手动液压堆高车机构设计毕业设计论文

《手动液压堆高车机构设计毕业设计论文》由会员分享，可在线阅读，更多相关《手动液压堆高车机构设计毕业设计论文（48页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、33大学毕业设计论文 （手动液压堆高车机构设计）目录摘要IAbstractII第一章绪论11.1液压堆高车提升机机构设计选题的目的和意义11.2 国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析11.2.1我国堆高车行业发展历程和现状11.2.2国外堆高车发展现状21.2.3国内外市场分析2第二章 液压堆高车提升机构设计总述42.1门架简介及设计要求42.2门架系统的运动与安装关系4第三章 货叉基本参数和尺寸的确定73.1货叉尺寸确定73.2货叉的计算简图73.3货叉的强度验算83.4货叉的刚度校核93.5 货叉与挂钩焊接强度验算10第四章叉架的设计计算134.1 叉架的计算13第五章 液压堆高车门架

2、的设计计算165.1门架系统的构造原理165.2 门架几何高度设计165.3 计算滚轮压力175.4 门架强度验算195.4.1 门架立柱断面翼缘厚度校核195.4.2 门架立柱断面腹板高度校核205.4.3 门架立柱的弯矩校核215.5 外门架强度计算215.5.1 计算D点整体弯曲225.6 门架刚度计算235.6.1 门架刚度的计算状态235.6.2 确定门架端部产生的各水平位移255.6.3 校核挠度26第六章 滚轮组件的安装及计算276.1 内门架与外门架滚轮的设计276.1.1 轴的计算276.1.2 轴承的选择286.1.3 导轮的设计296.1.4 轴用挡圈30第7章 起升液压

3、系统设计327.1 液压系统简介327.2 设计方案327.2.1 液压缸的设计及计算337.2.2 油箱的设计347.2.3 油路的设计357.2.4 溢流阀力的计算367.3链传动的设计367.3.1 链轮齿数Z 的确定367.3.2 链型号的确定367.4链轮设计377.5 链轮轴的设计38 结束语40致 谢41参考资料42文献综述43摘要 堆高车具有装卸和搬运功能，机动灵活，能适应多变的装卸搬运要求，普遍适用于港口、车站、货场、车间、仓库、油田及机场等处，还可以进入船舱和集装箱内进行装卸作业，除此之外，还广泛应用于军事部门和特殊防爆部门，有的车辆可无人驾驶，到人员不断接近的地方工作适用

4、于柔性加工系统，总之，随着物流技术的不断发展和工业化水平的提高，堆高车使用范围将日益扩大，成为一种产量与品种很多的装卸搬运机械。现代堆高车技术发展的主要趋势是充分考虑舒适性、安全可靠性和可维护性 ,产品专业化、系列多样化,大量应用新技术,完善操控系统,重视节能和环保 ,全面提升产品的性能和品质。通过对国际国内堆高车造型设计的现状分析运用工业设计的理论和方法，研究了堆高车造型设计的要素及设计原则：造型要求简洁明快、线条流畅，以体现车身的力度感与坚实稳重的感；色彩力求单纯，给人以轻松、愉悦的感觉，主色调以明度较高的黄 色、橙色为宜；车身前后左右要求有宽大的玻璃，仪表具有良好的可读性。研究结果对堆高

5、车设计具有重要的实际指导意义。关键词：堆高车； 门架；提升机构 AbstractForklifts can do handing works,and can flexibility to adapt to changing of handing requirements and generally applicable to ports,railway stations,freight yard,workshops,warehouses,oil fields and the airport and places,and forklifts could still enter the cabin

6、 and container handing operations within.In addition,forklifts are alseo widely used in military and special explosionproof sector,some vehicles will be unmanned,that officers should hot work in places close to or for Flexible Manufacturing Systerm.In short, as the logistics and technological develo

7、pment and the enhancement of the level of industrialization,the use of fork lifts will be expanding ,and it will become a yield varieties with a lot of material handing machinery.The major trend ofmodern technology developmentof the fork truck is to be fully in consideration of the friendly operatio

