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目 錄
摘要………………………………………………………………………1
關鍵詞………………………………………………………………………1
1前言……………………………………………………………………………2
2 叉車轉向系統(tǒng)設計…………………………………………………………………2
2.1設計要求…………………………………………………………2
2. 2基本參數(shù)………………………………………………………………………2
3 方案的擬定 ……………………………………………………………………2
3．1 轉向系統(tǒng)類型……………………………………………………………………2
3.2具體方案的初選 ………………………………………………………3
3.3最大內輪轉角……………………………………………………………………4
3.4 轉向操作系統(tǒng)……………………………………………………………………5
4 叉車轉向系統(tǒng)的設計……………………………………………………………5
4.1轉向機構的設計 ……………………………………………………………5
4.2轉向系統(tǒng)設計…………………………………………………………………8
4.3轉向橋的設計計算及強度校核……………………………………………19
4.4軸承的選擇和計算…………………………………………………………26
5結束語………………………………………………………30
參考文獻……………………………………………………………………………30
致謝……………………………………………………………………………31
3噸叉車的轉向系統(tǒng)的設計
摘 要： 現(xiàn)代叉車技術發(fā)展的主要趨勢是充分考慮舒適性，安全可靠性和可維護性，產品專業(yè)化，系列多樣化，大量應用新技術，完善操控系統(tǒng)，重視節(jié)能和環(huán)保，全面提升產品性能和品質。
本畢業(yè)設計要求設計3噸叉車的轉向系統(tǒng)，包括轉向機構的選擇、設計計算以及轉向橋設計等，通過此次畢業(yè)設計，要求我們畢業(yè)生對叉車轉向系統(tǒng)的設計，技術要求等有了一定的了解和掌握。
關鍵字：叉車；轉向系統(tǒng)；設計；技術要求。
The Design of The Steering System of A Circle Type 3 Ton Forklift
Abstract: The major trend of modern technology development of the fork truck is to be fully in consideration ,of the friendly operation, the reliability, the safety, the goodmaintenance, the specialization, the series, and the diversificat , and to adopt new technology , to improve steering system , and to focuson energy saving and environmentprotection in order to promote the truck’s capacity and quality.
The topic of this graduation design is the steering system of a circle type 3 ton 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.
Keywords: forklift, steering system, design, technical requirements
1 前言
