手动液压堆高车机构设计

大学毕业设计论文 1 （手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文 2 （手动液压堆高车机构设计）目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要 4Abstract 5\o"CurrentDocument"第一章绪论 6液压堆高车提升机机构设计选题的目的和意义 6国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析 6我国堆高车行业发展历程和现状 6国外堆高车发展现状 7国内外市场分析 7\o"CurrentDocument"第二章液压堆高车提升机构设计总述 9门架简介及设计要求 9门架系统的运动与安装关系 9\o"CurrentDocument"第三章货叉基本参数和尺寸的确定 12货叉尺寸确定 12货叉的计算简图 12货叉的强度验算 13货叉的刚度校核 14货叉与挂钩焊接强度验算 15第四章叉架的设计计算 184.1叉架的计算 18\o"CurrentDocument"第五章液压堆高车门架的设计计算 21门架系统的构造原理 21门架几何高度设计 21计算滚轮压力 22门架强度验算 24门架立柱断面翼缘厚度校核 24门架立柱断面腹板高度校核 25门架立柱的弯矩校核 26外门架强度计算 26计算D点整体弯曲 27门架刚度计算 28门架刚度的计算状态 28确定门架端部产生的各水平位移 30\o"CurrentDocument"校核挠度 31\o"CurrentDocument"第六章滚轮组件的安装及计算 32内门架与外门架滚轮的设计 32\o"CurrentDocument"轴的计算 32轴承的选择 33大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文TOC\o"1-5"\h\z导轮的设计 34\o"CurrentDocument"轴用挡圈 35\o"CurrentDocument"第7章起升液压系统设计 37液压系统简介 37设计方案 37液压缸的设计及计算 38油箱的设计 39油路的设计 40溢流阀力的计算 41链传动的设计 41链轮齿数Z的确定 41链型号的确定 41链轮设计 42链轮轴的设计 43\o"CurrentDocument"结束语 45\o"CurrentDocument"致谢 46\o"CurrentDocument"参考资料 47文献综述 43大学毕业设计论文 4 （手动液压堆高车机构设计）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；提升机构大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文AbstractForkliftscandohandingworks,andcanflexibilitytoadapttochangingofhandingrequirementsandgenerallyapplicabletoports,railwaystations,freightyard,workshops,warehouses,oilfieldsandtheairportandplaces,andforkliftscouldstillenterthecabinandcontainerhandingoperationswithin.Inaddition,forkliftsarealseowidelyusedinmilitaryandspecialexplosion-proofsector,somevehicleswillbeunmanned,thatofficersshouldhotworkinplacesclosetoorforFlexibleManufacturingSysterm.Inshort,asthelogisticsandtechnologicaldevelopmentandtheenhancementofthelevelofindustrialization,theuseofforkliftswillbeexpanding,anditwillbecomeayieldvarietieswithalotofmaterialhandingmachinery.Themajortrendofmoderntechnologydevelopmentoftheforktruckistobefullyinconsiderationofthefriendlyoperation,thereliability,thesafety,thegoodmaintenance,thespecialization,theseries,andthediversificat,andtoadoptnewtechnology,toimprovesteeringsystem,andtofocusonenergysavingandenvironmentprotectioninordertopromotethetruck,scapacityandquality.BasedontheanalysisofcurrentstatusofinternationalanddomesticforklifttruckformdesignthekeyelementsanddesignprinciplesinforklifttruckformdesignwasresearchedusingindustriMdesigntheoryandmethodology：ItWasputforwardthattheformofforklifttruckshouldbesimpleandlivelytllsmoothlinesinordertoconveythesenseofstrengthandsteadiness；thecolorstrivessimplicitytomakepeoplefeelpleasantandlight—mainlyusingtonesofyeHowandorange；thereshouldbebigassatthefrontandbackoftrucks；thein-strumentsshouldbeeasytoread.Theresearchresultsprovidedpracticalreferenceforforklifttruckdesign.Keywords：forktruck;mast；liftingmechanism大学毕业设计论文 6 （手动液压堆高车机构设计）第一章绪论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。国内外堆高车行业发展历史和现状及市场分析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1〜5t内燃平衡重堆高车技术，大连堆高车总厂引进日本三菱10〜40t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1.25〜6.3t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1〜10t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，将依赖于堆高车整大学毕业设计论文 7 （手动液压堆高车机构设计）体技术水平的提高，特别是电动堆高车技术的飞速发展。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、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。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。国内堆高车的起升高度一般在2〜5m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2〜6m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，堆高车普大学毕业设计论文8（手动液压堆高车机构设计）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。大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文第二章液压堆高车提升机构设计总述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。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

