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平衡
电动叉车
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平衡重式电动叉车总体设计及工作装置设计,平衡,电动叉车,总体,设计,工作,装置
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xxxx毕业设计 第99页1 绪论 电动叉车具有它体积小，重量轻，结构紧凑，低噪音，低污染，低成本，操作灵活，它可以在工作场所狭小的房间里工作。随着科学技术水平和文化意识的增强，现在产品设计已经从殉情能转移学说（形式追随功能）（形式追随情感）。不仅设计作品，以满足用户的身体需求，也能满足的心理需求。随着工业设计的不断发展，谁设计的技术为主要对象转变为技术，以用户为中心的设计，运用工业设计方法和技术成为专门的人类受试者的研究。对于卡车的设计，考虑到各种功能，体形外部技术层面的指标也越来越引起用户和业界的广泛关注。除了可靠性，性能优越的人机界面通用卡车造型，线性样式，颜色感知和其他视觉效果的舒适度，并且它们具有较高的要求。如何使卡车出原始生产者的重功能，自然光模式形设计的，适应不同用户需求的产品;如何加入WTO对中国的叉车制造企业的冲击和影响后，以满足国外产品;考虑如何建立一个综合功能的技术，人际关系和现代设计方法的形式，是我的新设计，色彩妥善处理，人际关系的协调，保障给人良好的视觉效果和生产条件宜人，美化环境，提高工作效率不错。我们的1.1地位卡车外观设计 我们的汽车产业起步于20世纪50年代和六十年代。机械行业，几家国内企业的技术人员联合开发，联合设计，并选用前部的领导下，那么当计划经济模式，根据不同类型的卡车（吨位）分配给各制造企业。进入80年代以后，逐步减少计划经济的束缚，根据每个公司自身的技术，资源和基础上，向上，向下，建立一套共同的不同类型的产品实力，在原有的模式，技术主要集中在动力系统，液压系统为核心。在20世纪90年代后期，随着国际林德，丰田等大公司的产品的进入，国内叉车制造行业形成了很大的冲击。为了迎接挑战，国内企业在钣金，动力系统，液压系统，装配工艺和身体其他部位进入了很多技改，引进了大量的数控加工设备和生产线，技术，技术已被极大的提高。但是，国内企业更是落后于设计，主要以模仿为主的日本企业的设计。在模仿的过程中，由于加工的限制，整体效果差强人意，尤其是许多不足体形，主要在以下方面：（1）采用直线形态依然刚性，旧的，臃肿，不符合现代审美情趣的整体形式的;（2）线性混乱，不协调的身体比例，身体暴露较多，布局凌乱，松散的，可怜的视觉稳定性的结构;（3）很少考虑人体工程学的舒适操作的合理性;（4）单色，旧，暗调，缺乏变化，布局和整体缺乏协调和统一，商标，标志和其他配件。2叉车总体方案设计 毕业是本科教学的重要教学是技术课程和相关课程，在未来完成设计一个全面的课程内容。卡车的设计是为了提高学生的制度分析和综合能力，机械设计，通过详细设计机电一体化系统设计能力，掌握有效的方法，实现了生产过程自动化设计的能力。通过实现这一要求的教学：（1）按照设计，在一个集成的方式实际使用他们获得知识讲座（机构分析与综合，机械原理，机械设计，液压与气动技术等）的理论，使这方面的知识得到巩固和发展，使理论知识与生产紧密。因此，卡车设计是一个综合性的课程设计后，专业基础课和专业课。（2）卡车设计机械工程及自动化专业的学生一个相对完整的机电一体化机械设计。在设计上，学生的能力，以机械分离机的设计，树立正确的设计，掌握了基本的方法和步骤机电一体化机械产品的设计并为机械设计自动化了良好的基础。（3）设计，使学生能熟练使用相关的参考材料，计算图表，手册，书籍和规范;熟悉相关国家标准和部颁标准，完成的工程技术人员，在整体设计的机械方面必须具备的基本技能培训。（4）煤炭生产。2.1确定总体方案设计建立原则2.1.1计划毕业设计的题目是卡车的设计。作为一台机器专为明确的原则要求的各个方面。（1）设计的卡车，以便能够以控制的控制的整个系统中，通过一个预定动作驱动以实现准确，完整的设计任务;（2）设计了整车结构尺寸要合理，要有一个良好的工艺，易于制造，安装方便。离开的各种控制电路或铺设液压油出合理的空间;（3）设计在最大一个整体载重负荷，以便能够满足强度要求。此外，为了提高其瞬间振荡冲击性能，应留有一定的强度和电源冗余。原则是固定的大框架，在设计过程中，而且在后续的前提下的框架，做，才能达到良好的工艺设计，效率，积极运用各种优化方法的一些变化灵活。2.1.2设计方案的规划一、叉车运动方式的选择叉车，不仅要求能够顺利的实现动作，而且还要求这种有目的的动作能够有耗时短、动作迅速，效率高，能耗小的特点。所以，在设计叉车的时候，我们就要根据现场的实际使用需求来最优化的选择它的动作实现方案。本设计中的叉车，在实际生产中主要要求实现的任务是：在工厂、仓库、港口码头、机场或工地完成叉取、搬 、堆垛等作业的一种工程车辆。在综合考虑了各种方案后，我选择了以下方案：(1)货叉实现叉取、搬 、堆垛等工作；(2)起升液压缸实现货叉的上升 /下降；(3)倾斜液压缸实现货叉前倾 /后倾；(4) 控制部分实现整机的操作控制；(5) 液压传动系统实现动力的传递和转换。二、叉车驱动方式的选择设计叉车时，选择哪一类驱动系统，要根据叉车的作业要求、叉车的性能规范、控制功能、维护的复杂程度、运动的功耗、性能与价格比以及现有条件等综合因素加以考虑。在注意各类驱动系统特点的基础上，综合上述各因素，充分论证其合理性、可行性、经济性以及可靠性后进行最终的选择。工业机械较之其他如教育、医疗或科研等其他用处机械，显示出的主要特点就是输出功率大，需承受载荷重。因此，在本次设计如此定位的情况下，选择了液压传动方式。相比较其他的传动方式，如电动、气动、机械传动等方式，液压传动方式有着自己独有的优点：(1)液压传动能在运行中实线无级调速，调速方便且调速范围比较大，可达100：12000：1。(2)在同等功率的情况下，液压传动方式装置的体积小，重量轻，惯性小，结构紧凑（如液压马达的重量只有同功率奠基重量的1020），而且能传递较大的力或转矩；(3)液压传动工作比较平稳，反映快冲击小，能高速启动、制动和换向。液压传动装置的换向频率，回转运动每分钟可达500次，往复直线运动可达4001000次；(4)液压传动装置的控制、调节比较简单，操纵比较方便、省力，易于实现自动化，与电气控制配合使用，能实现复杂的顺序动作和远程控制；(5)液压传动装置易于实现过载保护，系统超负载，油液经溢流阀回油箱。由于采用油液做工作介质，能自行润滑，所以寿命长；(6)液压传动易于实现系列化、标准化、通用化，易于设计，制造和推广使用；(7)液压传动易于实现回转、直线运动，且元件排列布置灵活。制约因素较少；(8)液压传动中，由于功率损失所产生的热量可由流动着的由带走，所以可避免在系统某些局部位置产生过度的温升。当然，相比其他传动方式，液压传动由于其工作方式的特殊性，也存在一些缺点：(1)液体为工作介质，易泄漏，油液可压缩，故不能用于传动比要求很高的场合。(2)液压传动中有机械损失、压力损失、泄漏损失，效率较低，所以不宜作远距离传动。(3)液压传动对油温和负载变化比较敏感，不宜在底、高温度条件下使用，对污染也很敏感。(4)液压传动需要有单独的能源（例如液压泵站），液压能不能像电能那样从远处传来。(5)液压元件制造精度高，造假高，所以需要组织专业生产。(6)液压传动装置出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。2.1.3方案设计内容总结本次设计要求，能够鲜明地体现机电一体化的设计构思。所谓机电一体化技术，是机械工程技术吸收微电子技术、信息处理技术、传感技术等形成的一种新的综合集成技术。尽管机电一体化的产品名目繁多，并由于它们的功能不同而有不同的型式和复杂程度，但做功的机械本体部分（包括动力部分）和微电子控制部分（包括信息处理）是其基本的、必不可少的要素。我们选择叉车作为设计题目，无论从内容的深度、分量以及覆盖各科知识面的程度来衡量都是适当的。设计时的主要流程如下：(1)拟定整体方案，特别是机电液的有机结合的设计方案；(2)根据给定的参数选择合适的控制机构；(3)各部件的设计计算；(4)叉车工作装配图的设计和绘制；(5)液压系统图的设计和绘制；(6) 编写叉车设计计算说明书。2.2叉车发动机的选型2.2.1发动机基本型式的选择 根据式气缸结构，有直列发动机，水平相对的和V型等方面的差异。简单的内联结构，维修方便，成本低，质量可靠，宽度小，容易安排，这在中期和减少对卡车和小排量汽车广泛使用。 4L汽油的使用或多或少行，但该行对大排量的发动机，这是不是太大缸径气缸是人数过多，发动机是太长太高，质量过大。因此，在更高级的汽车，重型卡车和重型越野车，增加了使用的V型发动机的。相对于在线V型发动机具有许多优点，它的长度是显著短（约25至30），降低高度，质量减少大约20至30;曲轴箱和曲轴的刚性增大;容易设计尺寸紧凑的高速，高功率的引擎和容易系列，如V6，V8，V10和V12，等等，并且通常为6缸直列，最多8汽缸。对于该车辆的长度被限制，因为V型发动机的长度，短，适合于这些车辆的总体布局，但由于其大的宽度，所以很难在平面板布局。 