《叉車設(shè)計規(guī)范》（征求

1、ICS53.060CCS J 83中華人民共和國國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T XXXXXXXXX叉車設(shè)計規(guī)范Design rules for forklift trucks在提交反饋意見時，請將您知道的相關(guān)專利連同支持性文件一并附上XXXX - XX - XX發(fā)布XXXX - XX - XX實施GB/T XXXXXXXXX目次前言VI1范圍12規(guī)范性引用文件13術(shù)語、定義和符號代號23.1術(shù)語和定義23.2符號代號24總體設(shè)計24.1基本構(gòu)成24.2載荷和載荷組合34.2.1計算載荷34.2.1.1自重載荷34.2.1.2額定起升載荷34.2.1.3阻力載荷34.2.1.4變速運動載荷44.2.1.5起升

2、動力載荷44.2.1.6運行沖擊載荷44.2.1.7叉車轉(zhuǎn)彎離心力44.2.2載荷組合54.2.2.1基本設(shè)計方法54.2.2.2工作情況54.2.2.3載荷組合說明54.2.2.4載荷組合表及應(yīng)用54.3自重、重心和軸載64.3.1自重及重心位置估算64.3.2自重及重心位置實算64.3.3重心位置實測64.3.4軸載74.4機動性能74.4.1最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑74.4.1.1前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車和單電機前驅(qū)三支點叉車74.4.1.2雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車84.4.2最小直角堆垛通道寬度84.4.2.1前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車和單電機前驅(qū)三支點叉車84.4.2.2雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式

3、三支點叉車104.5動力特性104.5.1發(fā)動機選型104.5.2電動機選型114.5.3傳動系統(tǒng)總速比114.5.4傳動系統(tǒng)速比分配原則134.6牽引特性134.6.1牽引力與速度134.6.1.1機械傳動叉車牽引力與速度134.6.1.2液力傳動叉車牽引力與速度144.6.1.3靜壓傳動叉車牽引力與速度144.6.2最大牽引力144.6.3爬坡能力144.7制動性能154.7.1制動性能要求154.7.2行車制動力矩154.7.3停車制動力矩154.8整機穩(wěn)定性155結(jié)構(gòu)165.1金屬結(jié)構(gòu)件的一般計算原則165.2金屬結(jié)構(gòu)件的連接計算165.2.1焊接165.2.1.1一般要求165.2.

4、1.2焊縫的許用應(yīng)力165.2.1.3對接焊縫的計算165.2.1.4角焊縫的計算175.2.2鉚接175.2.2.1鉚釘連接的許用應(yīng)力175.2.2.2鉚釘連接的疲勞許用應(yīng)力185.2.3螺栓連接185.2.3.1普通螺栓連接185.2.3.2有預(yù)拉力的高強度螺栓連接195.2.4銷軸連接225.3門架結(jié)構(gòu)驗算235.3.1門架受力分析235.3.2門架整體彎曲應(yīng)力分析275.3.3門架局部彎曲應(yīng)力分析295.3.4門架合成應(yīng)力305.3.5門架滾輪接觸應(yīng)力分析305.4貨叉架結(jié)構(gòu)驗算305.5車架結(jié)構(gòu)驗算325.5.1結(jié)構(gòu)驗算原則325.5.2結(jié)構(gòu)驗算方法325.5.2.1建模要求335.

5、5.2.2工況選擇335.5.2.3計算步驟335.5.2.4強度驗算336機械336.1起升系統(tǒng)336.1.1門架理論尺寸計算336.1.1.1門架基本尺寸336.1.1.2縱向滾輪最小間距366.1.2門架零部件選型376.1.2.1貨叉376.1.2.2滾輪396.1.2.3鏈條416.1.2.4起升油缸416.2轉(zhuǎn)向系統(tǒng)436.2.1轉(zhuǎn)向阻力矩計算436.2.2油缸推力456.2.3轉(zhuǎn)向機構(gòu)466.2.4轉(zhuǎn)向橋486.3驅(qū)動系統(tǒng)506.3.1離合器506.3.2變矩器526.3.3變速器526.3.4聯(lián)軸器536.3.5驅(qū)動橋536.3.5.1主傳動536.3.5.2差速器546.3.

6、5.3半軸546.3.5.4輪邊減速器556.3.5.5驅(qū)動橋體566.4制動系統(tǒng)636.4.1制動器636.4.2制動操縱機構(gòu)636.5輪胎647電氣657.1基本要求657.2電源和供電657.2.1供電電源657.2.2控制電源657.2.3供電系統(tǒng)667.3電氣控制系統(tǒng)667.3.1電氣控制元件667.3.2控制器677.3.3控制系統(tǒng)設(shè)計原則677.4電氣設(shè)備的工作環(huán)境687.4.1防油687.4.2環(huán)境溫度687.4.3大氣條件687.4.4海拔687.4.5特殊環(huán)境687.5電動機697.5.1電動機選擇依據(jù)697.5.2電動機選型697.6輔助電氣設(shè)備697.6.1儀表697.

7、6.2照明和信號裝置707.6.3其他電氣設(shè)備707.7通信707.8電線電纜707.8.1一般要求707.8.2導(dǎo)線敷設(shè)708液壓718.1基本要求718.2液壓系統(tǒng)回路718.2.1一般要求718.2.2油泵回路718.2.3負(fù)載回路718.2.4卸載回路718.2.5安全回路728.2.6限速回路728.3液壓系統(tǒng)類型728.3.1開式液壓系統(tǒng)與閉式液壓系統(tǒng)728.3.2單泵液壓系統(tǒng)與多泵液壓系統(tǒng)728.4液壓系統(tǒng)壓力確定728.5液壓元件的設(shè)計與選型738.5.1設(shè)計原則738.5.2液壓缸738.5.3液壓泵748.5.4液壓閥758.6液壓輔助元件758.6.1管路758.6.2液

