3吨内燃叉车减速箱的设计.doc

3吨内燃叉车减速箱的设计 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）学院（直属系）：机电学院 时间： 2007年 3 月 30 日学 生 姓 名高广君指 导 教 师姚峰林设计（论文）题目3吨内燃叉车减速箱设计主要研究内容1. 3吨内燃叉车的牵引计算2. 变速箱装配图绘制3. 变速箱壳体图绘制4. 典型零件图的绘制5. 整理设计说明书2.5-3万字6. 翻译英文资料7. 所有图纸不少于5A1研究方法要求运用所学知识完成毕业设计要求通过各种渠道收集资料,包括图书馆,网络,实习,并且完成计算绘图等待工程训练,并通过翻译了解国际发展最新动态。主要技术指标(或研究目标)1. 起重量:3t 自重约:4500kgf2. 行驶速度：20km/h 3. 爬坡度：204. 轴距:1700mm 轮距:前1000mm/后970mm5. 外形尺寸：长3362，宽1150，高21606. 轮胎：前7.00-12-12PR/后6.00-10-12PR7. 发动机：44.9KW/2450rpm 179N.m/1600rpm主要参考文献叉车设计陆植主编，1991年10月第1版，机械工业出版社装卸搬运车辆，周伟兴主编，2001年4月第1版人民交通出版社装卸搬运车辆，陈幕忱主编，1999年08月第2版，人民交通出版社第一章 传动方案拟定1.1对叉车传动系统的要求 叉车传动系统的基本作用是将原动机产生的运动与转矩加以一定的变化后传给驱动车轮，仪之产生必要的牵引力，克服外界阻力，推动叉车前行或后退，且有较大的速度变化。 为了保证叉车的正常运行，首先要求叉车在各种运行工况下具有合适的运行速度及必要的牵引力。叉车工作场所的道路或场地情况不同，行驶阻力也不同。在乎坦的良好路面(沥青路面、混凝土路面)上行驶时，滚动阻力很小，坡度阻力近于军，总行驶阳力只有叉车总重力的15一2左右。若叉车爬行很大的坡度(20左右)，很差时，从阻力就很大，可达到30一35。叉车起动加速时还有惯性阻力。由于叉车的：工作环境是多样、变化的，田此叉车所受的总阻力也是阻时变化的，并且变化的幅度相当大，一般情况下可相差45倍，在某些情况下相差可达10多倍甚至20多倍。这就要求叉车的牵引力随外界总阻力变化而变化同时行驶速度也相应变化。一舶：5行驶阻力小时，以高速度行办行驶阻力大时，以低速行驶。其次要求叉车能以各种速度反向行驶(例退)，以适应叉车装卸作业时前近和后退行驶几率平相等的怕况。此外，还要求叉车能平稳地起步(起动)，在曲线行驶时能防例地将扎砸按一定的比例分配给左右驱动车轮。 1.2、内燃叉车传动系统的组成及传动简图 出于内燃机转速数值较低，转矩变化范围很小，不能反转不能带载起动等特点，这就要求与内燃机共同工作的叉车传动系统又有下列功能； 1）降低转速，增大转矩。 2）实现变速，即在内燃机转炬和转速变化范围不大的条件下，通过变速器来改变传动比，从而使驱动车轮的转矩和转速，叉车的牵引力及行驶速度都有较大范围3)实现叉车的反向行驶(倒退)，即变速器应具有可改变输出轴转动方向的功能。 4)必要时能够切断动力传递。在内燃机起动时，或叉车暂时停歇而保持内燃机怠速运转时，都必须切断从内燃机至车轮的动力传递。当传动系统使用人力换档变速器时，为了减少换档道和中轮齿的陈擦和冲击，也要将内燃机和变速器间的动力传递断开。所以内燃叉车机械式传动系统中都有主离合器，并在变速器中都有空档位置。当叉车暂时停歇而内燃机保持怠速运转以内燃机启动时，使用变速器的空档位置。当叉车起步及换档时，使用主离合器。5)实现左右车轮间的差速。由于内燃叉车传动系统所需完成的功能较多，其组成及构造均较复杂。根据传动元件的性质，传动系统分为三种型式：机械式、液力机械式、液压式。 图11机械传动装置简图1离合器； 2变速器； 3万向节轴； 4驱动桥1.3、变速器的功用及其要求 在内燃机驱动的叉车传动系统中，变速器的功用有三点： 1)改变发动机至驱动轮之间的转动比，从而此变叉车的牵引力和行驶速度，种行驶工况的袱望， 2)使叉车就倒退行驶； 3)可切断发动机与驱功轮之间的动力传递，这样，当叉车短时间停歇时，可使发动机不熄火而怠速运转；并便于发动机起动和有利于停车安全。1.4对叉车变速器的主要要求是： 1)应有适宜的挡数及合理的传功比，使叉车具有良好的牵引性和经济性； 2)应具有基本相同的前进和倒退档数，因叉车前进和倒退的机会几乎相等， 3)换档应轻便，无冲击，以减轻驾驶员的劳动强度，提高生产率； 4)传动效率高，工作可靠，寿命长，噪声小； 5)结构和制造简单，重量轻，轴向尺寸小，维修方便。