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机械毕业设计车辆工程全套

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CLYX01-029@平衡重式电动叉车设计三维有限元,机械毕业设计车辆工程全套

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1 第 1 章 绪 论 1.1 选题背景、目的及意义 最近 5 年 ， 中国叉车市场的生产和需求量每年的增幅均达到了 25 以上 ，2006 年中国就已经成为仅次于美国的全球第二大叉车消费市场 。 这种快速增长的势头持续到 2008 年 ， 直至被金融危机的爆发打断 。 金融危机的突然到来 ， 致使中国叉车的产销量和出口量都出现了大幅下降 。 由于中国物流产业进入了十大产业振兴规划 ， 中国叉车业又蓬勃发展起来。 我国内燃平衡重式叉车约占 总 销量的 80%，而全球叉车销量中电动叉车比重超过了 50%。这是因为在欧、美、日的叉车市场上，电动叉车已成为主流产 品的缘故。由于我国对环保要求较低、叉车作业更频繁、作业环境较恶劣以及运行成本等因素，较长时间内我国的叉车需求仍将倾向于使用内燃叉车。 近年来，各叉车公司皆以产品种类、系列的多样化去充分适应不同用户、不同工作对象和不同工作环境的需要，并不断推出新结构、新车型，以多品种小批量满足用户的个性化需求 。 内燃叉车以发动机为动力，功率强劲，使用范围广，缺点是排气和噪声污染环境，有害人类健康。环保要求推动了动力技术的更新 ，如： 上世纪 90年代液化石油气 (LPG)叉车、压缩天然气 (CNG)叉车、丙烷叉车等低公害叉车面市，且发展势 头强劲；现在林德 3吨内燃平衡重式叉车尾气排放符合欧洲 号标准。电动叉车具有能量转换效率高、无废气排放、噪声小等突出优点，是室内物料搬运的首选工具，但其受电瓶容量限制，功率小，作业时间短。对室内作业、靠近人群作业以及整个的食品行业而言，电瓶叉车是最好的选择；除了完全没有废气污染外，低噪音也使得作业环境更令人愉快。未来叉车将广泛采用电子燃烧喷射 和共轨技术 。发动机尾气催化、净化技术的发展将有效降低有害气体和微粒的排放。 LPG、 CNG 等燃料叉车及混合动力叉车将进一步发展。新型电瓶燃料电池在各大公司的共同努力下，将克 服价格方面的劣势，批量进入市场，微电子技术、传感技术、信息处理技术的发展和应用，对提高叉车业整体水平，实现复合功能，以及保证整机及系统的安全性、控制性和自动化水平的作用将更加明显，使电子与机械、电子与液压的结合更加密切。未来叉车的发展在于其电子技术的应用水平。如：林德电动前移式叉车采用感应式电子转向系统，给操作者提供变量扭矩反馈以确保完美的控制性能，所需转向力极微。实现以微处理器为核心的机电液一体化是未来叉nts 2 车控制系统发展的主方向 。 对于电动车辆，传统的电阻调速控制器已被淘汰，而新型 M SFET晶体管因其门极驱 动电流小，并联控制特性好且有软、硬件自动保护和硬件自诊断功能等优点，得到广泛采用。串励和他励控制器仍是市场的主导产品，交流控制技术则处于起步阶段。随着交流调速控制系统成本的降低与闭式交流电机技术的成熟，交流电机叉车将会因其功率大、维护性能好而取代直流电机叉车。采用电子转向系统与动力转向比可节能 25%，它可根据叉车使用工作状况，适时控制电机转速，是叉车节能降噪的有效措施。另外， MOSFET 晶体管比电阻式调速可节能 20%，释放式再生制动可节能 5% 8%，采用液压电机控制器和负载势能回收技术可分别节能 20%和 5%。驾驶员的舒适感对保证叉车高效运行非常重要。叉车的驾驶座具有全方位的调节功能：座椅靠背可向后或向前倾斜，座椅弹簧可进行调节，座椅可向后或向前移动。各叉车公司不断优化改进叉车人机界面，使操纵简便省力、迅速准确，充分发挥人机效能，提高作业效率。例如，配备醒目的数字化仪表、报警装置以及故障检测自动仪器，实现工作状况的在线监控；采用浮动驾驶室 (可移动、升降 )，使操纵者获得全方位视野；以集中手柄控制替代多个手柄控制，电控替代手控；以及逐渐将电子监测器和高度显示器作为高升程叉车的标准配置 。 在全球叉车市场格局中，丰田和 林德遥遥领先，年销售收入超过 50 亿美元；而安叉和杭叉在国内叉车市场上称雄，合计市场占有率超过 50%。于我国叉车出口量占海外市场比重仍较低、性价比优势突出以及出口退税导致国内企业出口冲动等理由，预计未来中国叉车出口仍将保持较快增速，未来 3 年，国内叉车销量年增速有望保持在 20%以上，对海外市场的依赖度将加大。出口已成销量增长的主要推进力。 虽然我国现在已经能够生产起重量从 0.5 吨到 45 吨各种型号的电动叉车，但每年仍有近两亿美元的电动叉车进口。据 1996年的海关统计，当年电动叉车进口 1.67亿美元，相当于电动叉车行业的年产值，其中集装箱电动叉车和 电动 叉车进口 0.5亿美元。