叉车动力转向系统设计.doc

太原科技大学毕业设计（论文）任务书
（由指导教师填写发给学生）
专业/方向：机械设计制造及其自动化(CAD) 时间：2023 年3月24日
学 生 姓 名
(班级、学号)
张磊
机自061205
学号：
指 导 教 师
陶元芳
设计（论文）题目
3t叉车动力转向系统设计
重要研
究内容
根据3t叉车转向系统的几种布置方式，选用曲柄滑块式，采用转向桥横置油缸式，根据最小转弯半径与轴距计算相关参数，并设计出转向桥，然后设计相关零部件，最后进行校核，并用Solidworks进行转向系统的装配。
研究方法
计算与分析相结合，统筹兼顾，最后达成优化设计目的
重要技术指标(或研究目的)
起重量：3t；最大起升高度：4500mm；
最小转弯半径：2375mm；主销间距：825mm；
轴距：1780mm；C=200mm；
C为车体外侧到同侧转向主销之间的距离。
教研室
意见

教研室主任（专业负责人）签字： 年 月 日
说明：一式两份，一份装订入学生毕业设计（论文）内，一份交学院（直属系）。

目录
摘要…………………………………………………………………………… Ⅱ
Abstract ……………………………………………………………………… Ⅲ
前言 …………………………………………………………………………… Ⅳ
第１章 叉车概述…………………………………………………………… 1
第2章 叉车转向系统设计………………………………………… 2
2.1 拟定叉车基本参数………………………………………… 2
2.2 机动性能的计算…………………………………………… 3
2.3 转向系统整体选择及其设计计算………………………… 5
2.4 转向桥的设计计算及强度校核…………………………… 17
2.5 转向节及主销强度计算…………………………………… 25
2.6 轴承的选择和计算………………………………………… 29
参考文献……………………………………………………………… 35
致谢…………………………………………………………………… .36
附录Ａ………………………………………………………………… 37
附录Ｂ………………………………………………………………… 41

摘要
本次毕业设计的题目是圆3吨叉车转向系统设计。本次设计是为了配合专业课的教学工作而进行的，是对叉车转向系统的设计一次良好的实践和学习的机会。
通过本次毕业设计，规定我们毕业生对叉车转向系统的设计、制造工艺流程、技术规定等有一定的了解和掌握。
本设计书采用行业新标准和我国法定计量单位，符合工程设计规定。
本设计书编写时引用了教材《叉车构造与设计设计》（修订版，起机教研室 陶元芳 卫良保 太原科技大学 2023年9月）
关键字：叉车转向系统，设计，制造，技术规定。

Abstract
The topic of this graduation design is the steering system of a circle type 3 ton forklift. The design is in line with the teaching of specialized courses conducted, which provides a good practice and learning opportunity for the steering system design of forklift.
Through this graduation design, the graduations should acquaint the steering system design of forklift, the process of manufacturing craft process, technical requirements etc, in some extent.
This designsheets adopt new professional standards and our country legal unit of measurement, matching the engineering design.
This designsheets quote from the textbook 《the structure and design of forklift》 (revised version, staff room of hoisting machinery, Tao yuanfang, Wei liangbao, the university of science and technology, Septembe, 2023)
Keywords: the steering system of forklift, design, manufacturing, technology requirements

前 言
本次毕业设计的题目是3吨叉车转向系统设计。本次设计是为了配合专业课的教学工作而进行的，是对叉车转向系统的设计一次良好的实践和学习的机会。
通过本次毕业设计，规定我们毕业生对叉车转向系统的设计、制造工艺流程、技术规定等有一定的了解和掌握。
本设计书采用行业新标准和我国法定计量单位，符合工程设计规定。
本设计书编写时引用了教材《叉车设计与构造》（修订版，起机教研室 陶元芳 卫良保 太原科技大学 2023年9月）的有关内容。
本次设计的特点是理论联系实际，侧重设计方法和实践，在本次设计中得到了姚艳萍老师的热心指导和帮助，在此表达深深的感谢！并对陶元芳老师认真负责的态度和对工程设计一丝不苟的精神表达敬意！

