1、目 錄 摘要1關鍵詞1 1前言2 2叉車的種類和使用性能3 2.1叉車的種類 32.2叉車的主要使用性能 33叉車貨叉強度和剛度驗算43.1貨叉的主要結構參數43.2貨叉計算簡圖53.3貨叉的強度計算64叉架的設計計算85門架的設計與計算95.1門架系統的構造原理95.2門架強度的計算狀態105.3計算滾輪壓力115.4門架立柱截面幾何性質125.5內門架強度計算155.5.1門架立柱斷面翼緣厚度校核155.5.2門架立柱斷面腹板高度校核165.5.3門架立柱的彎矩校核165.6外門架強度計算185.6.1計算D點整體彎曲195.6.2校核局部彎曲應力205.7門架剛度計算205.7.1門架剛

2、度的計算狀態205.7.2確定門架端部產生的各水平位移235.7.3校核撓度255.8小結256滾輪組件的安裝及計算266.1內門架與外門架滾輪的設計266.1.1軸的計算266.1.2軸承的選擇276.1.3導輪的設計276.1.4軸用擋圈276.1.5孔用擋圈286.2叉架與內門架滾輪的設計297總結29 參考文獻 29 致謝303噸叉車的門架系統設計摘 要：根據目前我國內燃叉車門架的結構性能,進行改裝性設計,由于叉車工作裝置存在的問題有很多。比如:門架變形很大,門架軌道面產生壓痕和磨損,或者滾輪被壓碎，在設計當中注意這些問題。對叉車的貨叉和門架進行設計和計算，以提高叉車門架的穩定性，提升

3、壽命和可靠性。從設計當中了解叉車門架以及提升部分的結構性能,并為以后該裝置的研究提供基礎數據和部分圖紙。關鍵詞：叉車貨叉；叉架；門架；滾輪The System Design Of 3 Tons Forklift Truck Door FrameAbstract: According to our current country internal combustion performance of the forklift truck door frame, to retrofit design, there are many problems because of the forklift t

4、ruck working device. Such as: door frame deformation is large, the door frame rail surface indentation and wear and tear, or roller crushed. Pay attention to these problems in the design. To design and calculate the fork frame of the forklift, in order to improve the stability of the forklift frame,

5、 enhance the service life and reliability,understand the structural performance of forklift gantry and the hoisting part from the design, and provide the basic data and drawings for the future device.Key words: Forklift pallet fork; Fork; The door frame; Roller1 前言叉車是應用十分廣泛的流動式裝卸搬運機械，是物料搬運機械(國外稱為工業車

6、輛或地面運輸車輛)的一種。叉車又名鏟車、萬能裝卸車或自動裝卸車。它是由在無軌底盤上加裝專用裝卸工作裝置構成的。叉車廣泛用于車站、港口碼頭、機場、倉庫以及工礦企業等部門，用來實現機械化裝卸、堆垛和短距離運輸，是物流系統不可缺少的機械設備。1917年美國CLARK公司生產出世界上第一輛叉車。從全球叉車行業的發展周期看，叉車行業處于成熟期。1990年全球叉車銷量達55.8萬臺，達到歷史最高，之后的幾年中，由于西方經濟的衰退，全球叉車銷量基本保持在5560萬臺。進入21世紀之后，全球叉車銷量開始走入上升通道，2000年達到59萬臺，2001年亦為58.38萬臺，2007年叉車年銷量達到90.7萬臺1。

7、近幾年，隨著全球經濟的發展，全球各地區叉車需求量都在增加。目前，全世界大約有250多家叉車生產企業，世界上三個最大的叉車銷售市場依次是歐洲、北美和亞洲，其中，歐洲和北美都是成熟的市場，需求量已趨于穩定，亞洲是一個不斷成長中的市場，在這個市場中中國的貢獻最大。我國的叉車生產是解放后才開始的。在50年代先后由沈陽電工機械廠和大連叉車廠分別仿制蘇聯產的1.5t平衡重式電動叉車和5t內燃叉車開始2，隨后生產廠家與產品的產量和種類規格逐漸增多，70年代形成規模。改革開放以來，國外叉車制造商紛紛進入中國市場，林德、小松、現代、三菱、豐田、TCM和海斯特等著名制造商均在我國設立獨資或合資公司進行叉車生產銷售