在这些进口电动叉车当中有些是必要的，有些则完全可以在国内采购。需要指出的是，尽管电动叉车产品已列入进口商检的目录，按规定在 1997 年 7 月 1 日后进口的电动叉车必须进行商检，但到目前为止进口电动叉车还没有进行专业性的商检。而我国电动叉车出口却在实行出口许可证制度，需要进行专业性的商检，达到一等品后才能出口。以至于在国内投资的外商不解地感叹道： “ 向中国进口电动叉车易，从中国出口电动叉车难。 ” 而实际上进口电动叉车的个别项目如 “ 超载 25%安全性 ” 是不符合我国电 动叉车技术要求的。在目前我国的使用状况下，极易发生纵向倾翻，导致人身及财产的损害。 由此可看，电动叉车 在可靠性、舒适性方面距nts 3 发达国家水平依然较大 , 因此对 平衡重式电动的开发 任重道远。 当前，平衡重式电动叉车市场的竞争日益激烈，要求平衡重式电动叉车产品技术更新换代的速度越来越快， 尽管我国物流业尚处于起步阶段 , 物流技术和物流设施与物流发达国家还存在较大的差距 , 这些对我国叉车的发展有一定的阻碍作用 , 但是 , 随着我国政府、企业及民众对物流设备的认识加深 , 我国国际贸易的日益加强 , 外国企业介入中国市场带来先进的 物流经验。我国的 平衡重式电动 叉车发展前景非常好。 但相对于内燃叉车稳定性较差，为满足机动性能高要求，平衡重式电动 叉车设计的非常紧凑，这也带来了一些布置和散热方面的问题。为此，本课题基于计算机仿真平台，应用 AutoCAD （ AutoCAD 是由美国 Autodesk公司于二十世纪八十年代初为微机上应用 CAD 技术而开发的绘图程序软件包，经过不断的完美，现已经成为国际上广为流行的绘图工具。 AutoCAD可以绘制任意二维和三维图形，并且同传统的手工绘图相比，用 AutoCAD绘图速度更快、精度更高、而且便于个性，它已经在航 空航天、造船、建筑、机械、电子、化工、美工、轻纺等很多领域得到了广泛应用，并取得了丰硕的成果和巨大的经济效益 ） 、当前 CAD 领域应用比较广泛的三维软件 Pro/E （ PRO/E 是全世界最普及的 3D CAD/CAM系统被广泛应用于电子、机械、模具、工业设计、汽车、机车、自行车、航天、家电、玩具等各行业 PRO/E可谓是个全方位的三维产品开发软件，整合了零件设计、产品装配、模具开发、数控加工、板金设计、铸造件设计、造型设计、逆向工程、自动测量、机构模拟、应力分析、产品数据库管理等功能于一体 ）、有限元软件 ANSYS，进行平衡重式电动叉车的强度、刚度及稳定性等方面的计算机仿真研究与分析，为我国电动叉车产品的设计、技术开发方面提供更多的理论参考，进一步提高电动叉车的稳定性和可靠性。 1.2 国内外研究现状 我国叉车工业起步于 20世纪五、六十年代。在原机械工业部的领导下，挑选国内几家企业的技术人员进行共同开发、联合设计，然后以当时计划经济的模式，根据叉车的不同型号 (吨位 )分配给各家企业进行制造生产。进入 20世纪 80年代后，计划经济的束缚逐渐减轻，各家企业根据自身的技术、资源力量，在原来的型号基础上向上、向下延伸，普遍 建立起一套不同型号的产品系列，技术上主要以动力系统、液压系统作为核心。 20 世纪 90 年代中后期，随着国际上 Linder、 Toyota 等大公司产品的进入，对我国的叉车制造行业形成了极大的冲击。为了迎接挑战，国内企业在车身的钣金工艺、动力系统、液压系统、装配加工工艺等领域投入了很大的技改力度，引进了大批数控加工设备和流水线，在技nts 4 术、工艺上有了很大的提高。但是国内企业在设计上相对滞后 ，主要以模仿日本企业的设计为主。在模仿过程中，由于受到加工工艺的制约，总体效果差强人意 ，特别是在车身形态方面存在很多不足 。 国际 叉车制造企业对形态更加重视，受汽车形态设计 新锋锐 (New Edge)风格的影响，叉车形态在原流 线型的基础上增加了一些坚挺的块状轮廓明显的线条，流畅中彰显力量、圆润中蕴涵挺拔，叉车形态随社会审美情趣的演变不断地发展变化并成为叉车更新换代的主要手段之一。 2003 年世界叉车展览会的 4款叉车。总体而言，当今世界叉车形态设计的趋势可以用 8个字概括：流线、遮盖、高效、舒适。 1.3 研究内容及研究方法 1.3.1 设计主要内容 本设计的叉车 额定起重量为 2000kg，标准载荷中心距为 500mm，最大起升高度为 3000mm，门架前后倾角为 6/12，最大起升速度（满载）为 340mm/s，最大行驶速度为 12Km/h，最大爬坡度为 18%，最小转弯半径为 2000mm，前轮胎为6.50-10-10PR，后轮胎为 5.00-8-8PR。 利用 AutoCAD、 Pro/E软件完成 叉车变速器、升降油缸、货叉 二维设计及整车三维造型、利用 ANSYS软件对货叉部分 关键零部件进行强度、刚度及稳定性校核。 