架的運動。上橫梁支承著滑輪，采用角鋼，長度570mm。下橫梁采用不等邊，由于角鋼放置著手搖動力箱，手搖動力箱寬度較寬，需要比較寬的不等邊角鋼。根據(jù)表3-4，采用160/100、邊厚為10的不等邊角鋼，長度采用上橫梁的長度，即為570mm。
底座采用10號槽鋼，其高度為100mm，腿寬為48mm，腰厚為5.3mm，腿寬為8.5mm。底座支承著立柱，叉架寬度，立柱間距離需要大于490mm，取立柱間距離為500mm，故底座長度。
車腿采用國際方管。根據(jù)表3-5選用邊長40mm，壁厚2.5mm的國際方管，長度需要比貨叉短一些，長度設(shè)為400mm。
手動叉車共用四個輪子，即兩個前輪和兩個后輪。車腿上裝有兩個前輪,采用鐵心聚氨酯小輪。在立柱邊上裝有兩個后輪，采用型號為ZP13D-100×37.5 GB/T14688，其為車輪直徑100mm，輪寬37.5mm，金屬本體，通用橡膠輪胎，額定載荷為D級的制動平板型腳輪。其額定載荷為1250N。
3.2手搖動力箱的結(jié)構(gòu)設(shè)計
手搖動力箱是手動叉車動力來源，其本質(zhì)是一個帶有螺紋快速離合自鎖裝置和手柄的減速箱。
3.2.1手搖手柄的結(jié)構(gòu)設(shè)計
手搖手柄由手柄桿、手柄、手柄套組成。手柄桿采用手柄桿BM8×250 JB/T7271.6-1994,手柄采用手柄BM8×63 JB/T7270.1-1994,手柄套采用手柄套BM8 JB/T7271.3-1994。
3.2.2傳動比的選擇與分配
傳動比又以為最佳,又根據(jù)機械設(shè)計手冊表15-1-4，二級減速器公稱傳動比為符合要求的為10、11.2、12.5、14、16、18、20、22.5,根據(jù)設(shè)計要求選取。
對于二級展開式圓柱齒輪減速器，各級大齒輪直徑相近的條件分配傳動比，常取，（式中分別為減速器高速級和低速級的傳動比）；對同軸線減速器則常取（為減速器總傳動比）。本次設(shè)計采用二級展開式圓柱齒輪減速器，因此取，而傳動比又以為最佳，根據(jù)機械設(shè)計手冊表15-1-4，二級減速器公稱傳動比為符合要求的為12.5、14、16、18，在根據(jù)設(shè)計要求，選取。
減速器低速級傳動比：
減速器低速級傳動比：
3.2.3計算各級轉(zhuǎn)矩
根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計表2-4得出：
圓柱齒輪傳動效率：，滾動軸承傳動效率：，
手柄及高速軸的轉(zhuǎn)矩：
中間軸的轉(zhuǎn)矩：
低速軸的轉(zhuǎn)矩：
3.2.4齒輪的設(shè)計
3.2.4.1高速級齒輪的設(shè)計
1）選擇材料及齒數(shù)：
高速級小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。高速級大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，7級精度。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)由傳動比可知，初選螺旋角。
按齒面接觸強度計算：
1)試選Kt=1.6
2)由機械設(shè)計圖10-30及表10-6查得，
3)由機械設(shè)計圖10-26查得
4)由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)
5)由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：；大齒輪的接觸疲勞強度極限：
6）由于使用手動搖動手柄的方式轉(zhuǎn)動，因此轉(zhuǎn)速不定，此處設(shè)轉(zhuǎn)速為（較高轉(zhuǎn)速）。
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，
7）由機械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1.3，有：
，，
8）試算小齒輪分度圓直徑，代人中的較小的值：
9)計算圓周速度：
10)計算齒寬b與模數(shù)：
；；；
11)計算縱向重合度：
12)計算載荷系數(shù)K，由機械設(shè)計表10-2，使用系數(shù)，根據(jù)速度v=0.094m/s,7級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)；由機械設(shè)計表10-4查得；由機械設(shè)計圖10-13查得；由機械設(shè)計表10-3查得。
故動載系數(shù)，按實際的載荷系數(shù)矯正所算得分度圓直徑：
計算模數(shù)：
（2） 按齒根彎曲強度設(shè)計
齒根彎曲強度設(shè)計公式：
1）由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞前度極限；大齒輪的彎曲疲勞前度極限；