8、壓油箱769安全789.1基本要求789.2動力系統(tǒng)789.3傳動系統(tǒng)789.4轉(zhuǎn)向系統(tǒng)789.5制動系統(tǒng)789.6液壓系統(tǒng)789.7電氣和控制系統(tǒng)799.8工作裝置799.9安全保護和防護裝置799.10安全尺寸80附錄A（資料性附錄）本文件使用的符號和代號81附錄B（規(guī)范性附錄）穩(wěn)定性計算97前言本文件按照GB/T 1.1-2020標(biāo)準(zhǔn)化工作導(dǎo)則 第1部分：標(biāo)準(zhǔn)化文件的結(jié)構(gòu)和起草規(guī)則的規(guī)定起草。 請注意本文件的某些內(nèi)容可能涉及專利。本文件的發(fā)布機構(gòu)不承擔(dān)識別專利的責(zé)任。本文件由中國機械工業(yè)聯(lián)合會提出。本文件由全國工業(yè)車輛標(biāo)準(zhǔn)化技術(shù)委員會（SAC/TC 332）歸口。本文件起草單位： 本文件

9、主要起草人：132叉車設(shè)計規(guī)范1 范圍本文件確立了叉車總體、結(jié)構(gòu)、機械、電氣、液壓與安全等部分的設(shè)計原則，規(guī)定了設(shè)計、計算要求和方法。本文件適用于GB/T 6104.1所定義的平衡重式叉車、前移式叉車、側(cè)面式叉車、插腿式叉車、托盤堆垛車和三向堆垛式叉車。其他類型叉車可參照使用。2 規(guī)范性引用文件下列文件中的內(nèi)容通過文中的規(guī)范性引用而構(gòu)成本文件必不可少的條款。其中，注日期的引用文件，僅該日期對應(yīng)的版本適用于本文件；不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改單）適用于本文件。GB/T 985.1 氣焊、焊條電弧焊、氣體保護焊和高能束焊的推薦坡口GB/T 985.2 埋弧焊的

10、推薦坡口GB/T 2982 工業(yè)車輛充氣輪胎規(guī)格、尺寸、氣壓與負(fù)荷GB 3836.1 爆炸性環(huán)境 第1部分：設(shè)備 通用要求GB/T 4208-2017 外殼防護等級（IP代碼）GB 4785 汽車及掛車外部照明和光信號裝置的安裝規(guī)定GB/T 4942.1-2006 旋轉(zhuǎn)電機整體結(jié)構(gòu)的防護等級(IP代碼)分級GB/T 5008.1 起動用鉛酸蓄電池 第1部分: 技術(shù)條件和試驗方法GB/T 5143 工業(yè)車輛 護頂架 技術(shù)要求和試驗方法GB/T 5182 叉車 貨叉 技術(shù)要求和試驗方法GB/T 5184 叉車 掛鉤型貨叉和貨叉架 安裝尺寸GB/T 6074 板式鏈、連接環(huán)和槽輪尺寸、測量

11、力和抗拉強度GB/T 6104.1 工業(yè)車輛 術(shù)語和分類 第1部分：工業(yè)車輛類型GB/T 7403.1 牽引用鉛酸蓄電池 第1部分：技術(shù)條件GB/T 10823 充氣輪胎輪輞實心輪胎規(guī)格、尺寸與負(fù)荷 GB/T 10827.1 工業(yè)車輛 安全要求和驗證 第1部分：自行式工業(yè)車輛（除無人駕駛車輛、伸縮臂式叉車和載運車）GB/T 10827.3 工業(yè)車輛 安全要求和驗證 第3部分：對帶有起升操作臺的車輛和專門設(shè)計為帶起升載荷運行的車輛的附加要求GB 12476.1 可燃性粉塵環(huán)境用電氣設(shè)備 第1部分：通用要求GB 14048.4 低壓開關(guān)設(shè)備和控制設(shè)備 第4-1部分：接觸器和電動機啟動器

12、機電式接觸器和電動機啟動器（含電動機保護器）GB/T 15706 機械安全 設(shè)計通則 風(fēng)險評估與風(fēng)險減小GB 15742 機動車用喇叭的性能要求及試驗方法GB/T 16622 壓配式實心輪胎規(guī)格、尺寸與負(fù)荷GB/T 16855.1-2018 機械安全 控制系統(tǒng)安全相關(guān)部件 第1部分：設(shè)計通則GB/T 18849 機動工業(yè)車輛 制動器性能和零件強度GB/T 19854 爆炸性環(huán)境用工業(yè)車輛防爆技術(shù)通則GB/T 26560 機動工業(yè)車輛 安全標(biāo)志和危險圖示 通則GB/T 26562 自行式坐駕工業(yè)車輛踏板的結(jié)構(gòu)與布置 踏板的結(jié)構(gòu)與布置原則GB/T 26948.1 工業(yè)車輛駕駛員約束系統(tǒng)技術(shù)要求及試

13、驗方法GB/T 26949.2 工業(yè)車輛 穩(wěn)定性驗證 第2部分：平衡重式叉車GB/T 26949.3 工業(yè)車輛 穩(wěn)定性驗證 第3部分：前移式和插腿式叉車GB/T 26949.4 工業(yè)車輛 穩(wěn)定性驗證 第4部分：托盤堆垛車、雙層堆垛車和操作者位置起升高度不大于1 200mm的揀選車GB/T 26949.5 工業(yè)車輛 穩(wěn)定性驗證 第5部分：側(cè)面式叉車（單側(cè)）GB/T 26949.22 工業(yè)車輛 穩(wěn)定性驗證 第22部分：操作者位置可或不可起升的三向堆垛式叉車GB/T 27544 工業(yè)車輛 電氣要求GB/T 31465.1 道路車輛 熔斷器 第1部分：定義和通用試驗要求 QC/T 198 汽

