手动液压叉车说明书

第一章绪论叉车是物流行业的重要设备，是门架和货叉为工作装置的自行式装卸搬运机械，可用于装卸﹑堆放成件货物。它体积小、重量轻、结构紧凑、噪音低、污染小、造价低、操作灵活，可以在工作场地狭小的空间作业。随着现代文明社会的发展，叉车的使用越来越普遍。叉车主要用途是进行装卸，堆垛和拆垛以及短途的搬动工作。由于叉车具有良好的机动性，又有较强的适用性。适用于货物多，货量大且必须迅速集散和周转的部门使用，因此叉车港口码头，铁路车站，仓库货场几乎不可缺少的机种。由于社会对叉车的需求不断加大，使叉车的性能得到了改善，数目，品种和规格也不断增多，使用范围也不断增多。例如在森林中木材工业方面，已在堆场方面使用叉车来装卸与搬运圆木，方木和板料。在水泥以预制品的加工中,过去一直使用塔式起重机进行装卸和搬运工作，现在国外已大量使用叉车，获得了良好的效益。类似的情况还很多。1.1课题发展现状和前景展望叉车市场竞争日趋加剧，外资企业已占据了高端市场，并开始转攻中低端市场。面对发展的机遇和激烈的竞争，叉车产品未来的发展趋势应引起业内的高度关注。趋势之一：系列化、大型化系列化是叉车发展的重要趋势。国外著名大公司逐步实现其产品系列化，形成了从微型到特大型不同规格的产品。与此同时，产品更新换代的周期明显缩短。大型叉车产品特点是科技含量高、研制与生产周期较长、投资大、市场容量有限、市场竞争主要集中在少数几家公司，因此我国必须加大研发力度才不至于受制于人。趋势之二：专业化、多品种自动仓储系统、大型超市的纷纷建立，刺激了对室内搬运机械需求的增长。高性能电动叉车、前移式叉车、窄巷道叉车等各类仓储叉车迅速发展。为了尽可能地用机器作业替代人力劳动，提高生产效率，适应城市狭窄施工场所以及在货栈、码头、仓库、舱位、农舍、建筑物层内和地下工程作业环境的使用要求，小型及微型叉车有了用武之地，并得到了较快的发展。趋势之三：电子化、智能化高可靠性、性能优越的产品，以及装备先进电子技术的机电一体化叉车市场前景看好。以仓储发展为依托，发展新品种，特别是前移式叉车和堆垛车产品。计算机技术在电动叉车上逐步得到推广应用，并纳入信息化控制。无人驾驶叉车将适用于有毒或特殊环境的需要，具有较大发展空间。趋势之四：安全性、舒适性随着国际化进程的加快，产品的安全性已经成为中国企业迈向国际市场的一道门槛。叉车方、尖外表正被流线圆弧形外观所取代，改善了司机的视野，提高操作安全性。如：丰田7系列叉车装有主动稳定系统(SAS)，SAS采用一系列电子传感器对叉车负荷、运行速度、转向角等参数进行测量，当测得潜在危险状态时，SAS即开始工作，以提高叉车横向稳定性，从而达到安全作业的目的。新型叉车将更加注重人类功效学，提高操纵舒适性。研究表明：驾驶室内壁的精巧布置，有利于提高生产率。如果所有的控制都能按人机工程学进行布置，司机操纵就更加舒适，更能集中精力工作。德国JUNGHEIRICH集团公司等都在探索进一步提高叉车的舒适度。趋势之五：节能化、环保化一般来讲，叉车按动力分为内燃叉车和电动叉车。内燃叉车以内燃机为动力，其功率强劲、适用范围广，缺点是排放和噪声污染较大，对人类健康危害较大。为提高产品的节能效果和满足日益苛刻的环保要求，主要考虑从降低发动机排放、提高液压系统效率和减振、降噪等方面入手。可以肯定，排放少、噪声小的叉车必然受到欢迎。电瓶叉车、天然气、液化石油气等燃料叉车必将会得到更进一步的发展。目前国际电瓶叉车的产量已占叉车总量的40％(国内则为10％～15％)，在德国、意大利等一些西欧国家电瓶叉车的比例则高达65％，且有不断上升的趋势。采用交流电机、变频调速使电瓶叉车有了质的飞跃。交流电机的电压有越来越高的发展趋势，使叉车在工作中发热更少、效率更高，完全克服了直流电机产生热量多、效率低下、维护频繁的缺点。1.2课题主要内容和要求课题内容：设计一台手动液压叉车查阅10篇左右文献资料。完成文献综述、开题报告、实习报告及毕业设计说明书的撰写。图纸工作量折合0号不少于3张。其具体要求如下：1）总体方案设计；机架受力分析和计算；2）液压缸部件分析和计算；3）液压回路的设计；4）总装配结构图设计；5）液压缸部装图设计；6）用计算机绘制零件工作图1.3研究方法、步骤和措施1.查找资料：为了搞好本次毕业设计，我阅读大量有关液压传动与起重机械的资料，了解到要搞好本次毕业设计所需要的知识及相应的方法与技巧。2.自学《起重机械》：本次设计是设计液压叉车，叉车是起重机械的一种。起重机械是用来对物料起重、运输、装卸和安装等作业的机械设备，它可以减轻体力劳动，提高劳动生产效率或生产过程中进行某些特殊的工艺操作，实现机械化与自动化。3.深化《液压传动》的内容及相关的专业课内容：熟悉《液压传动》的内容及相关的专业课内容，记录各个知识要点及其之间的相互联系，进行全面的专业知识的深化与提高其的综合运用能力。4.了解液压起重机械设计的主要参数：根据液压起重机械的特点，设计液压起重机械的主要参数有：起重量、跨距、幅度起重高度、各机构的工作速度及起重机各机构的工作类型。5.各参数的确定：叉车的主要参数首先由使用单位根据生产需要提出，具体数字应按国家标准或工厂标准来确定，同时也要考虑到制造厂的现实生产条件。因此，在确定参数时应当进行调查研究，充分协商和慎重确定。6．要注意的安全事项：起重机在工作时必须安全可靠。要使一台起重机工作安全可靠，除了要使各个机构和金属结构满足要求外，还要装设安全与指示装置。7.具体的设计步骤：=1\*GB3①机构运动原理的设计；=2\*GB3②机架受力分析与计算；=3\*GB3③机架结构的设计；=4\*GB3④机架的安全效检；=5\*GB3⑤液压回路的设计；=6\*GB3⑥各液压元件的设计计算与效检；=7\*GB3⑦液压装配结构图设计与各零件的结构图设计；=8\*GB3⑧撰写设计、计算说明书。