大学毕业设计论文10（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文10（手动液压堆高车机构设计）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LoadCapacitykg1000载荷中心距Loadcentermm500尺寸标准二级门架额定起重时最大货叉高度mm300010

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MIN〜MAXmm230-950大学毕业设计论文11（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文11（手动液压堆高车机构设计）11

大学毕业设计论文12（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文12（手动液压堆高车机构设计）第三章货叉基本参数和尺寸的确定货叉尺寸确定货叉的主要尺寸有货叉水平段长度l；货叉垂直段高度h；货叉断面尺寸axb（a为货叉厚度，b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/T5183-2005与GB/T5184-2008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。S=785MPa。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）。12

大学毕业设计论文13（手动液压堆高车机构设计）图3-2超静定刚架计算简图大学毕业设计论文13（手动液压堆高车机构设计）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。货叉的强度验算(c)图3-4货叉强度验算计算简图(c)图3-4货叉强度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,13

大学毕业设计论文 H （手动液压堆高车机构设计）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MPC

aMPC

a2b/6,Po1=P/F=~bomax=T+o1&[o]式中Mmax——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，W=a2b/6；a,b——货叉截面的高和宽；F——在面面积，F=ab;[o] 许用应力，[o]=o/n。s根据文献《堆高车构造与设计》Q/2,nN3在此去;n=3。（式4-2）式中Q——起重量，Q=1t=9800N由此得出P-Q=幽=4900N2 2将相关数据代入式3-1o4900*500*6 将相关数据代入式3-1o4900*500*6 =204.17MPaw30*30*80PP4900Fab30*80785:一二261.67MPa3=2.04MPa因为o=o+o=204.17+2.04=206.21MPa<[o]=261.67MPa所以货叉满足强度条件。货叉的刚度校核货叉的扰度越小表示货叉的刚度越大。计算货叉的扰度一般采用图乘法。图乘法要求先做出货叉在集中力P作用下的弯矩图Mp,并在求扰度处作用一个单位P,=1,画出在单位作用下的货叉弯矩图M’，然后将其中一个弯矩图的面积和另一个弯矩图中与前一个弯矩图的形心相对应的高度y’相乘。为了计算方便，可将弯矩图分成独立规则的图形，逐个相乘后在叠加，然后在除以货叉的抗弯度EI,就得到所求的扰度。14

大学毕业设计论文15（手动液压堆高车机构设计）（a大学毕业设计论文15（手动液压堆高车机构设计）（a）计算图 （b）Mp弯矩图 （c）M'弯矩图图3-5货叉叉尖挠度计算图由此可得叉尖的挠度一Pclc一 一__fE=—[-(31-c)+6e+2d]<[f]式中I一货叉的截面惯性矩，货叉作为等截面看待I=a3b/12；E——货叉的弹性模量，；P1——货叉的额定截荷，[f]——叉尖允许扰度，一般取1/50.代人数据，得出4900*50*100[1(3*100-50)+6*5+35.6*2]=1.47mm2.1*1011*33*8212叉尖的许用挠度为由于『1.47mm<[f]=2mm，所以货叉满足刚度条件10030-10030-=2mm货叉与挂钩焊接强度验算挂钩尺寸根据ISO2328-77标准规定，z=17.5mm,M=31mm,s=47mm,K=H=5mm,b=100mm,G=33mm(图3-6)。15

