機械專業(yè)畢業(yè)論文---叉車門架及提升部分設(shè)計

1、<p><b>　　畢業(yè)設(shè)計（論文）</b></p><p>　　課題名稱：叉車門架及提升部分設(shè)計</p><p>　　專 業(yè)：。。。。。。。</p><p>　　班 級：。。。。。。</p><p>　　姓 名：。。。 。。。</p><p>　　學(xué) 號：。。

2、。。。。。</p><p>　　指導(dǎo)教師： 。。。。。。。</p><p>　　完成時間 2009 年 5 月 25 日</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　摘要 ……………………………………………………………………………………… 4</p><

3、p>　　1 叉車貨叉強度和剛度驗算………………………………………………………… 6</p><p>　　1.1 貨叉的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)…………………………………………………………… 6</p><p>　　1.2 貨叉強度簡圖……………………………………………………………………… 7</p><p>　　1.3 貨叉的強度驗算………………………………………………

4、…………………… 9</p><p>　　2 門架的設(shè)計與計算……………………………………………………………………10 </p><p>　　2.1 滾輪的設(shè)計………………………………………………………………………… 11</p><p>　　2.2鏈輪的設(shè)計…………………………………………

5、…………………………………12</p><p>　　2.3 門架立柱截面幾何………………………………………………………………… 13</p><p>　　2.4 內(nèi)門架計算………………………………………………………………………… 14</p><p>　　2.4.1 整體彎曲……………………………………………………………………………14</p><

6、;p>　　2.4.2 約束扭轉(zhuǎn)……………………………………………………………………………15</p><p>　　2.4.3 應(yīng)力計算……………………………………………………………………………16</p><p>　　2.5 外門架計算………………………………………………………………………… 17</p><p>　　2.5.1 整體彎曲……………………………

7、………………………………………………18</p><p>　　2.5.2 約束扭轉(zhuǎn)……………………………………………………………………………19</p><p>　　2.5.3 應(yīng)力計算……………………………………………………………………………22</p><p>　　3 液壓缸的尺寸的設(shè)計 ……………………………………………………………… 23</p>

8、<p>　　3.1起升油缸的結(jié)構(gòu)和工作原理………………………………………………………23</p><p>　　3.2液壓缸工作壓力的確定………………………………………………………… 25</p><p>　　3.3內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定………………………………………………… 26</p><p>　　3.4液壓缸壁厚和外徑的計算………………………

9、…………………………… 27</p><p>　　3.5液壓缸工作行程的確定…………………………………………………………28</p><p>　　3.6 最小導(dǎo)向長度確定………………………………………………………………28</p><p>　　3.7缸體長度的確定………………………………………………………………… 28</p><p>　　3

10、.8活塞桿穩(wěn)定性驗算…………………………………………………… 28</p><p>　　4 總結(jié)………………………………………………………………………………… 29</p><p>　　5 參考文獻…………………………………………………………………………… 29 </p><p>　　叉車門架及提升部分設(shè)計</p><p>　　摘要:

11、根據(jù)目前我國家內(nèi)燃叉車門架以及起升部分的結(jié)構(gòu)性能,進行改裝性設(shè)計,由于叉車工作裝置存在的問題有很多比如:門架變形很大,門架軌道面產(chǎn)生壓痕和磨損,或者滾輪被壓碎。叉車在使用過程中,承載重物的起升和傾斜中,由于往復(fù)承載重物,傾斜架以及起升部分容易斷裂,其中傾斜油缸是損壞最嚴重的部位。運貨在起起落落當(dāng)中受振動使活塞桿螺母松動而引起活塞桿徑向轉(zhuǎn)動活塞桿有效工作部分變長，引起活塞桿油封磨損和斷裂。由于車輪經(jīng)常和地面產(chǎn)生摩擦,半軸和差速器之間的連接

12、產(chǎn)生松動,甚至早成嚴重后果.這樣一來造成企業(yè)停工，生產(chǎn)效益降低，耽誤生產(chǎn)，對企業(yè)造成嚴重的損失。在設(shè)計當(dāng)中應(yīng)該提高叉車門架以及起升油缸的穩(wěn)定性，提高起壽命和可靠性，以最低的的維修費用，較長的使用周期使叉車具有較高的經(jīng)濟性，對叉車的貨叉進行剛度和強度驗算，對門架進行設(shè)計與計算和起升油缸的設(shè)計與計算。從設(shè)計當(dāng)中了解叉車門架以及提升部分的結(jié)構(gòu)性能。</p><p>　　關(guān)鍵字：叉車貨叉；叉架；門架；起升油缸</p

13、><p><b>　　前言</b></p><p>　　裝卸搬運是在貨物運輸、儲存等過程中伴隨發(fā)生的作業(yè)，貫穿于物流作業(yè)過程中的始末。裝卸搬運機械是指用來搬移、升降、裝卸和短距離輸送物料或貨物的機械。裝卸搬運機械不僅用于完成船舶與車輛貨物的裝卸，而且用于庫場、貨棧、艙內(nèi)、車廂內(nèi)完成貨物的堆碼、拆垛和短距離運輸?shù)茸鳂I(yè)。常用的裝卸搬運機械有叉車、單斗車、牽引車、平板車、工業(yè)搬

