畢業(yè)設計說明書 題 目： 1.5 噸手動液壓叉車設計 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化 0582 班 學生姓名： 學 號： 完成日期： 年 6 月 10 日 指導教師： 評閱教師： 年 6 月 應用技術學院畢業(yè)設計(論文) 誠 信 承 諾 書 本人慎重承諾和聲明：所撰寫的《數控機床臥式八軸轉塔頭設計》是在指導老師的指導下自主完成，文中所有引文或引用數據、圖表均已注解說明來源，本人愿意為由此引起的后果承擔責任。 設計(論文)的研究成果歸屬學校所有。 學生(簽名) 年 月 日 應用技術學院 畢 業(yè) 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書 題目 1.5 噸手動液壓叉車設計 姓名陳獻華系應用技術學院專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 指導老師 職稱 教研室主任 一、基本任務及要求： 設計任務是：按照手動液壓叉車的裝配圖，拆畫零件圖，設計一臺手動液壓叉車。 查閱 20 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 1.5萬字。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；2）分析、計算確定工藝方案；3）手動液壓叉車的裝配圖；4）液壓缸裝配圖；5）主要零件圖；6）繪制各個專用部件零件明細。 二、進度安排及完成時間： 2.2～2.28 設計任務，明確課題任務及要求，收集閱讀有關設計資料 3.1～3.14 調查研究、分析設計課題完成開題報告 3.15～3.21 總體方案的確定 3.22～4.01 制定原理圖 4.01～4.08 主要技術參數的確定 4.09～4.15 實習 4.15～5.15 繪制工程圖 1）手動液壓叉車的裝配圖 2)液壓缸裝配圖 3)主要零件圖 5.1～5.31 撰寫設計、計算說明書 6.01～6.14 畢業(yè)答辯 目 錄 摘要 …………………………………………………………………………… Ⅰ Abstract ……………………………………………………………………… Ⅱ 第 1 章 緒論 ………………………………………………………………… 1 1.1 課題發(fā)展現狀和前景展望………………………………………… 1 1.2 課題主要內容和要求………………………………………………… 2 1.3 研究方法、步驟和措施……………………………………………… 3 第 2 章 機構設計 ……………………………………………………………… 4 2.1 機構運動原理的設計 ……………………………………………………4 2.1.1 機構運動簡圖…………………………………………………… 4 2.1.2 自由度計算……………………………………………………… 4 2.2 機構的受力分析與計算 ……………………………………………… 5 2.2.1 各級工作機構長度的確定及其乘載能力的計算……………… 5 2.2.2 機構桿各位置受力情況的分析及計算………………………… 6 2.2.3 機構間各鉸接處的設計 …………………………………………8 第 3 章 液壓回路的設計……………………………………………………………11 3.1 液壓回路原理設計 …………………………………………………… 12 3.2 各液壓元件的設計計算與效檢…………………………………………13 3.2.1 液壓缸的設計及計算………………………………………………13 3.2.2 油箱的設計 ………………………………………………………15 3.2.3 油路的設計 ……………………………………………………… 16 3.2.4 截止閥的設計 …………………………………………………… 16 3.2.5 單向閥的設計………………………………………………………19 3.2.6 泵的設計……………………………………………………………21 結論……………………………………………………………………………………22 參考文獻………………………………………………………………………………23 致謝……………………………………………………………………………………24 附錄……………………………………………………………………………………25 1.5 噸手動液壓叉車設計 摘要：叉車是物流系統中最常用的裝卸、搬運設備。本文介紹了世界范圍內叉車的市場，叉車發(fā)展趨勢以及叉車的結構特點，了解液壓起重機械設計的主要參數：根據液壓起重機械的特點，設計液壓手動叉車參數有：起重量、跨距、幅度起重高度、各機構的工作速度及起重機各機構的工作類型。叉車的主要參數首先由使用單位根據生產需要提出，具體數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實生產條件。因此，在確定參數時應當進行調查研究，充分協商和慎重確定。 關鍵詞：叉車，重量，機構。 