14、車用開關(guān)通用技術(shù)條件QC/T 695 汽車用繼電器QC/T 729 汽車用交流發(fā)電機技術(shù)條件T/CCMA 0111 工業(yè)車輛用鋰離子電池及其系統(tǒng)3 術(shù)語、定義和符號代號3.1 術(shù)語和定義GB/T 6104.1和GB/T 10827.1界定的術(shù)語和定義適用于本文件。3.2 符號代號本文件使用的主要符號、代號及其單位和含義，見附錄A。4 總體設(shè)計4.1 基本構(gòu)成叉車主要由工作裝置、動力裝置和輪式底盤構(gòu)成。各部分具體構(gòu)成如下：a) 工作裝置:門架、貨叉架、貨叉、滾輪、鏈輪、鏈條、液壓油缸；b) 動力裝置:1) 內(nèi)燃叉車:發(fā)動機安裝、冷卻系統(tǒng)、燃油系統(tǒng)、進氣系統(tǒng)、排氣系統(tǒng)；2) 電動叉車:蓄電池（燃料

15、電池）、電動機、電氣控制元器件；c) 輪式底盤:1) 傳動系統(tǒng): 內(nèi)燃叉車機械傳動:離合器、變速箱、驅(qū)動橋； 電動叉車機械傳動: 差速器（雙驅(qū)無，后驅(qū)無）、減速箱； 液力傳動:液力變矩器、變速箱、驅(qū)動橋： 靜壓傳動:液壓馬達(dá)和驅(qū)動橋等不同傳動方案；2) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng):方向盤、轉(zhuǎn)向器、轉(zhuǎn)向管柱及附件、轉(zhuǎn)向橋；3) 制動系統(tǒng):行車制動、停車制動；4) 行走支撐裝置:車架、平衡重、機罩類、底板類、座椅、護頂架（駕駛室）；5) 操縱系統(tǒng):油門操縱、制動操縱、變速操縱、轉(zhuǎn)向操縱、閥操縱；6) 電氣系統(tǒng):電源、電氣控制元器件、電動機、輔助電氣設(shè)備、電線電纜；7) 液壓系統(tǒng):液壓油箱、液壓泵、液壓閥、液壓管路、

16、液壓油缸、液壓輔助元件、液壓馬達(dá)。4.2 載荷和載荷組合 4.2.1 計算載荷4.2.1.1 自重載荷自重載荷PG是由叉車本身的結(jié)構(gòu)、機械設(shè)備和電氣設(shè)備產(chǎn)生的重力。4.2.1.2 額定起升載荷額定起升載荷PQ是叉車在標(biāo)準(zhǔn)載荷質(zhì)心位置時能夠搬運、起升并堆垛到標(biāo)準(zhǔn)起升高度的最大貨物質(zhì)量的重力。4.2.1.3 阻力載荷叉車行駛時遇到的阻力有以下幾種： a) 車輪在地面上滾動的摩擦阻力PF；b) 叉車變速的慣性阻力PI；c) 叉車上坡時的坡道阻力Pr；d) 叉車行駛時的空氣阻力PA。叉車行駛時需要考慮的阻力載荷PR按式(1)確定。PR=PF +PI+Pr+PA(1)式中：PR阻力載荷，單位為牛頓（N）

17、；PF車輪在地面上滾動的摩擦阻力，單位為牛頓（N）；PF= f G+Qgcosarctanf滾動摩擦系數(shù)，見表2；G叉車自重，單位為千克（kg）；Q額定起重量，單位為千克（kg）；g重力加速度，單位為牛頓每千克（N/kg），取g=9.81 N/kg；坡道角度，單位為百分比（%）；PI叉車變速的慣性阻力，單位為牛頓（N）；PI=G+Qdvdt旋轉(zhuǎn)質(zhì)量加速系數(shù)，內(nèi)燃叉車一般取1.1，電動叉車一般取1.0；dvdt叉車變速加速度，單位為米每平方秒（m/s2）；Pr叉車上坡時的坡道阻力，單位為牛頓（N）；Pr=G+QgsinarctanPA叉車行駛時的空氣阻力，單位為牛頓（N）；PA=12CSV2C空

18、氣阻力系數(shù)，垂直平面體取C=1.0，球體取C=0.5；空氣密度，單位為千克每立方米（kg/m3）；S迎風(fēng)面積，單位為平方米（m2）；V叉車與空氣的相對運動速度，單位為米每秒（m/s）。4.2.1.4 變速運動載荷叉車在水平地面上進行起（制）動時，叉車自重和額定起重量的水平慣性力，按該質(zhì)量與運動加速度乘積的S倍計算，但不大于主動車輪與路面之間的黏著力，此時S=1.5，用來考慮叉車驅(qū)動力突變時結(jié)構(gòu)的動力效應(yīng)。這些慣性力都作用在各相應(yīng)質(zhì)量上，撓性視為剛性處理。其中加（減）速度值可以根據(jù)加（減）速時間和所要達(dá)到的速度值來推算得到。4.2.1.5 起升動力載荷當(dāng)貨物無約束地起升離開地面時，貨物的慣性力將

19、會使起升載荷出現(xiàn)動載增大的作用。此起升動力效應(yīng)用一個大于1的起升動載系數(shù)1乘以額定起升載荷PQ來考慮。起升動載系數(shù)1與穩(wěn)定起升速度V1和起升狀態(tài)等有關(guān)，其值可以由試驗或分析確定，也可以按式（2）計算。1=1min+1V1(2)式中：1起升動載系數(shù)；1min起升動載系數(shù)的最小值，根據(jù)經(jīng)驗，可按1min=1.20選??；1按起升狀態(tài)設(shè)定的系數(shù)，根據(jù)經(jīng)驗，可按1=0.68選取；V1穩(wěn)定起升速度，單位為米每秒（m/s）。4.2.1.6 運行沖擊載荷叉車在不平的道路上運行時所產(chǎn)生的垂直沖擊動力效應(yīng)，即運行沖擊載荷，用運行沖擊系數(shù)2乘以叉車的自重載荷PG與額定起升載荷PQ之和來計算。2的值取決于叉車的構(gòu)造型