8、n, the reliability, the safety, the goodmaintenance, the specialization, the series, and the diversificat, and to adopt new technology, to improve steering system, and to focuson energy saving and environmentprotection in order to promote the trucks capacity and quality.Based on the analysis of curr

9、ent status of international and domestic forklift truck form design the key elements and design principles in forklift truck form design was researched using industriM design theory and methodology：It Was put forward that the form offorklift truck should be simple and lively tll smooth lines in orde

10、r to convey the sense of strength and steadiness；the color strives simplicity to make people feel pleasant and light mainly usingtones ofyeHow and orange；there shouldbe big ass atthefrontand back oftrucks；thein struments should be easy to readThe research results provided practical reference for for

11、klift truck designKeywords：fork truck; mast；lifting mechanism 5第一章绪论1.1液压堆高车提升机机构设计选题的目的和意义 堆高车是应用十分广泛的流动式装卸搬运机械，是物料搬运机械(国外称为工业车辆或地面运输车辆)的一种，是实现物流机械化作业，减轻工人搬运劳动强度，提高作业效率的主要工具。堆高车又名堆高车、铲车、万能装卸车或自动装卸车。它是由在无轨底盘上加装专用装卸工作装置构成的。堆高车具有通用性强、机动灵活、活动范围大等特点，所以它广泛用于车站、港口码头、机场、仓库以及工矿企业等部门，用来实现机械化装卸、堆垛和短距离运输，是物流系统

12、不可缺少的机械设备。而堆高车中进行装卸作业的直接工作的装置是堆高车起重系统，货物的卸放、堆垛最终都是由其完成的，所以它是堆高车最重要的组成部分。在我国国民经济的发展中，各行各业对堆高车的需求量逐年增加。据国家权威机构研究预测，在今后几年我国堆高车年需求量将超过15万台。堆高车产业市场潜力巨大，发展前景广阔。 1.2 国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析1.2.1我国堆高车行业发展历程和现状我国堆高车工业起步于20世纪50年代末，当时主要仿制前苏联产品。从70年代后期到80年代中期，全行业先后组织了2次联合设计，各堆高车生产厂纷纷引进国外先进技术，如北京堆高车总厂引进日本三菱15t内燃平衡重

13、堆高车技术，大连堆高车总厂引进日本三菱1040t内燃平衡重堆高车和集装箱堆高车技术，天津堆高车总厂引进保加利亚巴尔干车辆公司1.256.3t内燃堆高车技术，杭州堆高车总厂引进西德O&K公司静压传动堆高车、越野堆高车和电动堆高车技术，合肥堆高车总厂、宝鸡堆高车公司引进日本TCM株式会社110t堆高车技术，湖南堆高车公司引进英国普勒班机械公司内燃防爆装置技术。自90年代开始，一些骨干企业在消化吸收引进技术的基础上积极对产品进行更新和系列化，因此目前国产堆高车的技术水平参差不齐。其中，电动堆高车因受基础技术落后的制约，整体水平与世界先进水平差距很大，每年仍要进口价值近2亿美元的堆高车产品。中国堆高车

14、能否逐鹿国际市场，并在与世界强手的竞争中立于不败之地，将依赖于堆高车整体技术水平的提高，特别是电动堆高车技术的飞速发展。1.2.2国外堆高车发展现状国际上生产堆高车的厂家，排名前几位的有林德、丰田、纳科、永恒力、小松、TCM、力至优等著名公司。林德堆高车是世界上第一品牌堆高车，该公司是世界上唯一将静压传动技术大规模应用于堆高车的制造商，产品技术先进，质量可靠，其销售额一直遥遥领先，位居世界顶尖水平。林德堆高车总的特点，8吨以下的产品其动力形式有内燃机和电瓶驱动，传动形式有静压传动和电传动;10吨以上的堆高车则采用内燃机驱动和液力传动。产品种类之繁多，技术水平之高超，令世界同行所赞叹。丰田、纳科