V型发动机，成本高，它在应用受到限制，用于以上6L的位移和孔大于150mm的汽油和柴油比12L的。低和容易平衡对置式发动机的水平，水平对置气缸发动机已经涂布在微型车。通过冷却，水冷和气冷发动机是另一种类型的点。水冷发动机冷却均匀，可靠，散热性好，缸变形小，缸盖，主要部件如活塞，高可靠性较低的热负荷;很好地适应动力发动机的冷却要求;发动机也容易采取措施来提振（额外水箱，水泵产量增加）加强散热;噪音小;汽车是容易解决的加热。因此，大多数的汽车都采用了水冷式发动机。但其性寒的表现显著受温度的影响，设计中应考虑避免炎热天气出现发动机过热。风冷发动机冷却系统结构简单，维修方便;在沙漠炎热和干燥的地区，寒冷地区使用的适应性，没有发动机过热和冻结故障;也消除了铜水箱的消耗。然而，大口径的冷却风冷发动机不统一;热负荷的头和高可靠性等相关部件，更少的水冷却;嘈杂的;油耗高，已经只能在小排量发动机安装微型汽车在其他类型的汽车应用更加适用。大风冷发动机，同时，也能获得更高的性能，但是需要使用更多的结构，工艺措施，成本较高的。2.2.2发动机主要性能指标的选择1.发动机最大功率及其相应转速发动机功率愈大则汽车的动力性愈好，但功率过大会使发动机功率利用率降低，燃料经济性下降，动力传动系的质量也要加大。因此，应合理地选择发动机功率。设计初可参考同类型、同级别且动力性相近的汽车的比功率进行的估算，比功率值可由表选取。亦可根据所要求的最高速按下式计算出： (1-4-1)式中 发动机最大功率，kw;传动系的传动功率，对单级主减速器驱动桥的式汽车取；汽车总质量,kg;重力加速度，m/s2 ;滚动阻力系数，对载货汽车取0.02，对矿用自卸汽车取0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取；最高车速，km/h;空气阻力系数，轿车取0.40.6，客车取0.60.7，货车取0.81.0；汽车正面投影面积，m2,若无测量数据，可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算：对轿车 对载货汽车按式（1-4-1）求出的应为发动机在装有全部附件下测定时得到的最大有效功率或净输出功率，它比一般发动机特性的最大功率值低12%20%。在整车选型阶段还应对发动机最大功率时的转速提出要求，因为它不仅影响发动机本身的技术指标和使用性能及寿命，而且影响整车的性能（例如）、传动系的寿命以及对主减速比的选择。近年来，随着车速的提高，发动机转速也在不断地提高。同时，提高发动机转速也是提高其功率、减小其质量的有效措施。但提高转速会使活塞的平均速度加快及热负荷增高、曲柄连杆机构的惯性力增大而加剧磨损，导致寿命下降，并加大振动和噪声。因此，发动机转速的提高也有一定的限度。当前，轿车汽油机的大多为40006000r/min;轻型货车汽油机的大多为38005000r/min；中型货车汽油机的多为32004400r/min，某柴油机的多为22003400r/min；重型货车柴油机的多为18002600r/min；轿车和轻型客车、轻型货车用的小型高速柴油机的多为32004200r/min；应根据汽车与发动机的类型、最高车速、最大功率、选用的活塞平均速度、活塞冲程、缸径、缸数、工艺水平因素来合理的确定。2.发动机最大转矩及其相应转速发动机的最大转矩及其相应转速对汽车的动力因数、加速性能及爬坡性能等动力特性都有直接影响，而其转矩适应系数，即最大转矩与最大功率下的转矩之比值，则标志着汽车行驶阻力增加时发动机沿着外特性曲线自动增加转矩的能力。显然，值大则换档次数可减少，从而油耗也可降低。这对经常行驶在山区道路的汽车来说是很适宜的。但对高速车，在发动机最大转矩值相同的情况下，转矩曲线平一些（即值小一些），汽车的高速动力性就要好一些。因此，在汽车的选型阶段，就应针对所设计汽车的类型、用途、道路条件等情况合理地选择发动机的，。汽油机的值多为1.21.35，但近年来汽油机高速化结果使其转矩适应系数值也有所下降，有的低至1.1左右。车用柴油机的值多在1.11.25（带校正器时）和1.051.10（不带校正器时）。当发动机的最大功率及相应转速确定后，可按下式求发动机的最大转矩（单位为）： （1-4-2）式中 发动机的转速适应系数； 最大功率时的转矩，； 最大功率，kw； 最大功率的相应速度，r/min。 发动机最大转矩的相应转速的选择原则，是使与保持适当关系。因为过于接近，则会使直接档最低稳定车速偏高，导致在通过繁忙的交叉路口时换档次数变多，甚至需要增多变速器的档位数。因此，称为转速适应系数的与之比不宜小于1.4，通常/=1.42.0，并由发动机设计保证。发动机适应性系数上述的转矩适应系数与转速适应系数/之乘积，能表明发动机适应汽车行驶工况的程度，称为发动机适应性系数，并表达为 (1-4-3)值愈大，则发动机的适应性愈好。采用值大的发动机可减少换档次数、减轻司机的疲劳、减小传动系的磨损和降低油耗。现代发动机的适应性系数值对汽油机=1.42.4；对柴油机=1.62.6本设计选用的发动机型号：大连6113BG额定功率：112/2200kw/rpm最大扭矩：500/1600Nm/rpm轮胎：前轮：4X10.00-20-16PR 后轮：2X10.00-20-16PR传动形式：液力传动额定起重量（kg）：10000最大起升高度（mm）：4000载荷中心距（mm）：600最大起升速度（满载）（mm/s）：320门架倾角 前/后（deg）：6/12行驶速度（空载）（km/h）：前进：26 后退：26最小转弯半径（mm）：4000爬坡度（%）：20全长（G）（mm）：5775全宽（H）（mm）：2280全高（J）（mm）：3515护顶架高度（mm）：2830轴距（L）（mm）：2800轮距（L）（mm）：前：1700 后：1800轮胎：产品名称： 10.00-20-16PR (Q-9C)规 格： 10.00-20品 牌： 风神标准轮辋： 7.5外直径(mm)： 1055单胎最大负荷（kg） ： 3000单胎充气压力（KPa） ： 810所属类别： 新品推荐层 级： 16花纹代码： Q-9C断面宽(mm)： 278气门嘴型号： Z1-01-7双胎最大负荷（kg） ： 2630双胎充气压力（KPa） ： 740用途：较差路面和山区公路行驶。特点： 牢固的胎面及花纹设计，抓着力强，优良的胎面配方使轮胎具有极佳的抗磨耗性能。适用： 全轮位。3变速箱设计3.1变速箱的构造和原理传输功能（1）改变传动比，以满足牵引的不同需求驱动的条件下，发动机尽可能在有利的条件下，可满足运行速度的要求。（2）实现反向驱动，以满足汽车的需要反向驱动。（3）中断电力传输时，发动机起动，空转，自动换档，或者需要停止时驱动轮被发送到电源中断的功率输出进行。传输分类变速器是由变速传动和转向机构，在必要的时候，可以安装动力输出装置。有该种类的两种方式：在该方式按传动比的变化，并根据不同的方式来操纵分。（1）根据变化的方式分割的变速比，可分为有级变速装置，无级及综合三种。（A）的有级式变速器：有级式变速器是目前应用最广泛的一种。它采用了齿轮传动，与一些值比率。根据不同类型的轮系的，有一个固定的轴传动（普通传输）与旋转变速器的轴（行星齿轮变速器）两种。目前，汽车和轻型和中型货车变速比通常有3-5个前进档和一个倒档，对重型货车变速器的结合使用，有更多的档位。传动齿轮是指其所谓的前进变速档数的数目。（B）的无级变速器：有一定的数值范围内其无级变速比可以是无限多的水平的变化，功率和液压型（动态液体）两者的常见的类型。功率型无级变速器变速DC系列的组件卷绕马达，在除了在手推车的应用，但在超重型自卸车传动系统趋势也被广泛使用。动液式无级变速传动部件为液力变矩器。（C）的全面型发送：指变矩器和齿轮式的有级变速器包括液压机械传动，最大之间内的可用装置和传动比的一些最小范围为不停水平的变化，目前应用较多。（2）通过操作方式分割，传输可分为强制操作时，自动和半自动转向操纵三种。（一）强制转向变速箱：直接操纵驾驶员换档杆。（B）的自动转向变速箱：选择和换档的传动比是自动的。简单地操纵油门踏板驱动，它的传输可根据发动机负荷信号和车速信号，换档控制致动器。（C）半自动变速箱操纵：可以分为两类，一类是齿轮自动变速器，手动挡部分（强制性）转变的一部分;另一种是预先选定的与按钮齿轮，在采矿离合器当踏板或释放加速器踏板，换档执行机构本身。（3）传统的齿轮传动传统的齿轮传动分为两个三轴变速器中间轴变速器两种。它们的特点在下面的传动齿轮机构进行了描述。变速箱齿轮机构（1）三轴传动这样前进档变速器主要由输入（第一）轴，中间轴和输出（第二）轴。三轴五速传动装置具有五个前进档和一个倒档，壳体，第一轴（输入轴），中间轴，一个第二轴（输出轴），扭转轴，每个轴齿轮，转向机构等组成的几部分组成。（2）两个传输轴这样前进档变速器是主要由两部分组成的输入和输出轴。与传统的三轴变速器相比，由于只有后一对换档的可传递到动力输出轴的输入轴，所以传输效率高省去中间轴，在一般情况;一个文件是相同的任何要经过一对齿轮，因此，任何一方的齿轮的传递效率和传输效率是不高的三轴直接传动齿轮。传输控制机制传输的传输控制机制允许司机挂起或关闭一个文件，从而改变变速器的运行状态。为了保证传输的可靠运行，传输控制机制应该能够符合以下要求：（1）之后的齿轮联轴节轴套应确保在与环形齿轮适合连接所有（或者滑动齿轮，整个齿长度被带入接合）。