20、式（質(zhì)量分布）、運行速度，以及路面的種類和狀況。此沖擊效應(yīng)可根據(jù)經(jīng)驗、試驗或采用適當(dāng)?shù)牟孳嚭瓦\行路面的模型分析得到。一般可取2=1.3。4.2.1.7 叉車轉(zhuǎn)彎離心力叉車在全速轉(zhuǎn)彎時因離心力作用，可能使叉車側(cè)向翻倒，所以在轉(zhuǎn)彎時，一般以低速行駛來減小其離心力，但實踐證明，它仍足以使叉車失去穩(wěn)定。叉車轉(zhuǎn)彎離心力FN按式(3)計算。FN=G+Qv2RG(3)式中：FN轉(zhuǎn)彎離心力，單位為牛頓（N）；v轉(zhuǎn)彎速度，單位為米每秒（m/s）；RG叉車質(zhì)心處的轉(zhuǎn)彎半徑，單位為米（m）；式中其他符號同式(1)。4.2.2 載荷組合4.2.2.1 基本設(shè)計方法在叉車構(gòu)（部）件設(shè)計中，通常采用的有“許用應(yīng)力法”和“

21、極限狀態(tài)法”兩種方法。4.2.2.2 工作情況叉車在正常工作狀態(tài)下，其工作情況有以下幾種： 門架無起升僅叉車運行； 叉車無運行僅門架起升； 叉車作起升與運行聯(lián)合操作。4.2.2.3 載荷組合說明4.2.2.3.1 叉車在正常工作狀態(tài)下的載荷組合有以下幾種：a) 門架無起升僅叉車運行工作狀態(tài)下的載荷組合有以下兩種： 1) A1叉車在平整道路行駛、轉(zhuǎn)彎所產(chǎn)生的載荷，此時按正常操作控制下的驅(qū)動機構(gòu)引起的驅(qū)動加速力和轉(zhuǎn)向離心力相組合；2) A2叉車在不平整道路行駛、轉(zhuǎn)彎所產(chǎn)生的載荷，此時應(yīng)按A1的載荷組合和運行沖擊載荷相組合。b) 叉車無運行僅門架起升工作狀態(tài)下的載荷組合如下：B叉車無約束地起升地面的

22、貨物，應(yīng)考慮門架系統(tǒng)在起升貨物的載荷和貨物速度突變時的沖擊載荷。c) 叉車作起升與運行聯(lián)合操作工作狀態(tài)下的載荷組合有以下兩種：1) C1叉車在平整道路行駛和門架動作所產(chǎn)生的載荷，此時除了按正常操作控制下的驅(qū)動機構(gòu)引起的驅(qū)動加速力和轉(zhuǎn)向離心力組合外，還應(yīng)考慮門架系統(tǒng)在起升貨物時的載荷和貨物速度突變時的沖擊載荷；2) C2叉車在不平整道路行駛和門架動作所產(chǎn)生的載荷，此時除了考慮C1載荷組合外，還應(yīng)考慮叉車的運行沖擊載荷。4.2.2.3.2 叉車在進行結(jié)構(gòu)（部）件設(shè)計時，按上述計算載荷進行載荷組合，組合時可以再乘一個增大系數(shù)m，用于考慮由于計算方法不完善和無法預(yù)料的偶然因素導(dǎo)致實際出現(xiàn)的應(yīng)力超出計算

23、應(yīng)力的某種可能。系數(shù)m值可按經(jīng)驗選擇m=1.30。4.2.2.4 載荷組合表及應(yīng)用4.2.2.3所述的各類載荷作用的叉車金屬結(jié)構(gòu)計算的載荷與載荷組合表如表1所示。表1 載荷與載荷組合表載荷載荷組合A載荷組合B載荷組合CA1A2BC1C2自重載荷11111額定起升載荷11111阻力載荷1111變速運動載荷1111起升動力載荷111運行沖擊載荷11叉車轉(zhuǎn)彎離心力1111注： “1”表示需要計算的載荷；“”表示不需要計算的載荷。4.3 自重、重心和軸載4.3.1 自重及重心位置估算叉車的自重及重心位置在設(shè)計初期可參考現(xiàn)有結(jié)構(gòu)或進行適當(dāng)?shù)墓浪?，待設(shè)計過程中再進行修正。4.3.2 自重及重心位置實算根據(jù)

24、整機布置和部件設(shè)計結(jié)果，利用平行力系的合成原理可以按式(4)進行重心的實際核算。G=(Gi)L0=(GiLi/G)(4)H0=(GiHi/G)式中：G叉車自重計算值，單位為千牛頓（kN）； Gi各部件的重量，單位為千牛頓（kN）；L0重心距前橋中心的水平距離，單位為毫米（mm）；Li各部件重心距前輪中心的水平距離，單位為毫米（mm）；H0叉車重心距水平地面垂直高度，單位為毫米（mm）；Hi各部件重心距地面的垂直距離，單位為毫米（mm）。4.3.3 重心位置實測產(chǎn)品試制后可對重心進行實測，以便檢驗設(shè)計結(jié)果。叉車重心距前橋中心的水平距離L0按式(5)計算，見圖1。L0=L(G0-G1')G

25、0(5)式中：L0重心距前橋中心的水平距離，單位為毫米（mm）；G1前橋橋荷測量值，單位為千牛頓（kN）；G0叉車重力測量值，單位為千牛頓（kN）；L叉車軸距，單位為毫米（mm）。圖1 稱軸載叉車重心距水平地面垂直高度H0按式(6)計算，可采用墊稱法（吊稱法）獲得，見圖2。H0=L(Gf'-G'1)+(Rf'-Rr')Gf'tanG0tan+Rr'(6)式中：H0叉車重心距水平地面垂直高度，單位為毫米（mm）； 叉車前傾角度，單位為度（°）；Gf叉車前傾角度時前橋橋荷測量值，單位為千牛頓（kN）；G1前橋橋荷測量值，單位為千牛頓（kN）