14、運車輛等。</p><p>　　按照裝卸搬運機械所能搬運貨物種類的不同，可將其分為如下四種類型：</p><p>　　1）.長大笨重貨物的裝卸搬運機械 長大笨重貨物在質(zhì)量、體積和形狀方面差別較大。常見的長大笨重貨物有大型機電設(shè)備、各種鋼材、大型鋼梁、原木、混凝土構(gòu)件等。通常采用起重機械進行作業(yè)，主要有軌道式起重機和自行式起重機兩種類型，軌道式起重機主要有龍門式起重機和橋式起重機。自行式起

15、重機主要有汽車起重機、輪胎起重機和履帶起重機等類型。</p><p>　　2）.散裝貨物的裝卸搬運機械 散裝貨物通常是指成堆搬運不計件的貨物，如煤、焦炭、沙子、礦石等。散堆貨物在交通運輸貨運量中占60%以上，因此，對該類貨物裝卸機械的選擇是一項很重要的工作。一般來講，裝卸這類貨物應(yīng)多考慮選擇轉(zhuǎn)載機、抓斗起重機、鏈斗式裝車機等進行機械裝車；機械卸車主要用鏈斗式卸車機、螺旋式卸車機和抓斗起重機等。散裝貨物的搬運主要

16、用連續(xù)作用輸送機。</p><p>　　3）.成件包裝貨物的裝卸搬運機械 成件包裝貨物一般是指怕濕、怕曬、需要在倉庫內(nèi)存放并且多用棚車裝運的貨物，如日用百貨、五金板材等。這種貨物包裝方式很多，主要有箱裝、框裝、袋裝、捆裝等。該類貨物一般采用叉車，并配以托盤進行裝卸搬運作業(yè)，也可使用帶式輸送機械進行成件包裝貨物的搬運。</p><p>　　4）.集裝貨物裝卸搬運機械 集裝貨物是指采用集裝

17、器具，將貨物集中起來的一種方式。常見的集裝器具主要有托盤和集裝箱。托盤和小噸位的集裝箱貨物一般采用相應(yīng)噸位的叉車進行裝卸搬運；大噸位的集裝箱一般采用龍門起重機或旋轉(zhuǎn)起重機進行裝卸作業(yè)，也可采用叉車、集裝箱跨運車、集裝箱牽引車、集裝箱搬運車等進行裝卸作業(yè)。</p><p>　　叉車按其動力裝置不同，分為內(nèi)燃叉車和電瓶叉車；按其結(jié)構(gòu)和用途不同，分為平衡式、插腿式、前移式（以上三種均為正叉式）、側(cè)叉式、跨車以及其他特種

18、叉車等。</p><p>　　叉車的主要使用性能簡介如下：</p><p>　　1）.裝卸性 這是指叉車起重能力和裝卸快慢的主要性能。裝卸性能的好壞對叉車的生產(chǎn)率有直接的影響。叉車的起重量大、載荷中心距大、工作速度高則裝卸性能好。</p><p>　　2）.牽引性 它表示叉車行駛和加速快慢、牽引力和爬坡能力大小等方面的性能。行駛和加速快、牽引力和爬坡度大則牽引性

19、好。</p><p>　　3).制動性 它表示叉車在行駛中根據(jù)要求降低車速及停車的性能。通常以在一定行駛速度下制動時的制動距離來加以衡量。叉車的制動距離一般由試驗測定，必要時可通過計算確定。影響叉車制動距離的主要因素是叉車的行駛速度，制動距離越小則制動性能越好。我國叉車標(biāo)準(zhǔn)對行駛時的制動能力作了相應(yīng)規(guī)定:1.叉車空載行駛車速為20km/h時，制動距離應(yīng)不大于8m；2.叉車滿載行駛車速為10km/h時，制動距離不

20、大于4m。</p><p>　　4）.機動性 機動性是指叉車在最小面積內(nèi)轉(zhuǎn)彎的能力和通過狹窄、曲折通道的能力。衡量叉車機動性的指標(biāo)主要有最小轉(zhuǎn)彎半徑、直角交叉通道寬度和直角堆垛通道寬度。最小轉(zhuǎn)彎半徑越小、直角交叉通道寬度和直角堆垛通道寬度越小，則叉車的機動性能越好。</p><p>　　5）.通過性 叉車的通過性是指叉車克服道路障礙而通過各種不良路面的能力。叉車的外形尺寸大小，輪壓力、

21、離地間隙大、驅(qū)動輪牽引力大，則叉車的機動性越好。</p><p>　　6）.操縱性 是指叉車的輕便性和舒適性。如果需要加于各操作手柄、踏板及轉(zhuǎn)向盤上的力小、司機座椅與各操作件之間的位置布置得當(dāng)，則操縱性越好。</p><p>　　7）.穩(wěn)定性 叉車的穩(wěn)定性是指叉車在行駛和作業(yè)過程中，抵抗縱向和橫向傾翻的能力。穩(wěn)定性是保證叉車安全作業(yè)的必要條件。叉車的穩(wěn)定性分為縱向和橫向性兩類。<

