摘要：本文以一种市面上需求量最大的托盘搬运车为例，结合实际使用需求，设计了一套动力系统，以改善起升能力和爬坡能力，为广大厂商改进产品提供参考。

　　关键词：托盘搬运车;起升能力;爬坡能力

　　引言

　　随着人力成本不断提升，动力机械逐步替代人工搬运的趋势愈演愈烈，而在实际生产使用过程中，起升能力和爬坡能力往往是客户对机械产品评价的重要关注点。从上个世纪90年代开始，托盘搬运车就因其卓越的性价比成为我国出口量最大的工业车辆品种之一，而在2011年由浙江中力机械有限公司推出的铁臂小金刚更是在行业上刮起了一股搬运车换代之风，随后，托盘搬运车在神州大地上以燎原之势纷纷涌现，据不完全统计，全国搬运车厂商近千家，但95%以上为不足50人的小微企业，不具备研发能力，主要依靠山寨复制，难以通过改进产品赢得市场。所以探究托盘搬运车的动力设计方案对众多小微企业提升产品竞争力具有重要参考价值。

　　一、基本使用要求

　　我国市场目前需求量最大的一类电动托盘搬运车的额定载荷为2000kg，单油缸起升，额定工作压力16Mpa，托盘最小高度85mm，托盘最大高度205mm，起升速度为v=20mm/s，三点式车轮支撑，驱动轮布置在操纵手柄下方中间，为直径250mm的单轮，左右各有一个万向轮辅助，后轮分为左右两组，每组两个，均为直径75mm的聚氨酯轮，整机自重700kg，爬坡度不小于5%(即2.86°)。

　　二、起升能力设计

　　1.油缸的缸径确定

　　由于本机油缸要求采用单缸形式，油缸的额定压力为16Mpa，结合此种条件求油缸的总输出力:

　　搬运车在起升过程中，油缸需要克服提升架和重物做功，相当于整车的重心集中在油缸的位置，本搬运车的油缸位置设计在距离驱动轮126mm，离后轮支点1232mm的位置，根据力矩平衡可求得后轮支点承受的力：

　　N=(m1+m2)×9.8×126÷(126+1232)=2182N

　　m1—额定载荷2000kg.

　　m2—提升架自重400kg.

　　搬运车要克服后轮架支点的支承力做功，则推杆要输出推力N，根据设计前轮架三个支点的位置可求得N1

　　N1=2182×106÷13=17792N

　　根据推杆的输出力N1可求得三心板中与提升架连接的支点的向上的提升力N2

　　N=17792×112÷124=16070N

　　搬运车在负载上升时要克服油缸自身支承的力和提升力N2而做功，所以可得油缸的总输出力N3：

　　N3=[(m1+m2)×9.8-2182]+16070=37408N

　　取传动效率η=0.95

　　油缸的输出力：

　　P=N/η=39377N

　　设计油缸为柱塞缸，杆径大小:

　　d=■=55.7mm

　　根据机械手册第五卷，GB/T2348液压缸活塞杆外径尺寸系列，选用d=70mm。

　　根据液压缸活塞杆径为70mm，外协缸筒，其内径为80mm，外径为95mm，额定压力为20Mpa。

　　2.油缸的行程:

　　因为设计要求搬运车的起升行程为(205-85)mm，所以油缸的设计行程和托盘车的行程一致，行程为120mm.

　　3.塞杆稳定性验算：

　　L/d=568/70=8<10

　　L—柱塞缸总长度。

　　因为活塞杆的计算长度与活塞杆的直径之比小于10，所以不用进行纵向稳定性校核，具有足够强度和稳定性。

　　4.液压泵的排量的确定：

　　设计要求搬运车的起升速度为v=20mm/s,

　　油缸的起升速度V1=V=20mm/s。

　　油缸的流量：

　　Q=πr2×20=0.077L/S

　　V排量=Q/N=■=1.6ml/r

　　N——电动机的转速，2800r/min.

　　考虑到液压泵的泄漏，根据泵的标准值选用液压泵的排量为1.6mL，工作压力为14Mpa，额定压力为18Mpa。

　　5.电动机功率的确定：

　　前已确定液压泵的工作压力为14Mpa，取泵和电机的总效率np=0.8，泵的总驱动功率:

　　P=■=1.45KW

　　验算其他工况时，液压泵的驱动工率均小于或近于此值，查产品样本选用2.0KW，24V的直流电动机。

　　三、爬坡能力设计

　　第一部做受力分析：

　　m=2700kg (叉车自重+额定载荷)

　　g=9.8N/kg

　　G=26460N

　　F1=Gsin(2.86)°=1320N

　　F2=Gcos(2.86)°=26400N

　　第二步支反力的计算

　　根据受力分析，整机在斜面上受到重力和前后轮支反力。按照受力平衡，力矩平衡，可以计算驱动轮支反力和支撑轮支反力。

　　N1=14200N

　　N2= F2-N2=12200N

　　第三步摩擦力：

　　叉车在斜面为2.86°上运动时，可根据重心位置求得前后轮子的支反力N2=12200N，N1=14200N

　　后轮着地的轮子为驱动轮,直径为250mm，前轮四个轮子的直径相等，受力相等，直径为75mm。

　　使前后轮滚动所要的摩擦力：

　　f1=■=■=90N

　　f2=■=■=260N

　　δ—摩擦系数，混凝土道路的摩擦系数为0.8。

　　在2.86°斜面上的行走的总驱动力

　　F=F1+f1+f2=1670N

　　托盘车在额定载荷爬坡时的速度：

　　V=2.7km/h=0.75m/s

　　行走功率P1：

　　P1=FV=1670×0.75=1252W

　　取电动机和齿轮的总传动效率为0.85，则电动机的功率为

　　P2=1252/0.85=1473W

　　考虑到叉车爬坡时间比较短，电机一般允许短时超载25%，电机的额定功率还可以采得少一些：

　　P=■=1178W

　　根据驱动电机的规格，取额定功率为1.2kw,转速2500r/min，24V的直流电动机。

　　综上，动力部件选型如表1所示：

　　表1动力部件选型结果

　　本文以市场需求最大的额定载荷为2000kg的电动托盘搬运车为例，按照使用需求，选取参数，分别从起升能力和爬坡能力两个方向设计了对应的动力选型，详细展示了计算方法，便于广大厂商及设计者探讨，为托盘搬运车类产品性能的改进和提升提供参考。C

　　(作者单位：赵腾、刘兵——中机科(北京)车辆检测工程研究院有限公司;吉江峰——河北众力专用车辆制造有限责任公司)