下振动的条件下，控制机构应保证没有自齿轮传动或自脱档。与在操作机构的自锁装置做到这一点。（2）为了防止同时把两者离开传动齿轮卡住或损坏，设置有一个互锁装置操作机构。（3）为了防止误操作倒档当车前进，从而损坏与在操作机构的反向锁定装置的组件。通用齿轮（一）概述在汽车传动系统和其它系统，为了实现某些动力传递轴交叉或经常变化的致动器之间的轴的相对位置必须是普遍的。通用齿轮一般由万向节和传动轴，偶尔也有中间的支持，主要表现为以下位置：前置发动机后轮驱动的传动和驱动桥车辆之间。当传输和驱动轴之间的距离，传动轴应分成两个或多个段，和设置一个中间支撑。驱动桥之间或多轴驱动汽车分路器之间的驱动桥和驱动桥。由于框架的变形，这将导致两个传动部件之间的相互位置的轴线之间的变化。汽车和差之间独立悬挂。在驱动器和轮之间转向轴差速器。动力输出装置和车辆转向机构。（二）万向节万向支架角来实现的动力传动部件变更为需要变更驱动轴线方向的位置。分类（1）关节按接头在相反方向是显而易见的弹性接头可以分为刚性和柔性关节。刚性节点可以分为（常用的为横轴）的非等速万向节，准等速万向节（如双万向节）和等速万向节（例如球保持环指关节）三种。（2）不等速万向节十字轴万向节的刚性没有被广泛用于汽车等速万向节，允许最多15两个相邻的旋转轴旋转角20。被一个，两个万向节叉和四个滚针轴承等部件交叉轴万向节十字轴。两万到磁轭和孔中两对十字轴轴颈设置。这样，当驱动轴转动时，从动轴可以随其旋转，但也对在任一方向的十字轴摆动。之间的十字轴轴颈和万向节叉孔针含有轴承，滚针轴承外圈轴向定位由卡。为了润滑轴承，十字轴通常安全注射喷嘴和通道访问日志。从注射喷嘴润滑油注入针轴承的十字轴轴颈。刚性万向接头十字轴具有结构简单，传动效率高的优点，但在两轴角度的情况下是不为零，就不能传递等角速旋转。当以下两个条件可以由变速器输出轴的驱动轴的输入轴的等速驱动来实现：（1）轭轴端在同一平面上;（2）在第一两轴万向支架角1和等于2之间的第二两轴万向支架角之间。因为在旅行，相对的传输击败桥，它是不可能在任何时候1=2，其实，我们能够做到近似恒定的速度传动来驱动桥。另外，在上述的传输，所述轴间角，驱动轴的更不均匀旋转，从而导致额外的交变载荷也更大，更不利于机械寿命，而且也降低传输效率，因此，在一般的布置，我们应该最小化这些轴之间的角度。（3）准等速万向节常见的准等速万向节的双三针型两种，这与双十字轴万向节执行原则的工作原理是相同的定速变速器。双万向接头轴的长度实际上是减少到最小双十字轴万向恒定齿轮，双向交叉等效万向接头轴和结束于在同一平面上的叉子。小，输出轴和输入轴的角度，在从靠近垂直线的交点在两个圆弧轴所述1，2，使得该差别是很小的轴，可以使两轴角速度几乎相等，所谓的双万向节的等速万向节为准。（4）CVJ汽车作为等速万向节保持架节目前在使用中，有一个叉球窝接头或自由三个枢转接头。结构球笼，恒星内部驱动轴设置连接到所述外表面单键具有形成在6场比赛的弯曲凹槽。在球形壳对应弧形凹部6的内表面，外座圈形成。六个球被安装内侧和六组轨道的空间外，并设置在所定义的相同平面上的固定器。配备了驱动轴（和星套）外球面球输出。球笼式等速万向力6球的承载能力大，最大扭矩传动部件全部在42，两轴结构紧凑，拆装方便的角度，广泛应用于（C）驱动桥从主减速器，差速器，半轴驱动桥和驱动桥壳等组成。其主要功能是发动机功率的通用传输通过减速来将增加分配给驱动轮的转矩。通常分为非驱动桥断开断开两种。1.非断开驱动桥非断开驱动桥也叫整体驱动桥，其中包括驱动桥壳，主减速器，差速器和半轴组成。由中间和上刚性地连接到其上的壳体，其由悬挂和主体或框架连接的两侧轴驱动桥最终传动装置壳体上。车轮的两侧安装在该刚性轴，轴和轮不可能在横向平面内的相对运动。输入功率的驱动桥第一到达最终传动小齿轮，之后主减速器转矩增加，然后分配到左，右轴差速器，最后传递到驱动车轮。2.断开驱动桥为了适应和独立悬架，驱动桥壳需要成块铰接，越保留唯一主齿轮壳体（或与车轴管的一部分）部分中，主齿轮壳固定到车架或车身上，这就是所谓的分离式驱动桥驱动桥。上下跳跃，以满足独立的车轮，车轴和车轮与差速器万向节段之间也分段之间的需求。驱动桥具有转向功能，也被称为转向驱动桥。前轮驱动的车辆驱动桥前桥。3.2变速箱的结构方案图3.3变速箱主要参数的选择已知条件：行驶速度：慢速 3.5快速 5.65倒档速 2.23.3.1变速器挂慢速档时参数选择传动装置总效率：1输送机主轴效率功率： Kw2 输送机主轴转速： r/min3 传动装置总效率：选取: 弹性柱销联轴器效率： 深沟球轴承效率： 圆柱齿轮啮合效率： 齿轮搅油效率： 输送机效率： 总效率： 4 发动机输出功率： Kw为满足变速器的设计要求，应正确地选择各参数，由于变速器工作条件复杂，目前尚不能用纯理论方法得到这些参数。变速器起着变换发动机扭矩的作用，变速器中齿轮有关参数的大小与发动机扭矩有直接关系，因此在选择主要参数时，常以发动机最大扭矩为依据。分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：2. 根据公式：试分配传动比： 第一级齿轮传动：第二级齿轮传动：则：传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： Kw Kw Kw Kw计算各轴输入转矩： Nm Nm Nm Nm将上述结果列于表中：轴号转速功 率转 矩1 r/minKw Nm2 r/min Kw Nm3 r/min Kw Nm4 r/min Kw Nm3.3.2变速器挂快速档时参数选择1输送机主轴效率功率： Kw2 输送机主轴转速： r/min3传动装置总效率： 选取弹性柱销联轴器效率： 深沟球轴承效率： 圆柱齿轮啮合效率: 齿轮搅油效率： 输送机效率： 总效率： 4 发动机输出功率： Kw分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：2. 根据公式：试分配传动比： 第一级齿轮传动：第二级齿轮传动：则：传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： Kw Kw Kw Kw计算各轴输入转矩： Nm Nm Nm Nm将上述结果列于表中：轴号转速功 率转 矩1 r/minKw Nm2 r/min Kw Nm3 r/min Kw Nm4 r/min Kw Nm3.3.3变速器挂倒档时参数选择1输送机主轴效率功率： Kw2 输送机主轴转速： r/min3传动装置总效率： 选取弹性柱销联轴器效率： 深沟球轴承效率： 圆柱齿轮啮合效率： 齿轮搅油效率： 输送机效率： 总效率： 4 发动机输出功率： Kw分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：2. 根据公式：试分配传动比： 第一级齿轮传动：第二级齿轮传动：第二级齿轮传动：则： 传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： Kw Kw Kw Kw Kw计算各轴输入转矩： Nm Nm Nm Nm Nm将上述结果列于表中：轴号转速功 率转 矩1 r/minKw Nm2 r/min Kw Nm3 r/min Kw Nm4 r/min Kw Nm5 r/min Kw Nm3.3.4中心距确定第一轴、第二轴与中间轴的中心距A大小对变速器的体积和重量有很大的影响，其值可按下式初选 mm式中 发动机最大扭矩，N.m;=500 N.m K中心距系数，与车型、使用条件有关，取K=17；所以mm3.3.5齿轮模数确定所选模数的大小应符合JB111-60规定的标准值，第一轴常啮合齿轮是直齿轮，mm mm 根据机械设计工程学P138表83选取m=5 。（1）慢速档齿轮是直齿轮 mm，式中为变速器慢速档的最大扭矩，其值为，Nm变速器慢速档速比；变速器效率，等于0.96；所以： Nm可得 mm（2）快速档齿轮是直齿轮mm，式中为变速器快速档的最大扭矩，其值为变速器快速档速比；所以： Nm可得 mm（3）倒档齿轮是直齿轮mm，式中为变速器倒档的最大扭矩，其值为变速器倒档速比；所以： Nm可得 mm从充分发挥齿轮的强度和工作性能来看，最好是每对齿轮具有各自的模数，考虑到齿轮加工方便，结合本设计实际情况采用滑移齿轮换档，根据机械设计工程学P138表83，此变速器慢速档齿轮、快速档齿轮及倒车档齿轮均采用相同模数，选取m=5。3.3.6齿数分配（1）确定慢速档齿轮的数目慢速档传动比 ，如果和的齿数确定了，则与的传动比可求出。为了求和的齿数，先求其齿数和：，取整根据的值可进行大小齿轮齿数的分配，将中间轴上慢速档小齿轮的齿数尽可能取得少一些，使的传动比大一些，在已确定的条件下，的传动比可分配小些，于是第一轴常啮合齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承，如第一轴常啮合齿轮的齿数太少，设轴承孔后，会使齿轮副太薄，影响齿轮强度。为避免根切，也为了增强小齿轮的强度，必须采用变位齿轮，取，则。当，时，避免产生根切的最小变位系数根据机械设计工程学P187表825等移距传动对于抗胶与抗磨损最有利的变位系数（，）知：当，时，根据机械设计工程学P153表86，此时，y=0, 。