22、/p><p>　　8）.經(jīng)濟性 叉車的經(jīng)濟性主要是指它的造價和營運費用，包括動力消耗、生產(chǎn)率、使用方便和耐用的程度等。</p><p>　　1 叉車貨叉強度和剛度驗算</p><p>　　叉車是用與車站,碼頭倉庫和工廠的件貨裝卸,堆垛及短途運輸工具,貨叉是叉車重要承載部件,其強度對于叉車的使用性能影響強大。</p><p>　　1.1 貨叉的主

23、要結(jié)構(gòu)參數(shù)</p><p>　　貨叉的主要結(jié)構(gòu)尺寸與重量載荷中心距,貨叉的材質(zhì)及熱處理等有關(guān),叉車起重量Q=1000kg,按ISO/DI1214----79標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,其載荷中心距DH=500mm,再由ISO/DIS2329---81和ISO2328---77標(biāo)準(zhǔn)查出A型貨叉設(shè)計的基本參數(shù)和主要尺寸應(yīng)如圖所示:</p><p>　　貨叉長度L=1000mm 垂直高度H=520mm

24、斷面尺寸</p><p>　　兩鉸支點間距 h=411mm 下叉鉤至地面距離e=73mm</p><p>　　貨叉材質(zhì)選用40cr鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,40cr鋼的屈服強度</p><p><b>　　1.2貨叉計算簡圖</b></p><p>　　由于貨叉和叉架的連接形式不同,其支承載荷類型也不同,按照ISO2328--

25、-77標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定1噸叉車貨叉和叉架的連接形式為掛鉤型上支承可看作固定支座,下支承可簡化為活動鉸鏈支座,貨叉可看作是超靜定剛架(見圖1)考慮到掛鉤型貨叉上部掛鉤處有安裝間隙,并非絕對不能轉(zhuǎn)動固而貨叉又可以簡化為支承在兩個鉸接制座上的靜定剛架(見圖2)</p><p><b>　　貨叉受力簡圖</b></p><p>　　a)超靜定剛架計算簡圖 b)靜定剛架計算簡圖

26、</p><p>　　兩種計算簡圖在集中載荷p力氣\作用下,危險截面均在圖1所示垂直A-A剖面處或其下方,應(yīng)力狀態(tài)和強度都相同,由于靜定剛架水平段的變形量大于超靜定剛架的水平段的變形量,并考慮到上部掛鉤處有安裝間隙,可以自由轉(zhuǎn)動,為使計算偏于強度驗算和剛度校核均按靜定剛架進行計算</p><p>　　1.3.貨叉的強度驗算</p><p>　　從貨叉受集中載荷P作用

27、的力(圖3)可以看出水平段受彎矩和剪力垂直段受彎矩和拉力,危險截面在下叉鉤A-A斷面以下的垂直段,危險截面的最大正應(yīng)力為:</p><p><b>　　(1)</b></p><p>　　式中.p---貨叉的計算載荷</p><p><b>　　---載荷中心距</b></p><p>　　W---

28、抗彎截面膜量.W=</p><p>　　F---貨叉垂直段截面積.F=d × b</p><p><b>　　計算載荷P的確定</b></p><p>　　式中Q表示起重量重力</p><p>　　Q=mg=10000N</p><p>　　:動載荷系數(shù)取=1.2</p>

29、<p>　　:偏載荷系數(shù)取=1.3</p><p><b>　　安全系數(shù)n的確定</b></p><p>　　安全系數(shù)的選取與貨叉的計算載荷大小,動載荷系數(shù)系數(shù)和偏載系數(shù)的選取密切相關(guān),如用確定計算載荷比較明確,安全系數(shù)可取較小值,否則安全系數(shù)取較大值,通常取安全系數(shù),n>=1.5,n取1.7</p><p><b>

30、　　許用應(yīng)力的確定</b></p><p>　　強度驗算把上列數(shù)據(jù)代入(1)得, </p><p>　　貨叉滿足強度貨叉的剛度校核通常是驗算叉尖處靜撓度,即以額定載荷作為計算載荷,按等截面靜定剛架計算叉尖處擾度,計算方法用簡便的彎矩圖相乘,叉尖處的擾度計算公式</p><p>　　式中E-40cr鋼彈性模量</p><p>　　I

31、表示貨叉截面慣性矩,按等截面計算</p><p>　　表示貨叉額定截面載荷力 </p><p>　　通常叉車的許用撓度為==2cm</p><p>　　因為所以滿足貨叉要求的</p><p>　　2門架的設(shè)計與計算:</p><p>　　對叉車門架進行概述:</p><p>　　1）叉車門架是由

32、開口薄壁桿組成的薄壁剛架。立柱是叉車門架直接承受滾輪壓力作用的構(gòu)件。由于壓力不通過立柱截面彎心，必然產(chǎn)生約束扭轉(zhuǎn)。計算表明，約束扭轉(zhuǎn)的正應(yīng)力與彎曲正應(yīng)力為同一量級，不容忽視。</p><p>　　2）內(nèi) 外門架的計算簡圖與橫梁數(shù)目和橫梁剛度有關(guān)。內(nèi)門架按II形薄壁剛架和一端鉸支.一端自由的薄壁桿計算,約束扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力的差別不大于10%。為減少計算工作量，可按單根薄壁桿計算。</p><p>

