手動液壓叉車說明書

第一章緒論叉車是物流行業(yè)的重要設備，是門架和貨叉為工作裝置的自行式裝卸搬運機械，可用于裝卸﹑堆放成件貨物。它體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、噪音低、污染小、造價低、操作靈活，可以在工作場地狹小的空間作業(yè)。隨著現(xiàn)代文明社會的發(fā)展，叉車的使用越來越普遍。叉車主要用途是進行裝卸，堆垛和拆垛以及短途的搬動工作。由于叉車具有良好的機動性，又有較強的適用性。適用于貨物多，貨量大且必須迅速集散和周轉(zhuǎn)的部門使用，因此叉車港口碼頭，鐵路車站，倉庫貨場幾乎不可缺少的機種。由于社會對叉車的需求不斷加大，使叉車的性能得到了改善，數(shù)目，品種和規(guī)格也不斷增多，使用范圍也不斷增多。例如在森林中木材工業(yè)方面，已在堆場方面使用叉車來裝卸與搬運圓木，方木和板料。在水泥以預制品的加工中,過去一直使用塔式起重機進行裝卸和搬運工作，現(xiàn)在國外已大量使用叉車，獲得了良好的效益。類似的情況還很多。1.1課題發(fā)展現(xiàn)狀和前景展望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。面對發(fā)展的機遇和激烈的競爭，叉車產(chǎn)品未來的發(fā)展趨勢應引起業(yè)內(nèi)的高度關注。趨勢之一：系列化、大型化系列化是叉車發(fā)展的重要趨勢。國外著名大公司逐步實現(xiàn)其產(chǎn)品系列化，形成了從微型到特大型不同規(guī)格的產(chǎn)品。與此同時，產(chǎn)品更新?lián)Q代的周期明顯縮短。大型叉車產(chǎn)品特點是科技含量高、研制與生產(chǎn)周期較長、投資大、市場容量有限、市場競爭主要集中在少數(shù)幾家公司，因此我國必須加大研發(fā)力度才不至于受制于人。趨勢之二：專業(yè)化、多品種自動倉儲系統(tǒng)、大型超市的紛紛建立，刺激了對室內(nèi)搬運機械需求的增長。高性能電動叉車、前移式叉車、窄巷道叉車等各類倉儲叉車迅速發(fā)展。為了盡可能地用機器作業(yè)替代人力勞動，提高生產(chǎn)效率，適應城市狹窄施工場所以及在貨棧、碼頭、倉庫、艙位、農(nóng)舍、建筑物層內(nèi)和地下工程作業(yè)環(huán)境的使用要求，小型及微型叉車有了用武之地，并得到了較快的發(fā)展。趨勢之三：電子化、智能化高可靠性、性能優(yōu)越的產(chǎn)品，以及裝備先進電子技術的機電一體化叉車市場前景看好。以倉儲發(fā)展為依托，發(fā)展新品種，特別是前移式叉車和堆垛車產(chǎn)品。計算機技術在電動叉車上逐步得到推廣應用，并納入信息化控制。無人駕駛叉車將適用于有毒或特殊環(huán)境的需要，具有較大發(fā)展空間。趨勢之四：安全性、舒適性隨著國際化進程的加快，產(chǎn)品的安全性已經(jīng)成為中國企業(yè)邁向國際市場的一道門檻。叉車方、尖外表正被流線圓弧形外觀所取代，改善了司機的視野，提高操作安全性。如：豐田7系列叉車裝有主動穩(wěn)定系統(tǒng)(SAS)，SAS采用一系列電子傳感器對叉車負荷、運行速度、轉(zhuǎn)向角等參數(shù)進行測量，當測得潛在危險狀態(tài)時，SAS即開始工作，以提高叉車橫向穩(wěn)定性，從而達到安全作業(yè)的目的。新型叉車將更加注重人類功效學，提高操縱舒適性。研究表明：駕駛室內(nèi)壁的精巧布置，有利于提高生產(chǎn)率。如果所有的控制都能按人機工程學進行布置，司機操縱就更加舒適，更能集中精力工作。德國JUNGHEIRICH集團公司等都在探索進一步提高叉車的舒適度。趨勢之五：節(jié)能化、環(huán)?；话銇碇v，叉車按動力分為內(nèi)燃叉車和電動叉車。內(nèi)燃叉車以內(nèi)燃機為動力，其功率強勁、適用范圍廣，缺點是排放和噪聲污染較大，對人類健康危害較大。為提高產(chǎn)品的節(jié)能效果和滿足日益苛刻的環(huán)保要求，主要考慮從降低發(fā)動機排放、提高液壓系統(tǒng)效率和減振、降噪等方面入手?？梢钥隙?，排放少、噪聲小的叉車必然受到歡迎。電瓶叉車、天然氣、液化石油氣等燃料叉車必將會得到更進一步的發(fā)展。目前國際電瓶叉車的產(chǎn)量已占叉車總量的40％(國內(nèi)則為10％～15％)，在德國、意大利等一些西歐國家電瓶叉車的比例則高達65％，且有不斷上升的趨勢。采用交流電機、變頻調(diào)速使電瓶叉車有了質(zhì)的飛躍。