叉车设计规范（征求意见稿）

GB/TXXXXX—XXXX前  言 VI1范围 12规范性引用文件 13术语、定义和符号代号 23.1术语和定义 23.2符号代号 24总体设计 24.1基本构成 24.2载荷和载荷组合 34.2.1计算载荷 3自重载荷 3额定起升载荷 3阻力载荷 3变速运动载荷 4起升动力载荷 4运行冲击载荷 4叉车转弯离心力 44.2.2载荷组合 5基本设计方法 5工作情况 5载荷组合说明 5载荷组合表及应用 54.3自重、重心和轴载 64.3.1自重及重心位置估算 64.3.2自重及重心位置实算 64.3.3重心位置实测 64.3.4轴载 74.4机动性能 74.4.1最小外侧转弯半径 7前驱后转式四支点叉车和单电机前驱三支点叉车 7双电机前驱及后驱后转式三支点叉车 84.4.2最小直角堆垛通道宽度 8前驱后转式四支点叉车和单电机前驱三支点叉车 8双电机前驱及后驱后转式三支点叉车 104.5动力特性 104.5.1发动机选型 104.5.2电动机选型 114.5.3传动系统总速比 114.5.4传动系统速比分配原则 134.6牵引特性 134.6.1牵引力与速度 13机械传动叉车牵引力与速度 13液力传动叉车牵引力与速度 14静压传动叉车牵引力与速度 144.6.2最大牵引力 144.6.3爬坡能力 144.7制动性能 154.7.1制动性能要求 154.7.2行车制动力矩 154.7.3停车制动力矩 154.8整机稳定性 155结构 165.1金属结构件的一般计算原则 165.2金属结构件的连接计算 165.2.1焊接 16一般要求 16焊缝的许用应力 16对接焊缝的计算 16角焊缝的计算 175.2.2铆接 17铆钉连接的许用应力 17铆钉连接的疲劳许用应力 185.2.3螺栓连接 18普通螺栓连接 18有预拉力的高强度螺栓连接 195.2.4销轴连接 225.3门架结构验算 235.3.1门架受力分析 235.3.2门架整体弯曲应力分析 275.3.3门架局部弯曲应力分析 295.3.4门架合成应力 305.3.5门架滚轮接触应力分析 305.4货叉架结构验算 305.5车架结构验算 325.5.1结构验算原则 325.5.2结构验算方法 32建模要求 33工况选择 33计算步骤 33强度验算 336机械 336.1起升系统 336.1.1门架理论尺寸计算 33门架基本尺寸 33纵向滚轮最小间距 366.1.2门架零部件选型 37货叉 37滚轮 39链条 41起升油缸 416.2转向系统 436.2.1转向阻力矩计算 436.2.2油缸推力 456.2.3转向机构 466.2.4转向桥 486.3驱动系统 506.3.1离合器 506.3.2变矩器 526.3.3变速器 526.3.4联轴器 536.3.5驱动桥 53主传动 53差速器 54半轴 54轮边减速器 55驱动桥体 566.4制动系统 636.4.1制动器 636.4.2制动操纵机构 636.5轮胎 647电气 657.1基本要求 657.2电源和供电 657.2.1供电电源 657.2.2控制电源 657.2.3供电系统 667.3电气控制系统 667.3.1电气控制元件 667.3.2控制器 677.3.3控制系统设计原则 677.4电气设备的工作环境 687.4.1防油 687.4.2环境温度 687.4.3大气条件 687.4.4海拔 687.4.5特殊环境 687.5电动机 697.5.1电动机选择依据 697.5.2电动机选型 697.6辅助电气设备 697.6.1仪表 697.6.2照明和信号装置 707.6.3其他电气设备 707.7通信 707.8电线电缆 707.8.1一般要求 707.8.2导线敷设 708液压 718.1基本要求 718.2液压系统回路 718.2.1一般要求 718.2.2油泵回路 718.2.3负载回路 718.2.4卸载回路 718.2.5安全回路 728.2.6限速回路 728.3液压系统类型 728.3.1开式液压系统与闭式液压系统 728.3.2单泵液压系统与多泵液压系统 728.4液压系统压力确定 728.5液压元件的设计与选型 738.5.1设计原则 738.5.2液压缸 738.5.3液压泵 748.5.4液压阀 758.6液压辅助元件 758.6.1管路 758.6.2液压油箱 769安全 789.1基本要求 789.2动力系统 789.3传动系统 789.4转向系统 789.5制动系统 789.6液压系统 789.7电气和控制系统 799.8工作装置 799.9安全保护和防护装置 799.10安全尺寸 80附录A（资料性附录）本文件使用的符号和代号 81附录B（规范性附录）稳定性计算 97叉车设计规范范围本文件确立了叉车总体、结构、机械、电气、液压与安全等部分的设计原则，规定了设计、计算要求和方法。本文件适用于GB/T6104.1所定义的平衡重式叉车、前移式叉车、侧面式叉车、插腿式叉车、托盘堆垛车和三向堆垛式叉车。其他类型叉车可参照使用。规范性引用文件下列文件中的内容通过文中的规范性引用而构成本文件必不可少的条款。其中，注日期的引用文件，仅该日期对应的版本适用于本文件；不注日期的引用文件，其最新版本（包括所有的修改单）适用于本文件。GB/T985.1

气焊、焊条电弧焊、气体保护焊和高能束焊的推荐坡口GB/T985.2

埋弧焊的推荐坡口GB/T2982

工业车辆充气轮胎规格、尺寸、气压与负荷GB3836.1爆炸性环境第1部分：设备通用要求GB/T4208-2017外壳防护等级（IP代码）GB4785汽车及挂车外部照明和光信号装置的安装规定GB/T4942.1-2006旋转电机整体结构的防护等级(IP代码)分级GB/T5008.1起动用铅酸蓄电池第1部分:技术条件和试验方法GB/T5143工业车辆护顶架技术要求和试验方法GB/T5182叉车货叉技术要求和试验方法GB/T5184叉车挂钩型货叉和货叉架安装尺寸GB/T6074板式链、连接环和槽轮—尺寸、测量力和抗拉强度GB/T6104.1工业车辆术语和分类第1部分：工业车辆类型GB/T7403.1牵引用铅酸蓄电池第1部分：技术条件GB/T10823充气轮胎轮辋实心轮胎规格、尺寸与负荷GB/T10827.1工业车辆安全要求和验证第1部分：自行式工业车辆（除无人驾驶车辆、伸缩臂式叉车和载运车）GB/T10827.3工业车辆安全要求和验证第3部分：对带有起升操作台的车辆和专门设计为带起升载荷运行的车辆的附加要求GB12476.1

可燃性粉尘环境用电气设备第1部分：通用要求GB14048.4低压开关设备和控制设备第4-1部分：接触器和电动机启动器机电式接触器和电动机启动器（含电动机保护器）GB/T15706机械安全设计通则风险评估与风险减小GB15742机动车用喇叭的性能要求及试验方法GB/T16622压配式实心轮胎规格、尺寸与负荷GB/T16855.1-2018机械安全控制系统安全相关部件第1部分：设计通则GB/T18849机动工业车辆制动器性能和零件强度GB/T19854爆炸性环境用工业车辆防爆技术通则GB/T26560机动工业车辆安全标志和危险图示通则GB/T26562自行式坐驾工业车辆踏板的结构与布置踏板的结构与布置原则GB/T26948.1工业车辆驾驶员约束系统技术要求及试验方法GB/T26949.2工业车辆稳定性验证第2部分：平衡重式叉车GB/T26949.3工业车辆稳定性验证第3部分：前移式和插腿式叉车GB/T26949.4工业车辆稳定性验证第4部分：托盘堆垛车、双层堆垛车和操作者位置起升高度不大于1200mm的拣选车GB/T26949.5工业车辆稳定性验证第5部分：侧面式叉车（单侧）GB/T26949.22工业车辆稳定性验证第22部分：：操作者位置可或不可起升的三向堆垛式叉车GB/T27544