Forklift 1.5 tons of Forklift Abstract: Forklifts are most commonly used in the logistics system of loading and unloading, handling equipment. This paper introduces the worldwide market for forklift trucks, forklifts, as well as the development trend of the structural features of the forklift to understand the hydraulic lifting of the main parameters of mechanical design: According to the characteristics of hydraulic lifting equipment, manual hydraulic lift truck design parameters are: starting weight , span, ranging from lifting height, the speed of the various agencies and the work of crane types of agencies. First of all, the main parameters of the forklift by using the unit in accordance with production needs, the specific figures should be national standards or criteria to determine the plant, while also taking into account the realities of factory production conditions. Therefore, in determining the parameters should be carried out investigation and study, to determine the full consultation and careful. Key words: Forklift ；Tray；Loading and unloading. 0 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、結構緊湊、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)展現狀和前景展望 叉車市場競爭日趨加劇，外資企業(yè)已占據了高端市場，并開始轉攻中低端市場。面對發(fā)展的機遇和激烈的競爭，叉車產品未來的發(fā)展趨勢應引起業(yè)內的高度關注。 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其產品系列化，形成了從微型到特大型不同規(guī)格的產品。與此同時，產品更新換代的周期明顯縮短。大型叉車產品特點是科技含量高、研制與生產周期較長、投資大、市場容量有限、市場競爭主要集中在少數幾家公司，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、大型超市的紛紛建立，刺激了對室內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，提高生產效率，適應城市狹窄施工場所以及在貨棧、碼頭、倉庫、艙位、農舍、建筑物層內和地下工程作業(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，產品的安全性已經成1 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(SAS)，SAS 采用一系列電子傳感器對叉車負荷、運行速度、轉向角等參數進行測量，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：駕駛室內壁的精巧布置，有利于提高生產率。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)?；? 一般來講，叉車按動力分為內燃叉車和電動叉車。內燃叉車以內燃機為動力，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、提高液壓系統效率和減振、降噪等方面入手。可以肯定，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量已占叉車總量的 40％(國內則為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、變頻調速使電瓶叉車有了質的飛躍。