8、。外資的進入給整個行業帶來了良好的發展環境，提高了產品的科技含量3。我國現有叉車生產廠家約100余家，主要企業50余家，產品品種達1000余種，已形成以安徽叉車集團公司、杭州叉車有限公司為主的重點企業。我國叉車行業產銷量連續幾年持續增長，2007叉車行業保持了強勁發展態勢，年銷量達13.9萬輛。目前我國叉車已形成了相對集中的市場格局，初步形成高、中、低三個層次，中高端、高端市場被以林德為代表的跨國巨頭占領;中端、中低端市場以安徽合力叉車和杭州叉車等為主導;低端市場以浙江如意、虎力等民營企業為首，格局基本穩定。從目前市場來看，中低端占據著國內市場;從長遠發展來看，中國叉車行業必將走向技術化、高端

9、化。隨著國民經濟的發展，各行各業對叉車的需求量逐年增加，尤其是近幾年物流熱刺激市場需求，叉車市場拓展空間巨大。在今年全國“兩會”上，全國政協提案委員會副主任、中國機械工業聯合會會長王瑞祥告訴媒體，我國已成為世界裝備制造大國，但“大而不強”卻也是不爭的事實。叉車行業與技術正不斷進步，體現在：走汽車工業專業化生產、零部件全球化采購的道路，中、小噸位叉車的變速器與驅動橋、轉向橋，甚至門架逐漸轉向專業化生產；通過改制、兼并、重組使生產廠家向萬臺以上的經濟規模發展；增加5t以上大噸位叉車的產量，運用工程機械地盤技術，開發堆高機，正面吊等產品；增加蓄電池叉車、交流蓄電池叉車的品種與產量；增加防爆等特殊用途

10、叉車的品種與產量；提高叉車的外觀設計水平，提高叉車的可靠性，改善駕駛員的舒適性與作業條件；發揮信息技術的優勢，利用CAD技術提高特型叉車的設計速度與水平，使叉車生產向多品種、小批量、用戶定制化的方向發展。2 叉車的種類和使用性能2.1 叉車的種類叉車按其動力裝置不同，分為內燃叉車和電瓶叉車；按其結構和用途不同，分為平衡式、插腿式、前移式（以上三種均為正叉式）、側叉式、跨車以及其他特種叉車等。2.2 叉車的主要使用性能裝卸性：這是指叉車起重能力和裝卸快慢的主要性能。裝卸性能的好壞對叉車的生產率有直接的影響。叉車的起重量大、載荷中心距大、工作速度高則裝卸性能好。牽引性：它表示叉車行駛和加速快慢、牽

11、引力和爬坡能力大小等方面的性能。行駛和加速快、牽引力和爬坡度大則牽引性好。制動性：它表示叉車在行駛中根據要求降低車速及停車的性能。通常以在一定行駛速度下制動時的制動距離來加以衡量。叉車的制動距離一般由試驗測定，必要時可通過計算確定。影響叉車制動距離的主要因素是叉車的行駛速度，制動距離越小則制動性能越好。我國叉車標準對行駛時的制動能力作了相應規定:1.叉車空載行駛車速為20km/h時，制動距離應不大于8m；2.叉車滿載行駛車速為10km/h時，制動距離不大于4m。機動性：機動性是指叉車在最小面積內轉彎的能力和通過狹窄、曲折通道的能力。衡量叉車機動性的指標主要有最小轉彎半徑、直角交叉通道寬度和直角

12、堆垛通道寬度。最小轉彎半徑越小、直角交叉通道寬度和直角堆垛通道寬度越小，則叉車的機動性能越好。通過性：叉車的通過性是指叉車克服道路障礙而通過各種不良路面的能力。叉車的外形尺寸大小，輪壓力、離地間隙大、驅動輪牽引力大，則叉車的機動性越好。操縱性：是指叉車的輕便性和舒適性。如果需要加于各操作手柄、踏板及轉向盤上的力小、司機座椅與各操作件之間的位置布置得當，則操縱性越好。穩定性：叉車的穩定性是指叉車在行駛和作業過程中，抵抗縱向和橫向傾翻的能力。穩定性是保證叉車安全作業的必要條件。叉車的穩定性分為縱向和橫向性兩類。經濟性：叉車的經濟性主要是指它的造價和營運費用，包括動力消耗、生產率、使用方便和耐用的程