第一章 叉车概述
叉车[Forklift]
　　工业搬运车辆，是指对成件托盘货品进行装卸、堆垛和短距离运送作业的各种轮式搬运车辆。国际标准化组织ISO/TC110称为工业车辆。
　　合用范围：
　　工业搬运车辆广泛应用于港口、车站、机场、货场、工厂车间、仓库、流通中心和配送中心等，并可进入船舱、车厢和集装箱内进行托盘货品的装卸、搬运作业。是托盘运送、集装箱运送必不可少的设备。
　　叉车在公司的物流系统中扮演着非常重要的角色，是物料搬运设备中的主力军。广泛应用于车站、港口、机场、工厂、仓库等国民经济各部门，是机械化装卸、堆垛和短距离运送的高效设备。自行式叉车出现于192023。第二次世界大战期间，叉车得到发展。中国从20世纪50年代初开始制造叉车。特别是随着中国经济的快速发展，大部分公司的物料搬运已经脱离了原始的人工搬运，取而代之的是以叉车为主的机械化搬运。因此，在过去的几年中，中国叉车市场的需求量每年都以两位数的速度增长。
　液压式动力转向系统 .其中属于转向加力装置的部件是：转向液压泵、转向油管、转向油罐 以及位于整体式转向器内部的转向控制阀及转向动力缸等。当驾驶员转动转向盘时，通过机械转向器使转向横拉杆移动，并带动转向节臂，使转向轮偏转，从而改变汽车的行驶方向。与此同时，转向器输入轴还带动转向器内部的转向控制阀转动，使转向动力缸产生液压作用力，帮助驾驶员转向操作。由于有转向加力装置的作用，驾驶员只需比采用机械转向系统时小得多的转向力矩，就能使转向轮偏转。
　　优缺陷：能耗较高,特别时低速转弯的时候，觉得方向比较沉，发动机也比较费力气。又由于液压泵的压力很大，也比较容易损害助力系统

第二章 叉车转向系统设计
2.1设计任务和拟定叉车的基本参数：
2.1.1.设计任务：
3吨叉车转向系统，规定为动力转向。
2.1.2.叉车基本参数
（1）叉车起重量：
.所设计的转向系统使起重量为Q=3t的叉车；
（2）.载荷中心距为：
按标准查得1-5t以下的叉车为500mm，即C=500mm；
（3）.最大起升高度：
按常规去3t叉车的起升高度=3000mm；
（4）.自由提高高度：
H=200mm；
（5）.门架前后倾角：
前倾角为，后倾角为；
（6）.满载行驶速度：
=20km/h；
（7）最大爬破度20%；
（8）最大起升速度为r=300mm/s；
（9）最小外侧转弯半径：
根据起重量，3t叉车的=2375mm；
（10）. 最小离地间隙：100mm；
更据其相关叉车选取得轴距L=1780mm；
主销间距为：M=825mm；
C=200mm，C为车体最外侧到同侧转向主销之间的距离；

2.2 机动性能的计算：
2.2.1选型：
(1).机构类型
转向系统决定了叉车的机动性能，过去叉车多采用交叉式双梯形转向机构，现在大部分叉车采用曲柄滑块式横置油缸式转向机构。
(2)操纵方式
大吨位叉车采用助力或全液压式转向操作方式，中小吨位的叉车可采用机械式转向操纵方式，但由于叉车的转弯半径小，转向操作的幅度和强度大，作业过程中操作频繁，为了方便操作，提高转向系统的灵敏性，减少司机的劳动强度，随着曲柄滑块式横置油缸转向桥的普及，现在越来越多的中小吨位叉车业采用全液压式转向操作系统了。
2.2.2．最大内轮转角：
(1)最小转弯半径
衡量和评价叉车的机动性能(通过性能)的指标有最小转弯半径，最小直角通道宽度，最小堆垛通道宽度，其中最直观的就是最小转弯半径；

L是叉车轴距，
M是主销间距；

C是车体最外侧到同侧转向主销之间的距离；
外侧转向车轮最大偏转角度；
内侧转向车轮最大偏转角度；
可见减小轴距，增大外侧转向车轮的偏转角度，合理的设计车体的形状，可以减小叉车的转弯半径，提高机动性能。
(2).最大外轮转角
根据最小外侧转弯半径的规定，可以反推出对于最大外轮转角的规定：