（2）对中心距A进行修正 mm确定常啮合传动齿轮副的齿数 而常啮合传动齿轮中心距和慢速档齿轮的中心距相等， 联立、解方程组得，取整得，与2.33相差不大，齿数不必再调整。根据机械设计工程学P187表825等移距传动对于抗胶与抗磨损最有利的变位系数（，）知：当，时，；当，时，；所以，当，时，取插值(3)确定快速档齿轮的齿数快速档齿轮是直齿轮，模数与慢速档齿轮相同m=5。由得， 而快速档齿轮中心距和慢速档齿轮的中心距相等， 联立、解方程组得，取整得，与1.72相差不大，齿数不必再调整。根据机械设计工程学P187表825等移距传动对于抗胶与抗磨损最有利的变位系数（，）知：当，时，。（4）确定倒档齿数倒档与慢速档共用齿轮3，齿轮3的模数m=5。由得：，所以，凑选，。根据机械设计工程学P187表825等移距传动对于抗胶与抗磨损最有利的变位系数（，）知：当，时，。3.3.7齿轮其他基本几何参数与结构图(1)常啮合齿轮 模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 mmmm齿顶高 mm齿根高 mm 齿全高 mm齿顶圆直径 mm mm 齿根圆直径 mm mm 基圆直径 mm mm齿距 mm齿厚、槽宽 mm顶隙 mm中心距 mm齿宽 mm大轮齿宽 mm小轮齿宽 mm大圆柱齿轮外观图：(2) 慢速档齿轮 ， 模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 mmmm 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿全高 mm 齿顶圆直径 mm mm 齿根圆直径 mm mm 基圆直径 mm mm 齿距 mm 齿厚、槽宽 mm顶隙 mm 中心距 mm 齿宽 mm大轮齿宽 mm小轮齿宽 mm (3) 快速档齿轮 ， 模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 mmmm 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿全高 mm 齿顶圆直径 mm mm 齿根圆直径 mm mm 基圆直径 mm mm 齿距 mm 齿厚、槽宽 mm顶隙 mm 中心距 mm 齿宽 mm大轮齿宽 mm小轮齿宽 mm(4) 常啮合齿轮 ， 模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 mmmm 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿全高 mm 齿顶圆直径 mm mm 齿根圆直径 mm mm 基圆直径 mm mm 齿距 mm 齿厚、槽宽 mm顶隙 mm 中心距 mm 齿宽 mm大轮齿宽 mm 小轮齿宽 mm （5）倒档齿轮 ，模数 齿数 ， 压力角 齿顶高系数 顶隙系数 传动比 分度圆直径 mmmm 齿顶高 mm 齿根高 mm 齿全高 mm 齿顶圆直径 mm mm 齿根圆径 mm mm 基圆径 mm mm 齿距 mm 齿厚、槽宽 mm顶隙 mm 中心距 mm 齿宽 mm大轮齿宽 mm 小轮齿宽 mm 3.3.8主要零件的计算a.齿轮强度的计算就汽车变速器齿轮而言，常见的损坏形式是齿面点蚀和轮齿折断。接触应力按下式计算： ，N/mm2 式中N齿面上的法向力, ，N；P圆周力，N； D节圆直径，mm； 节点处压力角；螺旋角；E齿轮材料的弹性模量，N/mm2；b齿轮接触的实际宽度，mm;主动齿轮和被动齿轮节点处的曲率半径，mm， 直齿轮 主动齿轮的节圆半径； 被动齿轮的节圆半径。（1）常啮合齿轮 ，计算载荷按计算，NN, mm，mm，mm根据汽车设计P121表41许用接触应力N/mm2,所以强度满足。（2）慢速档齿轮 ，计算载荷按计算，NN, mm，mm，mm根据汽车设计P121表41许用接触应力N/mm2,所以强度满足。（3）快速档齿轮 ，计算载荷按计算，NN, mm，mm，mm根据汽车设计P121表41许用接触应力N/mm2,所以强度满足。（4）常啮合齿轮 ，计算载荷按计算，NN, mm，mm，mm根据汽车设计P121表41许用接触应力N/mm2,所以强度满足。（5）倒档齿轮 ，计算载荷按计算，NN, mm，mm，mm根据汽车设计P121表41许用接触应力N/mm2,所以强度满足。弯曲强度计算公式直齿轮： N/mm2式中 应力集中系数，可近似取；摩擦力影响系数，主动齿轮和被动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮；被动齿轮；齿轮端面周节，；齿形系数。(1)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(2)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(3)齿轮：齿轮与啮合时， N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2：齿轮与啮合时， N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(4)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(5)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(6)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(7)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(8)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm2(9)齿轮 N，mm, mm根据汽车设计P121表415知， N/mm23.4齿轮公差组的确定：高速轴齿轮的精度等级：小齿轮分度圆直径mm大齿轮分度圆直径mm公称中心距mm 综合考虑三项精度要求，确定齿轮传递运动准确性、传动平稳性、轮齿载荷分布均匀性的精度等级为8级、8级、7级。确定齿轮的应检精度指标的公差或极限偏差：查表得齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿距累积总公差mm，单个齿距极限偏差mm，齿廓总公差mm，螺旋线总公差mm，齿轮副中心距及其极限偏差 mm。查表得齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿距累积总公差mm，单个齿距极限偏差mm，齿廓总公差mm，螺旋线总公差mm，齿轮副中心距及其极限偏差 mm。查表得齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿距累积总公差 mm，单个齿距极限偏差 mm，齿廓总公差 mm，螺旋线总公差 mm，齿轮副中心距及其极限偏差 mm。查表得齿轮的四项应检精度指标的公差或极限偏差为：齿距累积总公差 mm，单个齿距极限偏差 mm，齿廓总公差 mm，螺旋线总公差 mm，齿轮副中心距及其极限偏差 mm。本变速箱的齿轮属于普通齿轮，不需要规定个齿距累积极限偏差。 3.5轴的结构设计及强度计算：3.5.1 第一轴的结构设计和强度计算：(1).初步估算轴的直径：选取合金结构钢作为轴的材料，调质处理牌号=20CrMnTi材料状态=热处理或不热处理bMpa=1080sMpa=8355%=10%=45硬度HB=217试样毛坯尺寸mm=15热处理=热处理工艺参数:淬火处理化学成分=加热温度为:880特性及应用=淬火处理后的冷却方式为:油冷；渗氮淬火根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。 查表取A=115则： mm (2).轴的结构设计： 确定轴的结构方案：该轴的轴承分别从两端装入，由轴套和端盖定位。 轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，根据工作情况选取，则： Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，结构简单，制造容易，更换方便，柱销较耐磨,但弹性差，补偿两轴相对位移量不大，主要用于载荷较平稳，起动频繁，轴向窜动量较大，对缓冲要求不高的传动轴系，工作温度-20700C名称HL型弹性柱销联轴器标准=摘自GB/T 5014-1985 单位=(mm)型号=HL4额定转矩Tn(N.m)=1250许用转速n(r/min)钢=4000许用转速n(r/min)铁=2800轴孔直径d1、d2、dz钢=40;42;45;48;50;55;56轴孔直径d1、d2、dz铁=40;42;45;48;50;55;56轴孔长度LY型=112轴孔长度L1J、J1、Z型=84轴孔长度LJ、J1、Z型=112D=195 D0=150 D1=100 d3=30 l=90 S=3转动惯量(kg.m2)=3.4重量(kg)=22。与输入轴联接的半联轴器孔径mm，因此选取轴段的直径为mm。