26、；Rf叉車抬起后前輪靜力半徑測量值，單位為毫米（mm）；Rr叉車抬起后后輪靜力半徑測量值，單位為毫米（mm）。圖2 稱軸載轉(zhuǎn)移4.3.4 軸載叉車的前軸和后軸分擔(dān)叉車的自重和載重的重力以及其它力之和或地面的垂直反力，軸載隨叉車的載重情況、運行情況和地面情況的不同而變化，以平地靜立情況作為基本情況。靜立軸載根據(jù)重心位置對前軸或后軸進行力矩平衡計算求得。通常軸載的分擔(dān)情況如下：a) 滿載：前橋橋載應(yīng)為滿載叉車總重量的90%左右，保證平衡重式叉車的縱向靜態(tài)穩(wěn)定性。后橋橋載應(yīng)為滿載叉車總重量的10%左右，保證轉(zhuǎn)向所需要的附著力。b) 空載：前橋橋載應(yīng)為空載叉車自重的45%左右。后橋橋載應(yīng)為空載叉車自重

27、的55%左右，保證叉車的橫向穩(wěn)定性。4.4 機動性能4.4.1 最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑4.4.1.1 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車和單電機前驅(qū)三支點叉車前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車與單電機前驅(qū)三支點叉車（見圖3）的最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑r按式（7）計算。a) 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車 b) 單電機前驅(qū)三支點叉車圖3 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車和單電機前驅(qū)三支點叉車轉(zhuǎn)向示意圖r =L/sinmax+C(7)式中：r 最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑，單位為米（m）； L 叉車軸距，單位為米（m）；max 外側(cè)轉(zhuǎn)向車輪的最大偏轉(zhuǎn)角度，單位為度（°）；C 車體最外側(cè)到同側(cè)轉(zhuǎn)向主銷之間的距離，單位為米（m）。4.4.1.2 雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)

28、式三支點叉車雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車（見圖4）的最小外側(cè)轉(zhuǎn)彎半徑r按式（8）計算。圖4 雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車轉(zhuǎn)向示意圖r =L+C(8)式中：r 同式(7)； L 叉車軸距，單位為米（m）；C 車體最外側(cè)到轉(zhuǎn)向主銷之間的距離，單位為米（m）。4.4.2 最小直角堆垛通道寬度4.4.2.1 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車和單電機前驅(qū)三支點叉車前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車與單電機前驅(qū)三支點叉車，其載荷橫向尺寸(b12/2b13)時（見圖5），最小直角堆垛通道寬度BTd按式(9)計算。 a) 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車 b) 單電機前驅(qū)三支點叉車圖5 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車與單電機前驅(qū)三支點叉車橫向尺寸（

29、b12/2b13）直角堆垛示意圖BTd=r+L2+a12+a(9)式中：BTd直角堆垛通道最小理論寬度，單位為米（m）；r同式(7)；L2前懸距，單位為米（m）；a12托盤或貨物的縱向尺寸，單位為米（m）；a叉車和通道邊壁間允許的間隙，單位為米（m），一般取0.2。前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車與單電機前驅(qū)三支點叉車，其載荷橫向尺寸(b12/2b13)時（見圖6），最小直角堆垛通道寬度BTd按式(10)計算。 a) 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車 b) 單電機前驅(qū)三支點叉車圖6 前驅(qū)后轉(zhuǎn)式四支點叉車與單電機前驅(qū)三支點叉車橫向尺寸（b12/2b13）直角堆垛示意圖BTd=r+R+a(10)式中：R轉(zhuǎn)彎瞬心至托盤或貨

30、物橫向距離b122-b13的轉(zhuǎn)彎半徑，單位為米（m）；R=a12+L22+b122-b132b12托盤或貨物的橫向尺寸，單位為米（m）；b13轉(zhuǎn)彎瞬心至車體縱向軸線的距離，單位為米（m）；式中其他符號同式（7）、（9）。4.4.2.2 雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車（見圖7）最小直角堆垛通道寬度BTd按式(11)計算。圖7 雙電機前驅(qū)及后驅(qū)后轉(zhuǎn)式三支點叉車直角堆垛示意圖BTd=r+R+a(11)式中：R轉(zhuǎn)彎瞬心至托盤或貨物橫向距離b122的轉(zhuǎn)彎半徑，單位為米（m）；R=a12+L22+b1222式中其他符號同式（7）、（8）、（9）、（10）。4.5 動力特性

31、4.5.1 發(fā)動機選型按照內(nèi)燃叉車滿載最大行駛速度的要求來確定發(fā)動機的功率。叉車在最大行駛速度時需要具有一定的動力因數(shù)，用以克服道路阻力，同時發(fā)動機的附屬裝置（風(fēng)扇、水箱等）在正常工作中也需要消耗一部分功率。因此，發(fā)動機的輸出功率不僅包含滿足驅(qū)動需要的功率（即凈功率），還要包含發(fā)動機附件損耗的功率。發(fā)動機的輸出功率Pej按式(12)計算。Pej=DvmaxvmaxG+Qg3 6000+Pf(12)式中：Pej發(fā)動機的輸出功率，單位為千瓦（kW）；限速影響系數(shù)，=1.1；Dvmax高檔動力因數(shù)，額定起重量不大于3 000 kg時,取0.080.12；額定起重量大于3 000 kg但不超過5 00