设计条件：6吨手动液压叉车设计；2.1机构运动原理的设计.2.1.1机构运动原理简图图2.1机构运动原理简图2.1.2自由度计算上图中的机构运动原理简图中，含3个活动机构，4个低副自由度数为：F=3X3-2X4=1原动件数为1原动件数目等于机构自由度数，所示机构具有确定的运动。

2.2机构的受力分析与计算2.2.1各级工作机构杆长度的确定及其乘载能力的计算机构1如图：图2.2机构杆1简图R为液压缸的力臂（L+R）为重物的力臂按实际工作要求及起重货物的大小，初取R=300mmL分为四级长度：第一段L1=100mm第二段L2=200mm第三段L3=300mm第四段L4=400mm孔4工作时能受的最大载荷为要求的6吨/2。m4=750kg由杠杆原理：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取：m4=750kgm3=900kgm2=1000kgm1=1200kg2.2.2机构各位置受力情况的分析及计算确定确定摆动角度按实际工作要求取吊杆摆动的最大角度初取为60°要考虑车身与物件的高度，初取最低位置与水平线夹角为-30°初取最高位置与水平线夹角为30°所以，最大垂直摆距为：D=(R+L1)（sin30°+sin30°）（2.3）=(300+100)(sin30°+sin30°)=400mm由实际工作要求取吊杆的最高位置距地面为:H1=716mm所以，支架高：H0=H1-(R+L1)sin55°（2.4）=716-（100+300）sin55°=312mm按实际工作要求，一般吊杆由最低位置升起较短的一段距离后，才爱到重物的重力作用，取该时吊杆摆过的角度为：20°因为，M=Fdsin￠（￠为重力与吊杆的夹角）在该位置取液压杆与吊杆垂直，使得其获得最大力矩，从而较易吊起重物。通过计算机，基于进行PRO/E进行参数化绘图，从而获得各位置的数据，进行分析。