1.3.2 研究方法 （ 1） 参考 内燃叉车 的资料确定 总体布局 ，举升机构及液压控制系统的设计方案； （ 2） 根据已经确定的相关资料制定平衡重式电动叉车 的总体 方案设计； （ 3） 选取关键零部件进行强度、刚度及稳定性的校核。 具体流程如图 1.1 所 示 ： nts 5 图 1.1 研究 流程图 nts 6 第 2 章 平衡重式电动 叉车设计总体方案 2.1 叉车的定义 与分类 叉车是指对成件托盘货物进行装卸、堆垛和短距离运输作业的各种轮式搬运车辆。属于物料搬运机械。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、堆垛和短距离运输的高效设备 。 叉车分类 ： 1.越野叉车 ： 其基本构造和工作原理与普通叉车相同，但 具有较大的 离地间隙，较大的爬坡能力，更好的稳定性，采用类似于拖拉机的越野轮胎，有时还采用前后桥驱动，其最大特点就在于具有良好的通过性能和越野性能，可用语城镇建设工地和管道铺设等工程建设， 如图 2-1 所示 。 2.集装箱叉车 ：除起重量较大和往往采用集装箱吊具外，工作原理和结构特点与普通平衡重式叉车无异， 如 图 2-2所示 。 3.集装箱 空箱堆高机 ：空箱堆高机的起重量一般不超过 8t，常见为 4t，结构类似于集装箱叉车，虽然起重量不大，但起升高度很大，行驶 速度较高，采用特殊的空箱侧面集装箱吊具， 如 图 2-3所示 。 4.集装箱正面吊运机 ： 集装箱正面吊运机具有机动性强、作业效率高、操作简便等优点，已成为集装箱货场作业的一种重要机型， 如图 2-4所示 。 5.叉装机 ：叉装机在结构上类似于集装箱正面吊运机，知识个头小一些，取物装置还原为货叉，叉装机在底盘方面类似与越野叉车， 如 图 2-5 所示 。 6.伸缩臂式叉车 ： 建筑材料的卸车和短途运输，将建筑材料直接投放到作业点，或给汽车吊、塔吊喂料。 工地各种物料的搬运和场地清理整理。 使用货叉和吊具搬运块状、条状、不规格形状建材；使用料斗搬运散料、平整地面；使用高空作业平台进行高空安装；使用玻璃吸盘安装幕墙；等 如图 2-6所示 。 7.侧面叉车 ：侧面叉车主要用来装卸和搬运长大物品如电杆、木材等。侧叉的门架位于车身的一侧，既可以起升下降，也可以伸出和缩回，能够将货物搁在车体右半边的载物台上搬运。侧面叉车在装卸货物时为了保证稳定性，应伸出支腿液压缸。侧叉的门架系统除伸出机构外与平衡重式叉车无异，转向系统类似于nts 7 汽车，传动系统采用发动机后置，由于 车身的三分之二被门架导轨槽分割，使车架比较特殊， 如图 2-7所示 。 8.手动托盘搬运车 ：手动（液压）托盘搬运车在使用时将其承载的货叉插入托盘孔内，由人力驱动液压系统来实现托盘货物的起升和 下降，并由人力拉动完成搬运作业。工作时舵柄的上、下运动用来操作一个类似于液压千斤顶的装置，带动货叉的后部上升，同时通过一套杆系的传动，使货叉前部的轮子下压，使货叉的前部也同步升起，起升高度一般不超过 300mm，仅限于使货物离开地面，能够被顺利搬运。舵柄在搬运过程中起牵引杆和转向舵的作用。 手动托盘搬运车 是托盘运输工具中最简便、最有效、最常见的装卸、搬运工具。该产品虽然技术含量不高，成本低廉，但用量很大，往往成为企业出口创汇的拳头产品。 如图 2-8所示。 9.平衡重式电动叉车： 车体前方装有升降货叉、车体尾部装有平 衡重块的起升车辆，简称叉车。叉车适用于港口、车站和企平衡重式叉车业内部装卸、堆垛和搬运成件物品。 3吨以下的叉车还可在船舱、 火车车厢和集装箱内作业。将货叉换装各种属具后，叉车可搬运多种货物，如换装铲斗可搬运散状物料等。自行式叉车出现于 1917 年。第二次世界大战期间叉车得到发展。中国从 50年代初期开始制造叉车。 图 2-1 越野叉车 图 2-2 集装箱叉车 nts 8 图 2-3 集装箱 空箱堆高机 图 2-4 集装箱正面吊运机 图 2-5 叉装机 图 2-6 伸缩臂式叉车 图 2-7 侧面叉车 图 2-8 手动托盘搬运车 nts 9 2.2 蓄电池的选择 电动叉车是指以电来进行作业的叉车，大多数都是为 蓄电池 工作。而蓄电池是电池中的一种， 蓄电池是一种能量转换和储存装置，充电时，将电能转换为化学能，加以储存，放电时化 学能转换成电能，输送给电动机。 蓄电池由正、负电极和电解液组成，蓄电池分为酸性蓄电池和碱性蓄电池，实用的酸性蓄电池有铅蓄电池，以硫酸为电解液。碱性蓄电池由于需要贵重金属，成本较高，目前很少用作叉车的能源。我国叉车主要用铅酸蓄电池，铅酸蓄电池正极板上是活性物质氧化铅，负极板上的活性物质是海绵状的纯铅，电解液是稀硫酸溶液。 蓄电池的主要性能参数为电压和容量，蓄电池在指定的放电条件下所放出的电量称为容量 Q,其单位为 A h，蓄电池的容量与放电电流及电解液的温度有关，还与充电电流、电解液的相对密度和纯度有关。 牵引用 的蓄电池工作特点是：持续放电时间长，放电电流比较均匀，不能随时充电。为了不使叉车一次停车充电或更换蓄电池后有较长的使用时间，要求这种蓄电池有较大的电容量。 