通常在50度到60度之间。
已知：L=1780mm；M=825mm；=2375mm；C=200mm

=0.818
=
在50度到60度之间，符合规定。
(3).最大内轮转角：
根据转向行驶过程中把保持车轮纯滚动的条件，

可求出：，
一般为70度到80度，以此作为选择或设计转向机构的依据。

=tan/（1-825/1780tan）
=
在范围内。
2.2.3.转向操作系统：
(1).转向轻便性：
规定手力小于100N。
(2).转向灵敏性：
规定方向盘单侧回转圈数n=3-5圈。
2.3. 转向系统的整体选择及其设计计算：
2.3.1转向系统：
根据现在的形势，采用全液压式转向系统，转向机构为曲柄滑块式。
这是一种新型转向机构，自上世纪以来八十年代初在国内备采用，又称横置油缸式转向机构，由于其转向机构性能优良，转向桥结构紧凑，等特点，近年来叉车行业得到广泛的应用，这种转向机构很合用于叉车。
其特点又以下：
（1）油缸横置,机构紧凑，各件较少，转向桥独立，油缸只通过软管于液压系统连接，布置方便，不会发生纵置油缸那种由于转向桥摆动和差动活塞杆细而使活塞杆头部容易断裂，主销没有倾角。
（2）机构参数少，只有4各独立参数；
（3）机构特性好，转角误差小，1-2度左右，有助于间隙转向阻力，减轻轮胎磨损，传动角大，可以达成30度，机构力学性能好，容易达成较大内轮转角可以达成80度以上，有助于减小车窗最小转弯半径，若维持本来转弯半径不变，则有也许增大轴距，方便调整布置，提高行驶性能。
（4）左右转向一致，油缸两边出活塞杆，没有差动现象，左右转向灵敏，完全相同。
（5）油缸结构特殊，双作用双活塞杆，由于受横向力作用，活塞杆应比较粗，油缸安装应比较牢固，可以通过调整油缸偏距来调整机构性能。
布置形式如下图：

2.3.2.转向机构的设计：
（一）理论分析
（1）双轴线转向角的理论关系式：

（2）轴线转向曲线
（二）曲柄滑块机构设计：
（1）设计参数：
R1——转向节臂长； a0——转向节臂初始角；
D——基距； E——油缸偏距；
参数的一般范围

转向节臂长R1略小于双梯形机构，可取0.11-0.145m，R1大则机构行程大，相应的油缸行程也大，也许布置不下，无法实现，R1小则机构受力大，相应的油缸受力大，而行程太富裕。
转向节臂初始角a0，也许在90度左右，a0越大，则机构特性越好，有时会取到92度，基距变大，要根据和轮辋是否干涉来决定，该参数先拟定。
基距D,该参数对于机构特性不敏感，约等于转向节臂长，他也和油缸的行程有关。
油缸偏距E，该参数对于机构特性十分名，取值大约为转向节臂的一半左右，应进行精确调整，以便获得最佳机构特性。
（2）优化设计经验公式
取r1-R1/D，e=E/D，使参数无量纲化
(a)优化设计，转角误差，传动角，力传动比等为目的函数和约束条件，在不同的a0和M/L的情况下寻找最优的r1和e。
(b)经验公式，整理优化结果，把最优的r1和e表达成a0和M/L的二次函数，成为优化设计经验公式：

表优化设计经验公式的系数：
下标
1
2
3
4
5
6
C
-8.807857
+0.1467839
+8.3315333
-0.
-0.069538
-1.20237
G
-7.720729
+0.12650658
+8.1168
-0.
-0.058138
-1.122867
计算结果为：

=-8.807857+0.146783a09+8.3315333（M/L）-0.-0.069538（M/L）-1.20237
=0.547318

=-7.720729+0.12650658a0+8.1168（M/L）-0.-0.058138（M/L）
-1.122867
=1.001024
由此可的：先取D=100，R1=r1×D≈110mm，E=D×e≈60mm
(3)实际尺寸：
a.机构的相似性，从机构的特性看实际尺寸可大可小，应为机构是相似的。
b.受力：从受力的角度，机构的尺寸越大越好；
c。油缸行程：油缸夹在当中，机构尺寸过大会导致行程不够；因此在油缸的行程够用的前提下，机构尽量大一些。
(4)其它
a.铰点：使用关节轴承，
b.油缸：受横向力作用，需要加粗活塞杆，加长导向套，采用青铜或耐磨材料。
c.缸盖：采用内卡键式或螺纹式‘