交流電機的電壓有越來越高的發(fā)展趨勢，使叉車在工作中發(fā)熱更少、效率更高，完全克服了直流電機產(chǎn)生熱量多、效率低下、維護頻繁的缺點。1.2課題主要內(nèi)容和要求課題內(nèi)容：設計一臺手動液壓叉車查閱10篇左右文獻資料。完成文獻綜述、開題報告、實習報告及畢業(yè)設計說明書的撰寫。圖紙工作量折合0號不少于3張。其具體要求如下：1）總體方案設計；機架受力分析和計算；2）液壓缸部件分析和計算；3）液壓回路的設計；4）總裝配結(jié)構(gòu)圖設計；5）液壓缸部裝圖設計；6）用計算機繪制零件工作圖1.3研究方法、步驟和措施1.查找資料：為了搞好本次畢業(yè)設計，我閱讀大量有關液壓傳動與起重機械的資料，了解到要搞好本次畢業(yè)設計所需要的知識及相應的方法與技巧。2.自學《起重機械》：本次設計是設計液壓叉車，叉車是起重機械的一種。起重機械是用來對物料起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)的機械設備，它可以減輕體力勞動，提高勞動生產(chǎn)效率或生產(chǎn)過程中進行某些特殊的工藝操作，實現(xiàn)機械化與自動化。3.深化《液壓傳動》的內(nèi)容及相關的專業(yè)課內(nèi)容：熟悉《液壓傳動》的內(nèi)容及相關的專業(yè)課內(nèi)容，記錄各個知識要點及其之間的相互聯(lián)系，進行全面的專業(yè)知識的深化與提高其的綜合運用能力。4.了解液壓起重機械設計的主要參數(shù)：根據(jù)液壓起重機械的特點，設計液壓起重機械的主要參數(shù)有：起重量、跨距、幅度起重高度、各機構(gòu)的工作速度及起重機各機構(gòu)的工作類型。5.各參數(shù)的確定：叉車的主要參數(shù)首先由使用單位根據(jù)生產(chǎn)需要提出，具體數(shù)字應按國家標準或工廠標準來確定，同時也要考慮到制造廠的現(xiàn)實生產(chǎn)條件。因此，在確定參數(shù)時應當進行調(diào)查研究，充分協(xié)商和慎重確定。6．要注意的安全事項：起重機在工作時必須安全可靠。要使一臺起重機工作安全可靠，除了要使各個機構(gòu)和金屬結(jié)構(gòu)滿足要求外，還要裝設安全與指示裝置。7.具體的設計步驟：=1\*GB3①機構(gòu)運動原理的設計；=2\*GB3②機架受力分析與計算；=3\*GB3③機架結(jié)構(gòu)的設計；=4\*GB3④機架的安全效檢；=5\*GB3⑤液壓回路的設計；=6\*GB3⑥各液壓元件的設計計算與效檢；=7\*GB3⑦液壓裝配結(jié)構(gòu)圖設計與各零件的結(jié)構(gòu)圖設計；=8\*GB3⑧撰寫設計、計算說明書。

設計條件：6噸手動液壓叉車設計；2.1機構(gòu)運動原理的設計.2.1.1機構(gòu)運動原理簡圖圖2.1機構(gòu)運動原理簡圖2.1.2自由度計算上圖中的機構(gòu)運動原理簡圖中，含3個活動機構(gòu)，4個低副自由度數(shù)為：F=3X3-2X4=1原動件數(shù)為1原動件數(shù)目等于機構(gòu)自由度數(shù)，所示機構(gòu)具有確定的運動。

2.2機構(gòu)的受力分析與計算2.2.1各級工作機構(gòu)桿長度的確定及其乘載能力的計算機構(gòu)1如圖：圖2.2機構(gòu)桿1簡圖R為液壓缸的力臂（L+R）為重物的力臂按實際工作要求及起重貨物的大小，初取R=300mmL分為四級長度：第一段L1=100mm第二段L2=200mm第三段L3=300mm第四段L4=400mm孔4工作時能受的最大載荷為要求的6噸/2。m4=750kg由杠桿原理：gm4(R+L4)=gm3(R+L3)=gm2(R+L2)=gm1(R+L1)（2.1）所以：mx=m4(R+L4)/(R+Lx)（2.2）得：m3=937.5kgm2=1125kgm1=1312.5kg?。簃4=750kgm3=900kgm2=1000kgm1=1200kg2.2.2機構(gòu)各位置受力情況的分析及計算確定確定擺動角度按實際工作要求取吊桿擺動的最大角度初取為60°要考慮車身與物件的高度，初取最低位置與水平線夾角為-30°初取最高位置與水平線夾角為30°所以，最大垂直擺距為：D=(R+L1)（sin30°+sin30°）（2.3）=(300+100)(sin30°+sin30°)=400mm由實際工作要求取吊桿的最高位置距地面為:H1=716mm所以，支架高：H0=H1-(R+L1)sin55°（2.4）=716-（100+300）sin55°=312mm按實際工作要求，一般吊桿由最低位置升起較短的一段距離后，才愛到重物的重力作用，取該時吊桿擺過的角度為：20°因為，M=Fdsin￠（￠為重力與吊桿的夾角）在該位置取液壓桿與吊桿垂直，使得其獲得最大力矩，從而較易吊起重物。通過計算機，基于進行PRO/E進行參數(shù)化繪圖，從而獲得各位置的數(shù)據(jù)，進行分析。