33、　　將門外架簡化為單根薄壁桿計算時，支座約束的假定對約束扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力影響不大，差值一般在3~10%的范圍內(nèi)，因此可按比較簡單的二跨連續(xù)梁的簡圖計算。</p><p>　　3）立柱截面中的剪力應(yīng)與正應(yīng)力相比較,,數(shù)值較小,約束扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力更可忽略不計?？紤]到滾輪壓力對立柱翼緣還要產(chǎn)生局部彎曲作用，因此門架立柱截面應(yīng)在滿足制造工藝要求的條件下，使腹板減薄，翼緣加厚。</p><p>　　4）采用參

34、數(shù)法進行叉車門架的約束扭轉(zhuǎn)強度計算，比較簡單，便于實用。</p><p>　　5）計算表明，當(dāng)滾輪間距相等時，內(nèi)，外門架立柱中的最大彎矩和雙力矩基本相等，因此要求叉車的內(nèi)，外門架應(yīng)具有相同的強度。由此可見，并列和綜合滾動式門架遠較重疊的滑動式門架優(yōu)越。</p><p>　　6）門架是叉車的重要組成部分。門架受載時的應(yīng)力情況極為復(fù)雜，而影響門架應(yīng)力的因素又多種多樣，本文僅從約束扭轉(zhuǎn)的一個側(cè)面

35、，在理論計算上提出一點看法，希望在對叉車門架進行理論研究和試驗時，能起拋磚引玉的作用。</p><p>　　已知額定起重量Q=1000kg載荷中心距為500mm.，貨叉和叉架重量 , 內(nèi)門架 ,=2000毫米，門架尺寸及門架計算狀態(tài)見圖11。門架材料Q275, 起重鏈條的一端固定在外門架橫梁上。</p><p>　　2.1叉架主滾輪壓力計算(圖12);</p><p&

36、gt;　　計算叉架滾輪壓力時,取叉架為自由體,貨物重量和叉架自重是叉架的我外載荷,鏈條拉力和叉架主滾輪壓力是叉架的支反力。在垂直于門架的平面內(nèi)，貨物重量和叉架自重對起重鏈條的偏心作用力矩由叉架的上，下主滾輪壓力平衡。貨物重量和叉架自重的鉛垂力由起重鏈條承受（圖3）。在門架平面內(nèi)，貨物在貨叉上偏置所產(chǎn)生的偏心力矩，根據(jù)（1）的條件，或以主滾輪摩擦力的形式作用于門架立柱的翼緣，或以側(cè)滾輪正壓力的形式作用于立柱的腹板。</p>

37、<p>　　在圖3中對起重鏈條中心線上的A點取矩并利用水平方向合力為零的條件，可求得每個主滾輪壓力：</p><p>　　式中:G叉---叉架自重;mm,-分別為貨重心和叉架重心至起重鏈條前分支中心線的水平距離。a=300mm表示兩滾輪之間的距離。</p><p><b>　　2.2滾輪的設(shè)計</b></p><p>　　1）滾動軸承

38、結(jié)構(gòu)型式的確定—由于叉車專用滾輪的轉(zhuǎn)速低，對軸承加油困難，單獨安裝防塵的密封裝置不經(jīng)濟又在尺寸上受限制。故采用GB278-82，80000型，兩面帶防塵蓋的單向心球軸承為基礎(chǔ)。這種軸承在制造時已裝填潤滑脂，因此，軸承在長期工作中不要加油。</p><p>　　2）按通常選用滾動軸承的方法及叉車對軸承的具體要求，確定選用GP278-80，某一滾動軸承的具體型號,這樣只要更換軸承的外圈尺寸與形狀,就成為叉車所需要的滾

39、輪了。這樣只要繪制外圈的圖紙就行了，但是外圈厚度要更厚，因為外圈外表面與內(nèi)門架型鋼相接觸，內(nèi)表面與鋼球相接觸，內(nèi)外表面的硬度差大。內(nèi)表面保持原外圈硬度，外表面的硬度稍微高門架鋼表面硬度，外圈還要承受沖擊負荷。滾輪主要由滾動軸承的外圈，內(nèi)圈，鋼球，保持器，密封蓋五大件組成。</p><p>　　根據(jù)上面的論述滾輪的尺寸以及性能重量見下表：</p><p>　　(滾輪)

40、 </p><p><b>　　2.2鏈輪的設(shè)計</b></p><p>　　其尺寸性能重量見下表。注表中型號由基本型號后加工廠自行編號組成，以示為非標(biāo)準(zhǔn)的專用鏈輪軸承。</p><p>　　由上表可以選擇的鏈輪為80308H3。見下圖：</p><p><b>　　（鏈輪）</b><