大学毕业设计论文16(手动液压堆高车机构设计)大学毕业设计论文16(手动液压堆高车机构设计)图3-6挂钩尺寸与焊接强度验算挂钩的水平段受弯矩和拉力，垂直段受弯矩。根据起重机焊接强度的计算规范由拉伸应力。1和剪切应力”所组成的复合应力，按等效应力。@来进行计算，其计算公式为: \尸¥ /p12O="2+4T2=+4cp" 1WHD) (HD)式中———挂钩所受的水平力,N；D——焊缝总长度，cm；P'——所受垂直力，N。代入数据，得出F'=4+C+-)=7644'J+50+L#=10419.39Nd 40.9D=2b+2(G—2H)=2*100+2x(33—2义5)=246mm则: - 『10419.39丫/(7644丫……小o=；o2+4t2=। +4x =105.06MPcp'1 1 \10.5x24.6) 10.5x24.6)货叉与挂钩焊接的焊条选用TB13-2,焊条的抗拉强度0b>490MPa，焊条的许用应力16大学毕业设计论文17（手动液压堆高车机构设计）IO490 2」=i=——=163.33MPa由于o=105.06＜口］=163.3MP所以，货叉与挂钩满足焊接强度条件。17大学毕业设计论文18（手动液压堆高车机构设计）第四章叉架的设计计算4.1叉架的计算叉架又名滑架，它的总用是安装货叉或者其他工作属具，并带动货物一起升降。根据叉架在门架系统中的相关位置，货物的重量靠叉架传给起重链条，货物重量产生的力矩通过叉架传递给门架，当链条带动叉架升降时，叉架要可靠的沿着门架导轨运动。由此，决定了叉架在构造上是一个垂直运动的承载小车，一般由两部分构成。其前部是i一个焊接框架结构，主要同于安装悬挂货叉及其他属具；后部是两列装有导向滚轮的滚轮架，与前部框架焊接构成一体。有链条牵引，眼门架导轨垂直升降。更具货叉的形式和他在框架上的安装方式，茶几有两种形式，及板式和滑杆式。本次设计采用板式叉架，如图4-1图4-1叉架简图图4-2图4-2叉架受力图如图4-2所示，在垂直框架平面内作用的力F，对于上、下横梁可简化成双悬臂对称简支梁（图4-2），只是力F作用在梁的上下边缘上，是梁在受弯曲的同时，18大学毕业设计论文 19 (手动液压堆高车机构设计)还受到扭矩。在框平面内受力P作用，构成三次对称超静定框架，其弯矩图如图(2-4)所示，最大弯矩位于上横梁悬臂根部。由此可见，开口框架上横梁悬臂根部是危险截面。该截面作用在框架平面内的弯矩为M=Pl作用在垂直框架平面的弯矩为,一以7p(c+a+―)lM=Fl= 2—yf该截面的扭矩为Fh式中Q——起重量；l——悬臂长度;C 载荷中心距；a——货叉厚度；b——横梁截面厚度；h——横梁截面计算高度；f——框架上、下横梁作用力F间的距离;F 纵向载荷，F—m，，m=c+a+0.5bh2取l=350mm，C=500mm，a=30mm，b=33mm，h=43mm，f=354mm，卜2=383。根据h/b=1.2查表的a=0.219Mx-1470000N•mm代入数据得 M-2647591.81N•mmMT-150323.17N•mm19

大学毕业设计论文2)（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文2)（手动液压堆高车机构设计）I图4-3叉架上横梁截面计算图上横梁截面由于被定为槽所削弱，为安全和计算方便将截面（图4-3）作为矩形截面进行计算，注意验算A、B两点应力。叉架采用材料Q235取［。］=160MPa。A点的应力为 aPlFl

+

bh2/6b2h/6截面中2点的扭转剪应力最大，其值为T二2W⑷maxab2hB点为双向应力状态，按第四强度理论:,,-MOb]：(H3TmaxW[。]yy代入数据。A=115.7MPat =14.83MPa01m'=124.09MPa最后得o=115.7MPa<[o]=160MPat=14.93MPa<[t]=112MPaGmaX=124.09MPa<[o]=160MPa所以叉架满足要求。20