1.5、变速器的类型1)按照齿轮轮系的型式分类，变速器分为，1)定轴齿轮变速器，它由定轴轮系组成。这种变速器应用最为广泛。2)行星齿轮变速器，它由周转轮系组成。这种变速器一般与液力变矩器配合使用。 2)按照换档过程的特点分类，分为： 一)人力换档变速器。这种变速器与主离合器配合使用，在换档过程中，用主离合器切断内燃机传来的动力，用人力换挡。 二)动力换档变速器。它与液力变矩器配合使用，采用液压操纵的换档离合器进行换档。在机械式传动系统中，用人力换档定铀齿轮变速器；在液力机械式传动系统中，用动力换档的定轴齿轮变速器和行星齿轮变速器。图12 CPC3型叉车人力换档变速据 1一操纵手柄 2一输入轴 3、4一大、小斜齿轮 5一惰轮 6一倒退中间轴 7一输出轴 8、9一直 齿轮 10一前进中间轴 1114一直齿轮 15一螺母 16一紧定螺钉 17拨叉 表11 CPC3型叉车变速器传动路线1.6设汁一个变速器，首先根据总体设计所确定的档数及行档传动比，拟定传动方案，即确定各档的传动路线和换档方式。根据的原则： 1)尽量缩短传动路线，减少传动路线中的齿轮啮合对数，提高传动效率。在传动比不是很足的条件下，一般采用两级减速传动。档数放多，采用串联式传动可以减少齿轮对数。 2)尽量使齿轮和釉共用，以减少齿轮数和轴数，在某些情况下，第一级的被动齿轮可当作第二级的主动齿轮，例如图12的齿轮9。而配置齿轮和轴时要注意下列问题 1)一对齿轮的传动比不宜选择过大，一般不大于3，否则齿轮大小悬殊，结构不紧凑。 2)低速档齿轮副受力大，应尽量布置得靠近轴承，以减小轴的变形，保证良好啮合。 3)采用斜齿轮传动时，应合理考虑齿轮的螺旋角方向，使轴承受力合理。中间铀上的从动齿轮和主动齿轮螺旋角的方向应该相同，以便减轻轴承的轴向载荷。4)相邻档位的齿轮应尽量相邻布置，以便于换档。不同类型的叉车变速器，其档位数也不尽相同。采用前3后2的变速器。选择最低档传动比时，应根据叉车的最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。叉车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：根据车轮与路面的附着条件：求得的变速器1档传动比为所以取：=8式中：m=7.5t 叉车满载总质量g=9.81N/kg 重力加速度 道路最大阻力系数 驱动车轮的滚动半径：13英寸=179N*M 发动机最大转矩=6.67 主减速比 叉车传动系的传动效率=0.6 道路附着系数最高档传动比=2450rpm 发动机额定转速=160.75 =2.28前进中间档速比：=4.27倒档1速比：取=4.27倒档2速比：=2.28反算各档速度：=6.20kmph=11.52=21.58=11.52=21.58第二章 变速器主要参数的确定 传动方案确定后，可根据计算转矩确定中心矩A、模数M、齿宽b、螺旋角等参数。 1齿轮轴中心距 中心距的大小直接影响变速器尺寸的紧凑队因此，在服证传递最大转矩、齿轮强度足够，结构布置可能实现的条件下，应尽可能采用较小的中心距。对于叉车来讲，绝大多数变速器的输入轴和输出轴不同轴线，因此第一级传动和第二级传动的轴距可以不相等。我们首先要确定中间轴和输出轴的中心矩A1，因所传的转矩最大。其他轴之间的中心距可以由结构设计确定。初选中心距Al时，可用经验公式；=10=113取A=114式中：=10 按发动机的最大转矩直接求A时的中心矩系数2模数m对第一级常啮合斜齿轮，可按下式初选法向模数 =2.65对第二级一档（低速档）直齿轮，可按下试初选模数=3.72式中：内燃机最大转矩变速器第一档时输出轴的最大转矩，其值为=从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一，多用折中方案。取斜齿轮法向模数和直齿轮的模数=2 =3 （GB/T1357-87）3 齿轮宽度直齿轮 b=(4.5-8)m=83=24mm斜齿轮 b=(6-8.5) =82=16mm对低档齿轮，齿宽系数取较大值。4斜齿轮的螺旋角确定螺旋角时，主要是从它对啮合性能、齿轮强度的影响以及轴向力平衡等方面综和考虑。