如图：图2..3基于PRO/E的分析图由上图：液压缸的最长状态为:L1=716mm最短状态为:L0=208mm所以，推程为：S=L1-L0（2.5）=716-208=508mm取推程为：S=520mm进行受力分析有：T*Rsin￡=G(R+Lx)sin￠（2.6）（￡为液压推力T与吊杆的夹角）所以，T=（sin￠/sin￡）*G(R+Lx)/R（2.7）通过计算机，基于进行PRO/E进行参数化绘图，获得各位置的数据，进行分析，下表：表2.1吊杆各位置角度及其正弦比关系表重力G与吊杆的夹角￠液压推力T与吊杆的夹角￡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取阻力系数（含机构杆自重与摩擦力）k=0.2所以，F=T（1+k）（2.9）=38016.94(1+0.2)=45620.33N=45600N2.2.3机构杆间各铰接处的设计1.机构杆1与机构杆2的铰接设计因为吊车所能乘受的最大载荷为6/2吨,所以铰接处的最大作用力为:G=6/2X1000X9.8=11760N，其作用力对材料作用的性质为：剪切应力。铰接轴的材料:选45号钢,调质处理。查《机械设计》表15-1，得硬度为:217-255HBS，剪切疲劳极限为：T-1=155MPa查《起重机械》表4-11，得最小安全储备系数为：n1=1.45,材料安全系数为:n2=1.1所以,安全系数为:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因为,T-1≥所以,d1≥（2.10）==12.4mm取d1=15mm.2.机构杆1与液压推杆的铰接设计因为液压推杆的最大推力为:F=45600N，其作用力对材料作用的性质为：剪切应力。铰接轴的材料:选45号钢,调质处理。查《机械设计》表15-1，得硬度为:217-255HBS，剪切疲劳极限为：T-1=155MPa查《起重机械》表4-11，得最小安全储备系数为：n1=1.45,材料安全系数为:n2=1.1所以,安全系数为:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因为,T-1≥,所以,d2≥（2.11）==24.4mm取d2=25mm.3.支架与液压底座的铰接设计因为液压推杆的最大推力为:F=45600N，其作用力对材料作用的性质为：剪切应力。铰接轴的材料:选45号钢,调质处理。查《机械设计》表15-1，得硬度为:217-255HBS，剪切疲劳极限为：T-1=155MPa查《起重机械》表4-11，得最小安全储备系数为：n1=1.45,材料安全系数为:n2=1.1所以,安全系数为:n=n1n2=1.45X1.1=1.6因为,T-1≥,所以,d3≥==24.4mm取d3=25mm.4.杆3与支架的铰接设计经受力分析，在吊杆与支架的相互作用力、吊杆与吊钩的相互作用力、吊杆与液压推杆的相互作用力，三对力中吊杆与液压推杆的相互作用力最大。其作用力对材料作用的性质为：剪切应力。铰接轴的材料:选45号钢,调质处理。为方便统一其铰接尺寸，其直径也取d4=25mm.

第三章液压回路的设计3.1液压回路原理设计为使液压缸结构紧凑，采用简单的液压回路。用下图作为原理图：图2..4基于千斤顶的原理图1.6.液压缸2.3.单向阀4.油缸5.截止阀