2）由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,由下式得：
3）；由機械設(shè)計圖10-28有
4）計算當量齒數(shù)：；
5）由機械設(shè)計表10-5查取齒形系數(shù)：；
查取應(yīng)力校正系數(shù)：；
6）計算大、小齒輪并加以比較：
大齒輪的數(shù)值大。
7）設(shè)計計算：
對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度。但為滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑。于是由
，取，則
（3）幾何尺寸計算：
1）計算中心距：，圓整為89mm
2）修正螺旋角：
3）計算齒輪分度圓直徑：，
4）計算齒輪寬度：，圓整后取
3.2.4.2低速級齒輪的設(shè)計
（1）選擇材料及齒數(shù)：
高速級小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。高速級大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS，7級精度。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)由傳動比可知，初選螺旋角。
按齒面接觸強度計算：
1）試選Kt=1.6
2）由機械設(shè)計圖10-30及表10-6查得，
3）由機械設(shè)計圖10-26查得
4）由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)
5）由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：；大齒輪的接觸疲勞強度極限：
6）應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：，
7）由機械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)，取失效概率1%，安全系數(shù)S=1.3，有
， ，
8）試算小齒輪分度圓直徑，代人中的較小的值：
9）計算圓周速度：
10）計算齒寬b與模數(shù)：
；；；
11）計算縱向重合度：
12）計算載荷系數(shù)K：
由機械設(shè)計表10-2，使用系數(shù)，根據(jù)速度v=0.031m/s,7級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)；由機械設(shè)計表10-4查得；由機械設(shè)計圖10-13查得；由機械設(shè)計表10-3查得。
故動載系數(shù)
13）按實際的載荷系數(shù)矯正所算得分度圓直徑：
14）計算模數(shù)：
（2）按齒根彎曲強度設(shè)計
齒根彎曲強度設(shè)計公式：
1）由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞前度極限；大齒輪的彎曲疲勞前度極限；
2）由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；
3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3,由下式得：
4）；由機械設(shè)計圖10-28有
5）計算當量齒數(shù)：；
6）由機械設(shè)計表10-5查取齒形系數(shù)：；
查取應(yīng)力校正系數(shù)：；
7）計算大、小齒輪并加以比較：
大齒輪的數(shù)值大。
8）設(shè)計計算：
對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取可滿足彎曲強度。但為滿足接觸疲勞強度，取分度圓直徑。于是由
，取，則
（3）幾何尺寸計算：
1）計算中心距：，圓整為93mm
2）修正螺旋角：
3）計算齒輪分度圓直徑：計算齒輪寬度：，圓整后取。
3.2.5軸的設(shè)計
3.2.5.1軸徑的設(shè)計
根據(jù)機械設(shè)計手冊表5-1-18，按扭轉(zhuǎn)強度計算：
根據(jù)機械設(shè)計手冊表5-1-19，的范圍為25~45。
（1）高速軸：
選擇材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度217~255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應(yīng)力；選擇=40MPa。
高速軸最小軸徑：，由于軸上開有鍵槽，使強度下降，故取最小軸徑為。
（2）中間軸：
選擇材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度217~255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應(yīng)力：；選擇=32MPa。