15、、永恒力、小松、TCM、力至优等公司的产品技术基本处于同一水平，但各家有各家技术优势和特色。世界上著名堆高车的技术特点是：品种齐全，技术先进，各具特色，尤其在提高作业效率、人机工程、节能、环保及安全性等方面的技术发展非常快，追求各性化，最大限度地满足客户的需求。1.2.3国内外市场分析目前，国内外电动堆高车大部分已经采用宽视野门架，起升液压缸由中间放置改为两侧放置。液压缸的放置位置有两种：一种是液压缸位于门架后面；另一种是液压缸位于门架外测。CARER公司的R40/45系列电动堆高车的液压缸位于门架外侧，R50/60/70系列堆高车的液压缸则位于门架后面。 门架一般分为标准型、两节型或三节型。

16、国内堆高车的起升高度一般在25m之间，且以3m及3m以下的居多，而国外电动堆高车的起升高度一般在26m之间，由于仓库的立体化程度高，因此起升高度3m以上。 与预测全球约有250家堆高车生产企业，年生产量保持在50万台左右。由于竞争的加剧，同20世纪80年代比，世界堆高车工业出现了销售额增长而利润减少的反常现象。一方面，为降低成本，堆高车巨头纷纷在发展中国家建厂。例如，在中国建有厦门林德、安徽TCM、北京汉拿、湖南德士达、烟台大宇重工、上海海斯特等。这些公司把具有世界20世纪90年代中期先进的产品和技术带到国内，促进了我国堆高车技术的快速发展，同时对国内市场也造成了很大的冲击。另一方面，随着市场

17、经济的发展，物流技术在经济发展中的地位与作用越来越明显，堆高车普及率越来越高，已从过去单一的港口码头进入到国民经济的各行各业。目前我国堆高车的保有量约18万台，实际年潜在需求量约10万台，而实际年销售量仅3万台左右，可见中国的堆高车市场是巨大的。 随着人们对环境污染危害的深刻认识，环保已成为世界共同关注的焦点，因此，环保型堆高车将成为市场主流；其次，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，高性能电动堆高车、前移式堆高车、窄巷道堆高车等各类仓储机械迅速发展是未来堆高车市场的又一特征；另外，全球经济一体化必将带来全球工业的国际化，使得各国间及国内贸易大幅上升。有资料表明全

18、世界集装箱吞吐量每年以30%左右的速度递增。贸易的增加将推动现代集装箱搬运与堆垛设备的高速发展。第二章 液压堆高车提升机构设计总述 2.1门架简介及设计要求门架是叉车工作装置的重要组成部分，是叉车最富有特色的部件。它负责货物的起升及相应的装卸动作，并对叉车的整机性能有极大的影响。最常见的叉车门架是由内、外两节组成。内外门架是格子分别在左、右两根立柱，通过上下不同数量的横梁连接而成的门式框架。立柱既是门架承载的主要构件，有是叉车或内门架做升降运动的导轨。立柱截面有槽形钢、工字钢和其他异形状，材料多为低合金16Mn钢。左、右立柱通过二到三根横梁连接。构成框架结构，然后嵌套在一起，依靠装在内、外架上

19、的滚轮，使内门架沿外门架立柱滚动。（a）内门架 （b）外门架图2-1 门架结构简图1立柱 2横梁叉车的内门架嵌套在外门架里面，用起升油缸使内架可在外架内移动，成为可伸缩的构造。这是它的构造特点。加工要求，门架布置在前轴前边，在车的前方，这是它在布置或位置上的特点。内架、外架和叉架都是用型钢焊成的平面框架，它们与起升油缸和链滑轮组和重量占了工作装置总重的绝大部分，且集中在位于前轴外边的门架平面内，因而是影响叉车抵抗向前翻倒的能力的不利因素。在设计时，就要尽力去减小这些不利影响，为此必须注意两点：一是在保证工作装置能正常工作的前提下，要尽可能地将它布置得靠近前轴；二是在考虑司机视野问题时，要保证在