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生熱量多、效率低下、維護頻繁的缺點。 1.2 課題主要內容和要求 課題內容：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）總裝配結構圖設計； 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 2 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，提高勞動生產效率或生產過程中進行某些特殊的工藝操作，實現機械化與自動化。 3. 深化《液壓傳動》的內容及相關的專業(yè)課內容：熟悉《液壓傳動》的內容及相關的專業(yè)課內容，記錄各個知識要點及其之間的相互聯系，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：根據液壓起重機械的特點，設計液壓起重機械的主要參數有：起重量、跨距、幅度起重高度、各機構的工作速度及起重機各機構的工作類型。 5.各參數的確定：叉車的主要參數首先由使用單位根據生產需要提出，具體數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實生產條件。因此，在確定參數時應當進行調查研究，充分協商和慎重確定。 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，除了要使各個機構和金屬結構滿足要求外，還要裝設安全與指示裝置。 7.具體的設計步驟： ① 機構運動原理的設計； ② 機架受力分析與計算； ③ 機架結構的設計； ④ 機架的安全效檢； ⑤ 液壓回路的設計； ⑥ 各液壓元件的設計計算與效檢； ⑦ 液壓裝配結構圖設計與各零件的結構圖設計； ⑧ 撰寫設計、計算說明書。 3 第 2 章 設 計 條件：1.5 噸手動液壓叉車設計； 2.1 機構運動原理的設計. 2.1.1 機構運動原理簡圖 圖 2.1 機構運動原理簡圖 2.1.2 自由度計算 上圖中的機構運動原理簡圖中， 含 3 個活動機構，4 個低副 自由度數為：F=3X3-2X4=1 原動件數為 1 原動件數目等于機構自由度數，所示機構具有確定的運動。 4 2.2 機構的受力分析與計算 2.2.1 各級工作機構桿長度的確定及其乘載能力的計算 機構 1 如圖： 圖 2.2 機構桿 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=300mm L 分為四級長度：第一段 L1=100mm 第二段 L 2=200mm 第三段 L 3=300mm 第四段 L 4=400mm 孔 4 工作時能受的最大載荷為要求的 1.5 噸/2。 m 4=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： m 3=937.5kg m2=1125kg 5 m1=1312.5kg ?。?m 4=750kg m3=900kg m2=1000kg m1=1200kg 2.2.2 機構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:H 1=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 進行參數化繪圖，從而獲得各位置的數據，進行分析。 6 如圖： 圖 23 基于 PRO/E 的分析圖 由上圖：液壓缸的最長狀態(tài)為:L 1=716mm 最短狀態(tài)為:L 0=208mm 所以，推程為： S= L1-L0 （2.57 ） =716-208 =508mm 取推程為：S=520mm 進行受力分析有： T*Rsin￡=G(R+L x)sin￠ （2.6） （￡為液壓推力 T 與吊桿的夾角） 所以，T=（sin￠/ sin￡）*G(R+L x)/R （2.7） 通過計算機，基于進行 PRO/E 進行參數化繪圖，獲得各位置的數據，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￡ 1 111．6433° 125° 0．88128 2 90° 105° 0．86593 3 71．6433° 85° 1．04960 4 54．3341° 65° 1．11555 5 38．5896° 45° 1．13366 6 30．8351° 35° 1．11902 取 sin￠/ sin￡=1.14 所以，T=（sin￠/ sin￡）*G(R+L x)/R （2.8） =1.14*1200*9.8*（450+850）/450 =38016.94N 取阻力系數（含機構桿自重與摩擦力）k=0.2 所以，F=T（1+k） （2.9） =38016.94(1+0.2) =45620.33N =45600N 2.2.3 機構桿間各鉸接處的設計 8 1.機構桿 1 與機構桿 2 的鉸接設計 因為吊車所能乘受的最大載荷為 1.5/2 噸,所以鉸接處的最大作用力為: G=1.5/2X1000X9.8=11760N， 其作用力對材料作用的性質為：剪切應力。 