大学毕业设计论文21（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文21（手动液压堆高车机构设计）第五章液压堆高车门架的设计计算门架系统的构造原理图5-1为门架结构简图，内门架1和外门架2都是由两根柱和一个或两个端梁焊成的框架。内架仅有一个上端梁，下部有一个很弱的横系杆。外架有上端梁及下端梁，为不妨碍内架，上端梁放在立柱顶端后翼缘后边。中部由横梁加强，其两侧伸出有联接倾斜油缸的铰轴。左右立柱异型槽钢，其开口相对。叉架和内架上的各滚轮组分别安放在内架和外架立柱的槽内，滚轮组构成叉架，内架和外架相互之间的活动联系，起传力和保证有正确动力的导向作用。起升链滑轮组包含两套对称布置的起升链和动，滑轮座固定在内架上梁。起升油缸的上、下支座的支承分别固定在内架上梁和外加下梁上，为保证安置在期间的起升油缸受纯压力，支座的支承表面常为球面。链的一端固定在外架的下梁或立柱上，另一端与叉架相连接。图5-1堆高车门架结构1——内门架2——叉架3——内门架4——货叉5——货物6——导向滑轮门架几何高度设计二级门架的横向尺寸又布置来定，立柱的截面尺寸由强度来定，高度尺寸要满足起升高度的要求。为了最大可能的降低整车结构高度，必须使内外门架的高度相同。21大学毕业设计论文22（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文22（手动液压堆高车机构设计）其结构简图如下图5-2图5-2内外门架的高度为H2=H1-0.5（Hmax）+L2+d计算滚轮压力本设计选择门架材料为Q345,其剪切弹性模量为:G=8.4MPa，弹性模量为：E=2.1x10。抗E=2.1x105MPa拉、抗压In]=230MPa，抗剪L]=160MPa，屈服点P=P=K—(Qa+Ga)1 22h0 112式中Q——额定起重量，Kg；G1——货叉和叉架的自重，Kg；k一动力载荷系数，K=K1（动力系数）XK2（货物偏载系数）。K1=1.2，K2=1.3,K=1.5622大学毕业设计论文23（手动液压堆高车机构设计）图5-3门架载荷作用图其中Q=1000Kg、a1=260mma0=665mm、G1=86Kg、h2=356mm、代入数据得P=P=K—(Qa+Ga)i22h0ii2=1.56(1000x665+86x260)2x356=1506.01Kg知h1=420mm，h2=356mm外门架滚轮压力为：2=1506.01x356420=1276.52Kg图5-4门架滚轮压力计算图23大学毕业设计论文大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）5.4门架强度验算R1图5-5图5-6根据《叉车构造与设计》表6-7与6-8取H=121.3mm，h=78.7mm，B=41mm，b=10.8mm，d=21.3mm，B1=33.5mm，h1=13mm，d1=17mm.面积S=2643.8mm2,W=80317.1mm3,1 兀1S=3599.5mm2,W=126798.3mm3。2 X15.4.1门架立柱断面翼缘厚度校核立柱翼缘在滚轮压力作用下，产生局部弯曲，存在局部弯曲应力。此外，在滚轮和翼缘的接触处有较大的表面接触应力，且各项应力的数值均较大。经有关文献精确分析和实验研究，在已知如图5-5所示的尺寸时，对于滚轮这样分布压力作用24