工業(yè)搬運車輛，是指對成件托盤貨物進行裝卸、堆垛和短距離運輸作業(yè)的各種輪式搬運車輛。國際標準化組織ISO/TC110稱為工業(yè)車輛[1]。
適用范圍：
工業(yè)搬運車輛廣泛應用于港口、車站、機場、貨場、工廠車間、倉庫、流通中心和配送中心等，并可進入船艙、車廂和集裝箱內進行托盤貨物的裝卸、搬運作業(yè)。是托盤運輸、集裝箱運輸必不可少的設備[2]。
叉車在企業(yè)的物流系統(tǒng)中扮演著非常重要的角色，是物料搬運設備中的主力軍。廣泛應用于車站、港口、機場、工廠、倉庫等國民經濟各部門，是機械化裝卸、堆垛和短距離運輸高效設備。自行式叉車出現(xiàn)于1917年。第二次世界大戰(zhàn)期間，叉車得到發(fā)展。中國從20世紀50年代初開始制造叉車。特別是隨著中國經濟的快速發(fā)展，大部分企業(yè)的物料搬運已經脫離了原始人工搬運，取而代之是以叉車為主的機械化搬運。因此，在過去的幾年中，中國叉車市場的需求量每年都以兩位數(shù)的速度增長[3]。
液壓式動力轉向系統(tǒng) .其中屬于轉向加力裝置的部件是：轉向液壓泵、轉向油管、轉向油罐 以及位于整體式轉向器內部的轉向控制閥及轉向動力缸等。當駕駛員轉動轉向盤時，通過機械轉向器使轉向橫拉桿移動，并帶動轉向節(jié)臂，使轉向輪偏轉，從而改變汽車的行駛方向。與此同時，轉向器輸入軸還帶動轉向器內部的轉向控制閥轉動，使轉向動力缸產生液壓作用力，幫助駕駛員轉向操作。由于有轉向加力裝置的作用，駕駛員只需比采用機械轉向系統(tǒng)時小得多的轉向力矩，就能使轉向輪偏轉。
優(yōu)缺點：能耗較高,尤其時低速轉彎的時候，覺得方向比較沉，發(fā)動機也比較費力氣。又由于液壓泵的壓力很大，也比較容易損害助力系統(tǒng)。
平衡叉車都采用后輪轉向，且工作范圍小，轉向運動頻繁。采用機械轉向， 駕駛員工作強度會很高。如果采用液壓動力轉向，勞動強度會降低。因此，現(xiàn)在市場上銷售的叉車基本上實現(xiàn)了動力轉向。
轉向系統(tǒng)是車輛的安全行駛的核心系統(tǒng)之一,其性能關系到車輛和人身安全。他能改變叉車的行駛方向，在駕駛員的控制下，根據(jù)作業(yè)需要靈活地改變行駛方向，也能保持叉車的直線行駛狀態(tài)，不跑偏，不發(fā)生蛇形和振擺[4]。
總之，一個叉車離不開轉向它的轉向系統(tǒng)的支持，只有在各個叉車系統(tǒng)的共同作用下才能夠正常運行，完成叉車作業(yè)。
2 叉車轉向系統(tǒng)設計
2.1設計要求
本畢業(yè)設計要求設計3噸叉車的轉向系統(tǒng)，包括轉向機構的選擇、設計計算以及轉向橋設計等。
2.2基本參數(shù)
(1)額定起重量Q=3t
(2)載荷中心距 C=500mm
(3)最大起升高度=3000mm
(4)自由提升高度H=155mm
(5)滿載行駛速度=13.5km/h
3 方案的擬定
3.1 轉向系統(tǒng)類型
根據(jù)其動力來源分為液壓助動式動力轉向，全液壓式動力轉向和機械式人為轉向。
3.1.1 液壓助力式
其優(yōu)點是即不斷開原機械式轉向系統(tǒng)，又有液壓動力轉向輕便靈活的優(yōu)勢，在液壓系統(tǒng)狀態(tài)下仍能可靠的轉向。但由于現(xiàn)在曲柄滑塊橫置液壓缸式轉向橋的普及，已經很少采用。
3.1.2 全液壓式
其優(yōu)點是轉向輕便，靈活，油管布置方便，再加上曲柄滑塊置液壓缸式轉向橋的普及，現(xiàn)在即使在中，小噸位總也得到廣泛應用。
3.1.3 機械式
可用于小噸位叉車上，轉向系由轉向操作機構、機械轉向器和轉向傳動機構三部分組成。
3.2 具體方案的初選
3.2.1 選型
(1)機構類型
轉向系統(tǒng)決定了叉車的機動性能，過去叉車多采用交叉式雙梯形轉向機構，現(xiàn)在大部分叉車采用曲柄滑塊式橫置油缸式轉向機構。
(2)操縱方式