13、度等。3 叉車貨叉強度和剛度驗算叉車是用與車站,碼頭倉庫和工廠的件貨裝卸,堆垛及短途運輸工具,貨叉是叉車重要承載部件,其強度對于叉車的使用性能影響強大。3.1 貨叉的主要結構參數貨叉的主要尺寸有貨叉水平段長度；貨叉垂直段高度；貨叉斷面尺寸(為貨叉厚度，為貨叉寬度等)（圖1）。圖1 貨叉的結構和尺寸Fig1 Pallet fork structure and size貨叉尺寸主要取決于起重量Q、載荷中心距c，根據選題，已知起重量Q=3噸，按ISO/DIS1214-79標準規定，載荷中心距離為c=500mm,再由ISO/DIS2326-81和ISO2382-77標準，查出貨叉的基本參數和尺寸為貨叉

14、長度：；貨叉垂直高度：；貨叉斷面尺寸：；貨叉兩鉸支點中心距：；貨叉外伸距：；據機械設計手冊選擇材料為40Cr鋼，熱處理工藝選用調質處理40Cr鋼屈服強度。3.2 貨叉計算簡圖由于貨叉和叉架的連接形式不同,其支承載荷類型也不同,按照ISO2328-77標準規定1噸叉車貨叉和叉架的連接形式為掛鉤型上支承可看作固定支座,下支承可簡化為活動鉸鏈支座,貨叉可看作是超靜定剛架(見圖1)考慮到掛鉤型貨叉上部掛鉤處有安裝間隙,并非絕對不能轉動固而貨叉又可以簡化為支承在兩個鉸接制座上的靜定剛架(圖2)（1） 超靜定剛架計算簡圖(1) the statically indeterminate frame diag

15、ram calculation（2） 靜定剛架計算簡圖(2) the calculation diagram of statically determinate rigid frame圖2 貨叉受力簡圖Fig 2 Pallet fork force diagram兩種計算簡圖在集中載荷p力氣作用下,危險截面均在圖1所示垂直A-A剖面處或其下方,應力狀態和強度都相同,由于靜定剛架水平段的變形量大于超靜定剛架的水平段的變形量,并考慮到上部掛鉤處有安裝間隙,可以自由轉動,為使計算偏于強度驗算和剛度校核均按靜定剛架進行計算3.3 貨叉的強度驗算從貨叉受集中載荷P作用的力(圖3)可以看出水平段受彎矩和剪

16、力垂直段受彎矩和拉力,危險截面在下叉鉤A-A斷面以下的垂直段,危險截面的最大正應力為: (1)式中p-貨叉的計算載荷-載荷中心距W-抗彎截面膜量.W=F-貨叉垂直段截面積.F=d × b 圖3 貨叉受集中載荷簡圖Fig 3 Pallet fork with concentrated load diagram（1） 計算載荷P的確定 式中Q表示起重量重力Q=mg=30000N:動載荷系數取=1.2:偏載荷系數取=1.3（2） 安全系數n的確定安全系數的選取與貨叉的計算載荷大小,動載荷系數系數和偏載系數的選取密切相關,如用確定計算載荷比較明確,安全系數可取較小值,否則安全系數取較大值,通

17、常取安全系數,n>=1.5,n取1.7（3） 許用應力的確定（4） 強度驗算把上列數據代入(1)得, 貨叉滿足強度貨叉的剛度校核通常是驗算叉尖處靜撓度,即以額定載荷作為計算載荷,按等截面靜定剛架計算叉尖處擾度,計算方法用簡便的彎矩圖相乘,叉尖處的擾度計算公式 (2)式中E-40cr鋼彈性模量I表示貨叉截面慣性矩,按等截面計算表示貨叉額定截面載荷力 通常叉車的許用撓度為=2cm因為所以滿足貨叉要求的4 叉架的設計計算 此處省略 NNNNNNNNNNNN字。如需要完整說明書和設計圖紙等.請聯系 扣扣：九七一九二零八零零 另提供全套機械畢業設計下載！該論文已經通過答辯5.2