半联轴器轮毂总长度mm，与轴配合的轮毂孔长度为mm。 确定各轴段的直径和长度： 轴段:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mm。为保证定位要求，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度（mm）略短mm；半联轴器右端用套筒轴向定位，其长度为扳手的有效活动距离和输入轴轴承盖长度之和。此处取为mm。所以，轴段总长为 mm。轴段:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为61910深沟球轴承。宽度mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径mm；为保证轴承的轴向定位用轴套定位，长度为mm，轴段长度应比轴承宽度短mm，确定其长度为mm。轴段：为齿轮轴的齿轮部分，其分度圆的直径为d=80mm,因此其尺寸L=74mm。轴段：为花键轴的花键部分，本设计采用的是矩形花键=（mm），花键键数8，小径,大径，键宽；花键副 GB 1144-87，内花键 GB 1144-87，外花键 GB 1144-87。矩形花键左端与齿轮1连接采用带锁圈有保持架滚针轴承(NA4900)标准=摘自GB/T 5801-1994 参照ISO1206-1982，单位=(mm)尺寸d=25 尺寸D=42尺寸B=17 尺寸FW=30尺寸rs(min)=0.3重量(kg)=0.088矩形花键可以传递较大的转矩，在传动的同时允许相配零件沿轴作轴向移动，并能保持良好的导向性，且对中性好，加工方便。因此其尺寸L=413mm。轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为61910深沟球轴承。宽度mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径mm；为保证轴承的轴向定位用轴套定位，长度为mm，轴段长度应比轴承宽度短mm，确定其长度为mm。 (3).绘制轴的弯矩图和扭矩图：当变速器挂快速档时:计算作用在齿轮上的力: 圆周力：N 径向力：N计算作用在齿轮上的力： 圆周力：N 径向力：N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩H水平面 Nmm NmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm由上述所示求得最大的当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图：当变速器挂慢速档时:计算作用在齿轮上的力： 圆周力：N 径向力：N计算作用在齿轮上的力： 圆周力：N 径向力：N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩:H水平面 Nmm NmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm由上述所示求得最大的当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图：当变速器挂倒档时:计算作用在齿轮上的力： 圆周力：N 径向力：N计算作用在齿轮上的力： 圆周力：N 径向力：N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩:H水平面 Nmm NmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm由上述所示求得最大的当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图：3.5.2 中间轴的结构设计：(1).初步估算轴的直径： 选取20CrMnTi作为轴的材料，调质处理。 由汽车设计P123经验公式（4-22）mm(2).轴的结构设计： 确定轴的结构方案： 该轴（中间轴）为齿轮轴，圆柱齿轮从两端装入，然后分别自两端装入轴承。结构如图：确定各轴段的直径和长度：轴段：为支撑轴颈，预选轴承型号为61912深沟球轴承。其内圈直径mm，宽度mm。锥形挡圈宽度所以，确定轴段直径为mm，长度为mm。轴段：用于安装大圆柱齿轮，用普通平键bh=2012固定，已知轮毂孔直径为mm，长度为mm。同样为了保证定位精度，取轴段长度为mm。轴段：用于安装圆柱齿轮，用普通平键bh=2012固定，已知轮毂孔直径为mm，长度为mm。右端用轴肩定位，长度为mm。轴段的直径为mm。轴段：为齿轮轴的齿轮部分，长度为mm。轴段的直径为mm。轴段：用于安装圆柱齿轮，用普通平键bh=1610固定，键长 mm，已知轮毂孔直径为mm，长度为mm。同样为了保证定位精度，取轴段长度为mm。轴段：为支撑轴颈，预选轴承型号为61910深沟球轴承。其内圈直径mm，宽度mm。轴承由轴承盖和轴肩定位。所以，确定轴段直径为mm，长度为mm。绘制轴的弯矩图和扭矩图：当变速器挂快速档时:计算作用在齿轮上的力：大齿轮上受到的力与小齿轮上的力互为相反力，则： 圆周力：N 径向力：N计算作用在齿轮上的力：大齿轮上受到的力与小齿轮上的力互为相反力，则：圆周力：N 径向力：N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩H水平面NmmNmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图当变速器挂慢速档时:计算作用在齿轮上的力：大齿轮上受到的力与小齿轮上的力护卫相反力，则： 圆周力：N 径向力：N计算作用在齿轮上的力：大齿轮上受到的力与小齿轮上的力互为相反力，则：圆周力：N 径向力：N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩H水平面NmmNmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图当变速器挂倒档时:计算作用在齿轮上的力：轴向力： N径向力： N计算作用在齿轮上的力：轴向力： N径向力： N联立下式： 解得：NNNN求齿宽中点出的弯矩H水平面NmmNmmV垂直面NmmNmm合成弯矩M Nmm Nmm扭矩T Nmm当量弯矩 Nmm Nmm校核轴的强度：查表得 N/mm,材料的许用应力即 N/mm,即99110 N/mm，取 N/mm，轴的计算应力为：所以强度满足要求。弯矩图和扭矩图3.6 轴承的选择与校核第一轴轴承选择名称深沟球轴承标准=GB/T276-1994轴承代号=61910基本尺寸d(mm)=50基本尺寸D(mm)=72基本尺寸B(mm)=12安装尺寸damin(mm)=55安装尺寸Damax(mm)=67安装尺寸rasmax(mm)=0.6基本额定载荷Cr(kN)=35基本额定载荷Cor(kN)=11.2极限转速脂(r/min)=8000极限转速油(r/min)=10000重量(kg)=0.14轴承型号61910的寿命校核计算：1）合力支反力：计算快速档时： N N计算慢速档时： N N计算倒档时： N N2）.轴承寿命：轴承当量动载荷：由于不受轴向力，。计算轴承的总当量动载荷：式中：为轴承在第个动量载荷下工作； 为该轴承在第个动量载荷下的回转次数； 为寿命指数，对滚子轴承； 即轴承旋转次数为，设计要求旋转次数为，满足设计要求。 即轴承旋转次数为，设计要求旋转次数为，满足设计要求。中间轴左端轴承选取轴承为深沟球轴承，轴承代号61912标准=GB/T276-1994基本尺寸d(mm)=60基本尺寸D(mm)=85基本尺寸B(mm)=13安装尺寸damin(mm)=66安装尺寸Damax(mm)=79安装尺寸rasmax(mm)=1基本额定载荷Cr(kN)=35基本额定载荷Cor(kN)=14.2极限转速脂(r/min)=6300极限转速油(r/min)=8000重量(kg)=0.23中间轴右端轴承选取轴承为深沟球轴承，轴承代号61910标准=GB/T276-1994基本尺寸d(mm)=50基本尺寸D(mm)=72基本尺寸B(mm)=12安装尺寸damin(mm)=55安装尺寸Damax(mm)=67安装尺寸rasmax(mm)=0.6基本额定载荷Cr(kN)=12.8基本额定载荷Cor(kN)=11.2极限转速脂(r/min)=8000极限转速油(r/min)=10000重量(kg)=0.14重量(kg)=0.18轴承的寿命校核计算： 1）支反力：计算快速档时： N N计算慢速档时： N N计算倒档时： N N2）轴承寿命：轴承当量动载荷：由于不受轴向力，。计算轴承的总当量动载荷：式中：为轴承在第个动量载荷下工作； 为该轴承在第个动量载荷下的回转次数； 为寿命指数，对滚子轴承； 即轴承旋转次数为，设计要求旋转次数为，满足设计要求。 即轴承旋转次数为，设计要求旋转次数为，满足设计要求。