大噸位叉車采用助力或全液壓式轉向操作方式，中小噸位的叉車可采用機械式轉向操縱方式，但由于叉車的轉彎半徑小，轉向操作的幅度和強度大，作業(yè)過程中操作頻繁，為了方便操作，提高轉向系統(tǒng)的靈敏性，降低司機的勞動強度，隨著曲柄滑塊式橫置油缸轉向橋的普及，現(xiàn)在越來越多的中小噸位叉車業(yè)采用全液壓式轉向操作系統(tǒng)了。
3.2.2 轉向系統(tǒng)的整體選擇
據(jù)現(xiàn)在的形勢，采用全液壓式轉向系統(tǒng)，轉向機構為曲柄滑塊式。這是一種新型轉向機構，自上世紀以來八十年代初在國內備采用，又稱橫置油缸式轉向機構，由于其轉向機構性能優(yōu)良，轉向橋結構緊湊，等特點，近年來叉車行業(yè)得到廣泛的應用，這種轉向機構很適用于叉車。
其特點又如下：
（1）油缸橫置,機構緊湊，各件較少，轉向橋獨立，油缸只通過軟管于液壓系統(tǒng)連接，布置方便，不會發(fā)生縱置油缸那種由于轉向橋擺動和差動活塞桿細而使活塞桿頭部容易斷裂，主銷沒有傾角。
（2）機構參數(shù)少，只有4各獨立參數(shù)；
（3）機構特性好，轉角誤差小，1-2度左右，有利于間隙轉向阻力，減輕輪胎磨損，傳動角大，可以達到30度，機構力學性能好，容易達到較大內輪轉角可以達到80度以上，有利于減小車窗最小轉彎半徑，若維持原來轉彎半徑不變，則有可能增大軸距，方便調整布置，提高行駛性能。
（4）左右轉向一致，油缸兩邊出活塞桿，沒有差動現(xiàn)象，左右轉向靈敏，完全相同。
（5）油缸結構特殊，雙作用雙活塞桿，由于受橫向力作用，活塞桿應比較粗，油缸安裝應比較牢固，可以通過調整油缸偏距來調整機構性能[5]。
布置形式如下圖：
圖 1 布置形式圖
Fig 1 Layout
3.3 最大內轉角
3.3.1最小轉彎半徑
衡量和評價叉車的機動性能(通過性能)的指標有最小轉彎半徑，最小直角通道寬度，最小堆垛通道寬度，其中最直觀的就是最小轉彎半徑；
L是叉車軸距，
M是主銷間距；
圖 2 最大內轉角
Fig 2 The maximum angle
C是車體最外側到同側轉向主銷之間的距離；
外側轉向車輪最大偏轉角度；
內側轉向車輪最大偏轉角度；
可見減小軸距，增大外側轉向車輪的偏轉角度，合理的設計車體的形狀，能夠減小叉車的轉彎半徑，提高機動性能。
3.3.2最大外輪轉角
根據(jù)最小外側轉彎半徑的要求，可以反推出對于最大外輪轉角的要求：
（式3-1）
通常在50度到60度之間。
已知：L=1190mm；M=825mm；=1800mm；C=200mm
根據(jù)（式3-1）：
=0.818
=
在50度到60度之間，符合要求。
3.3.3最大內輪轉角
根據(jù)轉向行駛過程中把保持車輪純滾動的條件，
（式3-2）
根據(jù)(式3-2)可求出：，
一般為70度到80度，以此作為選擇或設計轉向機構的依據(jù)。
=tan/（1-825/1190tan）
=
在范圍內。
3.4 轉向操作系統(tǒng)
轉向輕便性：要求手力小于100N。
轉向靈敏性：要求方向盤單側回轉圈數(shù)n=3-5圈。
4 叉車轉向系統(tǒng)設計
3.4 轉向機構的設計
3.4.2 理論分析
（1）雙軸線轉向角的理論關系式：
（2）軸線轉向理論特性曲線
4.1.2 曲柄滑塊機構設計
圖 3 曲柄滑塊式機構參數(shù)
Fig 3 Parameters of crank slider mechanism
（1）設計參數(shù)：
R1——轉向節(jié)臂長；
a0——轉向節(jié)臂初始角；
D——基距；
E——油缸偏距。
參數(shù)的一般范圍：
轉向節(jié)臂長R1略小于雙梯形機構，可取0.11-0.145m，R1大則機構行程大，相應的油缸行程也大，可能布置不下，無法實現(xiàn)，R1小則機構受力大，相應的油缸受力大，而行程太富裕。
轉向節(jié)臂初始角a0，可能在90度左右，a0越大，則機構特性越好，有時會取到92度，基距變大，要根據(jù)和輪輞是否干涉來決定，該參數(shù)先確定。
基距D,該參數(shù)對于機構特性不敏感，約等于轉向節(jié)臂長，他也和油缸的行程有關。
油缸偏距E，該參數(shù)對于機構特性十分名，取值大約為轉向節(jié)臂的一半左右，應進行精確調整，以便獲得最佳機構特性。