20、叉车无载行驶下，司机能看见货叉叉尖，同时应力求在货叉由地面升起至顶端的整个过程中，司机都能很好地观察货叉上货物的情况。2.2门架系统的运动与安装关系 门架系统的运动与安装关系（图2-2）是：货叉挂在叉架上；叉架受链条的牵引，并以其纵、侧向滚轮为“车轮”，以内门架为“活动导轨”作升降运动；内门架则受起升液压缸的顶推，也以其纵、侧向滚轮为“车轮”，以外门架2为“固定导轨”而升降；外门架的下铰坐铰接在驱动桥壳或车架上，中部靠两个并列的倾斜液压缸来实现整个门架系统的前、后倾动作。起升液压缸分成两个，下端以半球面支承在外门架后侧，中部受外门架“扶持”，上端顶在一个浮动横梁上，自由提升结束后即与内门架上横

21、梁重叠。起升链条的一端固定在起升液压缸筒上（相当于固定在外门架上），中部绕过固定在浮动横梁上的链轮后，另一端挂住叉架。图2-21内门架，2外门架。3叉架，4货叉，5纵向滚轮，6侧向滚轮，7起升液压缸，8链条，9链轮，10浮动横梁，11内门架上横梁。表2-3 1t液压叉车门架主要性能参数特 性额定起重量Load Capacitykg1000载荷中心距Load centermm500尺 寸标准二级门架额定起重时最大货叉高度mm3000货叉架板式货叉厚度Tmm30货叉宽度Wmm80货叉长度Lmm1000货叉间距范围最小最大MINMAXmm230-950 第三章 货叉基本参数和尺寸的确定3.1货叉尺寸

22、确定货叉的主要尺寸有货叉水平段长度；货叉垂直段高度；货叉断面尺寸(为货叉厚度，为货叉宽度等)（图3-1）。 图3-1 货叉的结构和尺寸货叉尺寸主要取决于起重量Q、载荷中心距c，取起重量Q=1吨，按GB/T 5183-2005与GB/T 5184-2008选出货叉的基本参数和尺寸为货叉长度：l=1000mm；货叉垂直高度：h=520mm；货叉厚度和宽度：厚30宽80mm；货叉两铰支点中心距：h1=383；货叉外伸距：e=76mm据机械设计手册选择材料为40cr钢，调质处理后钢屈服强度。3.2货叉的计算简图货叉和叉架的联接形式不同，其制支承类型有所不同，小吨位堆高车的货叉一般用整体式货叉，采用挂钩

23、型联接，上支承可简化为活动铰支座。按照这种简化，货叉可看作一次超静定刚架（图3-2）。与此同时，考虑到挂钩型货叉上部的挂钩处有安装间隙，并非绝对不能转动，照此分析，货叉又可简化为支承在两个铰接支座上的静定刚架（图3-3）。图3-2 超静定刚架计算简图图3-3 静定刚架计算简图这两种计算简图，在集中载荷P力作用下，货叉的危险截面均在支座A以下的垂直段，其应力状态相同，强度相等。但货叉垂直段的受力情况不同，导致变形不同。由于静定刚架水平段的变形量大于静定刚架水平段的变形量。 为偏于安全起见， 货叉的强度和刚度均按静定刚架进行计算。3.3货叉的强度验算 （a） (b)(c) (d)图3-4 货叉强度

24、验算计算简图从货叉所受的集中载荷P力作用的内力图(图3-4)来看, 水平段受弯矩和剪力, 垂直段受弯矩和拉力, 危险截面支座A以下垂直段的最大正应力为 式中最大弯矩；P货叉的计算载荷；C载荷中心距；W抗弯截面模量，；a,b货叉截面的高和宽；F在面面积，F=ab;许用应力，。根据文献堆高车构造与设计Q/2，n3在此去;n=3。 （式4-2）式中 Q起重量，Q=1t=9800N由此得出 将相关数据代入式3-1 因为10，知此翼缘厚度设计合理。5.4.2 门架立柱断面腹板高度校核根据滚轮的接触应力来求腹板高度 （式5-5）式中：P滚轮压力，1506.01Kg；滚轮踏面宽度，50mm；Enp导轨和滚轮

