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毕业设计
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三支点叉车的液压操纵转向系统毕业设计,支点,叉车,液压,操纵,转向,系统,毕业设计
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2.2 转向装置计算 2.2.1 叉车作纯滚动的条件 叉车作纯滚动的条件 叉车行驶转向时必须保证所有车轮作纯滚动而无滑动， 以减少轮胎磨损， 减小行使阻力。要实现这个要求， 必须使叉车在转向过程中所有车轮直线速度矢量的垂线相交一点， 这一点即为瞬时转弯中心。 对于三支点叉车， 转弯中心是前桥中心线与后桥中心线两条长线的交点，转向时所有车轮都绕这一点作纯滚动，满足转向时车轮作纯滚动的条件，如图2-5所示。 图 2-5 叉车转向示意图 2.2.2 转向阻力矩的计算 转向阻力矩的计算 叉车能否按驾驶员要求做弯道行驶， 要受发动机的牵引性能和地面附着条件限制。 虽然叉车在弯道行驶时需要较大的牵引力，但一般情况下，转向时不用最大车速，也避免在坡道上转向行驶，所以按直线行驶计算牵引力也能满足弯道行驶要求，不必重新验算。 叉车转向时必须克服转向阻力矩。影响转向阻力矩的因素有：转向轮负荷、轮胎的构造和尺寸、车轮的定位、道路状况、行驶速度等。空载时叉车原地转向时阻力矩最大，一般为行驶转向的2-3倍。为了保证叉车在最不利的情况下转向，通常以叉车原地转向时的阻力矩作为计算力矩。 转向阻力矩的计算公式很多。 实验证明下列计算式所得的结果与实验数值较接近。 （1）车轮的滚动摩擦阻力矩M1, 首先计算转向轮的垂直负荷，其力的示意图如图2-6： 图2-6 受力分析 根据力矩平衡， 12700 1801300G=，所以1G3738N= 11MGfe3738 0.03 0.0859.533N m= =? （2-31） 式中：2G转向轮的垂直负荷（按空载时的情况计算）； f 滚动阻力系数，取为0.03； e 转向阻力臂， 它是轮胎触地面积中心至两个并列的转向车轮轮距中心在地面的投影点的距离（单轮转向时e为0，M1也为0）。 （2）车轮的滑动摩擦阻力矩M2 滑动摩擦阻力矩与轮胎的构造和触地面积的形状及大小有关。 对于实心胎，假定触地面积上的压力均匀分布，触地面积是边长为B 和H 的矩形，在矩形长边方向每一半触地面积压力的合力作用点至触地面积中心的距离为x（如图2-7所示），即 图2-7 轮胎变形示意图 21xB4=1004=25mmM2Gux2 3738 0.7 0.025130.8N m (2-32)= =? （1）原地转向总阻力矩M转，即 1211MM +M =Gfe + Gux9.533+130.8=140.4N m= =?转 （2-33） 3、 主要零件的计算 3.1 齿轮的设计及计算 齿轮的设计以及计算（计算方法自16高等教育出版社机械设计 ） 按 GB/T100951988，6 级，齿面粗糙度0.8aRm=，齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为 70%。 齿轮材料对齿轮的承载能力和结构尺寸影响很大， 合理选择齿轮材料是设计的重要内容之一。选择齿轮的材料应考虑如下要求：齿面应有足够的硬度，保证齿面抗点蚀、抗磨损、抗胶合和抗塑性变形的能力；轮辞芯部应有足够的强度和韧性，保证齿根抗弯能力；此外，还应具有良好的机械加工、热处理工艺性以及经济性等要求。 齿轮选 45 钢，调质表面淬火处理，表面硬度为217 255HBS，齿轮加工精度为 8级。初选齿轮齿数 z=60。 （1）载荷系数 K 使用系数AK 可查表 9.11，中等冲击，均匀平稳，查得1.50AK= 动载荷系数VK 估计齿轮圆周速度 v=1.5m/s，则由图 9.44 查得1.03VK= 齿向载荷系数FK 预估齿宽 b=60mm ，由表 9.13 查得FK=1.17 ，初取 b/h=15，再由表9.46 查得FK=1.2 齿间载荷分配系数FK 由表 9.12 查得HK=FK=1.2 所以可得载荷系数K=AKVKFKFK=1.5*1.03*1.2*1.2=2.33 （3-1） （2）齿形系数FY和应力修正系数SK 1vz=vz=23 2vz= 查图 9.53、9.54 得 12.44faY=， 22.063faY= 11.59saY=，21.97saY= 端面重合度近似为 111.883.2cos23111.883.2cos0231.74do=+=+= （3-2） ()()000arctan tancosarctan tan20cos020tn= 00b= 因2cosvvb=， 重合度系数为0.75 10.250.6811.74Y=+= （3-3） 因=0，故Y=1 （3）许用弯应力 安全系数由表 9.15 查得 1.25FS = （按 1%失效概率考虑） 齿轮应力循环次数 816060 150 1 10 300 164.32 10nNnkt= = 齿条应力循环次数 8214.32 10NN= 由图 9.59 得寿命系数10.94NY=，20.94NY=；实验齿轮应力修正系数 2.0STY= 由图 9.60 预紧尺寸系数 1XY = 许用弯曲应力 lim11500 0.94 2 17521.25FNSTXFPFY Y YMPaS = lim22500 0.94 2 17521.25FNSTXFPFY Y YMPaS = 比较 1113.44 1.590.005159752FSaFPYY= 2222.063 1.970.005404752FSaFPYY= 应取小值，故112FSaFSaFPFPYYY Y= （4）计算模数 213213232cos2 2.33 140.4 100.005159 0.681 1 10.6 231.93FSandFPY YzkTmY Yzmm= = （3-4） 圆整模数，取2.0nmmm= （5）初算主要尺寸 所以齿轮直径 2 60120ndm zmm= （3-5） 分度圆直径10.5 12060dbdmm= （3-6） （6）校核 圆周速度0.062.51/0.75vm s=，由图 9.44 可得vK不变。 按d=0.5，b=60mm，查表 9.13 得1.2HK=；又因 b/h=60/（2.25x2）=13.3，由图 9.46查得FK=1.2，不变。 则 K 不变，故无须校核齿轮齿根弯曲疲劳强度。 材料弹性系数EZ 由表 9.14 查得189.8EZMPa= 节点区域系数HZ 由表 9.48 查得HZ=2.45 重合度系数Z 由图 9.49 查得Z=0.775 螺旋角系数Z cos1Z= 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 lim1lim21500HHMPa= 寿命系数NZ 由图 9.56 查得1NZ=0.87，20.89NZ=；工作硬化系数1WZ= 尺寸系数XZ 由图 9.57 查得1XZ=；安全系数1.05HS= 则许用应力 lim111500 0.87 1 11242.861.05HNWXHPHZZ ZMPaS = (3-7) lim221500 0.89 1 11271.431.05HNWXHPHZZ ZMPaS = (3-8) 取11242.86HPHPMPa= 而112.33 2340189.8 2.45 0.775 1160 120313.611242.86tuHEHuHPKFZ Z Z ZbdMPaMPa+= =? (3-9) 所以齿面满足强度。 一对渐开线齿廓能保证定传动比传动， 但这并表明任意两个渐开线齿轮搭配起来都正确啮合传动。 为了保证正确啮合， 还必须满足一定的条件即齿条齿轮的模数和压力角分别相等。所以齿条模数和压力角跟齿轮相等。 3.2 转向轴的设计及计算 轴用于安装传动零件（如齿轮、凸轮、带轮等） ，使其有确定的工作位置，实现运动和动力的传递，并通过轴承支承在机架或机座上。 轴的结构取决于载荷的情况、传动布置方案、轴上零件的布局和定位、固定方式、轴承的类型和尺寸、轴的毛坯、制造和装配工艺等条件。轴的结构应使轴的受力合理，轴上零件定位可靠、装拆方便，尽量减少应力集中，并具有良好的工艺性。对于刚度要求高的轴应从结构上减少变形的措施。 轴的结构设计包括定出轴的合理外姓和各轴段的结构尺寸，局部结构尺寸等。各轴段直径、长度和局部结构，既要满足承载能力要求，又要符合标准零部件及标准尺寸的规范。 轴的材料首先应有足够的强度，并对应力集中敏感性低；同时还应满足刚度、耐磨性、 耐腐蚀性及良好的加工性。常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁和高强度铸铁。