3t叉车动力转向系统设计毕业设计含外文翻译(编辑修改稿)

3t叉车动力转向系统设计毕业设计含外文翻译(编辑修改稿)内容摘要：

E—— 活塞杆材料弹性模量； E= 1110 Pa； J—— 活塞杆截面惯性矩， J= 416d ； A—— 活塞杆的横截面积 f—— 由材料强度决定的试验值，见表 54，查得 f=340MP  —— 系数，具体数值见表 54，得  =1/7500； 代入公式计算结果得： 221 ( )kkfAF lr  =2340 019 6251 6251 ( )750 0 1 25r = F kF ,故其稳定性良好 转向油缸转到极 限位置所需油量为： V=l 22( ) / 4Dd  l—— 为油缸行程， l=100mm； 则： V=100mm 22[ (8 0 ) ( 5 0 ) ] / 4m m m m =； 太原科技大学毕业设计（说明书） 17 因为方向盘旋转圈数在 35 圈，故选择液压转向器型号为 BZZ、 3E100，其公称排量为 100m/r，最大入口压力为 16MP。 最大连续背压为。 n=V/100= 故合理。 液压转向器如下图所示： 活塞杆与活塞一体。 通过导向套来缓冲压力， 活塞杆密封采用 O 型密封圈， 密封性能好，摩擦系数小，安装空间小，广泛用于固定密码和运动密封。 并在头部安装 Y型密封圈和防尘圈，其缸盖采用内卡键连接。 ： ： 转向桥内取装制动器，因此可忽略车轮受到的切向力，只考虑垂直力和因侧滑引起的横向力。 转向桥可以按下面两种工况选取计算载荷。 1）最大垂直力工况： 空车运行通过不平路时引起的动载荷使垂直反力达到最大值。 其值与道路不平度，轮胎弹性及行驶速度等有关，表达式为： 02max 2z GF  式中：、  —— 动载系数，可取  = 太原科技大学毕业设计（说明书） 18 02G —— 空载时转向桥的静负荷。 02G = 1000 =24255N 计算结果为： 02max 2z GF  = 24255247。 2 = 2）最大侧向力工况 叉车空载转向行驶，在离心力的作用下，车轮 处于临界侧滑状态，这时侧向力打最大值为： maxrzFF 式中 ：  —— 侧滑附着系数，取  = zF —— 一个车轮上的垂直反力 . 计算结果为： maxrzFF = =24255N 转向桥的强度计算： 计算见图如下： 最大垂直 力工况： 022zi zr GFF  022zi zr GFF  = 24255247。 2 = 太原科技大学毕业设计（说明书） 19 危险截面Ⅰ Ⅰ靠近中心铰轴，其最大弯矩为； max 2zi BMF 式中： B—— 轮距； 计算结果为： max 2zi BMF = 975mm247。 2 = m (2)最大侧向力工况： 由于离心力作用，左、右车轮的垂直反力不在相等，在图中所示的 侧滑方向，有 02021()21()2zizrhFGBhFGB 式中： h—— 空载时叉车的重心高度， h=590mm 计算结果为： 02021 1 5 9 0 0 .8( ) 2 4 2 5 5 ( ) 2 3 8 6 9 .4 0 7 62 2 9 7 51 1 5 9 0 0 .8( ) 2 4 2 5 5 ( ) 3 8 5 .5 9 22 2 9 7 5zizrhF G N NBhF G N NB           太原科技大学毕业设计（说明书） 20 左右车轮的侧向反力： yi ziyr zrFFFF 计算结果为： yi ziFF 2 3 8 6 9 .4 0 7 6 0 .8N  yr zrFF 38 92   危险截面在Ⅱ — Ⅱ处靠近主销，其弯矩为： IIi zi x yiIIr zr x yiM F L F rM F L F r 计算结果为： IIi zi x yiM F L F r 110 295N m m N    Nm   IIr zr x yrM F L F r 38 92 11 0 30 73 6 29 5N mm N mm    Nm 39。 2 2II IIi IIrM M M = 22( 3 0 0 7 5 .5 4 ) (1 3 3 .4 1 3 ) = m 以上两种工况，应分别计算有关断面的应力，取最大值进行强度校核。 最大垂直力工况下各截面应力 太原科技大学毕业设计（说明书） 21 ： 截面Ⅰ Ⅰ： 其侧面图如上图所示 ： 根据公式计算其 1 2 3 4 5y y y y y yI I I I I I     31 20 205yI  247。 12 = 5410m 322 3 3 5 2 0 1 2 3 3 5 2 0 8 2 .5yI       = 5410m 33 20 205yI  247。 12 = 5410m 324 3 3 5 2 0 1 2 3 3 5 2 0 8 3 .5yI       = 5410m 35 16 16 5 12yI    10 m 可知 太原科技大学毕业设计（说明书） 22 yI= 5410m + 5410m + 5410m + 5410m + 10 m = 5410m 其应力为： yMzI = m 247。 5410m = 所选材料为 45 钢，其许用应力为 355MP 符合条件。 