如圖：圖2..3基于PRO/E的分析圖由上圖：液壓缸的最長狀態(tài)為:L1=716mm最短狀態(tài)為:L0=208mm所以，推程為：S=L1-L0（2.5）=716-208=508mm取推程為：S=520mm進行受力分析有：T*Rsin￡=G(R+Lx)sin￠（2.6）（￡為液壓推力T與吊桿的夾角）所以，T=（sin￠/sin￡）*G(R+Lx)/R（2.7）通過計算機，基于進行PRO/E進行參數(shù)化繪圖，獲得各位置的數(shù)據(jù)，進行分析，下表：表2.1吊桿各位置角度及其正弦比關系表重力G與吊桿的夾角￠液壓推力T與吊桿的夾角￡Sin￠/sin￡1111．6433°125°0．88128290°105°0．86593371．6433°85°1．04960454．3341°65°1．11555538．5896°45°1．13366630．8351°35°1．11902取sin￠/sin￡=1.14所以，T=（sin￠/sin￡）*G(R+Lx)/R（2.8）=1.14*1200*9.8*（450+850）/450=38016.94N取阻力系數(shù)（含機構(gòu)桿自重與摩擦力）k=0.2所以，F(xiàn)=T（1+k）（2.9）=38016.94(1+0.2)=45620.33N=45600N2.2.3機構(gòu)桿間各鉸接處的設計1.機構(gòu)桿1與機構(gòu)桿2的鉸接設計因為吊車所能乘受的最大載荷為6/2噸,所以鉸接處的最大作用力為:G=6/2X1000X9.8=11760N，其作用力對材料作用的性質(zhì)為：剪切應力。鉸接軸的材料:選45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表15-1，得硬度為:217-255HBS，剪切疲勞極限為：T-1=155MPa查《起重機械》表4-11，得最小安全儲備系數(shù)為：n1=1.45,材料安全系數(shù)為:n2=1.1所以,安全系數(shù)為:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因為,T-1≥所以,d1≥（2.10）==12.4mm取d1=15mm.2.機構(gòu)桿1與液壓推桿的鉸接設計因為液壓推桿的最大推力為:F=45600N，其作用力對材料作用的性質(zhì)為：剪切應力。鉸接軸的材料:選45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表15-1，得硬度為:217-255HBS，剪切疲勞極限為：T-1=155MPa查《起重機械》表4-11，得最小安全儲備系數(shù)為：n1=1.45,材料安全系數(shù)為:n2=1.1所以,安全系數(shù)為:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因為,T-1≥,所以,d2≥（2.11）==24.4mm取d2=25mm.3.支架與液壓底座的鉸接設計因為液壓推桿的最大推力為:F=45600N，其作用力對材料作用的性質(zhì)為：剪切應力。鉸接軸的材料:選45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。查《機械設計》表15-1，得硬度為:217-255HBS，剪切疲勞極限為：T-1=155MPa查《起重機械》表4-11，得最小安全儲備系數(shù)為：n1=1.45,材料安全系數(shù)為:n2=1.1所以,安全系數(shù)為:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因為,T-1≥,所以,d3≥==24.4mm取d3=25mm.4.桿3與支架的鉸接設計經(jīng)受力分析，在吊桿與支架的相互作用力、吊桿與吊鉤的相互作用力、吊桿與液壓推桿的相互作用力，三對力中吊桿與液壓推桿的相互作用力最大。其作用力對材料作用的性質(zhì)為：剪切應力。鉸接軸的材料:選45號鋼,調(diào)質(zhì)處理。為方便統(tǒng)一其鉸接尺寸，其直徑也取d4=25mm.