（2）優(yōu)化設計經驗公式
取r1-R1/D，e=E/D，使參數(shù)無量綱化
(a)優(yōu)化設計，轉角誤差，傳動角，力傳動比等為目標函數(shù)和約束條件，在不同的a0和M/L的情況下尋找最優(yōu)的r1和e。
(b)經驗公式，整理優(yōu)化結果，把最優(yōu)的r1和e表達成a0和M/L的二次函數(shù)，成為優(yōu)化設計經驗公式：
(式4-1)
（式4-2）
表 1 優(yōu)化設計經驗公式的系數(shù)
Table 1 Optimization of the empirical formula design
下標
1
2
3
4
5
6
C
-8.807857
+0.1467839
+8.3315333
-0.000562699
-0.069538
-1.20057
G
-7.720729
+0.12650658
+8.1168
-0.000550566
-0.058138
-1.122867
根據(jù)（式4-1）和（式4-2）計算結果為：
=-8.807857+0.146783a09+8.3315333（M/L）-0.000562699-0.069538（M/L）-1.20057
=0.547318
=-7.720729+0.12650658a0+8.1168（M/L）-0.000550566-0.058138（M/L） -1.122867
=1.001024
由此可得：先取D=100mm，R1=r1×D≈110mm，E=D×e≈60mm
圖 4 轉向機構簡圖
Fig 4 The steering mechanism sketch
(3)實際尺寸：
a.機構的相似性，從機構的特性看實際尺寸可大可小，應為機構是相似的。
b.受力：從受力的角度，機構的尺寸越大越好；
c．油缸行程：油缸夾在當中，機構尺寸過大會造成行程不夠；因此在油缸的行程夠用的前提下，機構盡量大一些。
計算油缸行程：
當轉向節(jié)臂如下圖轉至最右時，其夾角如圖可計算得,其轉向極限，夾角為
a=
可知連桿中心距為L===112mm
根據(jù)三角形的直角公式可求出此時的行程
轉向節(jié)臂中心的水平距離L1=R1×cosa=89.98，
其垂直高度為：L2=R1×sina=63.26
即可求求出其油缸行程為：
S=L1+D-=101mm
故油缸行程至少為101m，取其行程為100
應為其內外輪轉角在同一各圓心故其計算行程一樣，
現(xiàn)在用行程校核內外輪轉角
當油缸行駛到極限時，其如上圖，計算其內輪轉角，
可知其逆運算得其轉角為==
計算結果為，相差不多
故油缸行程足夠。
(4)其它結構要素
a.鉸點：使用關節(jié)軸承，
b.油缸：受橫向力作用，需要加粗活塞桿，加長導向套，采用青銅或耐磨材料。
c.缸蓋：采用內卡鍵式或螺紋式
4．2 轉向系統(tǒng)設計
4.2.1 轉向阻力矩的計算
（1）轉向行駛的阻力距：
只要所有車輪繞同一瞬心轉動，就可保證所有車輪作純滾動。這是以輪胎僅一點接觸地為條件的，因為輪胎有一定的寬度，它與地面的接觸為一面積。當車輪一轉彎半徑R繞瞬心滾動時，輪胎各觸地點應有不同的線速度，但各觸地點卻有共同的角速度，故輪胎兩側，在相對與地面滾動的同時，還有相對滑動。在下圖中，兩側輪胎相對于O1的滑動速度方向相反，故引起地面對車輪的不同方向的附加阻力△F，這是一對力偶，其矩即轉向阻力矩。
設叉車的轉彎時以角速度繞瞬心O轉動，車輪以速度v前進。車輪滾動時，路面受到壓力，輪胎與地面間產生相對滑動，因而使相對速度為零的點偏移了距離e，由原來的O1點移到E點，這時車輪上E、A兩點的速度可表示為：
——滑轉率，即因滑動引起速度降低的系數(shù)
由以上兩式可的滑轉率與偏移距的關系如下
（式4-3）
這時，輪胎各點相對于地面的滑動速度分布為梯形ABCD。若地面的切向力與滑移距離成正比，則地面反力的合力必通過梯形型心。這樣，該車輪的轉向阻力距為：
（式4-4）
（式4-4）中：——車輪驅動力；