32、0 kg時,取0.050.08；額定起重量大于5 000 kg時,取0.040.06；vmax最大行駛速度，單位為千米每小時（km/h）；0傳動效率，機械傳動取0.85，液力傳動取0.7；Pf附件損耗的功率，單位為千瓦（kW），一般按發(fā)動機額定功率的10%計算；式中其他符號同式（1）?？紤]到內(nèi)燃叉車工作時液壓系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)等耗損，叉車所需的實際功率還需要再增大15%20%。因此，選用的發(fā)動機額定功率Pemax按式(13)計算。Pemax=（1.151.2）Pej(13)式中：Pemax發(fā)動機額定功率，單位為千瓦（kW）；式中其他符號同式(12)。4.5.2 電動機選型4.5.2.1 電動機扭矩

33、電動機輸出扭矩TX按式(14)計算。TX=PRrin(14)式中：TX電動機輸出扭矩，單位為牛頓米（N·m）；PR同式(1)；i箱橋總速比；r驅(qū)動輪滾動半徑，單位為米（m）；機械效率；n電動機數(shù)量。4.5.2.2 電動機轉(zhuǎn)速電動機轉(zhuǎn)速nX按式(15)計算。nX=iV×1 0002r×60(15)式中：nX電動機轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分鐘（r/min）；V叉車車速，單位為千米每小時（km/h）。式中其他符號同式(14)。4.5.2.3 行駛功率電動機功率MX按式(16)計算。MX=PRV3600ni(16)式中：MX電動機功率，單位為千瓦（kW）；i電動機效率；式中其他符

34、號同式(1)、(14)和(15)。4.5.3 傳動系統(tǒng)總速比4.5.3.1 液力叉車總速比液力叉車傳動系統(tǒng)總速比應(yīng)根據(jù)叉車速度要求和爬坡能力綜合確定。4.5.3.2 機械叉車總速比機械叉車的最低檔用來爬坡，其最大總速比imax由要求的最大爬坡度決定，按式(17)計算。imax=i0i2i3=G+Qgmax+fr/Memaxt(17)式中：i max傳動系統(tǒng)的最大總速比；i0變速器低檔速比；i2主傳動速比；i3輪邊減速比；max最大爬坡度，單位為百分比（%）；f滾動摩擦系數(shù)，見表2；r驅(qū)動輪滾動半徑，單位為米（m）； Memax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，單位為牛頓米（N·m）；t發(fā)動機工作效率；

35、式中其他符號同式（1）。表2 叉車滾動摩擦系數(shù)路面條件滾動摩擦系數(shù) f充氣輪胎實心輪胎聚氨酯車輪混凝土地面0.0120.013較充氣輪胎大10%15%0.0180.02瀝青路面0.013碎石路0.035硬土路0.06叉車的最高檔用來以最快的速度行駛，其最小總速比imin由要求的最大行駛速度決定，按式(18)計算。imin=i1i2i3=0.377ner/vmax(18)式中：imin傳動系統(tǒng)的最小總速比；i1變速器高檔速比；ne發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分鐘(r/min)；限速影響系數(shù)，=1.1；vmax最大行駛速度，單位為千米每小時（km/h）;式中其他符號同式（17）。4.5.3.3 靜壓

36、叉車總速比靜壓叉車的機械傳動部分一般由主減速器和輪邊減速器組合而成，其總速比由要求的最大爬坡度和最高車速決定。以最大爬坡度要求計算最小總速比imin，按式(19)計算。imin=i2i3=2G+Qgmax+frg/cpmmaxVmgt(19)以最高車速要求計算最大總速比imax，按式(20)計算。imax=i2i3=0.377rgneVpgpvmv/(cVmgvmax) (20)式中：imax傳動系統(tǒng)的最大總速比；imin傳動系統(tǒng)的最小總速比；i傳動系統(tǒng)的總速比；i2主傳動的速比；i3輪邊減速器的速比；max最大爬坡度，單位為百分比（%）；f滾動摩擦系數(shù)，見表2；rg驅(qū)動輪滾動半徑，單位為米（

37、m）；c驅(qū)動液壓馬達(dá)數(shù)量，如果數(shù)量為2，一般情況下無主減速器，只有輪邊減速，即主傳動的速比為1；pmmax驅(qū)動液壓馬達(dá)最大工作壓力，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2）；Vmg驅(qū)動液壓馬達(dá)排量，單位為毫升每轉(zhuǎn)（mL/r）；Vpg驅(qū)動泵排量，單位為毫升每轉(zhuǎn)（mL/r）；mv 驅(qū)動馬達(dá)容積效率；pv 驅(qū)動泵容積效率；t傳動系統(tǒng)總機械效率；ne發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分鐘（r/min）；vmax最大運行速度，單位為千米每小時（km/h）。4.5.4 傳動系統(tǒng)速比分配原則確定最小總速比和最大總速比后進行速比分配。先確定是否采用輪邊減速器，再確定主傳動速比，最后得到變速器速比。輪邊減速器多采用行星減速，

38、布置在輪轂內(nèi)部，速比為3.55.5。大噸位和一些中噸位叉車采用二級主傳動。當(dāng)采用二級主傳動時，傳動速比為1012；若采用一級主傳動，傳動速比不大于7。變速器低檔速i0比和高檔速比i1分別按式(21)、式(22)計算。i0=G+Qgmax+fr/Memaxti2i3(21)i1=0.377ner/vmaxi2i3(22)式中符號同式（1）、(19)、(20)。變速器內(nèi)部各檔速比安排須采用等比級數(shù)。公比q一般為1.41.8，不宜超過2。4.6 牽引特性4.6.1 牽引力與速度4.6.1.1 機械傳動叉車牽引力與速度叉車的牽引力Ft由發(fā)動機/電動機轉(zhuǎn)矩通過傳動系統(tǒng)傳遞到驅(qū)動車輪上作用于地面，按式(2