3.7键的选择与强度校核：花键轴： 花键由机械设计手册（软件版3.0）选取花键数据如下：名称矩形花键基本尺寸系列(中系列)标准=摘自GB/T 1144-1987单位=(mm)小径d=46规格NdDB=846549键数N=8大径D=54键宽B=9按D定心/W/cm3 :10.4按D定心/F/cm3 :18.3按d定心/W/cm3 :11.4按d定心/F/cm3 :19.5花键的强度计算主要计算挤压应力 N/mm式中所传递的扭矩，N.mm；扭矩在花键上分配不均匀系数；花键齿数；，花键工作高度；键的工作长度；花键平均直径，mm；花键外径；花键内径；所传递最大扭矩 N.mm，所以 N/mm对于有载荷的滑动连接，使用条件良好时取 N/mm，显然，强度合格。中间轴：已知：N/mm, 齿轮2与轴配合时：名称普通平键、导向平键和键槽的剖面尺寸及公差标准=摘自GB/T 1095-1979(1990年确认有效）单位=(mm)轴公称直径d=6575键公称尺寸bh=2012键槽宽度公称尺寸b=20键槽宽度极限偏差较松键联结轴H9=+0.0520键槽宽度极限偏差较松键联结毂D10=+0.149+0.065键槽宽度极限偏差一般键联结轴N9=-0.000-0.052键槽宽度极限偏差一般键联结毂Js9=0.026键槽宽度极限偏差较紧键联结轴和毂P9=-0.022-0.074键槽深度轴t公称尺寸=7.5键槽深度轴t极限偏差=+0.20键槽深度毂t1公称尺寸=4.9键槽深度毂t1极限偏差=+0.20键槽半径r最小=0.40键槽半径r最大=0.60mm mm Nmm键 GB 1096-1979: N/mm满足要求。齿轮7与轴配合时：名称普通平键和键槽的剖面尺寸及公差标准=摘自GB/T 1095-1979(1990年确认有效）单位=(mm)轴公称直径d=5058键公称尺寸bh=1610键槽宽度公称尺寸b=16键槽宽度极限偏差较松键联结轴H9=+0.0430键槽宽度极限偏差较松键联结毂D10=+0.120+0.050键槽宽度极限偏差一般键联结轴N9=-0.000-0.043键槽宽度极限偏差一般键联结毂Js9=0.0215键槽宽度极限偏差较紧键联结轴和毂P9=-0.018-0.061键槽深度轴t公称尺寸=6.0键槽深度轴t极限偏差=+0.20键槽深度毂t1公称尺寸=4.3键槽深度毂t1极限偏差=+0.20键槽半径r最小=0.25键槽半径r最大=0.40 mm mm Nmm键 GB 1096-1979: N/mm满足要求。倒档轴：已知：N/mm, 齿轮8与轴配合时： mm mm Nmm键 GB 1096-1979: N/mm满足要求。3.8确定箱体的基本参数： (取低速轴中心距mm) 机座壁厚 机盖壁厚 mm 机座凸缘厚度 mm 机盖凸缘厚度 mm 机座底凸缘厚度 mm 地脚螺栓直径 mm 地脚螺栓数目 轴承旁螺栓直径 ， mm 机盖与机座连接螺栓直径 ，mm 轴承盖螺钉直径 ，mm 定位销直径 mm 轴承旁凸台半径 查表：mm 外机壁至轴承座端面距离 ，mm 大齿轮顶圆与内机壁距离 ，mm 齿轮端面与内机壁距离 ，mm 机盖、机座肋板厚 mm 通气器：简易通气器4差速器设计4.1差速器的类型及选择差速器的类型选为对称式锥齿轮差速器，常以锁紧系数来表征差速器的性能: 式中：差速时，慢转和快转半轴的力矩； 变速器壳体的力矩； 差速器内摩擦力矩； 取4.2差速器齿轮设计4.2.1齿轮主要参数选择1.行星齿轮数目的选择：采用四个行星齿轮。2.材料的选择大齿轮选用18CrMnTi,渗碳淬火，齿面强度5662HRC，小齿轮选用18CrMnTi,渗碳淬火，齿面强度5662HRC。Hlim=1300N/mm2,FE=700N/mm2， 3.行星齿轮的球面半径式中：变速器行星齿轮背面的球面半径，mm；行星齿轮球面半径系数，；差速器上的计算扭矩，Nm; mm预选节锥距，mm mm4.行星齿轮与半轴齿轮齿数的选择为了得到较大的模数，应使行星齿轮的齿数尽量减小，但一般不小于10，半轴齿轮的齿数与行星齿轮的齿数的比在1.52的范围内。装配关系式中：任意整数； 行星齿数；5.圆锥齿轮模数及半轴齿轮分度圆直径的初步确定行星齿轮和半轴齿轮的节锥角锥齿轮的大端模数取 mm mm6.压力角采用压力角，齿高系数0.8的齿形，由于压力角增大，最少齿数可以减少到10，并且在小齿轮不变尖的条件下，还可由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋向于等强度。4.2.2几何尺寸计算行星齿轮齿数: 半轴齿轮齿数: 端面模数: mm法向压力角: 齿面宽: mm， mm齿宽系数： 查机械设计P94 表6.14得轴交角： 行星齿轮分锥角 大轮分锥角： 分度圆直径： 行星齿轮： 半轴齿轮：中点模数 mm齿宽中点直径： mm mm锥矩R：齿宽系数： 齿宽b: mm 齿工作高： mm齿全高： mm齿顶高： mm mm齿根高： mm mm齿顶圆直径：行星齿轮： mm半轴齿轮 mm齿根角：行星齿轮 半轴齿轮 齿顶角：顶锥角：根锥角：齿侧间隙 mm轴节径向间隙4.2.3行星齿轮轴直径及支撑长度确定行星齿轮中对轴的支撑长度式中：差速器传递的扭矩，Nm；行星齿轮齿数；行星齿轮支撑面中点到锥顶的距离，mm，差不多等于，是半轴齿轮齿面宽中点处的直径，而；支承面允许挤压应力，Mpa;mm mm mm，取 mm4.3齿轮强度计算式中：半轴齿轮计算的扭矩，Nm； Nm行星齿轮齿数；按计算主减速器齿轮的有关数值选取；综合系数按汽车设计图7-41选取；半轴齿轮齿宽及大端分度圆直径，mm； Mpa4.4主减速器齿轮几何尺寸计算小轮分锥角： 大轮分锥角：分度圆直径：小轮： 大轮：锥矩R：齿宽系数：齿宽b: 取 和 b=10m 中小者 b=10m=齿顶高：小轮 mm 大轮 mm （ ）齿高h ：齿根高：小轮： 大轮：齿顶圆直径：小轮mm 大轮mm齿根角：小轮 大轮齿顶角：小轮 大轮顶锥角：小轮 大轮根锥角：小轮 大轮5液压驱动与控制系统的设计前几章介绍了叉车的发展、变速器的设计和差速器的设计过程，这一章将介绍有关液压驱动与控制系统的设计。5.1驱动马达的选择综合考虑选取马达型号：1QJM11-0.631QJM11-0.63型定量液压马达技术参数如下LL1L2L3L4L5DD1D2D3132823333287240148100160g6D4D5D6CBA22010.569M161.5M332QJM型定量液压马达技术参数型号: 1QJM11-0.63排量/Lr(-1): 0.664,0.332压力/MPa|额定: 10压力/MPa|尖峰: 16转速范围/rmin(-1): 5320额定输出转矩/Nm: 983 重量/kg: 28马达的流量计算式中，5.2 举升液压缸的设计计算5.2.1 液压缸主要尺寸的确定如图（5.1）所示：图（5.1）缸筒内径的确定1.初选液压缸的工作压力液压缸工作压力主要根据液压设备的类型来确定的，对于不同用途的液压缸，由于工作条件不同，通常采用的压力范围也不同。初定液压缸的工作压力为=5 MPa。2.确定液压缸的主要结构尺寸本设计系统选用双作用、液压缸固定的单杆式液压缸。设计取液压缸缸体内径等于活塞杆的直径的两倍，即=2。取液压缸回油腔背压为=0.4MPa。当压力油进入无杆腔时，对活塞产生的推力： （5.1） = （5.2）式中 工作过程中最大的外负载，即活塞杆伸出时最大的推力； 液压缸密封处的摩擦力它的精确值不易求得，常用液压缸的机械效率来进行估算； 液压缸的机械效率，一般=0.90.97，设计取 =0.95；将各数值代入公式（5.1）、（5.2），可计算液压缸无杆腔的有效面积： =m=13.2cm 则液压缸的直径： =4.1 cm=41 mm 由=2，可求活塞杆的直径： =0.5=mm 以上计算所得到的D与d值分别按GB234880和GB2348-80圆整到相近的标准直径，以便采用标准的密封元件。圆整后得：D=60mmd=30mm液压缸的壁厚和外径的计算液压缸的壁厚由液压缸的强度条件来计算。液压缸的壁厚一般是指缸壁筒结构中最薄处的厚度。从材料力学可知，承受内压力的圆筒，其内应力分布规律因壁厚的不同而各异。一般计算时可分为薄壁圆筒和厚壁圆筒。由于缸筒和后缸盖采用焊接式连接所以缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料45钢，内径D=60mm，壁厚h=10mm（GB/T3639）。 此时缸筒的外径为：60+20=80mm 液压缸工作行程L的确定液压缸工作行程的长度，可根据执行机构实际工作的最大行程来确定，选取L=2000mm。最小导向长度H的确定当活塞杆全部外伸时，从活塞支承面中点到缸盖滑动支承面中点的距离H称为最小导向长度。如果导向长度过小，将使液压缸的初始挠度（间隙引起的挠度）增大，影响液压缸的稳定性，因此设计时必须保证有一定的最小导向长度。对于一般的液压缸，最小导向长度H应满足以下要求: 式中： L液压缸的最大行程； D液压缸的内径。活塞的宽度B一般取B(0.6-1.0)D取B=50mm缸盖厚度的确定缸筒底部为平面时，可由下式计算厚度: （5.3）式中：缸筒底部的厚度；D缸筒内径；筒内最大的工作压力；筒底材料的许用应力，其选用方法与缸筒壁厚计算相同。代入式（5.3）数据计算，得： 设计根据的实际情况取10mm缸体长度的确定液压缸缸体内部长度应等于活塞的行程与活塞的宽度之和。缸体外形长度还要考虑到两端端盖的厚度。一般液压缸缸体的长度不应大于内径的2030倍。本次设计结果为:800mm,约为13倍，满足要求。液压缸进出油口尺寸的确定液压缸的进，出油口可布置在端盖或缸筒上，进出油口处的流速应不大于5m/s，油口的连接形式采用螺纹连接。