a——梯形面積中心至輪胎縱向對稱面的距離。
令梯形中線長度為l，則兩底邊長分別為（e+0.5b）/e和（e-0.5b）/e，則得，b為輪胎寬度。將式代入上兩式得：
由此可得轉向行駛時的阻力轉矩：
（式4-5）
驅動輪縱的阻力轉矩
在（式4-50中，，B為驅動輪輪距，為驅動橋中心點的轉彎半徑。
從動輪在轉向行駛時的阻力轉矩： （式4-6）
（式4-6）中：R——轉向橋鉸軸處的轉彎半徑
（2）原地轉向時的阻力轉矩
叉車作業(yè)時，常需原地轉向。原地轉向阻力可達行駛轉向阻力的2-3倍。為了保證叉車在最不利的情況下轉向，通常以原地轉向阻力轉矩作為轉向系統(tǒng)的計算轉矩。
車輪原地偏轉運動包括車路繞主銷的滾動和車輪繞輪胎與地面接觸中心的轉動。因此，原地轉向阻力轉矩包括：車輪繞主銷滾動時的滾動阻力轉矩；車輪與地面間的滑動摩擦阻力轉矩；主銷，轉向桿系鉸軸中的摩擦阻力轉矩。其中以滑動摩擦阻力轉矩為主。各鉸軸的摩擦阻力轉矩用效率考慮‘
（3）車輪的滑動摩擦阻力轉矩：
車輪繞接觸地面中心的摩擦阻力轉矩，與輪胎的構造即接觸地面積的形狀、大小有關。對于充氣輪胎，在所受車重力作用下，接觸地面積如圖所示。為了簡化計算，假設接觸地面積為以輪胎寬度b為直徑的圓面積，并設想接觸地面各壓強相等。此時，單個輪胎的滑動摩擦阻力轉矩
圖 5 轉向阻力矩簡圖
Fig 5 Steering schematic resistance moment
（式4-7）
（式4-7）中P為壓強，而=，故有
（式4-8）
——附著系數(shù)，可取=0.7;
——當量半徑，=b/3;
——單輪垂直載荷
已知： =0.55G/2=29209.80.55/2=8030N
=b/3=175/3=58.33mm
=58.330.78030=327.872N·m
（4）車輪的滾動阻力轉矩：
由圖可知，單個車輪滾動阻力轉矩為：
其中為滾動阻力系數(shù)，良好的路面=0.01-0.02；e為主銷軸線接觸地點與輪胎縱對稱面間的距離。
可得：e=C-B/2=200-175/2=112.5mm
=80300.02112.5
=27.286N·m
（5）車輪的總摩擦阻力轉矩：
車輪的總摩擦阻力轉矩為：
由式可知，e越大，則在中占的比例愈大。
假定線與車輪滾動方向垂直，則車輪原地轉向的阻力轉矩可表示為：
式中為綜合摩擦系數(shù)，見下圖：
圖 6 e/B函數(shù)圖
Fig 6 e/B graph of function
上圖是e/B的函數(shù)，曲線是試驗取得的，是在=0.7的干燥混凝土路面上，e/B<1條件下測得的。
e/B=112.5/175=0.643
=234.044N·m
以上分析的是單個車輪的轉向阻力轉矩。對于一臺叉車的轉向系統(tǒng)，計入轉向系統(tǒng)的各鉸軸的效率后，總的轉向阻力轉矩為：
式中：m——轉向輪個數(shù)；
——轉向系統(tǒng)傳動效率；
=2×234.044/0.9=520.098N
連桿機構的受力分析如下圖所示：
圖 7 連桿機構受力圖
Fig 7 Linkage mechanism stress
可知在此時其活塞桿受力最大
已知：M=520.098N
根據(jù)曲柄滑塊的受力分析可知：
圖 8 A點受力分析
Fig 8 Analysis A of stress
A點受力分析如下：
活塞桿受力為：
==M/(×sin
10
按下式進行校核
（式4-9）
式中：D——缸筒外徑
試驗壓力，當缸的額定壓力時，取=1.5，取=1.25；
[] ——缸筒材料的許用應力，n為安全系數(shù)，一般取為n=5，缸筒采用45鋼，=355MP
[] =355÷5=71MP
帶入（式4-9）計算結果為：
=1.5×2.138×80÷2÷71=1.81mm
=7.5mm>1.81mm
故合格。
（2）活塞桿直徑d的校核：
按下式進行校核：
（式4-10）
上式中：F——活塞桿上的許用應力。
[] ——活塞桿材料的許用應力，[] =
[] =355MP÷1.4=253.57MP
==8.118mm
d=50mm>8.118mm.