工业车辆电气要求GB/T31465.1道路车辆熔断器第1部分：定义和通用试验要求QC/T198汽车用开关通用技术条件QC/T695汽车用继电器QC/T729汽车用交流发电机技术条件T/CCMA0111工业车辆用锂离子电池及其系统术语、定义和符号代号术语和定义GB/T6104.1和GB/T10827.1界定的术语和定义适用于本文件。符号代号本文件使用的主要符号、代号及其单位和含义，见附录A。总体设计基本构成叉车主要由工作装置、动力装置和轮式底盘构成。各部分具体构成如下：工作装置:门架、货叉架、货叉、滚轮、链轮、链条、液压油缸；动力装置:内燃叉车:发动机安装、冷却系统、燃油系统、进气系统、排气系统；电动叉车:蓄电池（燃料电池）、电动机、电气控制元器件；轮式底盘:传动系统:内燃叉车机械传动:离合器、变速箱、驱动桥；电动叉车机械传动:差速器（双驱无，后驱无）、减速箱；液力传动:液力变矩器、变速箱、驱动桥：静压传动:液压马达和驱动桥等不同传动方案；转向系统:方向盘、转向器、转向管柱及附件、转向桥；制动系统:行车制动、停车制动；行走支撑装置:车架、平衡重、机罩类、底板类、座椅、护顶架（驾驶室）；操纵系统:油门操纵、制动操纵、变速操纵、转向操纵、阀操纵；电气系统:电源、电气控制元器件、电动机、辅助电气设备、电线电缆；液压系统:液压油箱、液压泵、液压阀、液压管路、液压油缸、液压辅助元件、液压马达。载荷和载荷组合计算载荷自重载荷自重载荷PG是由叉车本身的结构、机械设备和电气设备产生的重力。额定起升载荷额定起升载荷PQ是叉车在标准载荷质心位置时能够搬运、起升并堆垛到标准起升高度的最大货物质量的重力。阻力载荷叉车行驶时遇到的阻力有以下几种：车轮在地面上滚动的摩擦阻力PF；叉车变速的惯性阻力PI；叉车上坡时的坡道阻力Pr；叉车行驶时的空气阻力PA。叉车行驶时需要考虑的阻力载荷PR按式(1)确定。 PR=PF+PI式中：PR ——阻力载荷，单位为牛顿（N）；PF ——车轮在地面上滚动的摩擦阻力，单位为牛顿（N）；Pf ——滚动摩擦系数，见表2；G ——叉车自重，单位为千克（kg）；Q ——额定起重量，单位为千克（kg）；g ——重力加速度，单位为牛顿每千克（N/kg），取g=9.81N/kg；α ——坡道角度，单位为百分比（%）；PI ——叉车变速的惯性阻力，单位为牛顿（N）；Pδ ——旋转质量加速系数，内燃叉车一般取1.1，电动叉车一般取1.0；dvdt ——叉车变速加速度，单位为米每平方秒（m/sPr ——叉车上坡时的坡道阻力，单位为牛顿（N）；PPA ——叉车行驶时的空气阻力，单位为牛顿（N）；PC ——空气阻力系数，垂直平面体取C=1.0，球体取C=0.5；ρ ——空气密度，单位为千克每立方米（kg/m3）；S ——迎风面积，单位为平方米（m2）；V ——叉车与空气的相对运动速度，单位为米每秒（m/s）。变速运动载荷叉车在水平地面上进行起（制）动时，叉车自重和额定起重量的水平惯性力，按该质量与运动加速度乘积的ΦS倍计算，但不大于主动车轮与路面之间的黏着力，此时ΦS=1.5，用来考虑叉车驱动力突变时结构的动力效应。这些惯性力都作用在各相应质量上，挠性视为刚性处理。其中加（减）速度值可以根据加（减）速时间和所要达到的速度值来推算得到。起升动力载荷当货物无约束地起升离开地面时，货物的惯性力将会使起升载荷出现动载增大的作用。此起升动力效应用一个大于1的起升动载系数Φ1乘以额定起升载荷PQ来考虑。起升动载系数Φ1与稳定起升速度V1和起升状态等有关，其值可以由试验或分析确定，也可以按式（2）计算。 Φ1=Φ1min+β1V式中：Φ1 ——起升动载系数；Φ1min——起升动载系数的最小值，根据经验，可按Φ1min=1.20选取；β1 ——按起升状态设定的系数，根据经验，可按β1=0.68选取；V1 ——稳定起升速度，单位为米每秒（m/s）。运行冲击载荷叉车在不平的道路上运行时所产生的垂直冲击动力效应，即运行冲击载荷，用运行冲击系数Φ2乘以叉车的自重载荷PG与额定起升载荷PQ之和来计算。Φ2的值取决于叉车的构造型式（质量分布）、运行速度，以及路面的种类和状况。此冲击效应可根据经验、试验或采用适当的叉车和运行路面的模型分析得到。一般可取Φ2=1.3。叉车转弯离心力叉车在全速转弯时因离心力作用，可能使叉车侧向翻倒，所以在转弯时，一般以低速行驶来减小其离心力，但实践证明，它仍足以使叉车失去稳定。叉车转弯离心力FN按式(3)计算。 FN=G+Qv2RG 式中：FN ——转弯离心力，单位为牛顿（N）；v ——转弯速度，单位为米每秒（m/s）；RG ——叉车质心处的转弯半径，单位为米（m）；式中其他符号同式(1)。载荷组合基本设计方法在叉车构（部）件设计中，通常采用的有“许用应力法”和“极限状态法”两种方法。工作情况叉车在正常工作状态下，其工作情况有以下几种：门架无起升仅叉车运行；叉车无运行仅门架起升；叉车作起升与运行联合操作。载荷组合说明叉车在正常工作状态下的载荷组合有以下几种：门架无起升仅叉车运行工作状态下的载荷组合有以下两种：A1——叉车在平整道路行驶、转弯所产生的载荷，此时按正常操作控制下的驱动机构引起的驱动加速力和转向离心力相组合；A2——叉车在不平整道路行驶、转弯所产生的载荷，此时应按A1的载荷组合和运行冲击载荷相组合。叉车无运行仅门架起升工作状态下的载荷组合如下：B——叉车无约束地起升地面的货物，应考虑门架系统在起升货物的载荷和货物速度突变时的冲击载荷。叉车作起升与运行联合操作工作状态下的载荷组合有以下两种：C1——叉车在平整道路行驶和门架动作所产生的载荷，此时除了按正常操作控制下的驱动机构引起的驱动加速力和转向离心力组合外，还应考虑门架系统在起升货物时的载荷和货物速度突变时的冲击载荷；C2——叉车在不平整道路行驶和门架动作所产生的载荷，此时除了考虑C1载荷组合外，还应考虑叉车的运行冲击载荷。叉车在进行结构（部）件设计时，按上述计算载荷进行载荷组合，组合时可以再乘一个增大系数γ’m，用于考虑由于计算方法不完善和无法预料的偶然因素导致实际出现的应力超出计算应力的某种可能。系数γ’m值可按经验选择γ’m=1.30。载荷组合表及应用所述的各类载荷作用的叉车金属结构计算的载荷与载荷组合表如表1所示。载荷与载荷组合表载荷载荷组合A载荷组合B载荷组合CA1A2BC1C2自重载荷11111额定起升载荷11111阻力载荷11—11变速运动载荷11—11起升动力载荷——111运行冲击载荷—1——1叉车转弯离心力11—11“1”表示需要计算的载荷；“－”表示不需要计算的载荷。自重、重心和轴载自重及重心位置估算叉车的自重及重心位置在设计初期可参考现有结构或进行适当的估算，待设计过程中再进行修正。自重及重心位置实算根据整机布置和部件设计结果，利用平行力系的合成原理可以按式(4)进行重心的实际核算。 G= L0=(GiLi/G) H式中：G ——叉车自重计算值，单位为千牛顿（kN）；Gi ——各部件的重量，单位为千牛顿（kN）；L0 ——重心距前桥中心的水平距离，单位为毫米（mm）；Li ——各部件重心距前轮中心的水平距离，单位为毫米（mm）；H0 ——叉车重心距水平地面垂直高度，单位为毫米（mm）；Hi ——各部件重心距地面的垂直距离，单位为毫米（mm）。重心位置实测产品试制后可对重心进行实测，以便检验设计结果。叉车重心距前桥中心的水平距离L0按式(5)计算，见图1。 L0=L(G0−G1式中：L0 ——重心距前桥中心的水平距离，单位为毫米（mm）；G1＇——前桥桥荷测量值，单位为千牛顿（kN）；G0 ——叉车重力测量值，单位为千牛顿（kN）；L ——叉车轴距，单位为毫米（mm）。称轴载叉车重心距水平地面垂直高度H0按式(6)计算，可采用垫称法（吊称法）获得，见图2。 H0=L(Gf'−G式中：H0 ——叉车重心距水平地面垂直高度，单位为毫米（mm）；θ——叉车前倾角度，单位为度（°）；Gf＇——叉车前倾角θ度时前桥桥荷测量值，单位为千牛顿（kN）；G1＇——前桥桥荷测量值，单位为千牛顿（kN）；Rf＇——叉车抬起后前轮静力半径测量值，单位为毫米（mm）；Rr＇——叉车抬起后后轮静力半径测量值，单位为毫米（mm）。