41、/p><p>　　2.3門架立柱截面幾何性質(zhì)(圖13)</p><p>　　叉車內(nèi)外門架立柱的截面尺寸相同(圖13a)。截面璧厚中心線的有關(guān)尺寸</p><p>　　見圖13b。扇性坐標(biāo)見圖13C，扇性靜矩見圖13d。截面的其他幾何參數(shù)見表3。原設(shè)計的載荷中心距為380毫米，現(xiàn)按我國叉車標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定，取為500毫米。</p><p>　　圖13

42、門架立柱截面幾何性質(zhì) (a)立柱截面 (b)截面中心 (4)扇性坐標(biāo)</p><p><b>　　(d)扇性靜矩</b></p><p><b>　　2.4內(nèi)門架計算</b></p><p>　　在門架桿件中產(chǎn)生的軸力,剪力,彎矩,扭矩,雙力矩統(tǒng)稱為門架的內(nèi)力。計算和試驗表明，彎矩（由桿件整體彎曲和局部彎

43、曲產(chǎn)生）和雙力矩是影響門架強度的主要因素。計算門架的內(nèi)力是將門架作為承受整體彎曲，翼緣局部彎曲和約束扭轉(zhuǎn)進行計算的。</p><p><b>　　2.4.1整體彎曲</b></p><p>　　在整體彎曲和約束扭轉(zhuǎn)的共同作用下，內(nèi)門架立柱的危險截面是與叉架下滾輪相接觸的截面B(圖15a)。叉車起重鏈條的一端固定在起升油缸缸筒上，鏈條拉力S對缸筒產(chǎn)生的力矩通過活塞桿在內(nèi)

44、門架的上端產(chǎn)生推力，其方向垂直于門架平面，使內(nèi)門架彎曲。</p><p>　　在截面B上的這個附加彎矩數(shù)值極小，可以略去不計。因此截面B的計算彎矩仍可寫為:</p><p><b>　　2.4.2約束扭轉(zhuǎn)</b></p><p>　　(a) 扭轉(zhuǎn)力矩 由式(5):</p><p>　　(b)雙力矩、扇性扭矩和自由扭矩(圖

45、14)</p><p>　　內(nèi)門架立柱按一端鉸支、一端自由的單根薄壁桿計算，由式(9)計算雙力炬B</p><p><b>　　雙曲線函數(shù)值見表4</b></p><p><b>　　=</b></p><p>　　扇性扭矩按式(10)計算;</p><p>　　截面O的扇性

46、扭矩(Z=0); </p><p>　　截面A的扇性扭矩(Z=a)</p><p>　　截面B的扇性扭矩(Z=b);</p><p><b>　　=-315N</b></p><p><b>　　=240N</b></p><p><b>　　=-300N

47、</b></p><p><b>　　=-332N</b></p><p><b>　　=-240N</b></p><p><b>　　2.4.3應(yīng)力計算</b></p><p>　　從圖14可知,B為危險截面,在此截面上:</p><p>

48、;<b>　　=40.2Mpa </b></p><p>　　扇性正應(yīng)力(約束扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力)(圖15)</p><p>　　=-46.7 MPa</p><p><b>　　=25.4 MPa</b></p><p><b>　　=65.6 MPa</b></p>

49、<p>　　約束扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力與整體彎曲正應(yīng)力屬于同一量級。</p><p>　　立柱截面B正應(yīng)力分布情況見圖15。2點的剪應(yīng)力有以下三項；</p><p><b>　　=7 MPa</b></p><p><b>　　自由扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力</b></p><p>　　=4.3 MPa立柱截面B的剪

50、應(yīng)力分布情況見圖16。2點處的總剪應(yīng)力為三項剪應(yīng)力之和：</p><p><b>　　=27.8 MPa</b></p><p>　　在一般情況下，自由扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力與彎曲應(yīng)力屬于同一量級，約束扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力數(shù)值很小，在實際計算中，常常不計。</p><p>　　滾輪壓力對立柱翼緣的截面還要產(chǎn)生局部彎曲正應(yīng)力。在一般情況下，局部彎曲正應(yīng)力在各項應(yīng)力數(shù)值

51、最大求出各項力以后，再按強度理論計算2點處的當(dāng)量應(yīng)力，建立強度條件。</p><p><b>　　2.5外門架計算</b></p><p>　　外門架是由左右立柱和多根橫梁組成的外形封閉的復(fù)雜剛架結(jié)構(gòu)。由于通過立柱與橫梁的彎曲中心的縱軸不在同一平面內(nèi)，因此外門架并不是一個平面薄壁框架。在外載荷作用下，外門架立柱產(chǎn)生的彎曲變形和約束扭轉(zhuǎn)變形與內(nèi)門架立柱相似。我們同樣也把

52、外門架簡化為單根立柱計算，橫梁的影響則通過支座約束來考慮。</p><p><b>　　2.5.1整體彎曲</b></p><p>　　鏈條拉力S對起升油缸筒產(chǎn)生的力矩，通過活塞桿和內(nèi)門架，使門架滾輪壓力增加，門架的彎矩增大。假設(shè)門架滾輪壓力的增量為(圖17)</p><p>　　式中 一鏈條總拉力；毫米一鏈條軸線至油缸中心的距離；代入有關(guān)數(shù)值