蓄电池组的额定电压由叉车的起重量选择决定，起重量为 1 2 吨的电动叉车一般选用额定电压为 48v，每个蓄电池 2v 的电压，有 12个电池组成。 对于电动叉车，所有的电机使用同一个电池组，可由下式折算所需要的功 式中 P= WJC -1P w+PJC pP=54KW （ 2.1） wPpP 分别为运行电动机和油泵电动机功率， wp 分别为运行电动机和油泵电动机效率 JC 油泵电动机的工作持续率，即叉车一个作业循环中，油泵电动机工作持续时间与叉车工作循环时间的比值。 已知所需功率，则蓄电池组容量按下式求出： Q=UT .90P=375A h （ 2.2） 式中 T 每作业班内车辆的净工作时间 U 蓄电池组的额定电压 已知蓄电池组容量，通过查表可以选出蓄电池组的型号为 DG-400，容量为 400A h满足使用要求。 nts 10 2.3 行走电机的选择 行走电机驱动传动系统最终向车轮提供驱动力矩， 叉车上驱动行走机构的电动机，称为牵引电动机，经常采用直流串励电动机。这是由于串励电动机具有软的机械特性，能适应车辆的运行要求，且比较经济。这种电动机的励磁绕组与电枢绕组串联，电枢电流增大时，磁极的磁通也增 加，电动机的转矩不仅由于电动机电枢电流增加而提高，同时也由于磁通的增大而提高，在磁极磁通未饱和的情况下，电动机的转矩几乎和电枢电流的平方成正比。因此，可在电枢电流较小的情况下获得较大的转矩。这对减小蓄电池的放电电流，充分利用蓄电池的容量，也有好处。直流串励电动机用于车辆牵引的优点有：可以带载启动，传动系统无需离合器；能正反转，无需倒档，具有自动适应阻力变化的趋势；力矩变化倍数大于电流变化的倍数，对保护蓄电池、延长其使用寿命有利；与液力传动相比，在不同转速下高效区宽。 1.行走电动机功率 满载运行功率： Pm=f(G+Q)Vmax/(3600 t)=0.02（ 3400+2000） 12 9.8/（ 3600 0.86） =4.1KW （ 2.3） Pe=(1.5 2)Pm=2 4.1=8.2KW （ 2.4） 所以电动机取 10KW的 XQ-10： Temax=9549 Pemax/N额 =9549 1.2 10/1200=95.49（ Nm） （ 2.5） 传动比确定： Umax=0.377rn/IminIo Io=0.377rn额 / IminUmax 0.377 0.59/21200/(1.1 0.8 12) ( =1.1) Igmax=(G+Q)( max+f)r/TemaxIo t=9.8 (3400+2000)(0.18+0.02)0.59/2/95.49 12.63806878 0.86=3(0.7 Igmin 0.8取 Igmin=0.8) F-滚动阻力系数， f=0.02 G+Q-满载叉车总重（ N） Vmax-满载最大车速，一般为 10 15KM/H t-传动效率，可取 0.85 0.90 功率 P e=（ 1.5 2） Pm，原因是上坡时功率最大。 由公式得电动机：行走电动机 -XQ-10（ 10KW） 液压泵电动机 XQD-6（ 6KW） 转向电动机 XQD-0.55（ 0.55KW） nts 11行走电动机 -XQ-10（ 10KW）：额定功率 10KW，额定电压 75V，额定电流 165A，额定转速 1200r/min, 最高工作转速 2000r/min,励磁方式：串励，工作制 60min，防护等级 IP20，电机转向：双向，结构形式花键出轴，重量 135KG，推荐适用叉车与功能 1.5-2T行走。 电机的基本参数如表 2-1 表 2-1 电机的基本参数 规格 额定功率 额定电压 额定电流 额定转速 XQ-10 10(KW) 75(V) 165(A) 1200(r/min) 励磁方式 定额 重量 最高工作转速 电机转向 串 60min 135kg 2000(r/min) 双向 2.4 本章小结 本章 的主要内容就是了解叉车的定义，通过计算确定蓄电池、行走电动机的型 号。 nts 12 第 3 章 变速箱设计 3.1 变速箱的结构方案 传动比相差较小，换挡平稳冲击小，采用斜齿轮同步器换挡，换挡更加平稳。由于行走电动机可以双向转动，故可以不在变速器上设置倒档。 变速器的传动路线示意图如图 3-1所示： 图 3-1 变速器的传动路线示意图 一档： 输入轴 二档：输入轴 变速器尺寸如图 3-2， 3-3， 3-4所示 ： 图 3-2 变速器主视图 nts 13 图 3-3 变速器侧视图 图 3-4 变速器俯视图 3.1.1 中心距的确定 中心距： A=Ktemax(1/3)=11 95.49(1/3)=50.2mm （ 3.1） 3.1.2 齿轮参数确定 1.模数：定为 3.0mm,Mn=3mm两个挡模数都取 3mm。 2.压力角 20度 3.螺旋角 =20 度 3.1.3 齿轮齿数确定 1.确定一档齿轮的齿数 一档传动比为 Ig1=Z2/Z1=Igmax=3 斜齿 Zh=2Acos /Mn=2 50.2 cos20/3=31.448 取整为 32 Z1+Z2=Zh =32 得 Z1=8， Z2=23 2.