大学毕业设计论文25（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文25（手动液压堆高车机构设计）下的翼缘局部弯曲应力，可按下列公式计算:根据局部弯曲应力计算公式：0局部=30”"［。］得到:式中:5>［o］——材料屈服极限，Q345钢的［o］=350MPa；P——滚轮压力，P=P1=P2得到:式中:5>［o］——材料屈服极限，Q345钢的［o］=350MPa；P——滚轮压力，P=P1=P2=1506.01Kgo所以得到-3.06x1506.01°「o二』 二3.63mm350由于3.63>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。接触来求腹板高度o接触=0.418[o]k（式5-5）式中：P——滚轮压力，1506.01Kg；l——滚轮踏面宽度，50mm；Enp——导轨和滚轮材质的综合当量弹性模量，钢制滚轮时，Enp=2.1x105MPa2.1x104Kg/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60〜80MPa。取［o］=70Kg/mm2代入公式得o接触1506.01X2.1x105二0.418x■ =38.35MPa50x43由o接触=38.35MPa<0k]=60—80MPa符合要求。25大学毕业设计论文25（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文25（手动液压堆高车机构设计）由0接触勺等式经转换得:R〉O.4182*pxE叩_0.175x1506.01x2.1x104〜2259mm一 汇寸一犯 50x702 .mmk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=2x22.59=45.18mm(取46mm)，则腹板高度为:h0_2R实际+20+2_2x46+2x10+2_114mm由h°_114<h_121.3mm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，A_

(P)截面B的计算弯矩仍可写为:A_

(P)M_%_Ph2_1506.01x35.7_53764.56Kg/cmKM bmaxKM bmaxwx21.56x53764.562一「°’ _661.47Kg/cm2126.7983图5-6门架立柱已知许用弯曲应力为（取N值为4）：I；3500_875KgI；3500_875Kg/cm2：：1?3由o_661.47Kg/cm2<0]_825Kg/cm2可知整体安全。w图5-7受力简图外门架强度计算26

大学毕业设计论文27（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文27（手动液压堆高车机构设计）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，但不允许图5-8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、h]=480mm。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：△P二1Hmax（其中S，a2一（其中S，a2一Hmax链条拉力，Kg；-链条与轴中心距，

一最大起升高度，cm；知Hmax=300cm，取a2=6cm，cm。求得S=K(Q+G)=1.56x(1000+86)=1694.16KgAP="=33.88Kg则有A"A"33.88x135 叱AP之AP= =94.32Kg3 4 47 &P=P4=P1+AP=1694.16+94.32=1791.48Kg所以D点最大弯矩为：27

大学毕业设计论文28（手动液压堆高车机构设计）1.2M 大学毕业设计论文28（手动液压堆高车机构设计）1.2M DmaxW1.2义53764.56175.41=367.81Kg/cm2MD =P3kl=1791.48x42=75242.16Kg.cm则整体弯曲应力为：O=1.2O=1.2MDmax

攻 卬X1.2x75242.16175.41=514.74Kg/cm2前面已经得到，许用弯曲应力为:=875Kg/cm2由o=514.74Kg/cm2<O]=875Kg/cm2可知，符合要求。w门架刚度计算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。28

28大学毕业设计论文29（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文29（手动液压堆高车机构设计）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p=0。滑架重量G「86Kg、门架立柱惯性矩J0=J1=J=1490.98cm4o门架各尺寸分别为：h0=420mm、h1=420m、h2=356mm、H0=2000mm、H1=2000mm、H=3000mmC0=357mm、C1=178mm>l0=665mm、l1=356mmo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图5-10门架计算简图=X（=X（Ql+Gl）=h0 112—（1000义665356+86*260）=1930.79KgP1=P2=1906.92Kg可以把力匕、P2对门架的作用分解为一个力偶与一个集中力，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。M1=Ph2=1930.79义35.6=68736.12Kg.cm68736.1242=68736.1242=1636.57Kg（式5-12）M0=Ph1=1636.57义42=68736.12Kg.cm另外P=P4=1636.57Kg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§和内门架绕外门架29大学毕业设计论文30(手动液压堆高车机构设计)端部转动00角在内门架端部引起的水平位移0(H-h)，见图5-11。式中于二于0+f1+0o(H1-h1]/0=，M。+f0PLfJfP0=0+00M0 0P J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；fMJf1P——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移f,M0:cM(H22Hh h2h2)f= 0- 0--0-0-+-0--M0 EJ012 3 6 6J68736.12 (20022x200x42= x 2.1x105x1490.9812 3422+一6422=0.31cm图5-12外门架计算简图30大学毕业设计论文 31 （手动液压堆高车机构设计）同样，由力偶M]作用在内门架端部产生的水平位移fM1为:M(H22Hhh2h2)1— + —EJ1(2 3 66)68736.12 (2002 x 2.1x105x1490.98122x200x42422 + 3 635.62=0.31cm力偶M0作用下，内门架绕外门架端部转动角度9M0可参照图5-10用图乘法来求。=68736.12 (“八2x422x42 x200 2.1x105x1490.981 3 3=0.0031cm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：f=fM0+fM1+9M0（H1-h1）=0.31+0.31+0.0031x（200-42）=1.11cm其许用挠度值为：口H&f」= =3cm100由f=1.11<f]=3cm知，满足刚度要求。31大学毕业设计论文32（手动液压堆高车机构设计）第六章滚轮组件的安装及计算内门架与外门架滚轮的设计导行滚轮分为纵向及侧向两组，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。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:FST二sz,maxmaxId已知SZ.maxSZ.max—在及T 4_12max[t]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一半圆截面对中性轴的静矩，mm3；该轴的材料选用45号钢，根据《机械设计手册》可以查到[T]=30〜40MPa,取[t]=30MPa。由F=k（Q+G）=1.56x（1000+86）=1694.16Kg于是得到32