鉸接軸的材料:選 45 號鋼,調質處理。 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 最小安全儲備系數為：n 1=1.45,材料安全系數為: n 2=1.1 所以,安全系數為:n=n 1n2=1.45X1.1=1.6 因為, T -1≥ 24dG?所以,d 1≥ （2.10） 1?n= 54.3760X=12.4mm 取 d1=15mm. 2.機構桿 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為：剪切應力。 鉸接軸的材料:選 45 號鋼,調質處理。 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 最小安全儲備系數為：n 1=1.45,材料安全系數為: n 2=1.1 9 所以,安全系數為:n=n 1n2=1.45X1.1=1.6 因為, T -1≥ , 24dF?所以,d 2≥ （2.11） 1?n= 4560.37X=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為：剪切應力。 鉸接軸的材料:選 45 號鋼,調質處理。 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 最小安全儲備系數為：n 1=1.45,材料安全系數為: n 2=1.1 所以,安全系數為:n=n 1n2=1.45X1.1=1.6 因為, T -1≥ , 24dF?所以,d 3≥ 1?n= 4560.7X=24.4mm 取 d3=25mm. 4.桿 3 與支架的鉸接設計 10 經受力分析，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為：剪切應力。 鉸接軸的材料:選 45 號鋼,調質處理。 為方便統一其鉸接尺寸，其直徑也取 d4=25mm. 11 第三章 液壓回路的設計 3.1 液壓回路原理設計 為使液壓缸結構緊湊，采用簡單的液壓回路。用下圖作為原理圖： 圖 24 基于千斤頂的原理圖 1. 6.液壓缸 2.3.單向閥 4.油缸 5.截止閥 12 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 為使液壓系統結構更緊湊、簡潔，使液壓系統集中在一個模塊內，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，把各油路與各閥等設計在液壓缸的底座內。 3.2.1 液壓缸的設計及計算 1.液壓缸材料的確定 為使液壓缸結構更緊湊、簡潔, 液壓缸材料采用高質量,具有高抗拉強度極限的材料,采用高質量的無縫鋼管,材料為:45 號鋼制造,調質處理. 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: =355MPa b?s?13 2.大液壓缸內腔直徑的計算與確定 由上得知，液壓系統的最大負荷為：F=45600N 為使液壓缸結構較小，取液壓系統的設計壓力盡量的高。初取液壓系統的設計壓力為： =17MPa maxP因為， =F/A= （2.12） 24DF?（A 為液壓缸內腔的有效面積，D 為液壓缸內腔的直徑） 所以，D= （2.13） max4P= 174.3560?=40.76mm 取液壓缸內腔的直徑為:D=42mm 所以, 液壓系統的設計壓力為: =F/A= （2.14） maxP24DF?= 25014.36?=19MPa 3.液壓缸外直徑的計算與確定 為使液壓缸結構較小，先把液壓缸按薄壁計算。因為，D/ 10 時，為薄壁 ??又因為， （2.15） ????2DPy?（其中 ≥16M 時， = 16M 時， = ） maxamax25.1Py?axaPmax5.1Py所以 =1.5 =28.5 M yP取按全系數為：n=5, 所以 = /n=120 M ???baP所以， （2.16） ?2Dy?14 = 1205.8?=6.0mm 所以，D/ =50/6=8.3 10 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） ??rtrt?????2 222ywywpDpD????（其中， 為液壓缸外直徑） 取，安全系數為：n=5, 所以 = /n=120 M 所以， ??baP（2.18） ??2234pPDw????2219015??m3.9取，液壓缸外直徑為： =62mm wD3.2.2 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 b?為使液壓系統結構更緊湊，把油筒與液壓缸裝配在同一圓心軸線內。 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） SDL241??缸3975m升2.1?