计算油缸行程：
当转向节臂如下图转至最右时，其夹角如图可计算得,

其转向极限，夹角为a=
可知连杆中心距为L===112mm
根据三角形的直角公式可求出此时的行程
转向节臂中心的水平距离L1=R1×cosa=89.98，
其垂直高度为：L2=R1×sina=63.26
可得其离油缸中心为L3=3.26mm
即可求求出其油缸行程为：
S=L1+D-=101mm
故油缸行程至少为101m，取其行程为100
应为其内外轮转角在同一各圆心故其计算行程同样，
现在用行程校核内外轮转角
当油缸行驶到极限时，其如上图，计算其内轮转角，
可知其逆运算得其转角为==
计算结果为，相差不多
故油缸行程足够。
2.3.3.转向阻力转矩的计算：
（1）转向行驶的阻力距：
只要所有车轮绕同一瞬心转动，就可保证所有车轮作纯滚动。这是以轮胎仅一点接触地为条件的，由于轮胎有一定的宽度，它与地面的接触为一面积。当车轮一转弯半径R绕瞬心滚动时，轮胎各触地点应有不同的线速度，但各触地点却有共同的角速度，故轮胎两侧，在相对与地面滚动的同时，尚有相对滑动。在下图中，两侧轮胎相对于O1的滑动速度方向相反，故引起地面对车轮的不同方向的附加阻力△F，这是一对力偶，其矩即转向阻力矩。
设叉车的转弯时以角速度绕瞬心O转动，车轮以速度v前进。车轮滚动时，路面受到压力，轮胎与地面间产生相对滑动，因而使相对速度为零的点偏移了距离e，由本来的O1点移到E点，这时车轮上E、A两点的速度可表达为：

——滑转率，即因滑动引起速度减少的系数
由以上两式可的滑转率与偏移距的关系如下

这时，轮胎各点相对于地面的滑动速度分布为梯形ABCD。若地面的切向力与滑移距离成正比，则地面反力的合力必通过梯形型心。这样，该车轮的转向阻力距为：

式中：——车轮驱动力；
a——梯形面积中心至轮胎纵向对称面的距离。
令梯形中线长度为l，则两底边长分别为（e+0.5b）/e和（e-0.5b）/e，则得，b为轮胎宽度。将式代入上式得：

由此可得转向行驶时的阻力转矩：

驱动轮纵的阻力转矩
在式中，，B为驱动轮轮距，为驱动桥中心点的转弯半径。
从动轮在转向行驶时的阻力转矩：
式中：R——转向桥铰轴处的转弯半径
（2）原地转向时的阻力转矩
叉车作业时，常需原地转向。原地转向阻力可达行驶转向阻力的2-3倍。为了保证叉车在最不利的情况下转向，通常以原地转向阻力转矩作为转向系统的计算转矩。
车轮原地偏转运动涉及车路绕主销的滚动和车轮绕轮胎与地面接触中心的转动。因此，原地转向阻力转矩涉及：车轮绕主销滚动时的滚动阻力转矩；车轮与地面间的滑动摩擦阻力转矩；主销，转向杆系铰轴中的摩擦阻力转矩。其中以滑动摩擦阻力转矩为主。各铰轴的摩擦阻力转矩用效率考虑‘
1）车轮的滑动摩擦阻力转矩：
车轮绕接触地面中心的摩擦阻力转矩，与轮胎的构造即接触地面积的形状、大小有关。对于充气轮胎，在所受车重力作用下，接触地面积如图所示。为了简化计算，假设接触地面积为以轮胎宽度b为直径的圆面积，并设想接触地面各压强相等。此时，单个轮胎的滑动摩擦阻力转矩

式中P为压强，而=，故有

——附着系数，可取=0.7;
——当量半径，=b/3;
——单轮垂直载荷
已知： =0.55G/2
=45009.80.55/2=12127.5N
=b/3=175/3=58.33mm
=58.330.712127.5
=495.17N·m
2）车轮的滚动阻力转矩：
由图可知，单个车轮滚动阻力转矩为：