53、后，得：門架滾輪的總壓力為</p><p>　　=1370+123=1493公斤 由此得到門架的最大的彎矩為：</p><p><b>　　=4480N</b></p><p><b>　　2.5.2約束扭轉(zhuǎn)</b></p><p>　　扭轉(zhuǎn)力矩由式（5）確定6050公斤-厘米=605N，外門架立

54、柱的約束扭轉(zhuǎn)計算簡圖見圖18。</p><p>　　由式（14）求初參數(shù)</p><p><b>　　==195N</b></p><p>　　由式(15)求得雙力矩方程:</p><p>　　圖17 鏈條拉力對缸筒和門架滾輪壓力的影響</p><p>　　(a)起升油缸; (b)內(nèi)門架&l

55、t;/p><p><b>　　雙曲線函數(shù)值如下:</b></p><p>　　截面C的雙力矩(Z=c)</p><p>　　截面D的雙力矩(Z=d)</p><p>　　截面E的雙力矩(Z=e)</p><p>　　外門架立柱截面的雙力矩如圖18-b所示,最大雙力矩發(fā)生在截面D上。按照其他各種計算簡圖

56、算得的最大雙力矩均在截面D上，且差值不大于7%。</p><p>　　由式（16）可得外門架立柱截面的扇性扭矩方程，從而確定有關(guān)截面上的扇扭矩。</p><p>　　截面O的扇性扭矩（Z=0）</p><p><b>　　=148N</b></p><p>　　截面C的扇性扭矩(Z=c)</p><p

57、>　　截面D的扇性扭矩(Z=d)</p><p>　　截面E的扇性扭矩(Z=e)</p><p>　　按照的關(guān)系可以計算立柱截面上的自由扭矩。門架立柱的扇性扭矩，自由扭矩和總扭矩見圖18-c d e.</p><p>　　2.5.3應(yīng)力計算 </p><p>　　從圖18可知,門架立柱與門架的下滾輪相接觸的截面D是危險截面,最大應(yīng)力發(fā)生

58、在翼緣與腹板相交的內(nèi)惻.</p><p><b>　　整體彎曲正應(yīng)力為</b></p><p><b>　　=43.6MPa</b></p><p><b>　　約束扭轉(zhuǎn)正應(yīng)力為:</b></p><p><b>　　=26MPa</b></p>

59、;<p><b>　　總的正應(yīng)力為:</b></p><p><b>　　=69.6MPa</b></p><p>　　3液壓缸的尺寸的設(shè)計</p><p>　　3.1液壓系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式和工作原理</p><p>　　按結(jié)構(gòu)形式以及工作特點,油缸可以分為單作用缸,雙作用缸,組合油缸和擺

60、動油缸等四種類型?，F(xiàn)在舉個例子常見的叉車的起升油缸。</p><p>　　單作用油缸（叉車起升油缸）</p><p>　　單作用油缸是指壓力油只能向油缸中活塞的一側(cè)供油，即活塞只在向一個方向運動時靠油壓力推動，動作完成后的返回行程則靠其他外力來推動。例如叉的起升油缸，靠油壓力將柱活塞頂起上升，而下降時則將油缸中的油排出，靠貨叉，門架的自重使活塞下降。車的起升油缸，靠油壓力將柱活塞頂起上升，

61、而下降時則將油缸中的油排出，靠貨叉，門架的自重使活塞下降。</p><p>　　如從油缸內(nèi)的活塞的結(jié)構(gòu)特點考慮，可以分為：柱塞式 ，伸縮套筒式以及活塞式。</p><p>　?。?）叉車起升油缸 </p><p>　　其結(jié)構(gòu)及職能符號，如下圖所示，活塞的端面是油壓力的作用面。由于缸體內(nèi)墻壁和活塞不接觸，因此缸體內(nèi)壁不需要精加工，簡化了缸體的加工工藝。為了減輕重量，活

62、塞可以做成空心的。比如 ：叉車起升油缸</p><p>　?。?） 起升油缸上作用力分析：</p><p>　　表示安裝在叉車外門架底梁上的起升油缸組的工作位置。在缸筒中伸縮活動的活塞桿，其上端鉸接到具有一對起升鏈輪的橫支架中間。橫支架連接于內(nèi)門架的上橫梁，以便頂升內(nèi)門架，經(jīng)兩根平衡鏈條懸吊叉架，使裝載著的木材升降。鏈條的另外一端鉸接到外門架的橫梁上引用油缸上起升鏈條受載荷Q=12280N

63、時動荷系數(shù)以及偏載系數(shù)=1.1。兩根鏈條拉力分別為：</p><p>　　活塞桿頂端承受載荷為</p><p>　?。?）叉車起升油缸的設(shè)計</p><p>　　柱塞式油缸造價高維修復(fù)雜,但是截面慣量大,工作時不容易失穩(wěn)但是活塞式油缸價廉,裝配維修方便,但是截面慣量小,尤其當(dāng)偏載起動時,更需校驗發(fā)生,由于設(shè)計1噸液壓叉車起升油缸,活塞式油缸足夠承受此力。</p