中間軸最小軸徑：，由于軸上開有鍵槽，使強度下降，故取最小軸徑為。
（3）低速軸：
選擇材料45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度217~255HBS，對稱循環(huán)彎曲需用應(yīng)力：；選擇=40MPa。
低速軸最小軸徑：，由于軸上開有鍵槽，使強度下降，故取最小軸徑為。
3.2.5.2各軸段直徑及軸上零件的確定
（1）高速軸：
Ⅰ段：與軸承配合。選取角接觸球軸承7002AC，尺寸參數(shù)，使用套筒軸向定位，套筒采用91mm的長度，套筒與齒輪軸向定位，齒輪寬度35mm。故該段軸徑d=15mm,軸長l=135mm。采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=5mm,高度h=5mm,鍵長L=30mm。
Ⅱ段：與軸承配合。選取角接觸球軸承7004AC，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=20mm，軸長l=39mm。
Ⅲ段：軸肩定位六頭螺母，該段軸徑d=25mm，軸長l=8mm。
Ⅳ段：螺紋段，螺紋為M20，長度為28mm，左端有退刀槽，故取該段軸徑d=20mm，軸長l=30mm。
Ⅴ段：該段軸徑d=15mm，軸長l=10mm。
（2）中間軸：
Ⅰ段：與軸承配合。選取角接觸球軸承7005AC，尺寸參數(shù)，使用套筒軸向定位，套筒采用13.5mm的長度，套筒與Ⅱ段上的齒輪軸向定位，因此相距1mm,故取該段軸徑d=25mm，軸長l=26.5mm。
Ⅱ段：與齒輪配合，齒輪右端通過套筒定位。已知齒輪輪轂尺寸42mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，取41mm。齒輪左端通過軸肩定位，故該段軸徑d=35mm,軸長l=41mm。采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=8mm,高度h=7mm,鍵長L=36mm。
Ⅲ段：齒輪定位軸肩，軸徑d=35mm，軸長l=6mm。
Ⅳ段：齒輪軸段，該段長度62.5mm，并在齒輪軸段左右留出齒輪加工的退刀槽。
Ⅴ段：軸承定位軸肩，軸徑d=30mm，軸長l=16mm。
VI段：與軸承配合。選取角接觸球軸承7005AC，取該段軸徑d=25mm，軸長l=12mm。
2）低速軸：
Ⅰ段：與軸承配合。選取角接觸球軸承7007AC，尺寸參數(shù)，故取該段軸徑d=35mm，長度l=14mm。
Ⅱ段：軸向定位軸承，取該段軸徑d=41mm，軸長l0mm。
Ⅲ段：為避免發(fā)生干涉，縮小軸徑，故取該段軸徑d35mm，軸長l=42mm。
Ⅳ段：齒輪定位軸肩，軸徑d=45mm，軸長l=6mm。
Ⅴ段：與齒輪配合，齒輪左端通過套筒定位。已知齒輪輪轂尺寸63mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂寬度，取軸長l=62mm。齒輪右端通過軸肩定位，故該段軸徑d=40mm,軸長62mm。采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=58mm。
Ⅴ段：與軸承配合，選取角接觸球軸承7007AC，B=14mm,故取該段軸徑d=35mm，其上套筒軸向定位齒輪，套筒長度15mm,故長度l=29+1=30mm。
3.2.6齒輪結(jié)構(gòu)及尺寸設(shè)計
齒輪結(jié)構(gòu)按其毛坯制造方法的不同有鍛造、鑄造和焊接三大類。
鍛造毛坯適用于齒輪頂圓直徑時，材料為鍛鋼。鑄造毛坯適用于齒輪直徑較大（一般，圓柱齒輪，錐齒輪）時，常用材料為鑄鐵或鑄鋼。對單件或小批生產(chǎn)的大齒輪，為縮短生產(chǎn)周期和減輕齒輪重量，有時也采用焊接齒輪結(jié)構(gòu)。
高速級小齒輪：低速級小齒輪齒輪頂圓直徑較小，采用實心式鍛造齒輪。
高速級大齒輪：低速級大齒輪齒輪頂圓直徑，采用鍛造齒輪。
低速級小齒輪：高速級小齒輪，采用齒輪軸。
低速級大齒輪：高速級大齒輪齒輪頂圓直徑，采用鍛造齒輪。低速級大齒輪作為卷筒進行鋼絲繩的卷揚。具體見圖3-3
本次設(shè)計低速級大齒輪又作為卷筒使用，為了減少鋼絲繩在卷筒輪繩槽內(nèi)的磨損，必須選擇合適的繩槽槽形。卷筒槽形分為標準槽形和加深槽形兩種，由于本設(shè)計的手動叉車載重較小，速度較低，因此選擇標準槽形。根據(jù)機械設(shè)計手冊表8-1-59，通過鋼絲繩直徑，得到
鋼絲繩纏繞量：，而，故，其中。
卷筒纏繞鋼絲繩的長度，其中H為最大起升高度；為安全圈數(shù)，去。
為了保證卷筒能夠纏繞足夠的鋼絲繩，需要。即：
因為為整數(shù)，得到。
側(cè)板的作用是防止多層纏繞時鋼絲繩的脫出，其高度應(yīng)比交錯纏繞最外層鋼絲繩高出，故。
圖3-3 低速級大齒輪
3.2.7螺紋快速離合自鎖裝置的設(shè)計