称轴载转移轴载叉车的前轴和后轴分担叉车的自重和载重的重力以及其它力之和或地面的垂直反力，轴载随叉车的载重情况、运行情况和地面情况的不同而变化，以平地静立情况作为基本情况。静立轴载根据重心位置对前轴或后轴进行力矩平衡计算求得。通常轴载的分担情况如下：满载：前桥桥载应为满载叉车总重量的90%左右，保证平衡重式叉车的纵向静态稳定性。后桥桥载应为满载叉车总重量的10%左右，保证转向所需要的附着力。空载：前桥桥载应为空载叉车自重的45%左右。后桥桥载应为空载叉车自重的55%左右，保证叉车的横向稳定性。机动性能最小外侧转弯半径前驱后转式四支点叉车和单电机前驱三支点叉车前驱后转式四支点叉车与单电机前驱三支点叉车（见图3）的最小外侧转弯半径r按式（7）计算。a)前驱后转式四支点叉车b)单电机前驱三支点叉车前驱后转式四支点叉车和单电机前驱三支点叉车转向示意图 r=L/sinαmax+C式中：r ——最小外侧转弯半径，单位为米（m）；L ——叉车轴距，单位为米（m）；αmax ——外侧转向车轮的最大偏转角度，单位为度（°）；C ——车体最外侧到同侧转向主销之间的距离，单位为米（m）。双电机前驱及后驱后转式三支点叉车双电机前驱及后驱后转式三支点叉车（见图4）的最小外侧转弯半径r按式（8）计算。双电机前驱及后驱后转式三支点叉车转向示意图 r=L+C (SEQ标准自动公式\*ARABIC8式中：r ——同式(7)；L ——叉车轴距，单位为米（m）；C ——车体最外侧到转向主销之间的距离，单位为米（m）。最小直角堆垛通道宽度前驱后转式四支点叉车和单电机前驱三支点叉车前驱后转式四支点叉车与单电机前驱三支点叉车，其载荷横向尺寸(b12/2≤b13)QUOTEb122≤b13时（见图5），最小直角堆垛通道宽度Ba)前驱后转式四支点叉车b)单电机前驱三支点叉车前驱后转式四支点叉车与单电机前驱三支点叉车横向尺寸（b12/2≤b13）直角堆垛示意图 BTd=r+L2+a式中：BTd ——直角堆垛通道最小理论宽度，单位为米（m）；r ——同式(7)；L2 ——前悬距，单位为米（m）；a12 ——托盘或货物的纵向尺寸，单位为米（m）；a ——叉车和通道边壁间允许的间隙，单位为米（m），一般取0.2。前驱后转式四支点叉车与单电机前驱三支点叉车，其载荷横向尺寸(b12/2≥b13)QUOTEb122≤b13时（见图6），最小直角堆垛通道宽度Ba)前驱后转式四支点叉车b)单电机前驱三支点叉车前驱后转式四支点叉车与单电机前驱三支点叉车横向尺寸（b12/2≥b13）直角堆垛示意图 BTd=r+R+a (SEQ标准自动公式\*ARABIC10式中：R ——转弯瞬心至托盘或货物横向距离QUOTEb122−b13b12Rb12 ——托盘或货物的横向尺寸，单位为米（m）；b13 ——转弯瞬心至车体纵向轴线的距离，单位为米（m）；式中其他符号同式（7）、（9）。双电机前驱及后驱后转式三支点叉车双电机前驱及后驱后转式三支点叉车（见图7）最小直角堆垛通道宽度BTd按式(11)计算。双电机前驱及后驱后转式三支点叉车直角堆垛示意图 BTd=r+R+a (SEQ标准自动公式\*ARABIC11式中：R ——转弯瞬心至托盘或货物横向距离QUOTEb122−b13b12R式中其他符号同式（7）、（8）、（9）、（10）。动力特性发动机选型按照内燃叉车满载最大行驶速度的要求来确定发动机的功率。叉车在最大行驶速度时需要具有一定的动力因数，用以克服道路阻力，同时发动机的附属装置（风扇、水箱等）在正常工作中也需要消耗一部分功率。因此，发动机的输出功率不仅包含满足驱动需要的功率（即净功率），还要包含发动机附件损耗的功率。发动机的输出功率Pej按式(12)计算。 Pej=βDvmaxvmaxG+Q式中：Pej ——发动机的输出功率，单位为千瓦（kW）；β ——限速影响系数，β=1.1；Dvmax——高档动力因数，额定起重量不大于3000kg时,取0.08～0.12；额定起重量大于3000kg但不超过5000kg时,取0.05～0.08；额定起重量大于5000kg时,取0.04～0.06；vmax ——最大行驶速度，单位为千米每小时（km/h）；η0 ——传动效率，机械传动取0.85，液力传动取0.7；Pf ——附件损耗的功率，单位为千瓦（kW），一般按发动机额定功率的10%计算；式中其他符号同式（1）。考虑到内燃叉车工作时液压系统、转向系统等耗损，叉车所需的实际功率还需要再增大15%~20%。因此，选用的发动机额定功率Pemax按式(13)计算。 Pemax=（1.15~1.2）Pej (SEQ标准自动公式\*ARABIC13式中：Pemax——发动机额定功率，单位为千瓦（kW）；式中其他符号同式(12)。电动机选型电动机扭矩电动机输出扭矩TX按式(14)计算。 TX=PRriηn (式中：TX ——电动机输出扭矩，单位为牛顿米（N·m）；PR ——同式(1)；i ——箱桥总速比；r ——驱动轮滚动半径，单位为米（m）；η ——机械效率；n ——电动机数量。电动机转速电动机转速nX按式(15)计算。 nX=iV×10002πr×60 式中：nX ——电动机转速，单位为转每分钟（r/min）；V ——叉车车速，单位为千米每小时（km/h）。式中其他符号同式(14)。行驶功率电动机功率MX按式(16)计算。 MX=PRV3600nηη式中：MX ——电动机功率，单位为千瓦（kW）；ηi ——电动机效率；式中其他符号同式(1)、(14)和(15)。传动系统总速比液力叉车总速比液力叉车传动系统总速比应根据叉车速度要求和爬坡能力综合确定。机械叉车总速比机械叉车的最低档用来爬坡，其最大总速比imax由要求的最大爬坡度决定，按式(17)计算。 imax=i0i2i3式中：imax ——传动系统的最大总速比；i0 ——变速器低档速比；i2 ——主传动速比；i3 ——轮边减速比；αmax ——最大爬坡度，单位为百分比（%）；f ——滚动摩擦系数，见表2；r ——驱动轮滚动半径，单位为米（m）；Memax——发动机最大转矩，单位为牛顿米（N·m）；ηt ——发动机工作效率；式中其他符号同式（1）。叉车滚动摩擦系数路面条件滚动摩擦系数f充气轮胎实心轮胎聚氨酯车轮混凝土地面0.012~0.013较充气轮胎大10%~15%0.018~0.02沥青路面0.013——碎石路0.035——硬土路0.06——叉车的最高档用来以最快的速度行驶，其最小总速比imin由要求的最大行驶速度决定，按式(18)计算。 imin=i1i2i3式中：imin ——传动系统的最小总速比；i1 ——变速器高档速比；ne ——发动机额定转速，单位为转每分钟(r/min)；β ——限速影响系数，β=1.1；vmax ——最大行驶速度，单位为千米每小时（km/h）;式中其他符号同式（17）。静压叉车总速比静压叉车的机械传动部分一般由主减速器和轮边减速器组合而成，其总速比由要求的最大爬坡度和最高车速决定。以最大爬坡度要求计算最小总速比imin，按式(19)计算。imin=i2i3=2πG以最高车速要求计算最大总速比imax，按式(20)计算。imax=i2i3=0.377r式中：imax ——传动系统的最大总速比；imin ——传动系统的最小总速比；i ——传动系统的总速比；i2 ——主传动的速比；i3 ——轮边减速器的速比；αmax ——最大爬坡度，单位为百分比（%）；f ——滚动摩擦系数，见表2；rg ——驱动轮滚动半径，单位为米（m）；c ——驱动液压马达数量，如果数量为2，一般情况下无主减速器，只有轮边减速，即主传动的速比为1；pmmax——驱动液压马达最大工作压力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；Vmg ——驱动液压马达排量，单位为毫升每转（mL/r）；Vpg ——驱动泵排量，单位为毫升每转（mL/r）；ηmv——驱动马达容积效率；ηpv——驱动泵容积效率；ηt ——传动系统总机械效率；ne ——发动机额定转速，单位为转每分钟（r/min）；vmax ——最大运行速度，单位为千米每小时（km/h）。