64、><p><b>　　叉車起升油缸如下：</b></p><p>　　叉車起升部分液壓工作原理圖如下:</p><p>　　3.2液壓缸工作壓力的確定</p><p>　　(表5-7)液壓缸工作壓力主要是通過液壓設(shè)備和油缸外載荷來確定的。如下圖：</p><p>　　表5-7取液壓缸工作壓力為3.5M

65、pa</p><p>　　1.3.2液壓缸內(nèi)徑D和活塞桿直徑d的確定</p><p>　　油缸的工作壓力P, 活塞桿頂端承受載荷為和油缸內(nèi)徑D的關(guān)系</p><p><b>　　m </b></p><p>　　表2-4液壓缸內(nèi)徑尺寸系列(GB2348-80)得 D=0.1m</p><p>　　

66、當(dāng)活塞桿工作受拉拉伸,一般取d/D=0.3-0.5;當(dāng)活塞桿工作時受壓縮(單活塞桿油缸),為保證活塞桿工作的縱彎曲穩(wěn)定性,d/D的比值應(yīng)該取較大,一般取d/D=0.5-0.7,所以d/D=0.7</p><p>　　3.3油缸各部分材料的確定</p><p>　　3.3.1材料用45號鋼的無縫鋼管且要調(diào)質(zhì)</p><p><b>　　缸體技術(shù)條件：<

67、/b></p><p>　　缸體內(nèi)徑D采用配合。內(nèi)徑的加工光潔度：當(dāng)活塞用橡膠密封時，取當(dāng)活塞用活塞環(huán)密封時，取，都需要進行研磨。</p><p>　　熱處理：調(diào)質(zhì)，硬度HB241到HB285。</p><p>　　直徑D的圓錐度，橢圓度不大于直徑公差之半</p><p>　　缸體與端部用螺紋連接，螺紋采用2a級精度的公制螺紋.<

68、/p><p><b>　　缸體尾部為耳環(huán)型</b></p><p>　　為了防止腐蝕和提高壽命,在缸體內(nèi)表面可以鍍鉻,再進行拋光,在缸體外表面涂上耐油油漆。</p><p>　　3.3.2活塞材料 ：耐磨鑄鐵</p><p><b>　　活塞技術(shù)條件</b></p><p>　　

69、外徑D對d的振擺不大于D公差之半</p><p>　　端面T的不垂直度在直徑100毫米上不大于0.04毫米</p><p>　　外徑D的橢圓度,圓錐度不大于直徑公差之半</p><p>　　活塞的密封 采用O型密封圈進行密封</p><p>　　3.3.3活塞桿 有實心和空心兩種,根據(jù)起升的重量可以選者實心活塞桿:45號鋼。</p>

70、;<p><b>　　活塞桿的技術(shù)條件</b></p><p>　　熱處理：初加工后調(diào)質(zhì)至硬度HB=229-285。</p><p>　　直徑d,的圓錐度和橢圓度不大于直徑公差之半.</p><p>　　軸線彎曲度在500毫米長度上不大于0.03毫米</p><p>　　直徑d對的振擺差不大于0.01毫米&

71、lt;/p><p>　　端面T的不垂直度在直徑100毫米上不大于0.04毫米</p><p>　　d表面可以鍍鉻,鍍后再磨光,鍍鉻層0.05毫米</p><p>　　活塞桿材料為45號鋼 其抗拉強度為 n:許用安全系數(shù),n=4</p><p>　　所以---活塞桿材料許用應(yīng)力:</p><p>　　所以---活塞桿材料許用

72、應(yīng)力:</p><p>　　3.4液壓缸壁厚和外徑的計算</p><p>　　液壓缸的壁厚由液壓缸的強度條件來計算。</p><p>　　液壓缸的壁厚一般是指缸筒結(jié)構(gòu)中最薄處的厚度。從材料力學(xué)可知，承受內(nèi)壓力的圓筒，其內(nèi)應(yīng)力分布規(guī)律因壁厚的不同而各異。一般計算時可分為薄壁圓筒和厚壁圓筒。液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值的圓筒稱為薄壁圓筒。起重運輸機械和工程機械的液壓缸，

73、一般用無縫鋼管材料，大多屬于薄壁圓筒結(jié)構(gòu)，其壁厚按薄壁圓筒公式計算： </p><p>　　式子中：液壓缸壁厚（m）</p><p>　　D: 液壓缸內(nèi)徑(m)</p><p>　　:試驗壓力,一般取最大工作壓力的1.5倍(Mpa)</p><p>　　-缸筒材料的許用應(yīng)力 無縫鋼管: =100Mpa</p><p>

74、;　　在中低壓液壓系統(tǒng)中,按上式計算所得液壓缸的壁厚往往很小,使缸體的剛度往往很不夠,如在切削加工過程中的變形,安裝變形等等引起液壓缸工作過程卡死或漏油.因此一般不作計算,按經(jīng)驗選取,必要時按上式進行校核.</p><p>　　液壓缸的內(nèi)徑D與其壁厚的比值所以</p><p>　　液壓缸壁厚算出來以后,即可求出缸體的外徑式中值應(yīng)該按無縫鋼管標(biāo)準(zhǔn)</p><p>　　