25、材质的综合当量弹性模量，钢制滚轮时，Enp=2.1104Kg/mm2。 Pnp导轨和滚轮的当量曲率半径，圆柱形滚轮对平面导轨时，Pnp=R=43mm。与滚轮材质和导轨表面硬度有关的许用接触应力，常用6080MPa。取代入公式得由符合要求。由的等式经转换得：取滚轮的实际半径为计算半径的两倍，即:R实际=2R，则R实际=222.59=45.18mm（取46mm），则腹板高度为：由mm此尺寸设计合格。5.4.3 门架立柱的弯矩校核把内门架看作外伸悬臂梁，按一端铰支、一端自由的单根薄壁杆来计算。在垂直于门架的平面内，由于滚轮的集中作用，计算门架立柱中产生的最大弯矩。又介于内外门架的应力情况较复杂，计算

26、工作量较大，现根据吕维镇、张质文老师介绍的简化计算法进行计算。简化计算的整体强度安全系数应大于4，校核翼缘的局部弯曲强度安全系数N局应不小于1.2，最危险截面在B点(图5-5)。在整体弯曲和约束扭转的共同作用下，内门架立柱的危险截面是与叉架下滚轮相接触的截面B,如图5-5。堆高车起重链条的一端固定在起升油缸缸筒上，链条拉力S对缸筒产生的力矩通过活塞杆在内门架和上端产生推力，其方向垂直于门架平面，使内门架弯曲。在截面B上的这个附加弯矩数值极小，可以略去不计。因此，截面B的计算弯矩仍可写为：Kg/cm1. 整体弯曲正应力图 5-6门架立柱已知许用弯曲应力为（取N值为4）：由可知整体安全。图5-7受

27、力简图5.5 外门架强度计算外门架是由左右立柱和多根横梁组成的外形封闭的复杂刚架结构。由于通过立柱与横梁的弯曲中心的纵轴不在同一平面内，因此外门架并不是一个平面薄壁框架。在外载荷作用下，外门架立柱产生的弯曲变形和约束扭转变形与内门架立柱相似。我们同样也把外门架简化为单根立往计算，横梁的影响则通过支座约束来考虑。外门架立柱在垂直门架平面内的整体弯曲，不考虑门架前倾的影响.，从门架下滚轮接触点至立柱与倾斜油缸连接处的一整段内，都承受最大弯矩Mbmax的作用。门架滚轮压力对外门架立柱还产生约束扭转。外门架立柱一般在上中下三处或四处有横梁连系，立住与横梁的连接均可看成铰支，它允许立柱的截面翘曲，但不允

28、许截面转动。 图5-8 图5-8强度计算图外门架强度计算简图图5-7，危险截面在D点。知H0=1866mm、h0=520mm、h1=480mm。5.5.1 计算D点整体弯曲链条拉力S对起升油缸产生力矩，通过活塞杆及内门架使门架滚轮压力增加，门架弯曲增加。门架滚轮压力增量为： （其中S链条拉力，Kg；a2链条与轴中心距，cm；Hmax最大起升高度，cm。知Hmax=300cm，取a2=6cm，求得 则有所以D点最大弯矩为：则整体弯曲应力为：前面已经得到，许用弯曲应力为:由可知，符合要求。5.6 门架刚度计算5.6.1 门架刚度的计算状态所谓门架的刚度条件主要是指当满载的货叉起升到最大高度，前倾至