支承件具體結(jié)構(gòu)及尺寸見圖3-4。
離合器螺母具體結(jié)構(gòu)及尺寸見圖3-5。
法蘭采用法蘭DN20-PN2.5RF GB/T9115.1-2000。
圖3-4支承件 圖3-5離合器螺母
螺紋快速離合自鎖裝置的制動主要靠棘輪機構(gòu)。棘輪機構(gòu)按結(jié)構(gòu)形式分為齒式棘輪機構(gòu)和摩擦式棘輪機構(gòu)。齒式棘輪機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，制造方便；動與停的時間比可通過選擇合適的驅(qū)動機構(gòu)實現(xiàn)。該機構(gòu)的缺點是動程只能作有級調(diào)節(jié)；噪音、沖擊和磨損較大，故不宜用于高速。摩擦式棘輪機構(gòu)是用偏心扇形楔塊代替齒式棘輪機構(gòu)中的棘爪，以無齒摩擦代替棘輪。特點是傳動平穩(wěn)、無噪音；動程可無級調(diào)節(jié)。但因靠摩擦力傳動，會出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，雖然可起到安全保護作用，但是傳動精度不高。適用于低速輕載的場合。
棘輪機構(gòu)按嚙合方式分外嚙合棘輪機構(gòu)和內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)。外嚙合式棘輪機構(gòu)的棘爪或楔塊均安裝在棘輪的外部，而內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)的棘爪或楔塊均在棘輪內(nèi)部。外嚙合式棘輪機構(gòu)由于加工、安裝和維修方便，應(yīng)用較廣。內(nèi)嚙合棘輪機構(gòu)的特點是結(jié)構(gòu)緊湊，外形尺寸小。
按從動件運動形式分單動式棘輪機構(gòu)、雙動式棘輪機構(gòu)和雙向式棘輪機構(gòu)。單動式式棘輪機構(gòu)當主動件按某一個方向擺動時，才能推動棘輪轉(zhuǎn)動。雙動式棘輪機構(gòu)，在主動搖桿向兩個方向往復擺動的過程中，分別帶動兩個棘爪，兩次推動棘輪轉(zhuǎn)動。雙動式棘輪機構(gòu)常用于載荷較大，棘輪尺寸受限，齒數(shù)較少，而主動擺桿的擺角小于棘輪齒距的場合。 雙向式棘輪機構(gòu)可通過改變棘爪的擺動方向，實現(xiàn)棘輪兩個方向的轉(zhuǎn)動。
棘輪齒形有不對稱梯形、不對稱三角形、不對稱圓弧形、矩形和對稱梯形。不對稱梯形用于承受載荷較大的場合；當棘輪機構(gòu)承受的載荷較小時，可采用三角形或圓弧形齒形；矩形和對稱梯形用于雙向式棘輪機構(gòu)。
本次設(shè)計要求棘輪機構(gòu)載荷不大、安全可靠、安裝方便和單向止動，所以選擇單動式外嚙合齒式棘輪機構(gòu)，選用不對稱三角形齒形。與齒輪相同，棘輪輪齒的有關(guān)尺寸也用模數(shù)m作為計算的基本參數(shù)，但棘輪的標準模數(shù)要按棘輪的頂圓直徑da來計算，本次設(shè)計采用頂圓直徑da=90mm。棘輪齒數(shù)z一般由棘輪機構(gòu)的使用條件和運動要求選定。因為是手搖動力箱，棘輪齒數(shù)大約為，本次設(shè)計取。
模數(shù)；齒頂圓直徑；
齒高；齒厚；棘輪長度；
齒根圓角半徑r=0.5mm；齒槽夾角選用；
圖3-6 棘輪機構(gòu)
棘爪軸心與輪齒頂點A的連線與過A點的齒面法線的夾角β稱為棘爪軸心位置角。
為使棘爪在推動棘輪的過程中始終緊壓齒面滑向齒根部，應(yīng)滿足棘齒對棘爪的法向反作用力N對O1軸的力矩大于摩擦力沿齒面對軸的力矩，即
>
則 <
因為 f = =
所以 >
即 >
式中f和分別為棘爪與棘輪齒面間的摩擦系數(shù)和摩擦角，一般f取0.13 ～0.2。
,本次設(shè)計取。棘輪具體結(jié)構(gòu)及尺寸見圖3-7，棘爪具體結(jié)構(gòu)及尺
寸見圖3-8。
圖3-7 棘輪
圖3-8 棘爪
3.2.8潤滑方式的選擇
齒輪以及軸承在工作時都需要良好的潤滑。由于本次設(shè)計的齒輪轉(zhuǎn)動屬于低速（v<0.5m/s)而且可控，因此齒輪采用脂潤滑。潤滑脂在裝配時涂在齒輪上，以后每年添加1～2次。因為齒輪使用脂潤滑，所以軸承難以使軸承浸油潤滑，采用潤滑脂潤滑。潤滑脂通常在裝配時填入軸承室，其裝填量一般不超過軸承室空間的，以后每年添加1～2次。脂潤滑在低速、工作溫度70℃以下選用鈣基脂。根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計表8-168，選用鈣基潤滑脂1號。
第四章 手動叉車結(jié)構(gòu)校核
4.1輸出軸的校核
對輸出軸作受力分析：
圓周力
徑向力
軸向力
圖4-1 輸出軸的載荷分析圖
1）水平面
故求得水平彎矩最大值
2） 垂直面
故求得，
3）總彎矩
按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
故安全
3) 精確校核軸的疲勞強度