确定二档齿轮的齿数 二档传动比为 Igmin=Z4/Z3=0.8 Zh=2Acos /Mn=32 nts 14 Z3+Z4=Zh=32得 Z3=18， Z4=14 3.1.4 齿轮其他基本几何参数 1.对一档齿轮进行角度变位 端面啮合角 t： tg t=tg /cos =tg20/cos20 得 t=21.17 啮合角 ： cos t=Aocos t/A=51.08/52cos21.17=0.9 得 t=23.65 Tg n=tg tcos n=arctg(tg t cos )=22.37 变位系数 X1+X2=(inv t-inv t)(Z1+Z2)/2tg n=(0.025158-0.017777)(8+23)/2 0.36=0.318 分配变位系数： X1=0.418， X2=-0.1 中心距变动系数 Y=（ A-A） /Mn=(52-50.2)/3=0.6 变位系数之和 X=0.318 齿顶降低系数 Y=x-y=-0.282 2.一档一轴齿轮 齿顶高系数 fo=1 顶隙系数 C=0.25 分度圆直径： d1=MnZ1/cos =3 8/cos20=25.54 齿顶高 Ha1=(fo+X1- Y)Mn=(1+0.418+0.282) 3=5.1 齿根高 Hf1=(fo+c-X1)Mn=(1+0.25-0.418) 3=2.496 齿顶圆直径 Da1=D1+2Ha1=25.54+2 5.1=35.74 齿根高直径 Df1=D1-2Hf1=25.54-2 2.496=20.548 3.一档二轴齿轮 齿顶高系数 fo=1 顶隙系数 C=0.25 分度圆直径： d2=MnZ2/cos =3 23/cos20=73.43 齿顶高 Ha2=(fo+X2- Y)Mn=(1+0.1+0.282) 3=3.546 齿根高 Hf2=(fo+c-X2)Mn=(1+0.25+0.1) 3=4.05 齿顶圆直径 Da2=D2+2Ha2=73.43+2 3.546=80.522 齿根高直径 Df2=D2-2Hf2=73.43-2 4.05=65.33 4.一档齿轮的齿宽系数取 Kc=8.0 则齿宽 b=8 3=24mm 3.2 对中心距 A 进行修正 1.Ao=MnZh/2cos =3 32/2 cos20=51.08 取整 A=52mm 2.对二档齿轮进行角度变位 端面啮合角 t： tg t=tg /cos =tg20/cos20 得 t=21.17 啮合角 t： cos t=Aocos t/A=51.08/52cos21.17=0.9 得 n=23.65 nts 15 Tg n=tg tcos n=arctg(tg t cos )=22.37 变位系数 X3+X4=(inv t-inv t)(Z1+Z2)/2tg n=(0.025158-0.017777)(18+14)/2 0.36=0.328 分配变位系数： X3=0.028， X4=0.3 中心距变动系数 Y=（ A-A） /Mn=(52-50.2)/3=0.6 变位系数之和 X=0.328 齿顶降低系数 Y=x-y=-0.272 3.二档一轴齿轮 齿顶高系数 fo=1 顶隙系数 C=0.25 分度圆 直径： d3=MnZ3/cos =3 18/cos20=57.46 齿顶高 Ha3=(fo+X3- Y)Mn=(1+0.028+0.272) 3=3.9 齿根高 Hf3=(fo+c-X3)Mn=(1+0.25-0.028) 3=3.666 齿顶圆直径 Da3=D3+2Ha3=57.46+2 3.9=65.26 齿根高直径 Df3=D3-2Hf3=57.46-2 3.666=50.128 4.二档二轴齿轮 齿顶高系数 fo=1 顶隙系数 C=0.25 分度圆直径： d4=MnZ4/cos =3 14/cos20=44.69mm 齿顶高 Ha4=(fo+X4- Y)Mn=(1+0.3+0.272) 3=2mm 齿根高 Hf4=(fo+c-X4)Mn=(1+0.25-0.3) 3=2.85mm 齿顶圆直径 Da4=D4+2Ha4=44.69+2 4=48.69mm 齿根高直径 Df4=D4-2Hf4=44.69-2 2.85=38.99mm 5.二档齿轮的齿宽系数取 Kc=8.0 则齿宽 b=8 3=24mm 3.3 齿轮校核 变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。 3.3.1 齿轮折断 齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中 载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。 nts 16 3.3.2 齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油 中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。 