18、 門架強度的計算狀態本設計選擇門架材料為16Mn，其剪切彈性模量為:G=8.4×105Kg/cm2，彈性模量為：E=2.1×106Kg/cm2。抗拉、抗壓，抗剪，屈服點。叉車起升的貨物重量和叉架、貨叉自重都是通過叉架滾輪和門架滾輪以集中力的形式作用在門架上的。當叉車滿載、貨叉起升到最大高度、門架前傾最大角度時，門架受力最大(圖6)。在與門架垂直的平面內，取叉架為自由體，即可求出內門架對又架滾輪的反壓力Pl、P2。 （4）式中 Q額定起重量，Kg； G1貨叉和叉架的自重，Kg； S鏈條總拉力，Kg； 門架最大前傾角，度； k動力載荷系數，K=K1（動力系數）×K2（

19、貨物偏載系數）。圖6 門架載荷作用圖Fig 6 Door frame loading diagram其中Q=3000Kg、 、G1=250Kg、h2=370mm、K=1.2。代入式4得到 從以上計算中可以看出，鏈條拉力S對滾輪中心產生的力矩，有助于減小滾輪壓力，從而減小門架所受的載荷。在一般情況下，鏈條拉力產生的力矩(sa2)數值上可達貨物重量力矩的1/101/9。當門架前傾最大角度時()，滾輪最大壓力比門架直立時約增加10%左右。由于鏈條拉力和門架前傾對滾輪壓力所起的、數值上近乎相等的減載和增載作用，為了使計算簡化，將其略去不計，按門架直立狀態進行計算。5.3 計算滾輪壓力（圖7）門架直立時

20、，由此內門架滾輪壓力為 知h1=480mm，h2=370mm外門架滾輪壓力為： 圖7 門架滾輪壓力計算圖Fig 7 Door wheel pressure calculation c5.4 門架立柱截面幾何性質此叉車內外門架立柱的截面尺寸相同，在計算開口薄壁桿件受彎扭綜合作用時，除了一般的截面幾何性質以外(靜矩、慣性矩、抗彎模量等)，還要計算一些與截面翹曲有關的附加截面幾何特性。（1）立柱截面 （2）扇性坐標(1) The column section (2) Tan coordinates(3)扇性靜矩(3) The fan static moment圖8 門架立柱截面幾何性質Fig 8 D

21、oor frame column section geometric properties圖8（1）為門架立柱截面圖，（2）為扇性坐標圖，（3）為扇性靜矩圖。此次設計起重量為3t，根據機械課程設計簡明手冊選擇槽鋼型號為16a，其相應截面尺寸分別為：h=15.2cm、t1=1.4cm、t2=1.8cm、b=5.2cm,各參數值見表1。表1 門架立柱截面結構尺寸及幾何特性Tap1 The door frame column section structure size and geometric features名稱符號單位量值截面面積Fcm232.44形心X0cm1.19彎曲中心XAcm1.88

22、截面慣性矩Jxcm41490.98Jycm4109.53截面抗彎模量Wxcm3225.41Wycm327.31純抗扭慣性矩JKcm439.42扇性慣性矩cm64445.07約束扭轉特性kcm-10.06靜矩Smaxcm4127.23參數計算如下:截面面積： 形心位置：彎心位置： 線性截面慣性矩（截面慣性矩）： 線性抗彎截面模量（截面抗彎模量）： 純抗扭慣性矩:扇性慣性矩： 靜矩： 約束扭轉特性：由于Wy和Wx比值約為15.57%，大于15%，所以此門架平面內載荷不必進行計算。5.5 內門架強度計算5.5.1 門架立柱斷面翼緣厚度校核根據局部彎曲應力計算公式： （7）得到： （8）式中：材料屈服

23、極限，16Mn鋼的=3500Kg/cm2；P滾輪壓力，P=P1=P2=3340.54Kg。所以得到 由于1.71mm<1.8mm，知此翼緣厚度設計合理。5.5.2 門架立柱斷面腹板高度校核根據滾輪的接觸應力來求腹板高度 （9）式中：P滾輪壓力，3340.54Kg；滾輪踏面寬度，50mm；Enp導軌和滾輪材質的綜合當量彈性模量，鋼制滾輪時，Enp=2.1×104Kg/mm2。 Pnp導軌和滾輪的當量曲率半徑，圓柱形滾輪對平面導軌時，Pnp=R=43mm。與滾輪材質和導軌表面硬度有關的許用接觸應力，常用6080Kg/mm2。取代入公式得由，知符合要求。由的等式經轉換得：取滾輪的實際