所以，所需的最少油量為： = /90%=1.2/90%=1.33 升 需L缸15 所以，油箱的最小容積為： = /80%=1.33/80%=1.66 升 筒L缸需 ?因為，油箱與液壓缸裝配在同一圓心軸線內， 所以， （2.20） 筒筒 DSw??)(412?液壓缸外直徑為： =62mm 所以，油箱內腔的直徑為： （2.21） 24wDSL???筒筒= 26410.3?=83mm 取油箱的上直徑內為 87 3.2.3 油路的設計 為使液壓系統結構更緊湊、簡潔，使液壓系統集中在一個模塊內，把各液壓元件做成一體。把各油管路做在液壓缸的底座內。 油管路的管徑不宜選得過大，以免使液壓裝置的結構龐大：但也不能選過小，以免使系統壓力損失過大，影響工作。 取，油道內徑為：d=5mm 3.2.4 截止閥的設計 為使液壓系統結構更緊湊、簡潔，使液壓系統集中在一個模塊內，把各液壓元件做成一體。把各閥等設計在液壓缸的底座內。 因為，液壓系統設計的最高壓力為: =19MPa maxP取，截止閥的開啟系數為：n=1.1 所以，截止閥的開啟壓力為： P=n （2.22） max=1.1 19 ?21 MPa ?所以，截止閥的開啟力為： 16 F= （2.23 ） Pd241?= 15.3?=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 1.5 倍。所以，截止閥的彈簧的最大作用載荷為： =1.5F=1.5 412=618N maxF?1.根據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1000 次以下的彈簧）設計， 現選用碳素彈簧鋼絲 D 級，并根據實際結構，估取彈簧鋼絲的直徑為 3.0mm, 查《機械設計》表 16-3，暫選 =1710 MPa， B?根據《機械設計》表 16-2，可知 =0.5 =0.5X1710=855MPa ???B2.根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 現取旋繞比 C=5， 則由《機械設計》式（16-4）得： 曲度系數 K= （2.24） C615.04??= ?=1.3 所以，根據《機械設計》式（16-12）得： d’ （2.25） ????max8KCF?= 8514.36?=3.4mm 取彈簧鋼絲標準直徑 d=3.5mm,中徑 D’=C 3.5mm=17.5mm,取標準值 D=16mm 3.彈簧的壓縮量的計算 查《機械設計》表 16-2，取切變模量 G=80000 MPa， 為使結構緊湊，使彈簧較短，取較小的標準有效工作圈數 n=3， 安全閥的開啟力：F=412N 由《機械設計》式（16-5）得： 17 彈簧的預壓縮量 = （2.26） ?438GdnFD= 435.80162?=3.375mm 4.彈簧原長度計算 彈簧原長度 = Dn+nd （2.27） 0H125= 5.36??=30.5mm 5.驗算 極限工作載荷 = （2.28） limF??KDd83??= 163.54?=1264N 彈簧的壓極限壓縮量 = （2.29） lim?43ax8GdnDF= 435.8016?=10mm 6. 進行結構設計 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 n=3，預壓縮量 =3.375mm，彈簧原長度 =30.5mm，極限載荷?0H=1264N，極限壓縮量 =10mm limFlim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 其它結構的具體設計各如圖。 18 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常動作，要按第 I 類彈簧（愛變載荷作用的次數在 次以610上的彈簧）設計， 現選用碳素彈簧鋼絲 B 級，并根據實際結構，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， B?根據《機械設計》表 16-2，可知 =0.3 =0.3X2060=618MPa， ???B切變模量 G=80000 MPa 2.根據強度條件計算彈簧鋼絲直徑 現取旋繞比 C=D/d=5/0.4=12.5， 則由《機械設計》式（16-4）得： 曲度系數 K= （2.30） C615.04??= .2.?=1.1 3. 彈簧的壓縮量的計算 查《機械設計》表 16-2，取切變模量 G=80000 MPa， 為使結構緊湊，使彈簧較短，取較小的標準有效工作圖數 n=5.5. 取單向閥彈簧的預壓力：F=1N 由《機械設計》式（16-5）得： 彈簧的預壓縮量 = （2.31） ?438GdnFD= 43.0851?=2.7mm 4. 彈簧原長度計算 19 彈簧原長度 = Dn+nd （2.32） 0H125= 4.05.??=13.7mm 5.驗算 極限工作載荷 = （2.33） limF??KDd83??= 51.4063?=2.78N 彈簧的極限壓縮量 = （ 2.34） lim?43ax8GdnDF= 43.0857.2?