3.3.3 齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的 螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高 油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。 齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时参考： 1.齿轮材料必须满足工作条件的要求。 2.应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。 3.正火碳钢。 4.合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。 5.飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢。 现代变速器齿轮的常用材料是 20CrMnT 现在 这 种 低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面 硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。 变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： nts 17 5.3nm 渗碳层深度 0.8 1.2mm 3.5nm 5 渗碳层深度 0.9 1.3mm 5nm 渗碳层深度 1.0 1.6mm 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 58 63HRC，心部硬度为33 48HRC。 变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮 齿心部的高韧性相结合，大大提高 了 其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。 3.3.4 齿轮弯曲强度计算 （ 1） Z1 斜齿轮弯曲应力 w1=F1k /BtyK = 2Temaxcos K / Z1M3nYKcK =2 95490 cos20 1.5/3.14 8 3 3 3 0.18 8 2=137.8Mpa （ 2） Z3 斜齿轮弯曲应力 w3=2Temaxcos K / Z3M3nYKcK =2 95490cos20 1.5/3.14 8 3 3 3 0.11 8 2=100.2Mpa （ 3） 电动机最扭矩为 95.49N M，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%， 二轴 Z2斜齿轮 T2=Temax承齿 Igmax=95.49 0.96 0.99 3=272.261N N， Z2 斜齿轮弯曲应力 w2=2T2cos K / Z2M3nYKcK =2272261 cos20 1.5/3.14 23 3 3 3 0.1 8 2=246Mpa （ 4） 电动机最扭矩为 95.49N M，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%， 二轴 Z4斜齿轮 T4=Temax承齿 Igmin=95.49 0.96 0.99 0.8=72.6N m， Z4斜齿轮弯曲应力 w4=2T4cos K / Z4M3nYKcK =2 72600 cos20 1.5/3.14 14 3 3 3 0.14 8 12=120.98Mpa （ 1）（ 2）（ 3）（ 4） 许用应力在 100250Mpa范围内，所以弯曲强度满足要求。 3.3.5 齿轮接触应力计算 1.一档一、二轴齿轮的计算 主动齿轮 Z1节圆半径 Rz=D1/2=2A/2(Z2/Z1+1)=52/(23/8+1)=13.41mm 从动 齿轮 Z2节圆半径 Rb=D2/2=U1/2=2UA/2（ U+1） =AU/U+1=38.58mm 主动齿轮节点曲率半经 Pz=Rzsin /cos 2=13.4 sin20/cos20/cos20=5.19mm 从动齿轮节点曲率半径 Pbsin /cos2=38.58sin20/cos20/cos20=14.94mm 轮齿接触应力 j=0.418TemaxE/dcos cos xb(1/5.19+1/14.94)=1939Mpa将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax/2作为计算载荷时，对于渗碳齿轮，一档的许用接触应 力 19002000Mpa,所以强度满足要求 。 nts 18 2.二档 齿轮强度校合过程与一档相同，此处不再列举。 3.4 轴设计 1.