大学毕业设计论文33（手动液压堆高车机构设计）.,4x1694.16大学毕业设计论文33（手动液压堆高车机构设计）.,4x1694.16R>s-3兀t 3x兀x30-4.89mm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一轴承所受径向载荷Fa一轴承所受轴向载荷X一径向载荷系数，Y一轴向向载荷系数，.一Fa 、.，一由于-二0选取X=1，Y=0Fr则P=16602.18N则所需要的径向基本额定动载荷为Cr-fP（驷轴承的选择根据《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:Tt图6-1深沟球轴承表6-16204轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd20D42B14da(min)26Da(max)42ra(max)133

其他尺寸mmd2k329.3D2k39.7r(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kgWk0.103大学毕业设计论文（手动液压堆高车机构设计）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6-26404轴承相关数值名称单位符号量值基本尺寸mmd20D72B19da(min)27Da(max)65ra(max)1其他尺寸mmd2k38D2k56.1r(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kgWk0.5296.1.3导轮的设计34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：3434

大学毕业设计论文35（手动液压堆高车机构设计）C大学毕业设计论文35（手动液压堆高车机构设计）CB1e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)b2.68mmdl2mm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n>1.5mm孔d3>29mm35大学毕业设计论文36（手动液压堆高车机构设计）每1000个钢挡圈重量约为1.90kg36大学毕业设计论文37（手动液压堆高车机构设计）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37大学毕业设计论文38（手动液压堆高车机构设计）图7-2大学毕业设计论文38（手动液压堆高车机构设计）图7-2液压回路原理图1.液压缸5.单向阀3.油箱4.溢流阀液压缸的设计及计算.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：o^=600MPa屈服极限为：o=355MPa.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=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：P=17MPa一， 4F因为，P=F/A=---（A为液压缸内腔的有效面积，D为液压缸内腔的直径）■4F所以，D='士-Pmmax’4义18000= \3.14义17=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：_ 4FLx"一38

大学毕业设计论文39 大学毕业设计论文39 （手动液压堆高车机构设计）二4X18376-3.14*382=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/5>10时，为薄壁又因为，5>招（其中P三16MP时，1.25Pma=PyP<16MP时，1.5Pma=Py）所以Py=1.5P=24.32MP取按全系数为：n=5,所以b]=o/n=120MP所以，5>招二24.32x372*120=3.75mm所以，D/5=50/6=3.75<10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：「] ： 'D2+D2D2+D20」>七02+o2-oo=1—W +p2+_w p2trtrD2-D2yD2-D2yW W（其中，Dw为液压缸外直径）取，安全系数为：n=5,所以0]=ob/n=120MP所以，hl+P、401-3p2DW>D\：―「ox——oo：1202+16.21.4x1202-3x16.212=381 1202-3x16.212=44.01mm取，液压缸外直径为：D=80mm7.2.2油箱的设计伸缩臂套的材料:选工程用铸造钢ZG310-570O39