所以选取流速为由油泵的供油量:所以油口截面积：再由再结合前述的油管的选取和管接头的选取由GB287881可取：油口连接螺纹尺寸为。5.2.2液压缸的结构设计液压缸主要尺寸确定以后，就进行个部分得结构设计。主要包括：缸体与缸盖得连接结构,活塞杆与活塞的连接结构，活塞杆导向部分结构，密封装置，缓冲装置，排气装置，及液压缸的安装连接结构等。由于工作条件不同，结构形式也各不相同。缸体与缸盖的连接形式缸体端部与缸盖的连接形式与工作压力，缸体材料以及工作条件有关。本设计缸筒与前缸盖采用螺纹连接，缸筒与后缸盖采用焊接。这类液压缸适用于中型液压缸，能承受较大的冲击载荷和恶劣的外界环境条件。缸筒的设计：缸筒的材料：一般要求有足够的强度和冲击韧性，缸筒的材料采用焊接性良好的液压缸筒用精密内径无缝刚管，材料45钢。根据前面的计算结果：主要满足缸筒的外径为80mm, 内径为60mm。缸筒的底端开有油口，其油口的连接。缸筒的技术要求：缸筒内径表面的粗糙度取。缸筒内径应进行研磨不得有纵向和横向刀痕。活塞与活塞杆的连接活塞与活塞杆连接有多种型式，所有型式均需有锁紧措施，以防止工作时由于往复运动而松开。同时在活塞和活塞杆之间设置静密封。密封型式根据工作条件来定。活塞的结构有整体和组合活塞两类。整体活塞可才用活塞环，O形密封圈，唇形密封圈及迷宫密封等。组合活塞可采用组合密封，但结构较复杂，加工工作量大。本设计采用O形密封的设计。这种设计的活塞密封圈结构简单。当活塞和缸筒密封时采用组合密封的设计。这种设计的活塞密封圈密封性好，耐磨性好，结构简单紧凑，工作位置稳定。内部活塞杆和活塞之间的O形密封圈，由于活塞杆和活塞连接配合处的活塞内径为查表选取: 名称O形橡胶密封圈的尺寸与公差标准=摘自GB/T 3452.1-1992 参照ISO3601/1-1988内径d1=30.0内径极限偏差=0.22截面直径d2=1.800.08=*截面直径d2=2.650.09=*截面直径d2=3.550.10=*截面直径d2=5.300.13=-截面直径d2=7.000.15=-活塞的技术要求：设计的活塞选用35号钢。活塞与活塞杆的配合为: 活塞与缸筒的配合为: 外径粗糙度为：活塞杆的设计活塞杆的技术要求：设计的活塞杆选用45号钢。活塞杆和前端盖配合为：；活塞杆表面的粗糙度；强度验算：活塞杆的直径通常是按照液压缸的速度或速比的要求来确定的，然后再校核结构强度和稳定性。先前计算中按照速比确定了活塞杆的直径为。按强度条件校核 当活塞杆的长度时，应按强度条件校核活塞杆直径： （5.4）式中：F-活塞杆推力活塞杆材料的许用应力 式中代入式（5.4）数据计算得：满足强度条件。活塞杆导向部分的结构活塞杆导向部分的结构，包括活塞杆与缸盖、导向环的结构、密封、防尘和锁紧装置等。导向环的结构可以做成端盖整体式直接导向，也可以做成与端盖分开的结构。导向环的位置可安装在密封圈的内侧。本设计采用做成与端盖分开的结构。液压缸的缓冲装置当工作机构的质量较大，运动的速度较高时即运动的速度大于0.2m/s时，液压缸有较大的动量。为减小液压缸在行程终端由于大的动量造成的液压冲击和噪声，必须采取缓冲措施。当停止位置不要求十分准确时，可在回路中设置减速阀或制动阀。当要求准确停止在两端时，可在缸的末端设置缓冲装置。设置在液压缸行程末端的缓冲装置可分为恒节流型缓冲和变节流型缓冲两类。此种缓冲装置结构简单。便于设计制造，但缓冲效果差。液压缸处于工作行程时：其活塞杆的行进速度 v为:式中：v活塞杆的行进速度Q进入有杆腔的流量A活塞面积代入数据计算，得：同上当液压缸处于回程时：其活塞杆的行进速度 v为:其特点说明：当活塞在其走向行程终端时在活塞和缸盖形成两腔封住一部分油液强迫其从细逢中挤出，产生很大的阻力，使工作部件受到制动，逐渐减慢运动速度，达到避免活塞和缸盖相互撞击的目的。两个缸盖的设计:后缸盖的设计：其具体结构见下图，后缸盖上开有进油口、密封槽。前缸盖的设计：内侧开有密封圈的沟槽，伸入缸筒内的缸盖部分也开有密封沟槽。液压缸推力的计算液压缸的效率液压缸的效率包括机械效率和容积效率。机械效率是由各运动件摩擦损失造成的，在额定压力下，通常可取。容积效率是由各密封件泄漏造成的，当采用弹性体密封圈时，总效率为：当液压缸的无杆腔进油时，液压油作用在活塞上的推力F： （5.5）式中 ：D活塞直径 p工作行程时工作压力代入式（5.5）数据计算，得：当液压缸的无杆腔进油时，液压油作用在活塞上的推力F： 式中 d活塞杆直径代入数据计算，得： 缸筒和前缸盖连接处的螺纹选用M903。名称普通螺纹的基本牙型及基本尺寸标准=摘自GB/T 192-1981，单位=(mm)公称直径D、d第一系列=90螺距p=3中径D2或d2=88.051小径D1或d1=86.7525.3货叉前端液压缸设计选用工程液压缸系列，工程液压缸指主要用于工程机械、重型机械、起重机及矿山机械等液压系统中的液压缸，但又并不仅限于上述方面。工程液压缸为双作用，单活塞杆液压缸；安装方式多采用耳环型，按缸盖及缸体联接方式的不同可分为外螺纹联接、内卡键联接及法兰联接，其结构见下图。a)外螺纹联接式b)内卡键联接式c)法兰联接式型号说明本设计选用HSGL40/22AEEZ1,安装方式采用耳环型，缸盖及缸体联接方式为外螺纹联接，缸径D=40mm，活塞杆直径 mm，速度比1.46，速度比，活为塞两侧有效面积A1与A2之比。即 工作压力16Mpa,推力20.11KN，拉力14.02KN，行程S=1500活塞与缸内部密封：名称O形圈径向密封沟槽型式标准=摘自GB/T 3452.3-1988 参照IDO/DIS3601/2单位=(mm)O形圈截面直径d2=3.55沟槽宽度液压动密封或静密封b=4.6沟槽宽度液压动密封或静密封b1=4.8沟槽宽度液压动密封或静密封b2=6.2沟槽深度t活塞密封液压动密封=7.6沟槽深度t活塞密封气动动密封=2.96沟槽深度t活塞密封静密封=3.03沟槽深度t活塞杆密封液压动密封=2.74沟槽深度t活塞杆密封气动动密封=3.07沟槽深度t活塞杆密封静密封=3.24最小导角长度Z(min)=2.85槽底圆角半径r1=1.8槽棱圆角半径r2=0.40.8活塞杆与活塞密封：名称O形圈径向密封沟槽型式标准=摘自GB/T 3452.3-1988 参照IDO/DIS3601/2单位=(mm)O形圈截面直径d2=2.65沟槽宽度液压动密封或静密封b=3.4沟槽宽度液压动密封或静密封b1=3.6沟槽宽度液压动密封或静密封b2=5.0沟槽深度t活塞密封液压动密封=6.4沟槽深度t活塞密封气动动密封=2.16沟槽深度t活塞密封静密封=2.23沟槽深度t活塞杆密封液压动密封=2.07沟槽深度t活塞杆密封气动动密封=2.24沟槽深度t活塞杆密封静密封=2.37最小导角长度Z(min)=2.15槽底圆角半径r1=1.5槽棱圆角半径r2=0.20.45.4驱动系统方案的选择目前叉车驱动液压传动，气压传动，电气传动，机械传动四人。液压驱动的叉车的工作原理是基于压力油为动力来工作，被驱动件的运动速度，这取决于油的气缸（线性或旋转圆筒气缸）速度的体积变化，在和的驱动力大小，它是由单位压力和油中的有效区域的作用来确定。1，液压传动功能输出力小。由于液压流体动力传输介质，它的压缩率更低（高压动态性能也不容忽视），压力可以提供很大的。相同功率下，液压致动器的体积小，重量轻，体积小运动量的生活习惯，以及良好的动态性能。良好的操控性能。液压系统，通过一个控制阀的装置可以很容易地改变系统的压力，流量和方向，以实现无级调节和缓冲定位以适应不同的工作要求。广泛的应用范围。液压传动，正确实现无缝传输，运动平衡，定位精度比气动，良好的自润滑性能好，使用寿命长，易于实现三个。液压系统的缺点是密封性能差，而且对环境的污染性，耐水性差，由于油的粘度 - 温度的性能，限制了液压驱动器只能在室温下进行操作。另外，如果混合气体，这将降低传输机制，低速爬行，声音定位精度，和气动设备成本的刚性相比，高油。由于这些原因，某些情况下，限制了清洁汽车机应用程序。2，设有气动装置系统输出功率系统的小型和大体积。空气具有一定的可压缩性。这么小的输出功率气动驱动系统。控制性能差，由于空气大的压缩性，减振效果差，低粘度无法控制，运动，稳定性差，速度和定位精度是不容易控制，压缩空气小，速度，液压，快速相比运动响应容易得到高速，大的影响，需要额外的缓冲和定位装置。低成本，传输介质是空气，取之不尽，到用于后大气中，没有回收设备，不污染环境，它可以安全地使用易燃，易爆和灰尘的场合。维修方便，适用范围广。空气滤清器堵塞介质，无腐蚀管，由于粘性小，线路损耗，可用于长距离传输，空气压缩机站可以建立液压设备和气动现场设备作为电源，维修方便的集中供应。3，功率驱动单元为动力源的电动驱动马达。通用电气驱动所使用的驱动电机，齿轮，螺杆对三个部分。驱动电机可以大致分为两类。一个用于大功率异步电动机和直流电动机驱动器，以及其他为较小的功率步进电机和伺服电机驱动。驱动器特点1）感应电机和直流电机输出功率大控制性能差成本低，维护方便。用液（气）压传动效率高，易于实现远程自动控制相比。2）步进电机和伺服电机驱动的特点输出功率小，体积小，不需要特别的调整机制。控制和良好的性能。成本高。由于这些特点，步进电机和伺服电机驱动器通常只用在复杂的，高精确度工作的轨迹小的机械驱动系统。