传动系统速比分配原则确定最小总速比和最大总速比后进行速比分配。先确定是否采用轮边减速器，再确定主传动速比，最后得到变速器速比。轮边减速器多采用行星减速，布置在轮毂内部，速比为3.5~5.5。大吨位和一些中吨位叉车采用二级主传动。当采用二级主传动时，传动速比为10~12；若采用一级主传动，传动速比不大于7。变速器低档速i0比和高档速比i1分别按式(21)、式(22)计算。 i0=G+Qgαmax i1=0.377ner/β式中符号同式（1）、(19)、(20)。变速器内部各档速比安排须采用等比级数。公比q一般为1.4~1.8，不宜超过2。牵引特性牵引力与速度机械传动叉车牵引力与速度叉车的牵引力Ft由发动机/电动机转矩通过传动系统传递到驱动车轮上作用于地面，按式(23)计算。 Ft=Mei0ig式中：Ft ——叉车的牵引力，单位为牛顿（N）；Me ——发动机/电动机的转矩，单位为牛顿米（N·m）；i0 ——主传动与轮边减速的速比；ig ——内燃叉车变速器相应档位的速比；电动叉车一般无变速器，此值取1；η0 ——传动系统的效率，对于机械传动可取η=0.85；rg ——驱动车轮的转动半径，单位为米（m），可取为其自由半径的97%。叉车的行驶速度v按式(24)计算。 v=0.377rgne/(i0式中：v ——叉车行驶速度，单位为千米每小时（km/h）；ne ——发动机/电动机转速，单位为转每分钟（r/min）。式中其他符号同式(23)。液力传动叉车牵引力与速度液力叉车的牵引力Ft按式(25)计算。 Ft=MTi0ig式中：MT ——液力变矩器的输出转矩，单位为牛顿米（N·m）；ηt ——机械传动部分的效率，可取ηt=0.85；式中其他符号同式(23)。液力叉车的行驶速度v按式(26)计算。 v=0.377rgnT/(i0式中：nT ——涡轮转速，即液力变矩器的输出转速，单位为转每分钟（r/min）；式中其他符号同式(23)、（24）。静压传动叉车牵引力与速度静压叉车的牵引力Ft按式（27）计算。 Ft=cpmmaxVmgη式中其他符号同式(19)、（20）。静压叉车的运行速度v按式（28）计算。 v=0.377rgneVpg式中其他符号同式(19)、（20）。最大牵引力按发动机/电动机产生的最大牵引力，再根据叉车驱动轮粘着条件限制的牵引力相比较，取较小值为最大牵引力。爬坡能力叉车满载时最大爬坡度αmax按式(29)计算。 αmax=tan(arcsinPmaxG+Q式中：αmax ——满载时最大爬坡度，单位为（%）；Pmax ——最大挂钩牵引力，单位为牛顿（N）；式中其他符号同式(1)。叉车空载时最大爬坡度α’max按式(30)计算。 α’max=L−L0式中：α’max——空载时最大爬坡度，单位为（%）。L ——叉车轴距，单位为米（m）；L0 ——叉车重心至前桥中心的水平距离，单位为米（m）；φ ——粘着系数；f ——同式（17）；H ——叉车重心至地面高度，单位为米（m）。制动性能制动性能要求叉车的停车制动性能和行车制动性能应符合GB/T18849的规定。行车制动力矩行车制动的设计应满足整车的要求。一般情况下，行车制动的制动力矩和叉车自重、叉车额定起重量以及速度有关。行车制动的制动力矩Tx按式（31）计算。 Tx=Fbrh (式中：Tx ——行车制动力矩，单位为牛顿米（N∙m）；Fb——最小行车制动力，单位为牛（N）；Frℎ ——轮胎滚动半径，n ——制动能力经验系数，额定起重量＜16000kg时取n=0.25，额定起重量≥16000kg时取n=0.2；式中其他符号同式（1）。停车制动力矩在没有操作者协助的情况下，停车制动器应能将车辆停放在规定的坡度上保持静止状态。叉车满载和无载时的驱动轮所需的制动力矩Tt均按式(32)计算。 无载：Tt=Gg[sinarctanα−fcosarctanα式中：Tt ——停车制动力矩，单位为牛顿米（N∙m）；α ——坡角，单位为百分比（%）；f ——同式（17）；rℎ ——同式（31式中其他符号同式（1）。整机稳定性叉车的稳定性设计应符合附录B的规定。结构金属结构件的一般计算原则在载荷或重复载荷循环作用下，应对可能失效、断裂或变形而影响叉车功能的构件、杆件以及细节进行能力验证计算。叉车结构设计计算可采用许用应力法或极限状态法。当结构件在外载荷作用下产生了较大变形，以致内力与载荷呈非线性关系时，宜采用极限状态法。金属结构件的连接计算焊接一般要求钢熔化焊焊缝连接是叉车金属结构最主要的连接形式，其焊缝的主要形式为对接焊缝或角焊缝，焊缝坡口的基本型式及尺寸应符合GB/T985.1和GB/T985.2的规定。焊缝的许用应力在焊接连接的设计中，焊缝应具有与母材同等的综合机械性能。焊缝承受纵向拉伸、压缩时，许用应力不应超过焊缝纵向拉、压许用应力[σh]，承受剪切时不应超过焊缝的剪切许用应力[τh]，根据焊接条件、焊接方法和焊缝质量分级，焊缝的许用应力[σh]、[τh]如表3所示。焊缝的许用应力a单位为牛顿每平方毫米焊缝型式拉、压许用应力[σh]d剪切许用应力[τh]对接焊缝质量分级bB级C级[σ]c[σ]/2D级0.8[σ]0.8[σ]/2角焊缝自动焊、手工焊——[σ]/2a计算疲劳强度时的焊缝许用应力见表4；b焊缝质量分级按GB/T19418规定；c表中[σ]为母材的基本许用应力；d施工条件较差的焊缝或受横向载荷的焊接，表中焊缝许用应力宜适当降低。对接焊缝的计算对接焊缝（焊透的焊缝）的计算应力，按连接中最薄的板厚t计算。当无法用引弧板施焊时，每条焊缝的计算长度为其实际长度减去2t。对接焊缝的计算有以下几种情况：承受轴向拉伸或压缩的对接焊缝，其纵向拉伸、压缩的计算应力，应小于表4中规定的焊缝纵向拉伸、压缩许用应力；承受弯矩和剪力联合作用的对接焊缝，应验算其危险点的最大正应力不超过表4规定的焊缝纵向拉、压许用应力；最大剪应力不超过表4规定的焊缝剪切许用应力；承受复合应力的对接焊缝，在正应力和剪应力都较大的部位，需按式(33)计算验算焊缝复合应力。 σ2+2τ2≤σℎ 式中：σ ——焊缝的拉（压）力应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；τ ——焊缝的剪应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；[σh] ——焊缝的许用应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2），见表4所示。焊缝连接的疲劳许用应力连接类型疲劳许用应力计算公式说明焊缝连接拉伸压缩同构件疲劳许用应力计算——剪切[τ本行中的[σrt]是根据焊缝剪切的r值计算的相应于K0的值a表中r为应力循环特性。当对接焊缝的同一计算点上受正应力σx、σy和剪应力τxy的复合作用时，应按式（34）计算验算焊缝复合应力。 σx2+σy2−σ式中：σx、σy ——构件同一计算点上所受的两个方向的正应力，带各自的正负号，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2），τxy ——构件同一计算点上所受的剪应力，其值应小于计算的剪切许用应力[τ]，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；[σh] ——同式（33）。角焊缝的计算角焊缝应计算其抗剪强度。计算时焊缝的有效高度一般取为0.7hf，hf为较小的焊脚尺寸。