24、半徑為計算半徑的兩倍，即:R實際=2R，則R實際=2×34.80=69.60mm（取70mm），則腹板高度為：由知，此尺寸設計合格。5.5.3 門架立柱的彎矩校核把內門架看作外伸懸臂梁，按一端鉸支、一端自由的單根薄壁桿來計算。在垂直于門架的平面內，由于滾輪的集中作用，計算門架立柱中產生的最大彎矩。又介于內外門架的應力情況較復雜，計算工作量較大，現根據呂維鎮、張質文老師介紹的簡化計算法進行計算。簡化計算的整體強度安全系數應大于4，校核翼緣的局部彎曲強度安全系數N局應不小于1.2，最危險截面在B點(圖9)。在整體彎曲和約束扭轉的共同作用下，內門架立柱的危險截面是與叉架下滾輪相接觸的截面B

25、,如圖9。叉車起重鏈條的一端固定在起升油缸缸筒上，鏈條拉力S對缸筒產生的力矩通過活塞桿在內門架和上端產生推力，其方向垂直于門架平面，使內門架彎曲。在截面B上的這個附加彎矩數值極小，可以略去不計。因此，截面B的計算彎矩仍可寫為：1.整體彎曲正應力已知許用彎曲應力為（取N值為4）：由可知整體安全。圖 9 門架立柱Fig 9 Door frame columns2.整體彎曲剪應力 （10）式中P截面剪力，Kg；S所求應力點以外的截面面積對中性軸的靜矩，cm3；Jx截面對中性軸X的慣性矩，cm4;b所求應力點處的截面寬度，cm。得到許用剪切應力為： 由知滿足要求。3.局部彎曲應力B點局部變異應力： （

26、11）式中K0=2、t=t2=1.8cm則有局部許用彎曲應力為（取N局=1.2）由，可知局部危險點亦安全。5.6 外門架強度計算外門架是由左右立柱和多根橫梁組成的外形封閉的復雜剛架結構。由于通過立柱與橫梁的彎曲中心的縱軸不在同一平面內，因此外門架并不是一個平面薄壁框架。在外載荷作用下，外門架立柱產生的彎曲變形和約束扭轉變形與內門架立柱相似。我們同樣也把外門架簡化為單根立往計算，橫梁的影響則通過支座約束來考慮。外門架立柱在垂直門架平面內的整體彎曲，不考慮門架前傾的影響.，從門架下滾輪接觸點至立柱與傾斜油缸連接處的一整段內，都承受最大彎矩Mbmax的作用。門架滾輪壓力對外門架立柱還產生約束扭轉。外

27、門架立柱一般在上中下三處或四處有橫梁連系，立住與橫梁的連接均可看成鉸支，它允許立柱的截面翹曲，但不允許圖10 外門架強度計算簡圖Fig10 Outside door frame strength calculation diagram截面轉動。外門架強度計算簡圖10，危險截面在D點。知H0=1866mm、h0=525mm、h1=480mm。5.6.1 計算D點整體彎曲鏈條拉力S對起升油缸產生力矩，通過活塞桿及內門架使門架滾輪壓力增加，門架彎曲增加。門架滾輪壓力增量為： （12）其中S鏈條拉力，Kg；a2鏈條與軸中心距，cm；Hmax最大起升高度，cm。知Hmax=300cm，取a2=6cm，求

28、得 （13）則有所以D點最大彎矩為：則整體彎曲應力為：前面已經得到，許用彎曲應力為:由可知，符合要求。5.6.2 校核局部彎曲應力 （14）同樣，已由前面得到局部許用彎曲應力：由知，符合要求。5.7 門架剛度計算5.7.1 門架剛度的計算狀態所謂門架的剛度條件主要是指當滿載的貨叉起升到最大高度，前傾至最大角度時，門架頂端的水平撓度應小于許用值。門架計算簡圖如圖11所示。圖11 門架剛度計算狀態簡圖Fig11 The door frame stiffness calculation state diagram其中各已知參數分別為：起重量Q=3000Kg、起升高度H=3000mm、載荷中心C=50