故所選的活塞桿直徑合理。
（3）穩(wěn)定性校核：
活塞桿受軸向壓縮負載時，其值F超過某一臨界值時，就會失穩(wěn)，活塞桿穩(wěn)定性能按下式計算：
（式4-11）
上式中：——安全系數(shù)，一般取2-4；
當活塞桿的細長比=625/25=25<90
故按下式計算穩(wěn)定性；
（式4-12）
上式中：l——安裝長度，其值與安裝方式有關，
——活塞桿截面最小回轉半徑，=
——由液壓缸決定的末端系數(shù)，查表得，==1；
E——活塞桿材料彈性模量；E=2.06×Pa；
J——活塞桿截面慣性矩，J=；
A——活塞桿的橫截面積
f——由材料強度決定的試驗值，查表得f=340MP
——系數(shù)，具體數(shù)值查得=1/7500；
代入（式4-11）計算結果得：
==615923.0769N
F<<,故其穩(wěn)定性良好
轉向油缸轉到極限位置所需油量為：
V=l
l——為油缸行程，l=100mm；
則：V=100mm×3.14×=306.15ml；
因為方向盤旋轉圈數(shù)在3-5圈，故選擇液壓轉向器型號為BZZ、2、3-E100，其公稱排量為100m/r，最大入口壓力為16MP;最大連續(xù)背壓為2.5MP。
n=V/100=3.06r故合理。
4.2.3 轉向節(jié)及主銷強度計算
因主銷無內傾角，故無須考慮。
轉向節(jié)危險斷面在軸頸根部：
計算方法與橋體類似，應分為兩種工況進行。
越過不平路面時：
（式4-13）
——車輪中心至計算截面距離
計算結果為
=16060N÷2×2.5×55mm=1104.125N·m
=1104.125N·m÷(3.14×÷32)=52.09MP
因為轉向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應力為355MP，其附和要求。
側滑時：
——車輪中心至計算截面距離
計算結果為：
=15804.687N×55mm-12643.75N×295mm=-4320.36N·m
=256.96N×55mm+205.568N×295mm=112.207N·m
=4321.82N·m
=4321.82 N·m÷(3.14×÷32)=203.9MP
因為轉向節(jié)臂的材料為鑄鋼，故其許用應力為355MP，其附和要求。
主銷的計算:
越過不平路面時：
計算節(jié)果為：
=2.5×16060N÷2×76mm÷165mm=9246.67N
主銷受力分析如圖：
圖10 主銷受力分析
Fig 10 Analysis of the main sales forces
計算M=9246.67N×82.5mm=762.85N·M
則其應力為：=762.85N·m÷[3.14×÷32]=287.9MP
主銷為20Cr強度為540MP，符合要求。
側滑時：
（式4-14）
（式4-15）
（式4-16）
（式4-17）
計算結果:
=（12643.75N×246mm-15804.687N×80mm）÷165mm=16896.54N
=（12643.75N×364mm-15804.687N×80mm）÷165mm
=26015.76N
=（205.568N×246mm+256.96N×80mm）÷165mm
=719.97N
=（205.568N×364mm+256.96N×80mm）÷165mm
=1000.2N·m
M=20075N×82.5mm=1656.187N·m
=1656.187N·m÷[3.14×÷32]=521MP
主銷為20Cr強度為540MP，符合要求。
4.3 轉向橋的設計計算及強度校核
4.3.1轉向橋的計算載荷
轉向橋內取裝制動器，因此可忽略車輪受到的切向力，只考慮垂直力和因側滑引起的橫向力。轉向橋可以按下面兩種工況選取計算載荷。
（1）最大垂直力工況：
空車運行通過不平路時引起的動載荷使垂直反力達到最大值。其值與道路不平度，輪胎彈性及行駛速度等有關，表達式為：
(式4-18)
式中： ——動載系數(shù)，可取=2.5
——空載時轉向橋的靜負荷。
=2920×0.55××9.8=16060N
計算結果為：
=2.5×16060÷2=20075N
（2）最大側向力工況
叉車空載轉向行駛，在離心力的作用下，車輪處于臨界側滑狀態(tài)，這時側向力達最大值為：
式中：——側滑附著系數(shù)，取=0.8-1.0
——一個車輪上的垂直反力.