大学毕业设计论文40(手动液压堆高车机构设计)大学毕业设计论文40(手动液压堆高车机构设计)查《机械设计课程设计》表12-1,得硬度为：三153HBS,抗拉强度为：。b=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，液压缸到达最高极限位置所需的油量为：， 1CCL=—兀D2S缸4=1700.31mm3氏1.7升所以，所需的最少油量为：L需二L缸/90%=1.7/90%=1.89升所以，油箱的最小容积为：L筒二L需=L缸/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，1兀S(D2—D2)>L4筒W筒液压缸外直径为：D=45mm所以,油箱内腔的直径为：■4LD>'—筒+D2筒、九Sw■4x2.36x106~~=j +452\13.14x1500=47.17mm取油箱的上直径内为48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=5mm40

大学毕业设计论文41（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文41（手动液压堆高车机构设计）溢流阀力的计算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：Pmax=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=nPmax=1.1X16.21x18MPa所以，溢流阀的开启力为：L1 ,F=—九d2P4=1x3.14x52x184=353N7.3链传动的设计链轮齿数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2=12链型号的确定堆高车承载1000kg,链条工作载荷F=18376N,根据这一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％,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Lp=100节。4.强度校核在链轮正常工作情况下，链速v&0.1m/s,所传递的功率p为其承载力与其速度的乘积，即p=Fv,承载力F=18736N,单个链轮的工作拉力F=9368N,则p=Fv=9368*0.1=0.9368kw链速vW0.1m/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。S= Q >S]FA-F+FC+\fq——单排链的极限拉伸载荷41大学毕业设计论文42（手动液压堆高车机构设计）KA——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=86700N；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1]一般为3-6这里取4带入数据得S=——86700——=4.021.3*9368+9368由S=4.02>L]=4所以链条合格。7.4链轮设计链轮的主要尺寸31.75 r分度圆d=-Jp-.180分度圆d=-Jp-.180。sin z.180。sin 12齿顶圆直径damaxdsmin=d+1.25p—d1=122.11+damaxdsmin=d+f1-16]p-d=122.11+f1-16]*31.75-19.05=130.68Iz厂1I12)取d=134mm齿根圆直径d于=d-d1=122.11-19.05~103mm分度圆弦齿高hah =[0.625+竺]p-0.5d=f0.625+竺]*31.75-0.5*19.05=12.435mmamaxIz) 1I12h.=0.5(p-d)=0.5*(31.75-19.05)=6.35mm取h=10mm最大齿根距L=df=d-d1=122.11-19.05=103.06mm齿侧凸缘直径d<pcot1^0。-1.04h-0.76=31.75cot180-1.04*30.48-0.76=87.55g z 1242

大学毕业设计论文43（手动液压堆高车机构设计）大学毕业设计论文43（手动液压堆高车机构设计）取d=86mmg齿宽bf=0.95*bl=0.95*18.90-18mm轮毂长度L=3.3h=3.3*12.29=40.56取42mm7.5链轮轴的设计1.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sB650MPa，再由表得许用应力[1bs]=355MPa。（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=9.368X1.3*0.1=1.218KW根据表得C=107〜118,又由式得P .1216d>C3,-=(107-118)3——=18.15—20.023n 3250取d=25mm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43大学毕业设计论文44（手动液压堆高车机构设计）£M1+F1X=0方向为负当X取的最大时即X=111mm时M1最大M1=-F1X=900*90.5=849433N.mm图7-5弯矩图849433*32 =264.18MPW3.14*343因。二264.18MPa<355MPa所以轴合格44大学毕业设计论文45（手动液压堆高车机构设计）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。在这次设计中还有一些考虑欠妥的地方，诚请指导老师批评指导。在以后的工作学习生活中，我也会不断积极学习新知识，不断提升自己各方面的综合能力。45

大学毕业设计论文46（手