最后得出手动液压叉车液压回路原理如下图2.5液压回路原理图1．6.液压缸2.5.单向阀3.油箱4.截止阀3.2各液压元件的设计计算与校核为使液压系统结构更紧凑、简洁，使液压系统集中在一个模块内，把各液压元件做成一体。把油箱与液压缸装配在同一圆心轴线内，把各油路与各阀等设计在液压缸的底座内。3.2.1液压缸的设计及计算1.液压缸材料的确定为使液压缸结构更紧凑、简洁,液压缸材料采用高质量,具有高抗拉强度极限的材料,采用高质量的无缝钢管,材料为:45号钢制造,调质处理.查《机械设计课程设计》表12-1，得硬度为:162-217HBS，抗拉强度为：=600MPa屈服极限为:=355MPa2.大液压缸内腔直径的计算与确定由上得知，液压系统的最大负荷为：F=45600N为使液压缸结构较小，取液压系统的设计压力尽量的高。初取液压系统的设计压力为：=17MPa因为，=F/A=（2.12）（A为液压缸内腔的有效面积，D为液压缸内腔的直径）所以，D=（2.13）==40.76mm取液压缸内腔的直径为:D=42mm所以,液压系统的设计压力为:=F/A=（2.14）==19MPa3.液压缸外直径的计算与确定为使液压缸结构较小，先把液压缸按薄壁计算。因为，D/10时，为薄壁又因为，（2.15）（其中≥16M时，=16M时，=）所以=6=28.5M取按全系数为：n=5,所以=/n=120M所以，（2.16）==6.0mm所以，D/=50/6=8.310为厚壁。所以，要按厚壁计算，为使设计更准确一些，按第四强度理论计算得：=（2.17）（其中，为液压缸外直径）取，安全系数为：n=5,所以=/n=120M所以，（2.18）取，液压缸外直径为：=62mm3.2.2油箱的设计伸缩臂套的材料:选工程用铸造钢ZG310-570。查《机械设计课程设计》表12-1，得硬度为:≥153HBS，抗拉强度为：=570MPa为使液压系统结构更紧凑，把油筒与液压缸装配在同一圆心轴线内。要求：油筒油面的最高高度不超过，油筒高度的80%因为油路和阀中对油量的损耗，所以，估算，液压缸到达最高极限位置所需的油量为总油量的90%。又因为，推程：S=520mm液压缸内腔的直径:D=42mm所以，液压缸到达最高极限位置所需的油量为：（2.19）所以，所需的最少油量为：=/90%=1.2/90%=1.33升所以，油箱的最小容积为：=/80%=1.33/80%=1.66升因为，油箱与液压缸装配在同一圆心轴线内，所以，（2.20）液压缸外直径为：=62mm所以，油箱内腔的直径为：（2.21）==83mm取油箱的上直径内为873.2.3油路的设计为使液压系统结构更紧凑、简洁，使液压系统集中在一个模块内，把各液压元件做成一体。把各油管路做在液压缸的底座内。油管路的管径不宜选得过大，以免使液压装置的结构庞大：但也不能选过小，以免使系统压力损失过大，影响工作。取，油道内径为：d=5mm3.2.4截止阀的设计为使液压系统结构更紧凑、简洁，使液压系统集中在一个模块内，把各液压元件做成一体。把各阀等设计在液压缸的底座内。因为，液压系统设计的最高压力为:=19MPa取，截止阀的开启系数为：n=1.1所以，截止阀的开启压力为：P=n（2.22）=1.11921MPa所以，截止阀的开启力为：F=（2.23）==412N截止阀弹簧的设计：取截止阀的弹簧的最大工作载荷为开启为的6倍。所以，截止阀的弹簧的最大作用载荷为：=6F=6412=618N1.根据工作条件选材料并确定其许用应力因为弹簧在一般在静载荷条件下工作，可以按第三类弹簧（爱变载荷作用的次数1000次以下的弹簧）设计，现选用碳素弹簧钢丝D级，并根据实际结构，估取弹簧钢丝的直径为3.0mm,查《机械设计》表16-3，暂选=1710MPa，根据《机械设计》表16-2，可知=0.5=0.5X1710=855MPa2.根据强度条件计算弹簧钢丝直径现取旋绕比C=5，则由《机械设计》式（16-4）得：曲度系数K=（2.24）==1.3所以，根据《机械设计》式（16-12）得：d’（2.25）==3.4mm取弹簧钢丝标准直径d=3.5mm,中径D’=C3.5mm=17.5mm,取标准值D=16mm3.弹簧的压缩量的计算查《机械设计》表16-2，取切变模量G=80000MPa，为使结构紧凑，使弹簧较短，取较小的标准有效工作圈数n=3，安全阀的开启力：F=412N由《机械设计》式（16-5）得：弹簧的预压缩量=（2.26）==3.375mm4.弹簧原长度计算弹簧原长度=Dn+nd（2.27）==30.5mm5.验算极限工作载荷=（2.28）==1264N弹簧的压极限压缩量=（2.29）==10mm6.进行结构设计选取GB/T2089-94圆柱螺旋压缩弹簧，弹簧丝直径d=3.5mm，中径D=16mm，效工作图数n=3，预压缩量=3.375mm，弹簧原长度=30.5mm，极限载荷=1264N，极限压缩量=10mm为使工作更稳定，便于定位，加装导杆。查《机械设计》表16-7，得：导杆与弹簧的间隙为：2mm其它结构的具体设计各如图。

3.2.5单向阀的设计单向阀要求要达到单向密封的作用，为使更好的单向密封，加入压缩弹簧，使其产生预压，使单向密封更可靠；又要达到压力损失最小的目的，压缩弹簧的预压力要小，单向阀油塞要轻。要均衡两者，单向阀才能达到更好的效果。单向阀弹簧的设计：1.根据工作条件选材料并确定其许用应力因为单向阀的弹簧要经常动作，要按第=1\*ROMANI类弹簧（爱变载荷作用的次数在次以上的弹簧）设计，现选用碳素弹簧钢丝B级，并根据实际结构，取弹簧钢丝的标准直径为d=0.4mm,,取标准中径值D=5mm,查《机械设计》表16-3，暂选=2060MPa，根据《机械设计》表16-2，可知=0.3=0.3X2060=618MPa，切变模量G=80000MPa2.根据强度条件计算弹簧钢丝直径现取旋绕比C=D/d=5/0.4=12.5，则由《机械设计》式（16-4）得：曲度系数K=（2.30）==1.13.弹簧的压缩量的计算查《机械设计》表16-2，取切变模量G=80000MPa，为使结构紧凑，使弹簧较短，取较小的标准有效工作图数n=5.5.取单向阀弹簧的预压力：F=1