若内力沿侧向角焊缝全长分布时，焊缝的计算长度取为其实际长度减去2hf（如果焊缝为自身闭合或特别注意了在焊缝长度的端部避免出现凹弧时，则不必减去此尺寸）。当角焊缝受复合内力（轴力、剪力、弯矩、扭矩）作用时，应先分别求出各内力单独作用下的应力再用求矢量和的方法进行组合，算出合应力后再与表4规定的角焊缝的剪切许用应力[τh]相比较。铆接铆钉连接的许用应力铆钉分剪切铆钉（单剪、双剪或复剪）、拉力铆钉和拉剪组合铆钉。铆钉在承受拉剪组合应力时应分别核算剪切应力和拉伸应力，计算值应分别小于对应的许用应力。主要承载构件使用铆钉连接时，应避免铆钉受拉。在连接中沿同一受力方向至少排列两个以上铆钉。铆钉的许用应力如表5所示。铆钉的许用应力（I类孔a）单位为牛顿每平方毫米受力种类铆钉许用应力b、c被连接构件承压许用应力单剪0.6[σ]c1.5[σ]双剪、复剪0.8[σ]2[σ]拉伸0.2[σ]——aⅠ类孔有：——在装配好的结构件上按设计孔径钻成的孔；——在单个零件和结构件上按设计孔径分别用钻模钻成的孔；——在单个零件上先钻成或冲成较小的孔径，然后在装配好的构件上再扩钻至设计孔径的孔；b[σ]为铆钉或相应钢号的基本许用应力；c当为埋头或半埋头铆钉时，表中数值乘以0.8予以降低。铆钉连接的疲劳许用应力连接件的疲劳许用应力按表6所示计算。表中r为应力循环特性。连接件的疲劳许用应力连接类型疲劳许用应力计算公式说明A、B级螺栓连接或铆钉连接拉伸压缩不必进行疲劳计算尽量避免螺栓、铆钉在拉伸下工作单剪a[τxyr]=0.6[本行中的[σrt]是根据螺栓或铆钉剪切的r值计算的相应于W2的值双剪a[τxyr承压[τ[τxyr]为螺栓或铆钉的剪切疲劳许用应力a.计算出的[τxyr]不应大于0.75σb/2。若超过时，则取0.75σ螺栓连接普通螺栓连接普通螺栓中的C级螺栓连接，此时由于螺栓直径与螺栓孔的配合间隙较大，只能用于受拉力的连接或作安装临时固定用，不应用于受动载荷的主要受力结构。普通螺栓中A级和B级螺栓连接，可以用于承受动载荷的结构。采用普通螺栓连接时，应校验螺杆抗拉和抗剪切破坏的承载力。普通螺栓的许用应力如表7所示。普通螺栓连接的许用应力单位为牛顿每平方毫米接头种类应力种类螺栓许用应力被连接构件许用应力A、B级螺栓连接拉伸0.8σSPa/nb——单剪切0.6σSP/n——双剪切0.8σSP/n——承压——1.8[σ]cC级螺栓拉伸0.8σSP/n——剪切0.6σSP/n——承压——1.4[σ]a与螺栓性能等级相应的螺栓保证应力，按GB/T3098.1规定选取；b安全系数；c与螺栓相应钢材的基本许用应力。有预拉力的高强度螺栓连接摩擦型高强度螺栓连接该连接是利用高强度螺栓的预拉伸，使被连接构件之间相互压紧而产生静摩擦力来传递剪力。a)在受剪连接中，单个摩擦型高强度螺栓的承载能力，按式(35)计算。 P=ZmμPgn 式中：[P] ——受剪连接中单个摩擦型高强度螺栓的许用承载能力，单位为千牛顿（kN）；Zm ——传力的摩擦面数；μ ——抗滑移系数，按表8选取；n ——与载荷组合类别相关的强度安全系数，取值以后续章节中各系统、部件的具体描述为准；Pg ——高强度螺栓的预拉力，按表9选取，单位为千牛顿（kN）。抗滑移系数μ值在连接处接合面的处理方法构件钢号Q235Q355及其以上喷砂0.450.55喷砂（酸洗）后涂无机富锌漆0.350.40喷砂后生赤锈0.450.55钢丝刷清浮锈或未经处理的干净轧制表面0.30.35单个高强度螺栓的预拉力Pga螺栓等级抗拉强度σbN/mm2屈服极限σslN/mm2螺栓有效截面积Almm2157192245303353459561694817976螺栓公称直径dmmM16M18M20M22M24M27M30M33M36M39单个高强度螺栓的预拉力PgkN8.8级≥800≥640708611013515820525031036643710.9级≥1000≥9009912015519022329035443751561512.9级≥1200≥1080119145185229267347424525618738a表中预拉力值按0.7σsl·Al，其中σsl取各档中的最小值。b)受拉连接中，单个摩擦型高强度螺栓沿螺杆轴向的许用承载能力[Pt]，按式(36)计算，并且不宜大于1.0Pg。 Pt≤0.2σs1Al式中：[Pt] ——受拉连接中单个摩擦型高强度螺栓沿螺杆轴向的许用承载能力，单位为千牛顿（kN）；σsl ——高强度螺栓钢材的屈服点，有确切数据的按值选取，也可如表11所示中最低值选取，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；Al ——螺栓有效截面积，可按表10选取，单位为平方毫米（mm2）；n ——同式(35)；β ——载荷分配系数，β与连接板总厚度L和螺栓（公称）直径d有关：当L/d≥3时，β=(0.26–0.026L/d)+0.15；当L/d＜3时，β=(0.17–0.057L/d)+0.33。c)摩擦型高强度螺栓连接，同时承受摩擦面的剪切和沿螺栓轴线方向的外拉力时，每个高强度螺栓的许用承载能力仍按式(35)计算，但应以(Pg−1.25Pt)代替式中的Pg，Pt为每个高强度螺栓在其轴线方向所受的外拉力。此拉力不应大于0.7Pg。d)摩擦型高强度螺栓连接中的螺栓数目Z，按式(37)计算。 在受剪连接中：Z=NP在受拉连接中：Z=NPt式中：Z ——摩擦型高强度螺栓连接中的螺栓数目；N ——连接所传递的内力，单位为千牛顿（kN）；[P] ——同式(35)；[Pt] ——同式(36)。在摩擦型高强度螺栓连接中，为使高强度螺栓达到规定的预拉力，应施加的拧紧螺栓螺母的扭矩其值应由试验得出，也可按式(38)计算。 M=KdPg (SEQ标准自动公式\*ARABIC38)式中：M ——拧紧力矩，单位为千牛顿毫米（kN∙mm）；K ——螺栓组连接的扭矩系数，视螺纹间的摩擦和螺母与垫圈间的摩擦情况而异：当螺栓、螺母和垫圈经皂化、磷化处理时，取K=0.11~0.15；当螺栓、螺母和垫圈未作处理时，取K=0.15~0.20；d ——螺栓的公称直径，单位为毫米（mm）；Pg ——同式（35）。轴心受压构件的截面类型截面形式对x轴对y轴轧制板厚t<40mma类a类轧制，b/h≤0.8a类b类轧制，b/h＞0.8焊接，翼缘为焰切边焊接轧制、焊接板件宽厚比＞20b类b类轧制轧制等边角钢焊接格构式焊接，翼缘为轧制或剪切边轧制、焊接b类c类焊接焊接，板件宽厚比≤20c类c类轧制工字形或H形截面40mm≤板厚t＜80mmb类c类板厚t≥80mmc类d类焊接工字形截面，板厚t≥40mm翼缘为焰切边b类b类翼缘为轧制或剪切边c类d类焊接箱型截面，板厚t≥40mm板件宽度比＞20b类b类板件宽度比≤20c类c类构件疲劳许用应力应力循环特性疲劳许用应力计算公式a说明-1≤r≤0拉伸t[x方向的为[σxrt]y方向的为[σyrt]压缩c[σx方向的为[σxrc]y方向的为[σyrc]0＜r≤1拉伸t[x方向的为[σxrt]y方向的为[σyrt]压缩c[x方向的为[σxrc]y方向的为[σyrc]-1≤r≤1剪切[本行中[σrt]的是根据剪切的r值计算相应于W0的值计算出的[σrt]不应大于0.75σb，[σrc]不应大于0.9σb，[τxyr]不应大于0.75σb/3。若超过时，则[σrt]取为0.75σb，[σrc]取为0.9σb，[τxyr]取为0.75σb/3。σb为被连接件构件钢材的抗拉强度，Q235材料的σb表中r为应力循环特性。[σ−1]为拉伸和压缩疲劳许用应力的基本值，是r=-1的对称应力循环试验中得到的疲劳极限（具有90%可靠度）除以安全系数，并考虑构件连接的应力集中情况等级和构件的材质等三个因素后的疲劳许用应力值。承压型高强度螺栓连接承压型高强度螺栓连接，是当传递的剪力超过构件接触面间的摩擦力后发生滑移，致使螺栓杆抵住孔壁，而通过摩擦与承压共同传力的连接。