其中为滚动阻力系数，良好的路面=0.01-0.02；e为主销轴线接触地点与轮胎纵对称面间的距离。
可得：e=C-B/2=200-175/2=112.5mm

=12127.50.02112.5
=27.286N·m
3）车轮的总摩擦阻力转矩：
车轮的总摩擦阻力转矩为：

由式可知，e越大，则在中占的比例愈大。
假定线与车轮滚动方向垂直，则车轮原地转向的阻力转矩可表达为：

式中为综合摩擦系数，见下图
是e/B的函数，曲线是实验取得的，是在=0.7的干燥混凝土路面上，e/B<1条件下测得的。
e/B=112.5/175=0.643

=353.47N·m
以上分析的是单个车轮的转向阻力转矩。对于一台叉车的转向系统，计入转向系统的各铰轴的效率后，总的转向阻力转矩为：

式中：m——转向轮个数；
——转向系统传动效率；

=2×353.47/0.9
=785.4N
连杆机构的受力分析如下图所示：

可知在此时其活塞杆受力最大
已知：M=785.4N
根据曲柄滑块的受力分析可知：
A点受力分析为下：

活塞杆受力为：
==M/(×sin<BCA=M/(×sin<BCA)
=785.4N÷(112×60÷112)=13090N
则需要的驱动力为：F=2=13090N×2=26180N
2.3.4.转向油缸的设计：

根据油缸行程可以预定尺寸：
可以拟定缸桶内径D=80mm;
活塞杆直径d d=50mm;
缸桶长度为 L=720mm
其油缸工作压力为：
p=F/A=26180N÷{3.14×}=2.138MP
对于液压缸来说，缸筒壁厚，活塞杆直径d和缸盖处固定螺钉的直径，在高压系统中，必须进行强度校核。
1)缸筒壁厚
在中低压系统中，缸筒壁厚往往由结构工艺规定决定，一般不需要校核，在高压系统中，需按下列情况校核。
应为=80mm/7.5mm>10
按下式进行校核

式中：D——缸筒外径
实验压力，当缸的额定压力时，取=1.5，取=1.25；
[]——缸筒材料的许用应力，n为安全系数，一般取为n=5，缸筒采用45钢，=355MP
[]=355÷5=71MP
计算结果为：
=1.5×2.138×80÷2÷71=1.81mm
=7.5mm>1.81mm
故合格。
2）活塞杆直径d的校核：

式中：F——活塞杆上的许用应力。
[]——活塞杆材料的许用应力，[]=
[]=355MP÷1.4=253.57MP
==8.118mm
d=50mm>8.118mm.
故所选的活塞杆直径合理。
3}稳定性校核：
活塞杆受轴向压缩负载时，其值F超过某一临界值时，就会失稳，活塞杆稳定性能按下式计算：

式中：——安全系数，一般取2-4；
当活塞杆的细长比=625/25=25<90
故按下式计算稳定性；

式中：l——安装长度，其值与安装方式有关，
——活塞杆截面最小回转半径，=
——由液压缸决定的末端系数，查表5-3得，==1；
E——活塞杆材料弹性模量；E=2.06×Pa；
J——活塞杆截面惯性矩，J=；
A——活塞杆的横截面积
f——由材料强度决定的实验值，见表5-4，查得f=340MP
——系数，具体数值见表5-4，得=1/7500；
代入公式计算结果得：
==615923.0769N
F<<,故其稳定性良好
转向油缸转到极限位置所需油量为：
V=l
l——为油缸行程，l=100mm；
则：V=100mm×3.14×=306.15ml；
由于方向盘旋转圈数在3-5圈，故选择液压转向器型号为BZZ、2、3-E100，其公称排量为100m/r，最大入口压力为16MP;最大连续背压为2.5MP。
n=V/100=3.06r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。
2.4.转向桥的设计计算及强度校核：
2.4.1.转向桥的计算载荷：
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：
空车运营通过不平路时引起的动载荷使垂直反力达成最大值。其值与道路不平度，轮胎弹性及行驶速度等有关，表达式为：