計算結果為：
=20075×0.8=16060 N
4.3.2 轉向橋的強度計算：
最大垂直力工況：
=2.5×16060÷2=20075N
圖 11 轉向橋強度計算
Dig 11 Calculation of strength of steering bridge
危險截面Ⅰ-Ⅰ靠近中心鉸軸，其最大彎矩為；
式中：B——輪距；
計算結果為：
=20075N×1025mm÷2=19573.125N·m
(2)最大側向力工況：
由于離心力作用，左、右車輪的垂直反力不在相等，在圖中所示的側滑方向，有
（式4-19）
式中：h——空載時叉車的重心高度，h=590mm
計算結果為：
左右車輪的側向反力：
計算結果為：
=15804.687N*0.8=12643.75N
=256.96*0.8=205.568N
危險截面在Ⅱ—Ⅱ處靠近主銷，其彎矩為：
計算結果為：
==30075.83N·m
以上兩種工況，應分別計算有關斷面的應力，取最大值進行強度校核。
最大垂直力工況下各截面應力
圖 12 側面圖
Dig 12 Side veiw
截面Ⅰ-Ⅰ：
其側面圖如上圖所示
： 根據(jù)公式計算其
÷12=1.435×
=4.582×
÷12=1.435×
=4.582×
可知
=1.435×+4.582×+1.435×+4.582×+=12.632×
其應力為：
=14780.39N·m×102.5mm÷12.632×=11.9MP
所選材料為45鋼，其許用應力為355MP符合條件。
截面在Ⅱ—Ⅱ
其側面圖如圖 13所示
=1.094×
=1.094×
=1.094×+1.094×+0.598×
=2.786×
圖 13 側面圖
Dig 13 Side veiw
其應力為：
=14780.39N·m×102.5mm÷2.786×=54.38MP
最大側向力工況如下：
截面Ⅰ-Ⅰ如
圖 14 最大側向力工況
Dig 14 The maximum lateral force conditions
根據(jù)公式計算其
÷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×
其應力為：
=14780.39N·m×102.5mm÷2.786×=54.38MP
截面在Ⅱ—Ⅱ
其側面圖如下圖所示
圖 15 側面圖
Dig 15 Side veiw
=2.813×
=2.813×
=2.8113×+2.813×+0.005×
=2.631×
其應力為：
=30075.835N·m×75mm÷2.631×=79.68MP
所選材料為45鋼，其許用應力為355MP符合條件。
4.4 軸承的選擇和計算：
4.4．1 轉向節(jié)和主銷軸承
主銷和轉向節(jié)間的軸承，不僅要承受軸向力，還要承受較大的徑向力，一般可選用一個止推軸承和兩個徑向滑動軸承，或兩個滾針軸承?；瑒虞S承徑向尺寸小，能承受較大的徑向力，價格便宜。但轉向阻力大，需要經常加注潤滑油。
滾針軸承的徑向尺寸較小，價格較貴，但轉向阻力低，潤滑時間間隔和使用壽命長。設計時應注意在滑動軸承的襯套和主銷中開油槽和油孔。因轉動速度低，滑動軸承意要按比驗算。滾針軸承按所受最大徑向載荷計算。
圖 16 轉向節(jié)和主銷軸承
Dig 16 Steering knuckle and the main pin bearing
滾動軸承選用滾針軸承，
僅受徑向力，可知其最不利時徑向力為：F=20075N
選取為K303527，其基本參數(shù)為，=33.8，=40，e=0.42
P=F=20075N
=7191.86h
要求工作半年以上，t=24×365÷2=4380h
符合要求。
止推軸承選用：選取為8306，其基本參數(shù)為，=36.2，=66.8，e=0.42