29、最大角度时，门架顶端的水平挠度应小于许用值。门架计算简图如图5-8所示。图5-9门架刚度计算状态简图 其中各已知参数分别为：起重量Q=1000Kg、起升高度H=3000mm、载荷中心C=500mm、前倾角滑架重量G1=86Kg、门架立柱惯性矩J0=J1=J=1490.98cm4。门架各尺寸分别为：h0=420mm、h1=420m、h2=356mm、H0=2000mm、H1=2000mm、H=3000mm C0=357mm、C1=178mm、l0=665mm、l1=356mm。滑架通过滚轮传给内门架和力按下式计算，参看图5-8图5-10 门架计算简图 可以把力P1、P2对门架的作用分解为一个力偶

30、与一个集中力，内门架端部力偶以M1表示，外门架端部的力偶以M0来表示，参看图5-3及图5-7来求其值。 （式5-12）另外伸缩式门架在端部力偶和集中力作用下，端部产生的水平位移f（挠度）是由三部分组成的：外门架端部水平位移f0、内门架端部水平位移f1和内门架绕外门架端部转动角在内门架端部引起的水平位移，见图5-11。 式中、力偶M作用在外门架端部产生水平位移和转角；、集中力P1-P2作用在外门架端部产生水平位移和转角；、由力偶M及集中力P1-P2作用产生的水平位移。图5-11 门架变形图5.6.2 确定门架端部产生的各水平位移由图5-10弯矩图用图乘法可求出在力偶M0作用下外门架端部产生水平位

31、移fM0: 图5-12外门架计算简图同样，由力偶M1作用在内门架端部产生的水平位移fM1为： 力偶M0作用下，内门架绕外门架端部转动角度可参照图5-10用图乘法来求。由于P1=P2所以集中力P1-P2和作用，在外门架端部引起和水平位移f0p为0cm：同理，由力P1-P2的作用引起的内门架端部水平位移f1p为0cm：5.6.3 校核挠度通过上面的计算，可以求出伸缩式门架在端部力偶和集中力作用下端部产生的水平位移f（挠度）。其值为： 其许用挠度值为： cm 由知，满足刚度要求。44大学毕业设计论文 （手动液压堆高车机构设计）第六章 滚轮组件的安装及计算6.1 内门架与外门架滚轮的设计导行滚轮分为纵

32、向及侧向两组，各由四个滚轮组成。前者在垂直于门架的平面内，而后者在门架自身的平面内起传力和导行作用。它们的构造示于图6-1上。纵向滚轮受力较大，故直径也大且用滚动轴承，侧向滚轮受力小，直径也小，故用滑动轴承或滚针。6.1.1 轴的计算滚轮轴在门架上升或下降时主要受切应力，所以要根据轴的切应力条件来计算。对于圆形截面梁，由切应力互等定理可以知道，在横截面边缘各点处切应力与周边相切。因此即使在平行于中性轴的同一横线上，各点处切应力也不尽相同，但经过分析表明，圆截面上最大弯曲切应力仍发生在其中性轴上，并可近似认为在中性轴上各点处的切应力平行于剪力，且沿中性轴均匀分布，于是得圆截面梁的最大弯曲切应力为

33、： 已知及 于是可得 式中R圆形截面的半径，mm；IZ圆形截面对中性轴的惯性矩，mm3；SZ,max半圆截面对中性轴的静矩，mm3；44该轴的材料选用45号钢，根据机械设计手册可以查到=3040MPa，取=30 MPa。由 于是得到考虑到堆高车门架的重量，则选半径为10mm，则滚轮轴的直径为20mm。堆高车的滚轮只受到径向力的作用。选用深沟球轴Fr=1694.16X9.8=16602.18NP=XFr+YFaP当量动载荷，Fr轴承所受径向载荷，Fa轴承所受轴向载荷，X径向载荷系数，Y轴向向载荷系数，由于选取X=1，Y=0则P=16602.18N则所需要的径向基本额定动载荷为6.1.2 轴承的选