增大时，齿轮啮合的重合系数增大，运转平稳；在一定范围内(2所以重合度符合要求表32序号计算项目计算公式非变位齿轮1压力角选取标准值2分度圆直径d=m z3齿顶高4齿根高5齿全高6齿顶圆直径7齿根圆直径8基圆直径3.1.2前进1档齿轮3、4的几何尺寸计算=17 ，A=51 ，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径d3=mz3=317=51d4=mz4=317=513） 齿顶高=13=34） 齿根高 =（1+0.25）3=3.755） 齿全高 =（21+0.25）3=6.756） 齿顶圆直径 =（17+21）3=60=（17+21）3=607） 齿根圆直径 =（17-21-20.25）3=53.5 =（17-21-20.25）3=53.58） 基圆直径 =51=47.9=51=47.93.1.3.前进档1齿轮4、5的几何尺寸计算=17，=59，A=114，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径d5=mz5=359=177d4=mz4=317=513）齿顶高=13=34）齿根高 =（1+0.25）3=3.755）齿全高 =（21+0.25）3=6.756）齿顶圆直径 =（59+21）3=183=（17+21）3=607） 齿根圆直径 =（59-21-20.25）3=169.5 =（17-21-20.25）3=53.58） 基圆直径 =177=166.3=51=47.93.1.4.前进档2齿轮、9的几何尺寸计算=27，=49，A=114，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径=m=327=81=m=349=1473）齿顶高=13=34）齿根高 =（1+0.25）3=3.755）齿全高 =（21+0.25）3=6.756）齿顶圆直径 =（27+21）3=90=（49+21）3=1537） 齿根圆直径 =（27-21-20.25）3=73.5 =（49-21-20.25）3=139.58） 基圆直径 =81=76.1=147=138.13.1.5.前进档3齿轮、8的几何尺寸计算=38，=38，A=114，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径=m =338=114=m =338=1143）齿顶高=13=34）齿根高 =（1+0.25）3=3.755）齿全高 =（21+0.25）3=6.756）齿顶圆直径 =（38+21）3=120=（38+21）3=1207） 齿根圆直径 =（38-21-20.25）3=106.5 =（38-21-20.25）3=106.58） 基圆直径 =114=107.1=114=107.13.1.6.后退档1齿轮、9的几何尺寸计算=27，=49，A=114，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径=m=327=81=m=349=1473）齿顶高=13=34）齿根高 =（1+0.25）3=3.755）齿全高 =（21+0.25）3=6.756）齿顶圆直径 =（27+21）3=90=（49+21）3=1537） 齿根圆直径 =（27-21-20.25）3=73.5 =（49-21-20.25）3=139.58） 基圆直径 =81=76.1=147=138.13.1.7.后退档2齿轮、8的几何尺寸计算=38，=38，A=114，m=3，b=241） 压力角=202)分度圆直径=m =338=114=m =338=1143）齿顶高=13=34）齿根高 =（1+0.25）3=3.755）齿全高 =（21+0.25）3=6.756）齿顶圆直径 =（38+21）3=120=（38+21）3=1207） 齿根圆直径 =（38-21-20.25）3=106.5 =（38-21-20.25）3=106.58） 基圆直径 =114=107.1=114=107.13.2 变速器齿轮的强度计算和材料选择3.2.1齿轮损坏的原因及形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的需用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在叉车变速箱3.2.2变速齿轮的材料及热处理现代插车的变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使齿轮表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，已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到其机械加工性能及制造成本。