39、3)計算。Ft=Mei0ig0/rg(23)式中：Ft叉車的牽引力，單位為牛頓（N）；Me發(fā)動機/電動機的轉(zhuǎn)矩，單位為牛頓米（N·m）；i0主傳動與輪邊減速的速比；ig內(nèi)燃叉車變速器相應(yīng)檔位的速比；電動叉車一般無變速器，此值取1；0傳動系統(tǒng)的效率，對于機械傳動可取=0.85；rg驅(qū)動車輪的轉(zhuǎn)動半徑，單位為米（m），可取為其自由半徑的97%。叉車的行駛速度v按式(24)計算。v=0.377rgne/(i0ig)(24)式中：v叉車行駛速度，單位為千米每小時（km/h）；ne發(fā)動機/電動機轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分鐘（r/min）。式中其他符號同式(23)。4.6.1.2 液力傳動叉車牽引力與速

40、度液力叉車的牽引力Ft按式(25)計算。Ft=MTi0igt/rg(25)式中：MT液力變矩器的輸出轉(zhuǎn)矩，單位為牛頓米（N·m）；t機械傳動部分的效率，可取t=0.85；式中其他符號同式(23)。液力叉車的行駛速度v按式(26)計算。v=0.377rgnT/(i0ig)(26)式中：nT渦輪轉(zhuǎn)速，即液力變矩器的輸出轉(zhuǎn)速，單位為轉(zhuǎn)每分鐘（r/min）；式中其他符號同式(23)、（24）。4.6.1.3 靜壓傳動叉車牽引力與速度靜壓叉車的牽引力Ft按式（27）計算。Ft=cpmmaxVmgti2i3/2rg(27)式中其他符號同式(19)、（20）。靜壓叉車的運行速度v按式（28）計算。

41、v=0.377rgneVpgpvmv/(cVmgi2i3)(28)式中其他符號同式(19)、（20）。4.6.2 最大牽引力按發(fā)動機/電動機產(chǎn)生的最大牽引力，再根據(jù)叉車驅(qū)動輪粘著條件限制的牽引力相比較，取較小值為最大牽引力。4.6.3 爬坡能力叉車滿載時最大爬坡度max按式(29)計算。max=tan(arcsinPmaxG+Qg)×100%(29)式中：max滿載時最大爬坡度，單位為（%）；Pmax最大掛鉤牽引力，單位為牛頓（N）；式中其他符號同式(1)。叉車空載時最大爬坡度max按式(30)計算。max= L-L0-Lf/H+L/×100%(30)式中：max空載時最大

42、爬坡度，單位為（%）。L叉車軸距，單位為米（m）；L0叉車重心至前橋中心的水平距離，單位為米（m）；粘著系數(shù)；f同式（17）；H叉車重心至地面高度，單位為米（m）。4.7 制動性能4.7.1 制動性能要求叉車的停車制動性能和行車制動性能應(yīng)符合GB/T 18849的規(guī)定。4.7.2 行車制動力矩行車制動的設(shè)計應(yīng)滿足整車的要求。一般情況下，行車制動的制動力矩和叉車自重、叉車額定起重量以及速度有關(guān)。行車制動的制動力矩Tx按式（31）計算。Tx=Fbrh(31)式中：Tx行車制動力矩，單位為牛頓米（Nm）；Fb最小行車制動力，單位為牛（N）；Fb=G+Qgnrh輪胎滾動半徑，單位為毫米（m）；n制動能

43、力經(jīng)驗系數(shù)，額定起重量16 000 kg時取n=0.25，額定起重量16 000 kg時取n=0.2；式中其他符號同式（1）。4.7.3 停車制動力矩在沒有操作者協(xié)助的情況下，停車制動器應(yīng)能將車輛停放在規(guī)定的坡度上保持靜止?fàn)顟B(tài)。叉車滿載和無載時的驅(qū)動輪所需的制動力矩Tt均按式(32)計算。無載：Tt=Ggsinarctan-fcosarctanrh滿載：Tt=G+Qgsinarctan-fcosarctanrh(32)式中：Tt停車制動力矩，單位為牛頓米（Nm）；坡角，單位為百分比（%）；f同式（17）；rh同式（31）；式中其他符號同式（1）。4.8 整機穩(wěn)定性叉車的穩(wěn)定性設(shè)計應(yīng)符合附錄B的

44、規(guī)定。5 結(jié)構(gòu)5.1 金屬結(jié)構(gòu)件的一般計算原則在載荷或重復(fù)載荷循環(huán)作用下，應(yīng)對可能失效、斷裂或變形而影響叉車功能的構(gòu)件、桿件以及細(xì)節(jié)進行能力驗證計算。叉車結(jié)構(gòu)設(shè)計計算可采用許用應(yīng)力法或極限狀態(tài)法。當(dāng)結(jié)構(gòu)件在外載荷作用下產(chǎn)生了較大變形，以致內(nèi)力與載荷呈非線性關(guān)系時，宜采用極限狀態(tài)法。5.2 金屬結(jié)構(gòu)件的連接計算5.2.1 焊接5.2.1.1 一般要求鋼熔化焊焊縫連接是叉車金屬結(jié)構(gòu)最主要的連接形式，其焊縫的主要形式為對接焊縫或角焊縫，焊縫坡口的基本型式及尺寸應(yīng)符合GB/T 985.1和GB/T 985.2的規(guī)定。5.2.1.2 焊縫的許用應(yīng)力在焊接連接的設(shè)計中，焊縫應(yīng)具有與母材同等的綜合機械性能。

45、焊縫承受縱向拉伸、壓縮時，許用應(yīng)力不應(yīng)超過焊縫縱向拉、壓許用應(yīng)力h，承受剪切時不應(yīng)超過焊縫的剪切許用應(yīng)力h，根據(jù)焊接條件、焊接方法和焊縫質(zhì)量分級，焊縫的許用應(yīng)力h、h如表3所示。表3 焊縫的許用應(yīng)力a 單位為牛頓每平方毫米焊縫型式拉、壓許用應(yīng)力 hd剪切許用應(yīng)力 h對接焊縫質(zhì)量分級bB級C級c/2D級0.80.8/2角焊縫自動焊、手工焊/2a 計算疲勞強度時的焊縫許用應(yīng)力見表4；b 焊縫質(zhì)量分級按GB/T 19418規(guī)定；c 表中為母材的基本許用應(yīng)力；d 施工條件較差的焊縫或受橫向載荷的焊接，表中焊縫許用應(yīng)力宜適當(dāng)降低。5.2.1.3 對接焊縫的計算對接焊縫（焊透的焊縫）的計算應(yīng)力，按連接中最