由上分析可知危險截面取彎矩最大處的左右截面。
左截面：
抗彎截面系數(shù)
抗扭截面系數(shù)
截面上的彎距：
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
由機械設(shè)計表15-1查得，，
截面上由于軸肩行程的應(yīng)力集中系數(shù)由機械設(shè)計表3-2查得。
由于,
故查得：，
軸的材料的敏性系數(shù)，
故有效應(yīng)力集中系數(shù)：
由機械設(shè)計附圖3-2查得尺寸系數(shù)
由機械設(shè)計附圖3-3查得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)
軸按磨削加工，由機械設(shè)計附圖3-3查得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)強化處理，故，求得綜合系數(shù)為
由碳鋼的特性系數(shù)范圍，取，
故安全。
右截面：
抗彎截面系數(shù)：
抗扭截面系數(shù)：
彎矩：
截面上的彎曲應(yīng)力
截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
由表15-1查得，，
過盈配合處的，由機械設(shè)計附表3-8用插值法求出，并取，于是得：，
軸按磨削加工，由機械設(shè)計附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為
軸未經(jīng)強化處理，故，求得綜合系數(shù)為
由碳鋼的特性系數(shù)范圍，取，
，故安全。
4.2軸承的校核
（1）高速軸軸承的校核
1) 求徑向載荷
圓周力
徑向力
軸向力
圖4-2 輸入軸的載荷分析圖
因為軸承是AC型軸承，所以
<599.6N
故
2) 計算當量動載荷P
，
故，，
由于工作條件有輕微沖擊，故
軸承7002AC基本額定靜載荷
軸承7004AC基本額定靜載荷
＞6300h，故安全。
＞6300h，故安全。
(2)低速級軸承的校核
1）求徑向載荷
因為軸承是AC型軸承，所以
故
計算當量動載荷P
，
故，，
由于工作條件有輕微沖擊，故
>,按計算
軸承7007AC基本額定靜載荷
＞6300h，故安全。
(3)中間軸軸承的校核
1）求徑向載荷
低速軸大齒輪對中間軸的作用力，因此：
圓周力
徑向力
軸向力
高速軸齒輪對中間軸的作用力，因此：
圓周力
徑向力
軸向力
圖4-3 中間軸的載荷分析圖
因為軸承是AC型軸承，所以
<1318.4N
故
3) 計算當量動載荷P
，
故，，
由于工作條件有輕微沖擊，故
＞,按計算
軸承7005AC基本額定靜載荷
＞6300h,故安全。
4.3鍵的校核
假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵連接的強度條件為
式中：T—傳遞的轉(zhuǎn)矩，；
k—鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，，此處h為鍵的高度，mm；
l—鍵的工作長度，mm，圓頭平鍵，平頭平鍵,這里L為鍵的
公稱長度，mm；b為鍵的寬度，mm；
d—軸的直徑，mm；
—鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，Ma。
(1)高速級齒輪處鍵的校核
此處采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=5mm,高度h=5mm,鍵長L=30mm，材料使用鑄鐵。普通平鍵連接的強度條件為
故該鍵安全。
(2)中間軸齒輪處鍵的校核
此處采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=10mm,高度h=8mm,鍵長L=36mm，材料使用鑄鐵。普通平鍵連接的強度條件為
故該鍵安全。
低速軸齒輪處鍵的校核
此處采用普通平鍵，鍵的尺寸：寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=44mm，材料使用鋼。普通平鍵連接的強度條件為
故該鍵安全。
4.4貨叉的強度校核
貨叉不管是自己設(shè)計，還是選用標準尺寸的貨叉，必須保證它的強度，必須對它進行合理的設(shè)計和驗算。6.5槽鋼抗彎截面系數(shù)為16.1，截面面積為8.54。彎曲正應(yīng)力和軸向應(yīng)力分別為
故安全。
4.5上橫梁強度校核
圖4-2 上橫梁載荷圖
已知
上橫梁采用角鋼，其截面模量
<，故安全。
4.6下橫梁強度校核
已知
上橫梁采用160/100、厚度為10的不等邊角鋼，其截面模量
<，故安全。
圖4-3 下橫梁載荷圖
4.7立柱穩(wěn)定性校核
立柱為等截面立柱，受壓靜力，前立柱受力狀態(tài)簡化如圖4-2所示。兩中心壓桿的穩(wěn)定條件為：
其中：—臨界載荷, P—工作載荷, n—安全系數(shù)