第三章液壓回路的設計3.1液壓回路原理設計為使液壓缸結(jié)構(gòu)緊湊，采用簡單的液壓回路。用下圖作為原理圖：圖2..4基于千斤頂?shù)脑韴D1.6.液壓缸2.3.單向閥4.油缸5.截止閥

最后得出手動液壓叉車液壓回路原理如下圖2.5液壓回路原理圖1．6.液壓缸2.5.單向閥3.油箱4.截止閥3.2各液壓元件的設計計算與校核為使液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更緊湊、簡潔，使液壓系統(tǒng)集中在一個模塊內(nèi)，把各液壓元件做成一體。把油箱與液壓缸裝配在同一圓心軸線內(nèi)，把各油路與各閥等設計在液壓缸的底座內(nèi)。3.2.1液壓缸的設計及計算1.液壓缸材料的確定為使液壓缸結(jié)構(gòu)更緊湊、簡潔,液壓缸材料采用高質(zhì)量,具有高抗拉強度極限的材料,采用高質(zhì)量的無縫鋼管,材料為:45號鋼制造,調(diào)質(zhì)處理.查《機械設計課程設計》表12-1，得硬度為:162-217HBS，抗拉強度為：=600MPa屈服極限為:=355MPa2.大液壓缸內(nèi)腔直徑的計算與確定由上得知，液壓系統(tǒng)的最大負荷為：F=45600N為使液壓缸結(jié)構(gòu)較小，取液壓系統(tǒng)的設計壓力盡量的高。初取液壓系統(tǒng)的設計壓力為：=17MPa因為，=F/A=（2.12）（A為液壓缸內(nèi)腔的有效面積，D為液壓缸內(nèi)腔的直徑）所以，D=（2.13）==40.76mm取液壓缸內(nèi)腔的直徑為:D=42mm所以,液壓系統(tǒng)的設計壓力為:=F/A=（2.14）==19MPa3.液壓缸外直徑的計算與確定為使液壓缸結(jié)構(gòu)較小，先把液壓缸按薄壁計算。因為，D/10時，為薄壁又因為，（2.15）（其中≥16M時，=16M時，=）所以=6=28.5M取按全系數(shù)為：n=5,所以=/n=120M所以，（2.16）==6.0mm所以，D/=50/6=8.310為厚壁。所以，要按厚壁計算，為使設計更準確一些，按第四強度理論計算得：=（2.17）（其中，為液壓缸外直徑）取，安全系數(shù)為：n=5,所以=/n=120M所以，（2.18）取，液壓缸外直徑為：=62mm3.2.2油箱的設計伸縮臂套的材料:選工程用鑄造鋼ZG310-570。查《機械設計課程設計》表12-1，得硬度為:≥153HBS，抗拉強度為：=570MPa為使液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更緊湊，把油筒與液壓缸裝配在同一圓心軸線內(nèi)。要求：油筒油面的最高高度不超過，油筒高度的80%因為油路和閥中對油量的損耗，所以，估算，液壓缸到達最高極限位置所需的油量為總油量的90%。又因為，推程：S=520mm液壓缸內(nèi)腔的直徑:D=42mm所以，液壓缸到達最高極限位置所需的油量為：（2.19）所以，所需的最少油量為：=/90%=1.2/90%=1.33升所以，油箱的最小容積為：=/80%=1.33/80%=1.66升因為，油箱與液壓缸裝配在同一圓心軸線內(nèi)，所以，（2.20）液壓缸外直徑為：=62mm所以，油箱內(nèi)腔的直徑為：（2.21）==83mm取油箱的上直徑內(nèi)為873.2.3油路的設計為使液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更緊湊、簡潔，使液壓系統(tǒng)集中在一個模塊內(nèi)，把各液壓元件做成一體。把各油管路做在液壓缸的底座內(nèi)。油管路的管徑不宜選得過大，以免使液壓裝置的結(jié)構(gòu)龐大：但也不能選過小，以免使系統(tǒng)壓力損失過大，影響工作。