式中：、——动载系数，可取=2.5
——空载时转向桥的静负荷。
=4.5×0.55×1000×9.8=24255N
计算结果为：

=2.5×24255÷2
=30318.75N
2）最大侧向力工况
叉车空载转向行驶，在离心力的作用下，车轮处在临界侧滑状态，这时侧向力打最大值为：

式中：——侧滑附着系数，取=0.8-1.0
——一个车轮上的垂直反力.
计算结果为：

=30318.75×0.8
=24255N
2.4.2转向桥的强度计算：
计算见图如下：
最大垂直力工况：

=2.5×24255÷2
=30318.75N

危险截面Ⅰ-Ⅰ靠近中心铰轴，其最大弯矩为；

式中：B——轮距；
计算结果为：

=30318.75N×975mm÷2
=14780.39N·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

式中：h——空载时叉车的重心高度，h=590mm
计算结果为：

左右车轮的侧向反力：

计算结果为：

危险截面在Ⅱ—Ⅱ处靠近主销，其弯矩为：

计算结果为：

=
=30075.83N·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
：
截面Ⅰ-Ⅰ：
其侧面图如上图所示
：
根据公式计算其
÷12
=1.435×

=4.582×
÷12
=1.435×

=4.582×

可知
=1.435×+4.582×+1.435×+4.582×+
=12.632×
其应力为：

=14780.39N·m×102.5mm÷12.632×
=11.9MP
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

=1.094×

=1.094×

=1.094×+1.094×+0.598×
=2.786×
其应力为：

=14780.39N·m×102.5mm÷2.786×
=54.38MP
最大侧向力工况下：
截面Ⅰ-Ⅰ：

根据公式计算其
÷12+205×20×
=9.85×

=6.605×
÷12+205×20×
=16.41×

=6.605×

=9.85×+6.605×+16.41×+6.605×+0.005×
=39.475×
其应力为：

=14780.39N·m×102.5mm÷2.786×
=54.38MP
截面在Ⅱ—Ⅱ
其侧面图如下图所示

=2.813×

=2.813×

=2.8113×+2.813×+0.005×
=2.631×
其应力为：

=30075.835N·m×75mm÷2.631×
=79.68MP
所选材料为45钢，其许用应力为355MP符合条件。
2.5.转向节及主销强度计算：
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：

——车轮中心至计算截面距离
计算结果为

=24255N÷2×2.5×55mm
=1667.53N·m
此处转向节臂的半径如图所示：

=1667.53N·m÷(3.14×÷32)
=78.67MP
由于转向节臂的材料为铸钢，故其许用应力为355MP，其附和规定。
侧滑时：

——车轮中心至计算截面距离
计算结果为：

=23869.4076N×55mm-19095.526N×295mm
=-4320.36N·m

=385.592N×55mm+308.4736N×295mm
=112.207N·m

=4321.82N·m

=4321.82 N·m÷(3.14×÷32)
=203.9MP
由于转向节臂的材料为铸钢，故其许用应力为355MP，其附和规定。
主销的计算:
越过不平路面时：

计算节果为：

=2.5×24255N÷2×76mm÷165mm
=13965N
主销受力分析如图：

计算M=13965N×82.5mm=1152.1N·m
则其应力为：

=1152.1N·m÷[3.14×÷32]
=434MP
主销为20Cr强度为540MP，符合规定。

侧滑时：

计算结果为：

=（19095.526N×246mm-23869.4076N×80mm）÷165mm
=16896.54N

=（19095.526N×364mm-23869.4076N×80mm）÷165mm
=26015.76N

=（385.592N×246mm+308.4736N×80mm）÷165mm
=719.97N

=（385.592N×364mm+308.4736N×80mm）÷165mm
=1000.2N·m

M=26015.76N×82.5mm=2146.80N·m

=2146.80N·m÷[3.14×÷32]
=521MP
主销为20Cr强度为540MP，符合规定。
2.6.轴承的选择和计算：
2.6.1.转向节和主销轴承:
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。设计时应注旨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。
滚动轴承选用滚针轴承，
仅受径向力，可知其最不利时径向力为：
F=26015.76N
选取为K303527，其基本参数为，=33.8，=40，e=0.42
P=F=26015.76N

=
=7191.86h
规定工作半年以上，t=24×365÷2=4380h
符合规定。
止推轴承选用：选取为8306，其基本参数为，=36.2，=66.8，e=0.42
仅受轴向力，可知其最不利时径向力为：
F=30318.75N