由于它不适用于直接承受动载荷的结构和在连接处有反向内力作用的结构，因此在叉车承载结构中一般不采用此类连接。如果确有需要采用，应对其进行承剪和承压的计算。销轴连接销轴连接的许用应力如表12所示。销轴连接的许用应力单位为牛顿每平方毫米接头种类应力种类销轴许用应力被连接构件许用应力销轴连接b弯曲[σ]a——剪切0.6[σ]——承压——1.4[σ]a与销轴或构件相应钢材的基本许用应力；b当销轴在工作中可能产生微动时，其承压许用应力宜适当降低。门架结构验算门架受力分析门架受力分析一般以比较恶劣的受力情况作为依据，其门架工作状态为起升至最高位置、门架前倾α及因地面不平引起的侧倾β，采用载荷组合B以及载荷位置对门架中央的偏移量SS引起的侧倾载荷，进行各部件受力推导计算。对于港口及野外工作叉车，除上所述载荷外，还需考虑风载等特定附加载荷。门架具体受力分析，如图8所示。a）货叉架b）内门架c）外门架门架受力计算起升链条的张力Fch按式(39)计算。 Fch=−12Q+G式中：Fch ——起升链条的张力，单位为牛顿（N）；Q ——同式（1）；α ——门架前倾角，单位为度（°）；β ——门架侧倾角，单位为度（°）；G1 ——g ——同式（1）。货叉架上的受力情况与具体结构相关，可参考图8a）的结构。货叉架每个滚轮垂直于门架平面方向作用力F2L、F2R、F1L、F1R分别按式(40)、(41)、(42)、(43)计算。 F2L=−12H12QgLF2R=−12H12QgF1L=12Q+G1F1R=−12Q+G1式中：F1L F1R F2L ——货叉架左滚轮F2R ——货叉架右滚轮2Q ——同式(1)；ss H12 ——货叉架滚轮1、2垂直距离，单位为毫米（mm）HQ ——载荷重心至滚轮1垂直距离，单位为毫米（mm）；sQ ——载荷重心至滚轮1水平距离，单位为毫米（mm）；HG1 ——货叉架重心至滚轮1垂直距离，单位为毫米（mm）；sG1 ——货叉架重心至滚轮1水平距离，单位为毫米（mm）；g ——同式（1）；G1 LCh1——链条张力的作用点至货叉架滚轮1水平距离，单位为毫米（mm）货叉架滚轮1、2的侧向作用力F2'、F1'分别按式 F2'=1H12Qgs F1'=Q+G1g式中：F1' F2'内门架上的受力情况与具体结构相关，可参考图8b）结构。油缸作用力FCL按式(46) FCL=−2Fch−12式中：FCL 在较小的前倾角情况下，忽略横梁的刚性约束的影响，以单侧货叉架相应滚轮作用力距求解。外门架每个滚轮垂直于门架平面方向作用力F4L、F4R，以及内门架每个滚轮的垂直于门架平面方向作用力F3L、F3R，分别按式(47)、(48)、(49) F4L=1H34F2LH F4R=1H34F2RH F3L=F2L−F1L− F3R=F2R−F1R−式中：F3L ——内门架滚轮左3F3R ——内门架滚轮右3F4L ——外门架滚轮左4F4R ——外门架滚轮右4H14 ——货叉架滚轮1至内门架滚轮4纵向滚轮垂直距离，单位为毫米（mm）G2 ——内门架重量，单位为千克（kg）；HG2 ——内门架重心至内门架滚轮4垂直距离，单位为毫米（mm）；LCL4——起升油缸作用力的作用点至内门架滚轮4水平距离，单位为毫米（mm）LCh4——链条张力的作用点至内门架滚轮4水平距离，单位为毫米（mm）H45 ——内门架滚轮4至外门架滚轮5垂直距离，单位为毫米（mm）内门架滚轮3与外门架滚轮4的侧向作用力F3'、F4'分别按式 F4'=1H34F2 F3'=F2'+F式中：F4' ——内门架滚轮F5' ——外门架滚轮外门架上的受力情况与具体结构相关，可参考图8c）结构。其中倾斜油缸水平扬角γ按式(53)计算。 γ=arctgHCL1cosα−LCL1式中：HCL1 ——倾斜油缸支承铰轴至门架支座垂直距离，单位为毫米（mm）LCL1 ——倾斜油缸支承铰轴至门架支座水平距离，单位为毫米（mm）m ——倾斜油缸后端支承铰至门架支座垂直距离，单位为毫米（mm）；n ——倾斜油缸后端支承铰至门架支座水平距离，单位为毫米（mm）。倾斜油缸作用力FCL1按式(54) FCL1=12−F4L+式中：FCL1 HAx3——内门架滚轮3至门架支座支承铰垂直距离，单位为毫米（mm）HCL1 ——倾斜油缸支承铰轴至门架支座支承铰垂直距离，单位为毫米（mm）G3 ——外门架重量，单位为千克（kg）；HG3 ——外门重心至门架支座支承铰垂直距离，单位为毫米（mm）；LG3 ——外门重心至门架支座支承铰水平距离，单位为毫米（mm）；Lch ——链条张力作用点至门架支座支承铰水平距离，单位为毫米（mm）LCL ——油缸力作用点至门架支座支承铰水平距离，单位为毫米（mm）外门架下端与桥体或车体连接的左、右支承铰处,垂直于门架平面方向的作用力FAxVL和FAxVR，在门架平面内的作用力FAxFAxVL=1HCL1−FFAxVR=1HCL1− FAxHL=−F4'H FAxHR=G3gcos F'Ax=G3gsinβ−式中：FAxFAxFAxFAxF'Ax LAx ——门架支座支承铰中心距，单位为毫米（mm）LCL1 ——倾斜油缸支承铰轴至门架支座支承铰水平距离，单位为毫米（mm）二级、三级全自由、四级全自由、五级门架全自由门架等均可参照上述结构分析过程进行受力分析及计算。门架整体弯曲应力分析门架在上述受力的作用下，所有构件应力均为复合应力，其中门架立柱截面B点上因门架整体弯曲产生的Z向应力σZB可按式（60） σZB=MYICYBY式中：σZB ——立柱截面处的Z方向应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2ICX ——门架立柱截面X方向惯性矩，单位为四次方毫米（mm4ICY ——门架立柱截面Y方向惯性矩，单位为四次方毫米（mm4IX ——门架总成断面X方向总的惯性矩，单位为四次方毫米（mm4MY ——为单根立柱Y方向所受弯矩值，单位为牛顿毫米（N∙mmMX ——两根立柱在载荷偏移量ss作用下，所受X方向总的弯矩值，单位为牛顿毫米（MX0 ——单根立柱在滚轮侧向力作用下，所受X方向弯矩值，单位为牛顿毫米（N∙mmLX ——门架外开档距离，单位为毫米（mmBX ——B点距离门架立柱外侧面X方向距离，单位为毫米（mmBY ——B点距离门架立柱截面型心Cc的Y方向距离，单位为毫米（mmCX ——门架立柱截面型心Cc距离立柱外侧面X方向距离，单位为毫米（mm门架总成断面如图9，X方向总的惯性矩IX按式（61）门架总成断面示意图IX=2[ICX+SC式中：SC ——立柱截面面积，单位为每平方毫米（mm2IX ——同式（60）CX ——同式（60）内门架弯曲应力最大点应为右侧力F4R的作用点断面立柱后端点，见图8b)，此处弯矩值MY、MX、MX0按式(62)、(63)、 MY=F2RH12+H MX=F2'H12+ MX0=F1'H12式中其他符号同式（39）~（54）。外门架弯曲应力最大点应为倾斜油缸支承铰轴处断面立柱后端点，见图8c)，此处弯矩值MY、MX、MX0按式(65)、(66)、( MY=F4RH34+H MX=F4'H34+ MX0=F3'H34H式中其他符号同式（39）~（54）。对于外门架，除上述弯曲应力，还需考虑链条张力对立柱产生的拉应力，拉应力σB按式(68) σB=Fcℎ/SC 式中符号同式（39）、（61）。门架局部弯曲应力分析在滚轮压力作用下，立柱翼缘局部产生弯曲，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。将立柱视为无限长的板，翼缘和腹板的连接边为板的固定边，在滚轮压力Р的作用下，作用点附近区域将产生局部弯曲变形，从而产生双向局部弯曲应力，即沿X轴方向和沿Z轴方向（见图10）均有应力。