僅受軸向力，可知其最不利時徑向力為：
F=20075N
=23195.2h
要求工作半年以上，t=24×365÷2=4380h
符合要求。
4.4.2 輪轂軸承：
叉車轉向輪輪轂安裝在一對圓錐滾珠軸承上，如圖，圓錐滾子軸承可承受較大的軸向和徑向載荷，間隙可調，能保證一定的剛度。為了避免轉向節(jié)軸頸根部產生應力集中，軸頸根部采用較大的圓角半徑并附加一些墊圈，以確保內軸承的正確安裝與傳力。
圖 17 輪轂軸承
Dig 17 Hub bearing
輪轂軸承的使用壽命主要取決與作用在輪上的垂直力，和軸承相對于車輪中心平面的位置。輪轂軸承按額定動載荷選擇。
軸承處的載荷仍需按轉向橋的兩種計算工況確定。軸承額定壽命，通常為叉車的一個大修期，可取為4800h-5000h。
軸承選用：2007108，其基本參數(shù)為：
=33.2KN，=30.8KN，e=0.3，Y=2，=1.1
軸承選用：2007112，其基本參數(shù)為：
=54KN，=54.5KN，e=0.33，Y=1.8，=1
最大垂直力工況：
可知在兩軸承的支反力分別為如圖
圖 18 軸承支反力
Dig 18 The bearing reaction force
徑向載荷：
==16060N÷2×25÷36=5576.3889N
==16060÷2×11÷36=2453.6N
軸向載荷：
軸向載荷僅有軸承派生出的力：=/(2Y)
求出：=5576.3889N /（2×2）=1394.09N，方向向左。
=2453.6N /（2×1.8）=681.56N，方向向右。
無軸向力，故=-=1394.09N-681.56N=721.54N
故方向向左，左處軸受壓。右處軸放松；
當量動載荷P可求出得
==5576.3889N
==2453.6N
驗算軸承壽命：
驗算軸承1得：=6977.75h
驗算軸承2得：=660406.41h
大于4800h-5000h，軸承的壽命足夠。
5. 結束語
經過這個學期的設計，我對叉車轉向系統(tǒng)的設計步驟，內容和方法有了更深入的了解，同事鞏固了經過這個學期的設計，我對叉車轉向系統(tǒng)的設計步驟，內容和方法有了更深入的了解，同事鞏固了已學的機械設計的相關知識，為以后的工作學習打下了堅實的基礎。
這次設計叉車轉向系統(tǒng)，特點是其完全采用全液壓式轉向。在設計算是叉車的最小轉彎半徑是其主要設計目的，根據(jù)其相關計算來滿足設計要求，在設計轉向橋是，需要對所設計的橋體做一個全面的了解。另一個收獲就是要學會根據(jù)結構受力的特點應用材料，將材料用到該用的地方。而受力小的地方就盡可能少用材料。
由于時間較緊，而且我也是第一次完成這樣完整的 ，加上實踐經驗的欠缺，在設計中一定有許多考慮不周的地方。需要在今后的學習和工作中總結提高，希望各位老師和同學批評指正。
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致 謝
在論文完成之際，我要對我的指導老師楊文敏表示由衷的感謝并致以崇高的敬意，在畢業(yè)設計過程中遇到了許許多多這樣那樣的問題，有的是專業(yè)上的問題，有的是論文格式上的問題，一直得到楊文敏老師的親切關懷和悉心指導，引導我不斷開闊思路，為我解答疑惑，使我的論文可以順利完成。為此，我向熱心幫助過我的所有老師和同學表示由衷的感謝!
由于時間較緊，而且我也是第一次完成這樣完整的畢業(yè)論文設計 ，加上實踐經驗的欠缺，個人水平的限制，在設計中一定有許多考慮不周的地方。需要在今后的學習和工作中總結提高，希望各位老師多多批評指正，提出寶貴意見。
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