29、0mm、前傾角、滑架重量G1=250Kg、門架立柱慣性矩J0=J1=J=1490.98cm4。門架各尺寸分別為：h0=525mm、h1=480mm、h2=370mm、H0=1866mm、H1=1830mm、H=3211mm C0=380mm、C1=300mm、l0=665mm、l1=260mm。滑架通過滾輪傳給內門架和力按下式計算，參看圖12圖12 門架計算簡圖Fig12 The door frame diagram calculation （ 15） 可以把力P1、P2對門架的作用分解為一個力偶與一個集中力，內門架端部力偶以M1表示，外門架端部的力偶以M0來表示，參看圖6及圖10來求其值。

30、另外伸縮式門架在端部力偶和集中力作用下，端部產生的水平位移f（撓度）是由三部分組成的：外門架端部水平位移f0、內門架端部水平位移f1和內門架繞外門架端部轉動角在內門架端部引起的水平位移，見圖12。 式中、力偶M作用在外門架端部產生水平位移和轉角；、集中力P1-P2作用在外門架端部產生水平位移和轉角；、由力偶M及集中力P1-P2作用在內門架端部的產生的水平位移。圖12 門架變形圖Fig12 The door frame deformation figure5.7.2 確定門架端部產生的各水平位移由圖5-10彎矩圖用圖乘法可求出在力偶M0作用下外門架端部產生水平位移fM0: 圖13 外門架計算簡圖

31、Fig13 Outside door frame diagram calculation同樣，由力偶M1作用在內門架端部產生的水平位移fM1為： 力偶M0作用下，內門架繞外門架端部轉動角度可參照圖13用圖乘法來求。 由集中力P1-P2和作用，在外門架端部引起和水平位移f0p為： 同理，由力P1-P2的作用引起的內門架端部水平位移f1p為：由于集中力P1-P2的作用，在外門架的端部使內門架繞外門架端部而轉動產生的角度為： 5.7.3 校核撓度通過上面的計算，可以求出伸縮式門架在端部力偶和集中力作用下端部產生的水平位移f（撓度）。其值為： 其許用撓度值為： （21）由知，滿足剛度要求。5.8 小結

32、叉車門架是由開口薄壁桿組成的薄壁剛架。立柱是叉車門架直接承受滾輪壓力作用的構件。由于滾輪壓力不通過立柱截面彎心，必然產生約束扭轉。計算表明，約束扭轉的正應力與整體彎曲正應力為同一量級，不容忽視。內、外門架的計算簡圖與橫梁數目和橫梁剛度有關。內門架按形薄壁剛架和一端鉸支、一端自由的薄壁桿計算，約束扭轉正應力的差別不大于10%。為減少計算工作量，可按單根薄壁桿計算。將外門架簡化為單根薄壁桿計算時，支座約束的假定對約束扭轉正應力影響不大，差值一般在310%的范圍內，因此可按比較簡單的二跨連續梁的簡圖計算。立柱截面中的剪應力與正應力相比，數值較小，約束扭轉剪應力更可忽略不計。考慮到滾輪壓力對立柱冀緣還

33、要產生局部彎曲作用，因此門架立柱截面應在滿足制造工藝要求的條件下，使腹板減薄，冀緣加厚。采用初參數法進行叉車門架的約束扭轉強度計算，比較簡單，便于實用。叉車門架端部的水平撓度主要是由外門架的變形引起的，因為外門架是內門架的基礎，外門架端部的水平變位和轉角都會導致內門架端部的水平位移。因此從增強門架剛性的要求出發，外門架應采用比較剛強的結構。6 滾輪組件的安裝及計算6.1 內門架與外門架滾輪的設計導行滾輪分為縱向及側向兩組，各由四個滾輪組成。前者在垂直于門架的平面內，而后者在門架自身的平面內起傳力和導行作用。它們的構造示于圖14上。縱向滾輪受力較大，故直徑也大且用滾動軸承，側向滾輪受力小，直徑也

34、小，故用滑動軸承或滾針。 （a）縱向滾輪 （b）側向滾輪圖14 滾輪構造Fig14 Roller structure6.1.1 軸的計算滾輪軸在門架上升或下降時主要受切應力，所以要根據軸的切應力條件來計算。對于圓形截面梁，由切應力互等定理可以知道，在橫截面邊緣各點處切應力與周邊相切。因此即使在平行于中性軸的同一橫線上，各點處切應力也不盡相同，但經過分析表明，圓截面上最大彎曲切應力仍發生在其中性軸上，并可近似認為在中性軸上各點處的切應力平行于剪力，且沿中性軸均勻分布，于是得圓截面梁的最大彎曲切應力為： （22）已知及 于是可得 （23）式中R圓形截面的半徑，mm；IZ圓形截面對中性軸的慣性矩，m