=
=23195.2h
规定工作半年以上，t=24×365÷2=4380h
符合规定。
2.6.2.轮毂轴承：
叉车转向轮轮毂安装在一对圆锥滚珠轴承上，如图，圆锥滚子轴承可承受较大的轴向和径向载荷，间隙可调，能保证一定的刚度。为了避免转向节轴颈根部产生应力集中，轴颈根部采用较大的圆角半径并附加一些垫圈，以保证内轴承的对的安装与传力。

轮毂轴承的使用寿命重要取决与作用在轮上的垂直力，和轴承相对于车轮中心平面的位置。轮毂轴承按额定动载荷选择。
轴承处的载荷仍需按转向桥的两种计算工况拟定。轴承额定寿命，通常为叉车的一个大修期，可取为4800h-5000h。
轴承选用：2023108，其基本参数为：
=33.2KN，=30.8KN，e=0.3，Y=2，=1.1
轴承选用：2023112，其基本参数为：
=54KN，=54.5KN，e=0.33，Y=1.8，=1
最大垂直力工况：
可知在两轴承的支反力分别为如图

径向载荷：
==24255N÷2×25÷36=8421.875N
==24255÷2×11÷36=3805.625N
轴向载荷：
轴向载荷仅有轴承派生出的力：
=/(2Y)
求出：=8421.875N /（2×2）=4210.9375N
方向向左。
=3805.625N /（2×1.8）=926.406N
方向向右。
无轴向力，
故=-=4210.9375N-926.406N=3284.53N
故方向向左，左处轴受压。右处轴放松；
当量动载荷P可求出得
==8421.875N
==3805.625N
验算轴承寿命：
验算轴承1得：==6977.75h
验算轴承2得：==660406.41h
大于4800h-5000h，轴承的寿命足够。

参考文献
[1] 陶元芳 卫良保，叉车构造与设计[M]太原科技大学修订版。2023，9
[2] 工程机械设计基础[M]太原科技大学内部使用教材。2023，4
[3] 王积伟 章宏甲 黄谊[M]北京，机械工业出版社，2023，12
[4] 机械设计编委会，机械设计手册[M]机械工业出版社，2023，8
[5] 刘鸿文 材料力学[M]高等教育出版社，2023，1
[6] 濮良贵 纪名刚 等 机械设计[M]高等教育出版社，2023，5

致谢
通过近三个月的设计，我对叉车转向系统的设计环节、内容和方法有了更进一步的了解，同时巩固了已学的机械设计的相关知识，为以后的工作学习打下了坚实的基础。
这次设计叉车转向系统的突出特点是其完全采用全液压式转向。在设计计算时叉车的最小转弯半径是其重要设计目的，根据其相关计算来满足其设计规定，在设计转向桥时，需要对所设计的桥体作一个全面的了解，。另一个收获就是要学会根据结构受力的特点应用材料，将材料用到该用的地方。而受力小的地方就尽也许少用材料。
在设计过程中，得到了学院有关领导的关心和支持，特别是指导老师陶元芳给了我们很大的帮助，在此对他们认真负责的精神和付出的辛劳表达衷心的感谢。
由于时间较紧，并且我也是第一次完毕这样完整的设计，由于实践经验的欠缺，在设计中一定有许多考虑不周的地方。需要在此后的学习和工作中总结提高。希望各位老师和同学批评指正。

附录A
Portal power
China’s rapid economic growth in the past decade has resulted in a big increase in freight traffic through the country’s seaports . Old ports are being expanded and new ports built to handle the large growth in container and bulk cargo traffic all along the Chinese coastline.
China’s port expansion programme has provided a strong boost to the domestic port equipment industry, which has enjoyed a strong increase in demand for port cranes of various types, including container cranes and portal cranes along with bulk cargo handling equipment.
State-run China Harbour Engineering (group) Corporation Ltd, established under the ruling State Council, is China’s largest supplier of port cranes and bulk cargo handling equipment. The organization controls both Shanghai Zhenhua Port Machinery Co Ltd (ZPMC),the world’s largest manufacturer of quayside container cranes, and Shanghai Port Machinery