46、薄的板厚t計算。當(dāng)無法用引弧板施焊時，每條焊縫的計算長度為其實際長度減去2t。對接焊縫的計算有以下幾種情況：a) 承受軸向拉伸或壓縮的對接焊縫，其縱向拉伸、壓縮的計算應(yīng)力，應(yīng)小于表4中規(guī)定的焊縫縱向拉伸、壓縮許用應(yīng)力；b) 承受彎矩和剪力聯(lián)合作用的對接焊縫，應(yīng)驗算其危險點的最大正應(yīng)力不超過表4規(guī)定的焊縫縱向拉、壓許用應(yīng)力；最大剪應(yīng)力不超過表4規(guī)定的焊縫剪切許用應(yīng)力；c) 承受復(fù)合應(yīng)力的對接焊縫，在正應(yīng)力和剪應(yīng)力都較大的部位，需按式(33)計算驗算焊縫復(fù)合應(yīng)力。2+22h(33)式中：焊縫的拉（壓）力應(yīng)力，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2）；焊縫的剪應(yīng)力，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2）；h焊

47、縫的許用應(yīng)力，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2），見表4所示。表4 焊縫連接的疲勞許用應(yīng)力連接類型疲勞許用應(yīng)力計算公式說明焊縫連接拉伸壓縮同構(gòu)件疲勞許用應(yīng)力計算剪切xya=rt2本行中的rt是根據(jù)焊縫剪切的r值計算的相應(yīng)于K0的值a 表中r為應(yīng)力循環(huán)特性。當(dāng)對接焊縫的同一計算點上受正應(yīng)力x、y和剪應(yīng)力xy的復(fù)合作用時，應(yīng)按式（34）計算驗算焊縫復(fù)合應(yīng)力。x2+y2-xy+2xy2h(34)式中：x、y構(gòu)件同一計算點上所受的兩個方向的正應(yīng)力，帶各自的正負(fù)號，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2），xy構(gòu)件同一計算點上所受的剪應(yīng)力，其值應(yīng)小于計算的剪切許用應(yīng)力，單位為牛頓每平方毫米（N/mm2）；h同

48、式（33）。5.2.1.4 角焊縫的計算角焊縫應(yīng)計算其抗剪強度。計算時焊縫的有效高度一般取為0.7hf，hf為較小的焊腳尺寸。若內(nèi)力沿側(cè)向角焊縫全長分布時，焊縫的計算長度取為其實際長度減去2hf（如果焊縫為自身閉合或特別注意了在焊縫長度的端部避免出現(xiàn)凹弧時，則不必減去此尺寸）。當(dāng)角焊縫受復(fù)合內(nèi)力（軸力、剪力、彎矩、扭矩）作用時，應(yīng)先分別求出各內(nèi)力單獨作用下的應(yīng)力再用求矢量和的方法進行組合，算出合應(yīng)力后再與表4規(guī)定的角焊縫的剪切許用應(yīng)力h相比較。5.2.2 鉚接5.2.2.1 鉚釘連接的許用應(yīng)力鉚釘分剪切鉚釘（單剪、雙剪或復(fù)剪）、拉力鉚釘和拉剪組合鉚釘。鉚釘在承受拉剪組合應(yīng)力時應(yīng)分別核算剪切應(yīng)力

49、和拉伸應(yīng)力，計算值應(yīng)分別小于對應(yīng)的許用應(yīng)力。主要承載構(gòu)件使用鉚釘連接時，應(yīng)避免鉚釘受拉。在連接中沿同一受力方向至少排列兩個以上鉚釘。鉚釘?shù)脑S用應(yīng)力如表5所示。表5 鉚釘?shù)脑S用應(yīng)力（I類孔a） 單位為牛頓每平方毫米受力種類鉚釘許用應(yīng)力b、c被連接構(gòu)件承壓許用應(yīng)力單剪0.6 c1.5 雙剪、復(fù)剪0.8 2 拉伸0.2 a 類孔有：在裝配好的結(jié)構(gòu)件上按設(shè)計孔徑鉆成的孔；在單個零件和結(jié)構(gòu)件上按設(shè)計孔徑分別用鉆模鉆成的孔；在單個零件上先鉆成或沖成較小的孔徑，然后在裝配好的構(gòu)件上再擴鉆至設(shè)計孔徑的孔；b 為鉚釘或相應(yīng)鋼號的基本許用應(yīng)力；c 當(dāng)為埋頭或半埋頭鉚釘時，表中數(shù)值乘以0.8予以降低。5.2.2.2

50、 鉚釘連接的疲勞許用應(yīng)力連接件的疲勞許用應(yīng)力按表6所示計算。表中r為應(yīng)力循環(huán)特性。表6 連接件的疲勞許用應(yīng)力連接類型疲勞許用應(yīng)力計算公式說明A、B級螺栓連接或鉚釘連接拉伸壓縮不必進行疲勞計算盡量避免螺栓、鉚釘在拉伸下工作單剪axyr=0.6rt，但不應(yīng)大于0.45b本行中的rt是根據(jù)螺栓或鉚釘剪切的r值計算的相應(yīng)于W2的值雙剪axyr=0.8rt，但不應(yīng)大于0.6b承壓xyr=2.5xyrxyr為螺栓或鉚釘?shù)募羟衅谠S用應(yīng)力a. 計算出的xyr不應(yīng)大于0.75b/2。若超過時，則取0.75b/2代之。b為連接件鋼材的抗拉強度。5.2.3 螺栓連接5.2.3.1 普通螺栓連接普通螺栓中的C級螺栓連接，