=7.48mm 通過具體的分析，彈簧能達到了單向密封的要求。 6. 壓力損失的設計 彈簧的預壓力為：F=1N，估算單向閥油塞的體積為：1300 ,鐵的密度為 7.93m,所以單向閥油塞的質量為：10 克，所受的重力約為：0.1g。 33/10mg??單向閥打開的力： =1+0.1=1.1N 開F因為，油路直徑 d=5mm, 所以，壓力損失 = （2.35） 失P24d?開= 2514.3?=0.05Mpa 壓力損失比大氣壓 0.101Mpa 要小，能達到吸油的目的，吸油壓力約為大氣壓與壓力損失之差：0.05Mpa,而比供油壓力小得多。 所以，合符單向密封，壓力損失最小，的要求。 7. 進行結構設計 選取 GB/T2089-94 圓柱螺旋壓縮彈簧，彈簧絲直徑 d=0.4mm，中徑 D=5mm，效20 工作圖數 n=5.5，預壓縮量 =2.7mm，彈簧原長度 =13.7mm，極限載荷?0H=2.78N，極限壓縮量 =7.48mm limFlim為使工作更穩(wěn)定，便于定位，加裝導套。 查《機械設計》表 16-7，得：導套與彈簧的間隙為：0.6mm 其它結構的具體設計各如圖。 3.2.6 泵的設計 取，泵油缸的直徑為：d= 18mm ?操作桿的長度為：L=800mm 泵油桿的長度為：l=32mm 泵缸的壁厚取與液壓缸相約。 因為，最大壓力為： =19Mpa maxP所以，最大的操作力為： = （2.36） FLld2max41?= 80319.3??=193.3N =20kgf 具體結構如圖液壓缸裝配圖。 通過分析計算，泵的最大移動距離為：s=50mm 所以，泵的單次進油量為：V= （2.37） 241sd?= 21850.3?=13122 m=0.013L 21 結 論 手動叉車是用來對物料起重、運輸、裝卸和安裝等作業(yè)的機械設備。起重機在搬運物料時，經歷著上料、運送、卸料的過程。起重機械在現代化的生產過程中不再只是在生產過程中起輔助作用，而是成了國民經濟的所有主要部門中合理組織大批生產和流水作業(yè)的工藝過程的基礎。 設計手動叉車起重機必須要以叉車的參數為依據。起重機的參數是說明起重機工作性能的指標，叉車的主要參數有：起重量、跨距、幅度起重高度、各機構的工作速度及起重機各機構的工作類型。對于某些叉車起重機，生產率也是主要參數。此外軌距、基距、外形尺寸、最大輪壓力等也是重要參數。 叉車的主要參數首先由使用單位根據生產需要提出，具體數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實生產條件。因此，在確定參數時應當進行調查研究，充分協商和慎重確定。 叉車在工作時必須安全可靠。要使一臺起重機工作安全可靠，除了要使各個機構和金屬結構滿足要求外，還要裝設安全與指示裝置。 所以我們在設計起重機時根據上述的要求，在設計液壓起重機時考慮過載保護、機架足夠強度，認真計算各個參數，盡可能的全面考慮問題。 作為當代大學本科機械設計制造及其自動化的畢業(yè)生，我必將刻苦鉆研，努力奮斗，樹雄心，立壯志，攻難關，攀高峰，不斷用先進的設計理論和生產技術來武裝與發(fā)展我國的機械工業(yè)，密切結合用戶需求和國內外市場動向，創(chuàng)新開發(fā)高質量、高性能、多品種、多功能的現代化機器，為推進全人類的物質文明和精神建設做出應有的貢獻。 22 參考文獻： [1]章宏甲，黃誼．液壓傳動．機械工業(yè)出版社，2003 年 [2] 液壓氣動與密封期刊．中國液壓氣動與密封工業(yè)協會 2004 年第 7 期 [3] 液壓工業(yè)期刊 機械工業(yè)出版社，2005 年第 2 期 [4]雷天覺．液壓工程手冊．機械工業(yè)出版社， 1990 年 [5] 液壓與氣動期刊. 北京機械工業(yè)自動化研究 2005 年第 2 期 [6] 機床與液壓期刊．廣州機床研究所 2005 年第 1 期 [7]楊長駝．起重機械．機械工業(yè)出版社，1982 年． [8]現代實用氣動技術. 機械工業(yè)出版社 1998 年 [9]機械工程手冊 第二版 傳動設計 機械工業(yè)出版社 1997 年 [10](日)市川常雄,日比昭.液壓工程學. 周興業(yè).北京:國防工業(yè)出版社 1984 年[11](德)托馬 JU.現代液壓工程.張能揚譯.北京: 國防工業(yè)出版社 1984 年 [12](英)柏勞斯 CR.液壓氣動伺服機構.黃明慎譯. 北京: 國防工業(yè)出版社 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還有，在多彩而緊張學習的大學四年里，我很感激同學們陪我走過的每一分每一秒。我們一起走過的日子里充滿了種種的歡樂與風雨，我們共同的面對、克服，我們共同的成功、歡樂、慶賀。在這畢業(yè)將至，即將分別之時，我真感慨萬千，對很多的人和事依依不舍。但，分別是不可避免之事，我們只能忍痛去面對。我們將永遠懷念這大學里的一切種種。 最后，借此機會對在設計過程中所有關心、支持、幫助我的老師和同學致以由衷的感謝！ -10-