碳钢具有足够高的强度，对应力集中敏感性较低，便于进行各种热处理及机械加工，价格低、供应充足。最常用的是 45 钢，并经过调质或正火处理。 因此选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，硬度为217 255HBS。查表 19.1 查得对称循环许用应力1270MPa=。 对主轴进行受力分析，如下图 图 3-1 主轴受力示意图 而13738186922zGFN= 22max2min2700 140003141036001300xmvFNr= (3-10) yF相对xF很小，在误差范围内可忽略不计。 化简后，主轴可分为竖轴和横轴两部分分别计算，最后采取对接形式连接两部分。 1.1.1 竖轴的计算竖轴的计算 （1）初步计算轴径 根据式（19.3） ，取0=，并由表 19.3 选系数 A=115，得 33min4.511575.215PdAmmn= (3-11) 式中：P为传递功率； N为轴的转速，取 n=15r/min。 因为轴上部装齿轮需开键槽，同一截面有两个键槽，会削弱轴的强度。故将轴径增加7%，圆整取轴的直径为 80mm。 1） 轴承、齿轮的定位及轴段的主要尺寸 图 3-2 竖轴结构示意图 根据轴的受力，上面选取 32100 圆锥滚子轴承，dDB为10014025mmmmmm，与其配合轴段的轴径 100mm（配合为 k） 。下面取止推轴承，dDB为10014020mmmmmm，与其配合轴段的轴径为 100mm（配合为 k） 。 取齿轮安装段直径为 80mm，配合为 H7/h6，配合轴段长应比齿轮宽略短，取 58mm。齿轮上端采用圆螺母垫片定位。上端齿轮定位采用平键，其尺寸为181138mmmmmm（GB/T10951990） 。其它见附录图。 取轴端倒角为2 45，按规定确定各轴肩的圆角半径。上端有两个对称的键槽。 （2)校核轴的强度 对于竖轴，如图 3-3 图 3-3 竖轴受力分析示意图 其中140.4MMN mm=?转 根据力矩平衡， 110031410F=（380+180），所以1175840FN= 118031410 1805653800yTFN mm=? max46031410 46017584000yTFN mm=? 危险截面多为承受最大弯矩和扭矩的截面， 通常只需要对该截面惊醒校核。 必要时候也对其他危险截面 （如弯矩不是最大但轴径较小的截面） 进行强度校核。 根据式 （19.6） ， 取0.7=（转矩按脉动变化） ；0=（实心轴） 。考虑键槽影响，有 223max4230.10.7 14040076.6880Tdmmmm+=+=-124（ M）（1-）（） （17584000）0.1（1-0 ） 270 （3-12） 所以满足强度要求。 3.2.2 横轴的计算横轴的计算 轴弯曲变形的精确计算较复杂，除受力和支承情况外，轴上配合零件的刚度以及轴的局部削弱等对变形都有很大影响，通常可用材料力学中要求的梁的挠度或转角公式进行计算。计算时，对有过盈配合的轴段，应与轮毂当作一个整体来考虑，即取零件轮毂的外径作为轴的直径， 当轴上同时承受几个位于一个平面内的载荷时， 可分别算出每个载荷单独作用时各截面处的挠度，再用叠加法求出总的挠度。如果轴上载荷不在同一平面内，则可将各载荷分解为互相垂直的两个平面分力， 分别算出这两个平面内该截面处的挠度， 然后用几何法相加求出合成挠度。 对于横轴，根据力分析，其所受扭转力因为两侧向为同向，对轴的扭转形变相对弯曲变形非常小，当满足其挠度要求时，其扭转变形定在其承受范围内。故只需要从挠度角度来计算其轴径。 图 3-4 横轴受力分析示意图 根据公式，当2lab=时， 2()616ABFab laFlEIlEI+= = （3-13） 式中：A，B为横轴左右两端端截面转角； E为轴的弹性模量； I为惯性矩。 轴两端端截面转角为 473738 105 105 (210 105)56 200 1021064d+=o （3-14） 所以38.7dmm，圆整取min40dmm=。 根据中国机械设计大典 ，可选择轴段形状如下所示： 图 3-5 横轴结构尺寸示意图 其中中间部分选择与竖轴对接，故中间段直径为 80mm。 