4，机械传动装置机械传动是利用凸轮，齿轮，齿条，蜗轮，链条，链轮和杠杆作用和其他机构来完成各种机械。5.5 驱动方案的确定1，在本设计中使用，在液压驱动器具有以下主要优点：各种元素1）液压驱动，它可以很容易地和灵活地根据需要安排;2）重量轻，体积小，低惯性，响应速度快;3）操作简单，容易控制，可以实现大范围的无级调速;4）它可以自动过载保护;5）可自动润滑，没有额外的润滑，使用寿命长。6）易于实现自动化，当与使用电动液压控制的组合，不仅实现了更高程度的自动化，而且还可以实现远程控制。当然，各种驱动方式各有特点，但与其他几个液压传动，液压传动的优势更为突出，同时，尽可能与自动化系统的驱动方式相比，（你可以选择的话，有些需要根据要求，选择），结合设计特点，以及工艺要求，使用条件和具体情况进行综合分析资金充分考虑，最后选出最佳选项为液压驱动的设计驾驶员为导向的设计方法。液压系统的设计的设计分为三个部分：第一部分吊装倾斜部，前叉。6液压系统的常见问题及解决措施液压系统要考虑的问题1）用户应了解的液压系统的工作原理，熟悉操作和调整的位置和把手的旋转等。2）系统应行驶在每次调整手柄前要检查，手轮独立运动的人是否有，电器开关和限位开关的位置是否正常，该工具安装在主机上是正确的，坚定等，然后暴露在铁路和杆部分擦拭，然后开车前。3）当找到，首先启动液压泵控制电路，而不对液压泵的专用控制电路，主液压泵可以直接启动。4）液压油要定期检查和更换，新的液压设备投入使用，使用3个月左右应清洗油箱，更换新油。此后每半年到一年进行清洗和换油一次。5）时，工作正常的工作要经常注意油，在油箱流体温度不应超过60。高油温应尽量降温，并且使用较高粘度的液压油。当温度过低时，应在操作或间歇操作之前进行预热，油温逐渐增加，然后进入正式运行的作业条件。6）检查油，确保系统具有足够的燃料。7）系统应通风排气，无排气系统应来回跑了几次，使其自然排出气体。8）罐应该用密封加盖，通风孔在罐的顶部应设置空气过滤器，以防止灰尘和湿气的侵入。加油应过滤，使油的清洁。9）系统应根据需要配置粗，精过滤器，过滤器应定期检查，清洗和更换。10）以调节压力控制装置，一般是先调节系统压力的控制阀-溢流阀，从开口调零的压力，逐渐增加的压力，使其达到规定的压力值;随后通过调节各电路的控制阀的压力。调整压力安全阀主油泵是通常所需的致动器的操作压力大于10-25。快速运动的液压阀，其压力一般大于10，以调节所需的压力-20。如果通过卸载控制油和润滑油路供给压力时，压力应保持0.3-0.6MPa范围内。调节压力的压力继电器一般应比油压0.3-0.5MPa低。11）的流量控制阀为小流量调节高流动性，并应逐步调整。同步移动流量控制阀致动器也应进行调整，以保证平稳运动。液压系统常见问题解答1）运动部件爬行;2）系统产生的噪音和振动;3）系统压力不足;4）运动部件的速度是不正常的;5）油温度过高;6）减刑或无法正常启动;工作部件是爬行的原因及解决办法由于大的压缩空气，当含有气泡的高压区的液体受到严重压缩的1），油的较小体积将使工作部件产生爬行。措施：在排气系统回路设定的高的部分中，空气排除。2）由于移动部件或摩擦阻力之间的摩擦的相对电阻改变太多，导致工作零件生产的爬行运动。措施：一对几何公差和表面的液压缸，活塞和活塞杆的粗糙度的其它部分有一定的要求;并应确保清洁的液压系统，液压油，以避免灰尘在相对运动部件的表面之间夹入，从而增加了摩擦阻力。表面的移动部件，形成半干摩擦或摩擦之间3）润滑不良，很容易导致爬行。措施：经常检查润滑表面的部分之间的相对运动，以保持良好的它。4）如果气缸的活塞和杆密封件定心是坏的，会有爬行。措施：除去负荷后，应在液压缸独立运作，测得的摩擦阻力，该中心校正。5）液压缸泄漏严重，导致爬行。措施：减少泄漏损失，或增加泵的容量。6）在变化的负荷，导致在燃料供应系统的波动，从而在工作构件爬行的过程。措施：注意使用维护稳定的性能在低流量控制阀，不要试图在气缸和控制阀之间的软管连接，否则会大软管变形，容易出现爬行现象。液压系统温度上升的原因，后果和解决办法在工作液压系统的能量损失，包括压力损失，损失的体积和机械损失在三个方面，这些损失成热，液压系统的油温上升。一般油压系统应在（30-60）的范围内控制，最高不超过（60-70）。温度上升会导致一系列的不良后果：（1）机油粘度下降，泄漏增加，降低了容积效率，甚至影响工作机构的正常运动;（2）油恶化，产生氧化物杂质，堵塞液压元件或狭缝孔，因此它们不能工作;（3）所引起的间隙的部件之间的相对运动是小的，甚至卡住，无法行使不同的热膨胀系数;（4）引起的机器热或机械变形，破坏原有的精度。措施，以确保在液压系统的正常操作温度：1，当高压控制阀，所述设定值时，工作压力应降低，以减少能量消耗;2，所造成的损失的体积和发热液压泵和结泄漏，所有的连接应拧紧，以加强密封;3，当油箱容量小，散热不良，应适当增加油箱容量，提供必要的凉爽时;4，由于油粘度太高，使得内摩擦增大时的热应在低粘度的液压油中使用;5，当管道太薄而弯曲，以便沿着所述流体的压降增加时，温度上升时，应增加的直径，管道的长度，使得通畅油;6，环境温度是如此之高，当温度升高，为使用的绝缘材料和反射器，从而使系统和隔离;7，高压力的外溢不必要的长时间回油箱的油，油温升高，应加以改进电路设计，采用变量泵或卸载措施空气进入液压系统和措施的不良后果空气进入液压系统的不良后果是：（1）使油具有一定的压缩，从而导致系统的噪声所造成的运动部件和爬行振动，破坏稳定工作;（2）易使油生命油氧化变质。补救措施：图1中，空气从水箱到系统的机会较多，如缺乏燃料箱;水泵吸水管侵入油太短;吸入和返回管在水箱太近或不是由一个分离器分离;回油飞溅，搅成泡沫;泵吸空;回流管未插入燃料箱，所以回油出油和罐壁，在油面会产生大量的气泡，与油的空气吸入系统一起。因此，油箱，以保持足够的高度;吸入和返回管线应确保最低油面的下方，两者都使用的隔板;2，螺丝密封不严或管接头，液压元件结合面拧得不紧，外面的空气就会入侵从这些地方;该系统是低于大气压的压力的部位，如液压泵吸入室，吸入和压力油管较高油流率（低压）局部区域下;停止在该系统中，当系统回油的油室通过返回管返回罐工作，部分真空区将形成在这些区域中最有可能侵入的空气。因此，为尽量防止比大气压左右的压力下;各密封件应使用良好的密封装置，螺杆配件和接头都应该进行紧固;过滤泵吸入口的定期清洗，以防止吸抗性增加空气溶解在油释放到系统中;3，对于主液压设备，液压缸优选地设置有排气系统，以消除系统中的空气。究其原因，系统流量不足和解决方案1，由于泵的流量不足，导致流量不足的系统，泵部件应检查是否有损坏，并及时更换或修复损伤容限;其中，由于吸入空气的泵影响泵的流量，它们有措施，以防止空气吸入，可变排量泵变量由于不良的工作组织影响泵的流量响应变量体拆卸，清洗或修理或更换;2，造成分配阀工作流动性差的压力不足，应修理或更换;3，由于不恰当的，当油的粘度影响流量，代替适当油粘度，并注意在油的粘度的影响;4，当不利的交通纾困措施的影响，应采取使其工作;5，由于液压缸，阀门和严重泄漏其他组件，导致流量不足，应采取相应的措施为不同的情况;6，所述流量控制阀调节机构不能正常工作，则损害应根据零件修复或更新，或者打开清洗，调节机构被操作灵活工作正常。液压系统的噪音原因和解决方法图1中，空气进入液压系统噪声的主要原因。由于空气侵入的液压系统，在其较大的低压的区域中，当被压缩的高压区流动，体积突然减小，并且当它流入低压区，在体积突然增加，在突然改变这种气泡的体积产生“爆炸”的现象，造成噪音，这种现象通常被称为“空穴”。出于这个原因，它通常被设置在液压缸的排气装置以排出。另外在车上，所以执行器很快耗尽整个行程来回几次，也是常用的方法;质量差的泵或液压马达，液压传动的噪音通常是一个重要组成部分。可怜的制造质量泵，精度不符合技术要求，压力和流量的波动，石油现象不能很好地去除，密封良好，质量差是轴承噪音的主要原因。在使用中，由于液压泵零件磨损，间隙过大，流量不足，挥发的压力也将导致噪声。面对上述原因，一是选择质量好的液压泵或液压马达，二是要加强维修和保养，例如，如果齿轮齿精度低，你应该有研究齿轮，满足接触的要求表面;如果叶片泵困油现象，应修正配油盘，消除困油的三角槽;如果液压轴向间隙过大和的油量不足时，它应该被修复，以便在允许范围内的轴向间隙;如果泵的选择是错误的，它应该是替换;3，浮雕不稳定，如由于与不适当或锥阀与阀座的接触点在滑阀孔被卡住污垢，潮湿的堵塞弹簧歪斜或失效或卡在滑阀孔移动工作，导致系统压力波动和噪音。在这方面，应注意清洁，明确阻尼孔;上释放单向如果有损坏，或由于磨损超过预定，它应修理或更换;4，阀调整不当，使滑阀移动过快，导致换向的冲击，从而产生噪声和振动。在这种情况下，如果阀是液压阀，它应调整节气门控制电路元件，所以对于光滑没有影响。在操作中，液压阀阀芯被支撑在弹簧，当它是液压泵油或与其他类似的本地振荡器频率的脉冲频率速率的频率会引起振动，噪音。在这种情况下，通过改变管道系统的自然频率，改变控制阀的位置或适当地增加蓄能抗振动噪声。机械振动，如油管细长，无需添加更多肘固定，在油流通过时的，特别是当较高的流速，容易发生摇晃管;电动机和液压泵的不平衡转动部分，或
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