在力Р作用处的横截面上，各点的应变和应力情况如下：在翼缘内表面并靠近腹板处的X向应力为拉应力，靠近自由边处的X向应力为压应力，自由边缘处及中间弯曲拐点处X向的应力均为零，翼缘和腹板连接处的应力最大；翼缘内表面的Z向应力均为压应力，力Р作用点附近的Z向应力最大。在翼缘外表面各点应力大小的分布规律与翼缘内表面应力分布规律相似，应力的符号与翼缘内表面应力的符号相反。翼缘局部弯曲应力分布图11所示为翼缘局部应力计算简图，翼缘与腹板连接处的应力σX1、σZ1分别按式（69）和式（翼缘局部应力计算简图 σX1=±0.7Pl24(c σz1=±1.7Pl24(c式中：σX1 ——翼缘与腹板连接处在X向的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mmσZ1 ——翼缘与腹板连接处在Z向的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mmP ——滚轮与槽钢接触面的压力，单位为牛顿（N）；l、c及b ——翼缘厚度、腹板至滚轮中心距离、滚轮宽度，单位为毫米（mm）。均布压力中心处的应力σX2、σZ2分别按式（71）和式（ σX2=±2.1Pl24(c σZ2=±0.3Pl24(c式中：σX2 ——均布压力中心处在X向的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mmσZ2 ——均布压力中心处在Z向的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mml、c及b ——同式（69）。门架合成应力根据滚轮压力的作用位置，可以确定内门架立柱与货叉架下滚轮接触处为最危险截面，其应力最大点是翼缘内壁的根部，该点为平面应力状态。若将数值较小的各项切应力（弯曲切应力、扭转切应力）略去不计，将X轴和Z轴方向的正应力作为主应力，按照第四强度理论计算。 σA=(σZB+σZ1式中：σA ——合成应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2σ ——立柱的许用应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2），σ=σS式中其他符号同式（60）、（68）、（69）、（70）。门架滚轮接触应力分析在满载工况下，滚轮与槽钢的最大接触应力σ不应大于槽钢表面的允许接触应力[σ]，按式（74）计算。 σ=0.418PEld≤[σ] (SEQ标准自动公式\*ARABIC74式中：P ——滚轮与立柱最大接触力，为整体弯曲应力中对应的滚轮作用力，单位为牛顿（N）；l ——滚轮与立柱有效接触宽度，单位为毫米（mm）；d ——滚轮直径，单位为毫米（mm）；E ——钢材的弹性模量，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；[σ]——槽钢表面许用接触应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）。货叉架结构验算在设计货叉架时，首先要确定框架的构造形式和滚轮间距等主要尺寸。货叉架的受力情况较为复杂，一般采用简化计算。可以将作用在框架平面横梁的力与横梁作简支悬臂梁计算。也可以把垂直于框架平面的力与横梁视作简支梁计算，再把作用在框架平面内的力，按平面对称框架求解。以常用的开口框架为例，其计算过程如下。对于力F作用在垂直框架平面内的上、下横梁，可简化成双悬臂对称简支梁。力F作用在梁的上下边缘，使梁在受弯曲应力的同时还受到扭矩作用。力P作用在框架平面内，构成三次对称超静定框架，最大弯矩位于上横梁悬臂的根部。因此在开口框架中，危险截面在上横梁悬臂根部。该截面内作用在框架平面的弯矩MX按式（75）计算。 MX=Pgl (SEQ标准自动公式\*ARABIC75)作用在垂直于框架平面的弯矩MY按式（76）计算。 MY=Fl (SEQ标准自动公式\*ARABIC76)该截面的扭矩MT按式（77）计算。 MT=Fℎ2 (SEQ标准自动公式\*ARABIC77式中：MX ——作用在框架平面内的弯矩，单位为牛顿毫米（N∙mm）；MY ——作用在垂直于框架平面的弯矩，单位为牛顿毫米（N∙mm）；MT ——截面扭矩，单位为牛顿毫米（N∙mm）；P ——同式（74）；g ——同式（1）；l ——悬臂长度，单位为毫米（mm）；h ——横梁截面计算高度，单位为毫米（mm）；F ——框架上、下横梁作用力，按式（78）计算，单位为牛顿（N）； F=Pgc+a+b2c ——载荷中心距，单位为毫米（mm）；a ——货叉厚度，单位为毫米（mm）；b ——横梁截面厚度，单位为毫米（mm）；f ——框架上、下横梁作用力间的距离，单位为毫米（mm）。由于定位槽会降低上横梁截面的强度，考虑到安全性和方便计算，将截面视为矩形截面（见图12），主要验算A、B两点的应力。货叉架上横梁截面计算图货叉架上横梁截面A点的强度应满足式（79）。 σA=MXWX+M式中：σA ——A点的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；[σ] ——材料许用应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）。WX ——计算截面对X轴的抗弯模量，单位为立方毫米（mm3）；WWY ——计算截面对Y轴的抗弯模量，单位为立方毫米（mm3）；W式中其他符号同式（77）、（78）。货叉架上横梁截面B点处的剪应力最大，其强度应满足式（80）。 τB=MTαb2ℎ式中：τB ——B点的扭转剪应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；α ——与矩形截面高宽比h/b有关的系数，见表13；[τ] ——材料许用切应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）。式中其他符号同式（77）、（78）。与矩形截面高宽比有关的系数h/b11.522.53410α0.2080.2310.2460.2580.2670.2820.313β10.8580.7960.7670.7530.7450.743B点为双向应力状态，B点的强度可以按第四强度理论计算。 σB=MYWY2+3式中：σB ——B点的应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；式中其他符号同式（77）、（78）、（80）。在力矩一定的情况下，纵向滚轮中心距越大，滚轮受到的压力就越小，滚轮直径亦可减小。但滚轮中心距的增大会增加门架高度，叉车整机高度也会增加。同时，滚轮直径也受内门架立柱截面尺寸的约束。因此，一般先确定门架的载面尺寸，则滚轮直径、滚轮宽度也随之确定。从而可以验算滚轮和门架之间的接触应力，若过大，则适当增大滚轮中心距以减小滚轮压力。车架结构验算结构验算原则叉车的车架是支撑叉车各部件并传递工作载荷的承载结构。它支撑着叉车的大部分重量，而且在叉车行驶或作业时，它还承受由各部件传来的力、力矩及冲击载荷等。受载复杂难以通过常规计算校核，建议采用有限元法来对其进行多工况校核。结构验算方法建模要求模型简化建立的车架有限元模型应控制模型规模，且保证计算精度。车架结构件上不承受主要载荷零件进行去除，对不影响仿真结果的小几何特征，如倒圆角、孔、槽等可简化忽略。在不影响仿真结果的情况下，可选择一维或二维单元模拟杆件或薄板件。车架的模型简化应与实际结构和受力情况相符，焊接、螺接、铰接和安装限位结构等在模型中应能体现出与实际相符的相互作用和约束关系。结构离散车架的结构离散应满足结构连续性和协调性的基本要求。单元类型、单元形状、单元大小的选择和网格划分应符合无关性检查的要求。建议结构应力梯度较大的区域进行局部网格细化的控制。约束加载约束加载应与车架的实际受力状态相符，车架中任一结构件都应符合静力平衡，且约束加载方式不应影响关注区域的仿真结果。