3.3.3 转向轴及轴承寿命 （1）主轴示意图 转向轴及轴承寿命 （1）主轴示意图 将竖轴和横轴对接，得最终主轴，如图 3-6 所示： 图 3-6 主轴示意图 （2）轴承寿命 轴承的寿命随载荷的增大而降低，其曲线方程为 常数=10LP （3-15） 其中：p为当量动载荷，N； 10L为基本额定寿命，常以r610为单位（当寿命为一百万转时，10L=1） ；为寿命指数，球轴承=3，滚字轴承=10/3。 由手册查得的基本额定动载荷 C 是以10L=1,可靠度为 90%为依据的。由此可得当轴承的当量动载荷为 P 时，以转速为单位的基本额定寿命10L为 101LPC= （3-16） )(10PCL= （3-17） 若轴承工作转速 n（单位为 r/min） ，可求出以小时数为单位的基本额定寿命 )(16670)(6010610PCnPCnLh= （3-18） 应保证 LhL,hL为轴承的预期使用寿命。通常参照机器大修期限的预期使用寿命。 若已知轴承的当量动载荷 P 和预期使用寿命 L，则可按下式求得相应的计算额定动载荷 C，它与所选用轴承型号的 C 值必须满足下式要求 C16670hLnPC = （3-19） 4、 转向装置的计算 平衡重式三支点叉车全液压转向系统结构如图4-1所示。工作原理是：转向油泵向转向器提供高压液压油，当不转动方向盘时，高压油通过转向器回油箱。当方向盘向左转动时，转向器向转向缸右缸供油，推动齿条活塞向右运动，同时带动齿轴顺时针转动，即带动转向轮顺时针转动，实现叉车向左转。 图 4-1 液压系统示意图 4.1 油缸的计算 对于平衡重式三支点叉车，多采用柱塞式双作用转向油缸，由活塞（左右两活塞之间为齿条）推动转向垂臂（带有齿轮，与齿条啮合）左右转动，实现后轮转向，不需要转向梯形机构，在油缸全行程内油缸推力不发生变化。 （1） 油缸推力F ，即 3M140.4 10F=234060Nr=转 （4-1） 式中：r为最小力臂（此处为转向垂臂齿轮分度圆半径）。 （2）油缸工作面积A ，即 32523402.89 108.104 10FAmp= （4-2） 式中：p为油缸工作压力，取58.104 10pPa=。 （3）油缸内径D ，即 388 2.89 10D0.08686Ammm= （4-3） （4）油缸行程S 油缸行程S 由转向轮最大转角确定。油缸行程计算如下： S=r60188.5mm=， （4-4） 取190Smm= 式中：r为转向垂臂齿轮分度圆半径； 为转向轮最大转角（此处为弧度）。 （由此可得到齿条的长度为190mm+60mm=250mm， 其中60mm为活塞处于与齿轮不接触的两个极限位置之间的距离） （5）油缸容积V即 3430.19 2.89 105.5 10VSAm= （4-5） 一般油缸内腔的全长，除了满足活塞行程外，还必须留有余量。但本系统中，采用油缸内壁定位活塞，故不留余量。 4.2 转向器的选择 叉车转向器一般分为三种：机械式转向器、液压机械式转向器以及全液压转向妻。机械式转向器由于转向阻力矩全部由人力克服， 司机劳动强度大， 所以只在起重量1t以下的小型叉车上采用，故本叉车采用全液压转向器。 全液压转向器，根据配油装置的不同，分为摆线转阀式和摆线滑阀式两种，其中以摆线转阀式转向器应用最为广泛。全液压转向装置主要优点有：操纵轻便，安装容易，重量轻，体积小，易于总体布置。液压转向器是全液压转向装置的核心部分。方向盘的转角和转向轮的偏转角之间的比例，是通过转向器摆线泵的计量作用保证的。如果转向油缸的容积一定，车轮偏转相同角度时，摆线泵的排量越大，则方向盘的转动圈数越少。因此转向器排量q是摆线泵、也是全液压转向器最主要的参数，即 443V5.5 100.85q=9.35 10/935/n5mrml r= 式中：V为转向油缸容积； N为方向盘从一侧转至另一侧的最大圈数，n 一般不超过5； 为从摆线泵到油缸的总容积效率，=0.80.85?，取=0.85 根据计算所得的排量，从全液压转向器系列标准中选择北京华德液压公司生产的BZZ5-1000转向器，外形尺寸L=279.5mm，公称排量1000ml/r，公称转速50r/min，公称流量50L/min。 4.3 油泵的选择 （1）转向流量Q 油缸内径确定后， 转向速度决定于回转转向器的速度。 当油泵的流量无法满足转向所需的流量时，转向器转动困难，司机操纵大；当油泵的流量过大时，系统效率低，电机功率浪
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