75、3.5液壓缸工作行程的確定</p><p>　　表2-6液壓缸活塞行程參數(shù)系列（GB2349-80）（mm）取1800mm</p><p><b>　　缸蓋厚度的確定</b></p><p>　　一般液壓缸多為平底缸蓋,其有效厚度t按強度要求可用下面兩式進行近似計算</p><p><b>　　無孔時</

76、b></p><p><b>　　有孔時m</b></p><p>　　式子中:t---缸蓋有效厚度(m)</p><p>　　-----缸蓋止口內(nèi)徑(m)</p><p>　　------缸蓋孔的直徑(m)</p><p>　　3.6最小導(dǎo)向長度確定</p><p&g

77、t;　　對一般的液壓缸,最小導(dǎo)向長度H應(yīng)該滿足以下要求</p><p>　　式子中L----液壓缸的最大行程;</p><p>　　D-----液壓缸的內(nèi)徑</p><p>　　活塞的寬度B一般取B=(0.6-1.0)D 所以B=缸蓋滑動支承面的長度,根據(jù)液壓缸內(nèi)徑D而定;</p><p>　　當(dāng)D>80mm時,取=0.1m 這里應(yīng)

78、該取=0.1m</p><p>　　為保證最小導(dǎo)向長度H,若過分增大和B都是不適宜的,必要時可在缸蓋與活塞之間增加一閣套K來增加H的值,閣套的長度C由需要的最小導(dǎo)向長度H來決定,即 </p><p>　　3.7缸體長度的確定</p><p>　　液壓缸缸體內(nèi)部長度應(yīng)等于活塞的行程與活塞的寬度之和。缸體外形長度還要考慮到兩端端蓋的厚度。一般液壓缸缸體長度不應(yīng)大于內(nèi)徑的

79、20-30倍。取缸體長度</p><p>　　3.8活塞桿穩(wěn)定性驗算</p><p>　　當(dāng)液壓缸支承長度時,須考慮活塞桿彎曲穩(wěn)定性并進行驗算.液壓缸的支承長度是指活塞桿全部外伸時,液壓缸支承點與活塞桿前端連接處之間的距離,d為活塞桿直徑.</p><p><b>　　4、總結(jié)</b></p><p>　　這次畢業(yè)設(shè)計是

80、我從大學(xué)畢業(yè)生走向社會工作崗位關(guān)鍵的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設(shè)計。其間，查找資料、老師指導(dǎo)、與同學(xué)交流、反復(fù)修改圖紙、計算說明書，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。同時我也深刻地感受到：有一個端正的學(xué)習(xí)態(tài)度是非常的重要，團隊合作精神也是不可缺少的。</p><p>　　通過這次實踐，我了解到叉車門架以及提升部分的用途及工作原理，熟悉了叉車的設(shè)計步驟，鍛煉了機械設(shè)計實踐能力，培養(yǎng)了自己獨

81、立設(shè)計能力。此次畢業(yè)設(shè)計是對我專業(yè)知識和專業(yè)基礎(chǔ)知識一次實際檢驗和鞏固，同時也是走向工作崗位前的一次熱身。 </p><p>　　在這次畢業(yè)設(shè)計當(dāng)中我還是學(xué)到了很多,比如查閱有關(guān)資料,溫習(xí)了工程力學(xué),和液壓系統(tǒng),材料力學(xué)有關(guān)知識，分析圖紙，繪制圖紙，溫習(xí)了機械制圖等等。在這些整個過程當(dāng)中，我發(fā)現(xiàn)了自己的不足，所學(xué)的知識和別業(yè)設(shè)計所要求的有相當(dāng)大的出路。還好有張老師對我的負責(zé)，對我的指導(dǎo)，雖然自己搞的不是最好的但是

82、我相信自己能夠做的更加好。</p><p>　　在這次畢業(yè)設(shè)計中，由于個人水平的有限，加上沒有較多的工作經(jīng)驗，設(shè)計中仍然存在許多不足之處，望各位老師提出寶貴建議。再次感謝張本升及機電教研室各位老師的指導(dǎo)。</p><p><b>　　5 參考文獻</b></p><p>　　[1] 奚紹中：薄壁桿件理論基礎(chǔ)，唐山鐵道學(xué)院 1964年</

83、p><p>　　[2] WC3 叉車計算書，武漢水運學(xué)院，武昌機械1985年</p><p>　　[3] 日本叉車標(biāo)準(zhǔn)（J2S D6001—1976）</p><p>　　[4] 西南交大：叉車 人民鐵道出版社1979年</p><p>　　[5] 張質(zhì)文：《起重運輸機械》1979年第3期</p><p>　　[

84、6] 徐克晉：叉車門架的結(jié)構(gòu)與計算《叉車技術(shù)》1978年第1.2期</p><p>　　[7] 劉仁家，陶性華《機械設(shè)計師手冊》機械工業(yè)出版社2000年</p><p>　　[8] 陳于萍,金升 《金屬材料及熱處理》機械工業(yè)出版社1999年</p><p>　　[9] 《機械工程師》機械工業(yè)出版社1998年</p><p>　　[10