工况选择仿真工况的选择应能体现出车架因工作负载或行驶运动所产生的恶劣受力状态。载荷大小计算详见4.2章载荷与载荷组合。仿真工况有：负载工况：车架因工作负载及附件自重负载而承受的最大垂向力状态；制动工况：车架因制动而承受的最大纵向惯性力状态；转向工况：车架因转向而承受的最大横向惯性力状态。计算步骤应用的有限元静力分析程序应满足基本的求解精度和速度的要求。车架的静力分析边界设置应与仿真工况相对应，进行计算提取车架结构的位移、应力等仿真结果。强度验算在车架仿真结果中选取各部件应力最大值σmax来校核，按式（82）计算出安全系数。 Sf=σσmax (SEQ标准自动公式\*ARABIC式中：[σ]——材料许用应力，牛顿每平方毫米（N/mm2）；σmax——模型最大应力，牛顿每平方毫米（N/mm2）；Sf——安全系数；塑性材料按照屈服极限来校核，[σ]取[σs]，安全系数Sf≥1.33；脆性材料按强度极限所规定的数值来校核，[σ]取[σb]，安全系数Sf≥3。机械起升系统门架理论尺寸计算门架基本尺寸二级基本型门架图13为二级基本型门架的理论高度设计示意图。对于采用动滑轮工作原理的具有内、外二级门架的起重系统，起升油缸行程sc按式(83)计算。二级门架理论高度设计示意图 sc=(Hmax−ℎ+Δ式中：sc ——起升油缸行程，单位为毫米（mm）；Hmax ——最大起升高度，单位为毫米（mm）；h ——货叉上表面距离地面的最小垂直距离，单位为毫米（mm）；Δ ——满载时的轮胎变形量，单位为毫米（mm）。二级门架的起重系统应具备部分自由起升高度，其作用是保证门架在总高不变的情况下，以保证其低通过性。自由起升高度H3按式(84)计算。 H3=2m1+h 式中：H3 ——自由起升高度，单位为毫米（mm）；m1 ——内、外门架设置的高度差，单位为毫米（mm）；h ——同式（83）。由于二级门架的内门架与货叉架为联动，同时有自由起升高度存在，可将内门架下方滚轮最低点低于内门架最低点，但不能接触地面，其内门架下方滚轮中心到内门架最低点距离g1满足式（85）。 m1≥d2−g1；式中：g1 ——内门架下方滚轮中心到内门架最低点距离，单位为毫米（mm），且g1≥10；m1 ——内、外门架设置的高度差，单位为毫米（mm）；Amin ——门架最小离地间隙，单位为毫米（mm）；d ——滚轮直径，单位为毫米（mm）。内、外门架的立柱高度H1、H2按式(86)、(87)计算。 H1≥H2=sc+或 H1=sc+L1+式中：H1 ——外门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；H2 ——内门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；sc ——同式（83）；L0 ——货叉架纵向滚轮间距，单位为毫米（mm）；L1 ——内门架纵向滚轮至外门架纵向滚轮间距，单位为毫米（mm）；g0 ——货叉架下方滚轮中心到内门架最低点距离，单位为毫米（mm）；g1 ——同式（85）；g2 ——货叉架上方滚轮中心到内门架最高点距离，单位为毫米（mm）；为保证货叉架滚轮不越出内门架，故要留有安全距离，g0、g2一般取≥15mm。二级全自由门架对于二级全自由门架的理论高度设计，可参照图13，后起升油缸行程sH和前起升油缸行程sQ应满足式（88）。 sH+2sQ=Hmax−式中：sH ——后起升油缸行程，单位为毫米（mm）；sQ ——前起升油缸行程，单位为毫米（mm）；Hmax、h、Δ——同式（83）。由于内、外门架不设置高度差，故m1=0；且内门架下方滚轮最低点不能低于内门架最低点，则g1≥d/2。外、内门架的立柱高度H1、H2按式（89）计算。考虑到门架之间需尽量满足通用性，二级全自由门架通常可以借用基本型门架的立柱，同时货叉架纵向滚轮间距L0相同，因此可以反算出前缸的行程。 H2=H1=2sQ式中：H1 ——外门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；H2 ——内门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；L0、g0、g2——同式（87）。二级全自由门架的自由起升高度HF为门架垂直状态下，在内门架没有运动超出外门架前，货叉上端面距离地面的距离。三级全自由门架图14为三级全自由门架的理论高度设计示意图。对于采用动滑轮工作原理的具有内、中、外三级门架的起重系统，其后起升油缸行程sH和前起升油缸行程sQ应满足式（90）。三级全自由门架理论高度设计示意图 2sH+2sQ=Hmax−式中：sH、sQ——同式（88）；Hmax、h、Δ——同式（83）。一般情况下，m1=0且g1=g'1=d/2,外、中、内门架的立柱高度H1、H2、H3按式（91）、（92）计算。其中货叉架纵向滚轮间距L0相同基本型门架。 H1=H2=H3=或 H1=H2=H3=式中：H1 ——外门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；H2 ——中门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；H3 ——内门架的立柱高度，单位为毫米（mm）；g1’ ——滚轮中心至槽钢端面的距离，单位为毫米（mm）；L0、d、g0、g2——同式（85）、（87）。考虑到门架之间需尽量满足通用性，通过计算后三级全自由门架尽可能借用基本型门架的立柱。三级全自由门架的自由起升高度HF为门架垂直状态下，在内、中门架没有运动超出外门架前，货叉上端面距离地面的距离。纵向滚轮最小间距货叉架纵向滚轮最小间距L0和门架纵向滚轮最小间距L1的取值与作用于滚轮的最大许用力相关。而最大许用力为同时需要满足以下三个条件的最小力值：使立柱纵向弯曲应力、侧向弯曲应力及局部应力的合成应力，满足规定要求时的最大作用力；使滚轮的强度及寿命同时满足规定要求时的最大作用力；使滚轮与支柱接触面的最大接触应力不应大于槽钢表面允许接触应力的最大作用力。上述条件计算过程及L0和L1最小取值，可通过5.3门架结构验算部分得到。门架零部件选型货叉货叉强度货叉受集中载荷作用下的内力图如图15所示。货叉水平段受弯矩和剪力，垂直段受弯矩和拉力，危险截面在支座A以下的垂直段，其上的最大正应力为弯曲应力和轴向应力之和。按照图15a）所示中的A—A截面，弯曲正应力σw、轴向拉应力σp以及最大正应力σmax按式（93）~式（95）计算。a)计算图b)弯矩图c)轴力图货叉强度计算简图 σw=MmaxW=Px σp=PF=Pab σmax=σw+σp≤[σ]式中：Mmax ——货叉最大弯矩，单位为牛顿毫米（N∙mm）；σw ——货叉弯曲正应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；σp ——货叉轴向拉应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；σmax ——货叉最大正应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；P ——单根货叉的额定起重量，单位为千克（kg），P=Q/2；x ——载荷中心距，单位为毫米（mm）；W ——抗弯截面模量，单位为三次方毫米（mm3），W=a2b/6；a、b ——货叉截面的厚度和宽度，单位为毫米（mm）；[σ] ——货叉许用应力，单位为牛顿每平方毫米（N/mm2）；F ——单根货叉截面面积，F=ab，单位为平方毫米（mm2）。最小安全系数n，应符合下列要求： n=3−0.08(Q/1000−10) 式中：n ——货叉强度安全系数；需要注意的是：单根货叉额定起重量P不大于5500kg，n不应小于3；单根货叉额定起重量P