截面在Ⅱ — Ⅱ 其侧面图如下图所示 1 2 3y y y yI I I I   31 16 16 5 12yI    10 m 322 80 20 12 80 20 82 .5yI       太原科技大学毕业设计（说明书） 23 = 5410m 323 80 20 12 80 20 82 .5yI       = 5410m 1 2 3y y y yI I I I   = 5410m + 5410m + 5410m = 5410m 其应力为： yMzI = m 247。 5410m = 最大侧向力工况下： 截面Ⅰ Ⅰ： 根据公式计算其 1 2 3 4 5z z z z z zI I I I I I     31 205 20zI 247。 12+205 20 2155 太原科技大学毕业设计（说明书） 24 = 5410m 322 2 0 3 3 5 1 2 3 3 5 2 0 2 2 .5yI       = 5410m 33 205 20yI 247。 12+205 20 2200 = 5410m 324 2 0 3 3 5 1 2 3 3 5 2 0 2 2 .5yI       = 5410m 35 16 5 16 12yI    540..005 10 m 1 2 3 4 5z z z z z zI I I I I I     = 5410m + 5410m + 5410m + 5410m + 5410m = 5410m 其应力为： 39。 39。 yMzI  = m 247。 5410m = 截面在Ⅱ — Ⅱ 其侧面图如下图所示 太原科技大学毕业设计（说明书） 25 1 2 3z z z zI I I I   3 5 41 16 5 16 12 0..0 05 10zIm      322 20 80 12 80 20 35zI       = 5410m 323 20 80 12 80 20 35aI       = 5410m 1 2 3z z z zI I I I   = 5410m + 5410m + 5410m = 5410m 其应力为： 39。 39。 zMzI  = m 75mm247。 5410m = 所选材料为 45 钢，其许用应力为 355MP 符合条件。 太原科技大学毕业设计（说明书） 26 ： 下图为转向节及主销计算简图。 因主销无内倾角，故无须考虑。 转向节危险断面在轴颈根部： 计算方法与桥体类似，应分为两种工况进行。 越过不平路面时： 022AaGMs as —— 车轮中心至计算截面距离 计算结果为 022AaGMs =24255N247。 2 55mm = m 此处转向节臂的半径如图所示： MWy = m247。 ( 360 247。 32) = 因为转向节臂的材料为铸钢，故其许用应力为 355MP，其附和要求。 侧滑时： 39。 A zi a yiM F s F r 39。 A zr a yrM F s F r as —— 车轮中心至计 算截面距离 计算结果为： Ar zi a yiM F s F r = 295mm = m 太原科技大学毕业设计（说明书） 27 Ar zr a yrM F s F r = 55mm+ 295mm = m 22A Ar AiM M M 22( 4 3 2 0 .3 6 ) (1 1 2 .2 0 7 ) = m MWy = N m247。 ( 360 247。 32) = 因为转向节臂的材料为铸钢，故其许用应力为 355MP，其附和要求。 主销的计算 : 越过不平路面时： 022 gL u L d r u r d eusGF F F F hh     计算节果为： 022 gL u L d r u r d eusGF F F F hh     = 24255N247。 2 76mm247。 165mm =13965N 主销受力分析如图： 太原科技大学毕业设计（说明书） 28 计算 M=13965N = m 则其应力为： Mw = m247。 [ 3(30 )mm 247。 32] =434MP 主销为 20Cr 强度为 540MP，符合要求。 侧滑时： 2yi zi gLuueF h F sF hh  太原科技大学毕业设计（说明书） 29 1yi zi gLdueF h F sF hh  2yr zr gruueF h F sF hh  1yir zir grdueF h F sF hh  计算结果为： 2yi zi gLuueF h F sF hh  =（ 80mm）247。 165mm = 1yi zi gLdueF h F sF hh  =（ 80mm）247。 165mm = 2yr zr gruueF h F sF hh  =（ 246mm+ 80mm）247。 165mm = 1yir zir grdueF h F sF hh  =（ 364mm+ 80mm）247。 165mm = m 太原科技大学毕业设计（说明书） 30 M= = m Mw = m247。 [ 3(30 )mm 247。 32] =521MP 主销为 20Cr 强度为 540MP，符合要求。 ： : 主销和转向节间的轴承，不仅要承受轴向力，还要承受较大的径向力，一 般可选用一个止推轴承和两个径向滑动轴承，或两个滚针轴承。 滑动轴承径向尺寸小，能承受较大的径向力，价格便宜。 但转向阻力大，需要经常加注润滑油。 滚针轴承的径向尺寸较小，价格较贵，但转向阻力低，润滑时间间隔和使用寿命长。 设计时应注意在滑动轴承的衬套和主销中开油槽和油孔。 因转动速度低，滑动轴承注要按比验算。 滚针轴承按所受最大径向载荷计算。 太原科技大学毕业设计（说明书） 31 滚动轴承选用滚针轴承， 仅受径向力，可知其最不利。