34、择根据机械设计手册选择内门架为深沟球轴承，代号为6204，如图6-1所示：图6-1深沟球轴承表6-1 6204轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd2042B14da(min)26Da(max)42ra(max)1其他尺寸mmd2329.3D239.7r(min)1基本额定静载荷KNCo12.8基本额定动载荷KNC6.65极限转速(r/min)脂14000极限转速(r/min)油18000重量kgW0.103根据机械设计手册选择外门架为深沟球轴承，代号为6404，如图6-2所示：图6-2 深沟球轴承表6-2 6404轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd2072B19da(min)27

35、Da(max)65ra(max)1其他尺寸mmd238D256.1r(min)1.1基本额定静载荷KNCo31.0基本额定动载荷KNC15.2极限转速(r/min)脂13000极限转速(r/min)油16000重量kgW0.5296.1.3 导轮的设计门架的宽度为121mm，轴承的外径为72mm，宽度为19mm，为了使门架在运动时能够平稳，故此导轮的的D=400mm，B1=45mm，C=21mm，Cr=12.6KN，Cor=10.8KN外径为120mm，结构如图6-3所示：图6-3 侧滚轮6.1.4 轴用挡圈根据轴的尺寸选择轴用挡圈，如图6-4所示：图6-4 轴用挡圈表6-2 轴用挡圈尺寸轴径

36、 d020mmd基本尺寸28.5mm极限偏差(+0.13,-0.42)s基本尺寸1mm极限偏差(+0.05,-0.13)b2.68mmd12mm沟槽 d2基本尺寸19mm极限偏差(0,-0.13)mm沟槽 m基本尺寸1.1mm极限偏差(+0.14,0)沟槽 n1.5mm孔 d329mm每1000个钢挡圈重量约为1.90 kg第7章 起升液压系统设计7.1 液压系统简介液压系统除管路及其油箱，换向阀，限速阀外，人工提供压力，油缸作为执行元件。油泵输出的压力油进入到工作装置后，通过手动压力，推动液压缸升高，带动链条上升，从而实现货叉的上升和下降。最后油液将再度重返油箱如此不断循环。7.2 设计方案

37、 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7-1基于千斤顶的原理图1. 6.液压缸 2.3.单向阀 4.油缸 5.溢流阀 最后得出手动液压叉车液压回路原理如下图7-2 液压回路原理图1液压缸 5.单向阀 3. 油箱4. 溢流阀7.2.1 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

38、最大负荷为：F=18000N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= （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= =37.1mm取液压缸内腔的直径为:D=40mm所以, 液压系统的设计压力为: =F/A= =16.21MPa3.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， （其中16M时，= 16M时，=）所以 =1.5=24.32 M取按全系数为：n=5, 所以=/n=120 M所以， =3.75mm所以，D/=50/6=3.7510 为厚壁。所以，要按厚壁

39、计算，为使设计更准确一些，按第四强度理论计算得：= （其中，为液压缸外直径）取，安全系数为：n=5, 所以=/n=120 M 所以， 取，液压缸外直径为：=80mm7.2.2 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=1500mm 液压缸内腔的直径:D=38mm所以，液压缸到达最高极

40、限位置所需的油量为： 所以，所需的最少油量为：=/90%=1.7/90%=1.89升所以，油箱的最小容积为：=/80%=1.89/80%=2.36升因为，油箱与液压缸装配在同一圆心轴线内，所以， 液压缸外直径为：=45mm所以，油箱内腔的直径为： =47.17mm取油箱的上直径内为487.2.3 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=5mm7.2.4 溢流阀力的计算为使液压系统结构更紧凑、简洁

41、，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:=16.21MPa取，溢流阀的开启系数为：n=1.1所以，溢流阀的开启压力为：P=n =1.116.2118 MPa所以，溢流阀的开启力为：F= =353N7.3链传动的设计7.3.1 链轮齿数Z 的确定在实际工作过程中,此处链轮只作单个使用,起到一个传递运动力的作用,所以对于链轮轮齿强度、刚度要求较高,链轮齿数应尽量取小,根据设计的起升装置的起升要求,结合实际工作情况,初步确定齿数Z= 127.3.2 链型号的确定堆高车承载1000 ,链条工作载荷F = 18376 N,根据这一