轴的功用及其设计要求 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺 而最后确定。 2. 轴的结构设计 轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。 第一轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第一轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于 0.8。表面硬度不应低于 58 63HRC。 第二轴通常和齿轮做成一体，为了便于装拆第二轴，轴 承与齿轮之间用花键连接，其直径根据两端轴承内径确定。 3.4.1 初选轴的直径 第一轴花键部分直径 D1=Ktemax1/3=(495.49)1/3=18.28 第二轴 D/L=0.18 0.21取第一轴的最细处轴径为 D1=20mm 第二轴中部（最粗）直径 D=23.4mm 支承间距离 L=23.4/0.18 0.21=111.4 130mm取 120mm. 3.4.2 轴的刚度验算 1. 若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为 ，可分别用下式计算 422r22r3aF643EL dbEI LbaFfc （ 3.2） 422223aF643EL dbEI LbaFf tts （ 3.3） nts 19 43aF643 E LdabbE ILababF rr （ 3.4） 式中： rF 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； tF 齿轮齿宽中间平面上的圆 周力（ N）； E 弹性模量（ MPa）， E =2.06105MPa ； I 惯性矩（ mm4），对于实心轴， 644dI ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； a 、 b 齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 轴的全挠度为 2.022 sc fffmm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 一轴的刚度受力变形如图 3-5所示 图 3-5 一轴的刚 度受力变形示意图 一档时 N17.98381 tF ， N78.99281 rF ， 17d mm， mm29a 11 ， 7411b mm，103L mm 4211211r11 3aF64ELdbfc =0.0465mm mm10.005.0 a b L Fr nts 20 ELdbFf t42112111s1 3 a64 =0.0515 mm15.010.0 mm2.0mm06 94.021211 sc fff 41111111111 3 -aF64 E L d abbr =0.00108rad 0.002rad 二档时 N21.310964 tF ， N14.0121 44 rF ， 103L mm， 17d mm， mm28a 4 ，754 b mm， 42424r44 3aF64ELdbfc =0.064mm mm10.005.0 ELdbFf t424244s4 3 a64 =0.0578 mm15.010.0 mm2.0mm08 62.024244 sc fff 4444444 3 -aF64 E L d abbr =0.00144rad 0.002rad 2. 二轴的刚度受力变形如图 3-6所示 图 3-6 二轴的刚度受力变形示意图 一档时 N17.98382 tF ， N78.99282 rF ， 17d mm， mm29a 2 ， 742 b mm，103L mm a b L Fr nts 21 42222r22 3aF64ELdbfc =0.0465mm mm10.005.0 ELdbFf t422222s2 3 a64 =0.0515 mm15.010.0 mm2.0mm06 94.022222 sc fff 4 222222 3-aF64E L dabbr =0.00108rad 0.002rad 二档时 N87.911533 tF ， N72.812773 rF ， 103L mm， 17d mm， mm28a 3 ，753b mm， 42323r33 3aF64ELdbfc =0.067mm mm10.005.0 ELdbFf t423233s3 3 a64 =0.0608 mm15.010.0 mm2.0mm0905.023233 sc fff 4333333 3 -aF64 E L d abbr =0.00152rad 0.002rad 3.4.3 轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。 