取，油道內(nèi)徑為：d=5mm3.2.4截止閥的設計為使液壓系統(tǒng)結(jié)構(gòu)更緊湊、簡潔，使液壓系統(tǒng)集中在一個模塊內(nèi)，把各液壓元件做成一體。把各閥等設計在液壓缸的底座內(nèi)。因為，液壓系統(tǒng)設計的最高壓力為:=19MPa取，截止閥的開啟系數(shù)為：n=1.1所以，截止閥的開啟壓力為：P=n（2.22）=1.11921MPa所以，截止閥的開啟力為：F=（2.23）==412N截止閥彈簧的設計：取截止閥的彈簧的最大工作載荷為開啟為的6倍。所以，截止閥的彈簧的最大作用載荷為：=6F=6412=618N1.根據(jù)工作條件選材料并確定其許用應力因為彈簧在一般在靜載荷條件下工作，可以按第三類彈簧（愛變載荷作用的次數(shù)1000次以下的彈簧）設計，現(xiàn)選用碳素彈簧鋼絲D級，并根據(jù)實際結(jié)構(gòu)，估取彈簧鋼絲的直徑為3.0mm,查《機械設計》表16-3，暫選=1710MPa，根據(jù)《機械設計》表16-2，可知=0.5=0.5X1710=855MPa2.根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑現(xiàn)取旋繞比C=5，則由《機械設計》式（16-4）得：曲度系數(shù)K=（2.24）==1.3所以，根據(jù)《機械設計》式（16-12）得：d’（2.25）==3.4mm取彈簧鋼絲標準直徑d=3.5mm,中徑D’=C3.5mm=17.5mm,取標準值D=16mm3.彈簧的壓縮量的計算查《機械設計》表16-2，取切變模量G=80000MPa，為使結(jié)構(gòu)緊湊，使彈簧較短，取較小的標準有效工作圈數(shù)n=3，安全閥的開啟力：F=412N由《機械設計》式（16-5）得：彈簧的預壓縮量=（2.26）==3.375mm4.彈簧原長度計算彈簧原長度=Dn+nd（2.27）==30.5mm5.驗算極限工作載荷=（2.28）==1264N彈簧的壓極限壓縮量=（2.29）==10mm6.進行結(jié)構(gòu)設計選取GB/T2089-94圓柱螺旋壓縮彈簧，彈簧絲直徑d=3.5mm，中徑D=16mm，效工作圖數(shù)n=3，預壓縮量=3.375mm，彈簧原長度=30.5mm，極限載荷=1264N，極限壓縮量=10mm為使工作更穩(wěn)定，便于定位，加裝導桿。查《機械設計》表16-7，得：導桿與彈簧的間隙為：2mm其它結(jié)構(gòu)的具體設計各如圖。

3.2.5單向閥的設計單向閥要求要達到單向密封的作用，為使更好的單向密封，加入壓縮彈簧，使其產(chǎn)生預壓，使單向密封更可靠；又要達到壓力損失最小的目的，壓縮彈簧的預壓力要小，單向閥油塞要輕。要均衡兩者，單向閥才能達到更好的效果。單向閥彈簧的設計：1.根據(jù)工作條件選材料并確定其許用應力因為單向閥的彈簧要經(jīng)常動作，要按第=1\*ROMANI類彈簧（愛變載荷作用的次數(shù)在次以上的彈簧）設計，現(xiàn)選用碳素彈簧鋼絲B級，并根據(jù)實際結(jié)構(gòu)，取彈簧鋼絲的標準直徑為d=0.4mm,,取標準中徑值D=5mm,查《機械設計》表16-3，暫選=2060MPa，根據(jù)《機械設計》表16-2，可知=0.3=0.3X2060=618MPa，切變模量G=80000MPa2.根據(jù)強度條件計算彈簧鋼絲直徑現(xiàn)取旋繞比C=D/d=5/0.4=12.5，則由《機械設計》式（16-4）得：曲度系數(shù)K=（2.30）==1.13.彈簧的壓縮量的計算查《機械設計》表16-2，取切變模量G=80000MPa，為使結(jié)構(gòu)緊湊，使彈簧較短，取較小的標準有效工作圖數(shù)n=5.5.取單向閥彈簧的預壓力：F=1