42、特点结合滚子链的基本参数和尺寸选用链号 20A 的滚子链传动 ,其极限拉伸载荷FQ =86.7kN,足以满足要求,为了保证其工作平稳,选用两个链传动。3. 链节数的确定由于此处链轮只作单个使用,所以不存在中心距a0 ,链节数由堆高车起升装置的起升高度来确定。根据选定链号，查表得所选链的节距 p = 31.75mm ,起升装置的起升高度h =1.5m，确定链节数L P =100节。4. 强度校核在链轮正常工作情况下，链速v 0.1 m/s,所传递的功率p 为其承载力与其速度的乘积，即p = F v , 承载力F = 18736N ，单个链轮的工作拉力F =9368N，则p = Fv=9368*0

43、.1 =0.9368kw链速v 0.1 m/s,即为低速链传动，链传动的主要失效形式为链条的过载拉断，因此应进行静强度计算。FQ 单排链的极限拉伸载荷K A 工作情况系数F 链的工作拉力Fc离心力引起拉力Ff悬垂拉力所选链的极限拉伸载荷FQ = 86700 N；根据其工作情况，查表选取KA = 1.3；链的工作拉力9368N静强度安全系数一般为3-6这里取4带入数据得由S=4.02所以链条合格。7.4链轮设计 链轮的主要尺寸分度圆mm取124齿顶圆直径取mm齿根圆直径 分度圆弦齿高取最大齿根距齿侧凸缘直径取齿宽轮毂长度L=3.3h=3.3*12.29=40.56取42mm7.5 链轮轴的设计1

44、.选择轴的材料，确定许用应力该轴传递的功率，对材料无特殊要求,故选用45 钢,并经调质处理。由表查得强度极限s B = 650MPa，再由表得许用应力 +1b s =355 MPa。（本章计算公式参照 简明机械零件设计手册 第二版 1997）按扭转强度估算轴径P=9.3681.3*0.1=1.218KW 根据表得 C=107118，又由式得取d=25mm48大学毕业设计论文 （手动液压堆高车机构设计）轴的受力图如下图7-3结构图F1+F2=F=18000N,F1=F2=9000N图7-4受力简图X为F1到F之间的距离方向为负当X取的最大时即X=111mm时M1最大M1=-F1X=900*90.

45、5=849433N.mm图7-5弯矩图因所以轴合格 结束语经过四个月的努力，毕业设计接近尾声，在这段时间里，我学习到了很多以前没有学习到得东西，而且也系统地巩固了学过的知识。我不仅在理论上有了更深刻的理解，也在实践上有所斩获。本论文是在我的导师贾秋红教授的指导下，完成的。毕业设计是每位大学生的必修课，这次设计锻炼了我独立思考问题的能力，并将大学期间所学的知识进行归类和消化，提高了我多方面的能力，为进入社会做好准备。在这次毕业设计中，我认识到了堆高车的设计不仅要运用到机械设计课程，而且还要运用其它几门课程的知识。在这次毕业设计的实践过程中，我学会了要分析和解决机械设计问题，慢慢地巩固、加深和拓展

46、所学过的知识。这次设计使我懂得了怎样设计和怎样正确地拟定步骤，要学会创新并熟练地结合已掌握了机械设计的规律流程。通过设计计算、绘图以及查表运用技术标准、设计手册等有关资料，锻炼了我分析和解决问题的能力。也锻炼了我独立思考解决问题、查阅资料和全方面的基本机械设计技能。整个设计的设计过程中我用到各种机械绘图软件，并对它们的使用能力得到了显著的提高。在导师的严厉要求下，通过绘图和建模，对使用AutoCAD更加熟练和掌握得更好。在整理文档的过程中，我对图表设置、文档录入、图文结合等大部分文档的编辑能力也得到了很大的提高。但是在这次的毕业设计中我也发现了自己在很多方面的不足，且在以前学习中许多知识没能掌握和还有许多机械方面的东西未曾接触过的。在这