35、m3；SZ,max半圓截面對中性軸的靜矩，mm3；該軸的材料選用45號鋼，根據機械設計手冊可以查到=3040MPa，取=35 MPa。由 （24）于是得到考慮到門架的重量，選擇半徑為12.5mm，則滾輪軸的直徑為25mm。6.1.2 軸承的選擇根據機械設計手冊選擇深溝球軸承，代號為6405表2 6405軸承相關數值Tap2 Bearing related numerical名稱單位符號量值基本尺寸mmd2580B21da(min)34Da(max)71ra(max)1.5其他尺寸mmd242.3D262.7r(min)1.5基本額定靜載荷KNCo38.2基本額定動載荷KNC19.2極限轉速(r

36、/min)脂8500極限轉速(r/min)油11000重量kgW0.5296.1.3 導輪的設計門架的寬度為121mm，軸承的外徑為80mm，為了使門架在運動時能夠平穩，故此導輪的的內徑為80mm，外徑為120mm6.1.4 軸用擋圈根據軸的尺寸選擇軸用擋圈表3 軸用擋圈尺寸Tap3 Shaft with a retaining ring size軸徑 d025mmd基本尺寸23.2mm極限偏差(+0.21,-0.42)s基本尺寸1.2mm極限偏差(+0.05,-0.13)d12mmb3.32mmh3.32mm溝槽 d2基本尺寸23.9mm極限偏差(0,-0.21)溝槽 m基本尺寸1.3mm極

37、限偏差(+0.14,0)溝槽 n1.7mm孔 d335mm每1000個鋼擋圈重量約為1.90 kg6.1.5 孔用擋圈表4 孔用擋圈尺寸Tap4 Hole with ring size孔徑d080mmD基本尺寸85.5mm極限偏差(+1.30,-0.54)S基本尺寸2.5mm極限偏差(+0.07,-0.22)d13mmb6.8mm溝槽 d2基本尺寸83.5mm極限偏差(+0.35,0)溝槽 m基本尺寸2.7mm極限偏差(+0.14,0)溝槽 n5.3mm軸d363mm根據導輪內徑的尺寸選擇孔用擋圈每1000個鋼擋圈得重量約為22.0 kg。6.2 叉架與內門架滾輪的設計由于該滾輪的受力與內門架

38、處的滾輪受力幾乎相等，故此處的設計跟上面一樣，在此不在進行計算。7 總結本設計工作是針對湖南農業大學機械設計制造及其自動化專業所進行的畢業設計，對叉車的門架系統進行整體設計，并用AUTOCAD進行繪圖。在此過程中，首先我對學校八教樓下的叉車門架進行觀察和分析，也做了一些測量，并閱讀了大量有關叉車的書籍，對其工作原理有了深入了解，然后對國內外叉車的現狀及發展趨勢有了一定的了解，從而明確本設計的意義。在設計的過程中，從剛開始的困惑到現在的產品出圖，我學到了很多書本上學不到的知識，同時積累了豐富的設計經驗。根據本設計任務書的要求，主要完成了如下工作：對叉車貨叉、門架立柱、內外門架進行設計，并對起強度

39、和剛度等方面進行驗算。 這次畢業設計是我從大學畢業生走向社會工作崗位關鍵的一步。從最初的選題，開題到計算、繪圖直到完成設計。其間，查找資料、老師指導、與同學交流、反復修改圖紙、計算說明書，每一個過程都是對自己能力的一次檢驗和充實。同時我也深刻地感受到：有一個端正的學習態度是非常的重要，團隊合作精神也是不可缺少的。參考文獻1秦同瞬叉車的選用J 港口裝卸，2001,02:13-30 2陶元芳，衛良保.叉車構造與設計M.機械工業出版社.2010-2-1,16-983張利平.液壓氣動技術速查手冊M. 化學工業出版社,08:69-714張黎驊 鄭平.新編機械設計手冊M.人民郵電出版社,02:18-335陳慕忱主編.裝卸搬運車輛M.北京：人民交通出版社，1986,3:22-296許福玲陳堯明主編.液壓與氣壓傳動 M.北京：機械工業出版社，