先 求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩 cM 、水 平弯矩 sM 。则轴在转矩 gT 和弯矩的同时作用下，其应力为 ： 332 dMWM (3.5) 式中 : 222gsc TMMM (MPa)； d 为轴的直径 (mm)，花键处取内径； W 为抗弯截面系数 (mm)，在低挡工作时， 400MPa 。 1一轴的强度校核 nts 22 118135931 T Nm m； NF 82.4608a13 ； NF 97.14412t13 ； NF 9.447913r ；mm93.163d 13 ； mm45d ； mm27.255L 1 ； mm91.112L 2 ； mm9.299L 一档时挠度最大 ，最危险，因此校核。 求水平面内支反力 HAR 、 HBR 和弯矩HCMHAR + HBR = 13tF (3.6) 21 LRLR HBHA (3.7) 由以上两式可得 HAR =2144.88N， HBR =12268.09N，HCM=547523.52Nm m 求垂直面内支反力VAR、VBR和弯矩VCMVAR+VBR=13rF(3.8) LRdFLF VBar 1313113 21 (3.9) 由以上两式可得VAR=2640.95N，VBR=1838.95N，左VCM=674155.93N.mm，右VCM=1051917.87Nm m 按第三强度理论得： 41.149 7 891213222 TMMM VH 右Nm m M P a400M P a43.16732 3 d M 3.4.4 变速器轴承的选择 nts 23 图 3-7 一轴轴承受力图 一轴轴承选择角接触球轴承 一轴轴承受力图如上图 3-7所示 初选轴承的型号为 7003AC， d=17mm D=35mm B=10mm rc =6.3KN orc =3.68 质量 w=0.36kg 油润滑时极限转速为 2200r/min 1.初选轴承的型号为 3230814，正装； 1rF =2467.46N，1aF=2824.24N，1VR=2640.95N。 min/4000 rn ， kwP 88 2.求竖直面内支反力V2R 1VR+2VR= 1rF 2640.95+2VR=2467.46 2VR=-173.49 3.内部附加力1SF、2SF，由机械设计手册查得 Y=1.7 NYRF S 7 7 6 .7 52/1V1 NYRF S 5 1 .0 32/2V2 4.轴向力1aF和2aFnts 24 由于 NFNFFSSa 7 7 6 . 7 52 8 7 5 . 2 75 1 . 0 32 8 2 4 . 2 4 121 所以轴承 2被放松，轴承 1被压紧 NFFF Saa 2 8 7 5 . 2 75 1 . 0 32 8 2 4 . 2 4211 NFF Sa 7 7 6 .7 512 5.求当量动载荷 查机械设计课程设计得 NC r 115000 ， NCr 1480000 ， Ne 35.0 ， 径向当量动载荷 P ,因为 eFFra 1.1711 查机械设计手册得： 0.40X ， 7.1Y 取 7.1pf所以N40.998727.28757.146.246740.07.1)( ar ）（YFXFfP p 6.校核轴承寿命 预期寿命 hlh 2 4 0 0 018300101 PCnL h 6010 6 ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。 3/106640.9987115 000400060106010 PCnL rh=143639hhL=24000h合格图 3-8 二轴轴承受力图 nts 25 二轴轴承选择角接触球轴承 ,二轴轴承受力图如上图 3-8所示 , 初选轴承的型号为 7003AC， d=17mm D=35mm B=10mm, rc =6.3KN orc=3.68 质量 w=0.36kg,油润滑时极限转速为 2200r/min。 3.5 本章小结 本章 的主要内容就 是 确定变速箱的结构方案、计算中心距尺寸及修正中心距、各齿轮的尺寸及校合、 轴设计及校合、轴承的选择及校合。 nts 26 第 4 章 货叉、门架、叉架及整车建模 4.1 Pro/E软件简介 1985 年， PTC 公司成立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研究。 1988年， V1.0 的 Pro/ENGINEER 诞生了。经过 10 余年的发展， Pro/ENGINEER 已经成为三维建模软件的领头羊。目前已经发布了 Pro/ENGINEER2000i2。 PTC 的系列软件包括了在工业设计和机械设计等方面的多项功能 ，还包括对大型装配体的管理、功能仿真、制造、产品数据管理等等。 Pro/ENGINEER 还提供了目前所能达到的最全面、集成最紧密的产品开发环境。下面就 P