国产叉车变速器齿轮的常用材料是：20CrMnTi,这些低碳合金钢都需要随后的渗碳、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。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 3.5时 渗碳层深度08I2毫米 3.5时 渗碳层深度o913毫米 5时 渗碳层深度1013毫米表面硬度HRC5863，芯部硬度HRC3348。3.2.3. 常啮合齿轮1、2的强度计算及材料选择 1材料：20CrMnTi 2吃面接触应力：（MPa）式中： 强度系数（N/）对钢制齿轮：=189.8 节点区域系数： =2.31其中：=21.8=22.7端面重合度；非变位齿轮：=21.8螺旋角系数 =0.95重合度系数 =0.83其中=0.67+0.79=1.46（查机械零件P214图10-29可得）端面分度圆切向力： =5.27 =179 传动系所计算的零件之前的总传动比 传动系所计算的零件之前的总传动效率 d1主动齿轮分度圆直径 d=67.9b 齿宽 b=16被动齿轮与主动齿轮的齿数比=2.32接触强度计算的使用系数，插车第一轴常啮合齿距=1.1动载系数由机械零件P192图108查得分度圆处的圆周速度：精度等级选为8级=1.18齿向载荷分布系数：按机械零件P194边104调质8级公式计算 =0.24 =1.17因为：=3.56所以： =1.09 零件P195图10-13齿间载荷分配系数：按零件P193表10-3 因为 =657.9100 所以 =1.4可得 =1796.36MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=1.35动载系数，与接触应力计算的相同 =1.15齿向载荷分配系数：=1.09齿间载荷分配系数：=1.4螺旋角系数：纵向重合度：=1.05载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为当量齿数=40.93所以=2.40载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.67所以 = 1121 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2弯曲强度计算的应力修正系数：=1.05=0.9434相对齿根表面状况系数：=0.957 =1531.34MPa100 所以 =1.2可得 =1785MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=0.9动载系数，与接触应力计算的相同 =1.07齿向载荷分配系数：=1.15齿间载荷分配系数：=1.4载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为齿数Z=17所以=2.97载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.52所以 = 1565 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2.7弯曲强度计算的应力修正系数：=1.05=1相对齿根表面状况系数：=0.957 =2191.3MPa100 所以 =1.2可得 =1785MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=0.9动载系数，与接触应力计算的相同 =1.07齿向载荷分配系数：=1.15齿间载荷分配系数：=1.4载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为齿数Z=17所以=2.97载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.52所以 = 1565 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2.7弯曲强度计算的应力修正系数：=1.05=1相对齿根表面状况系数：=0.957 =2191.3MPa100 所以 =1.2可得 =1452MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=1动载系数，与接触应力计算的相同 =1.16齿向载荷分配系数：=1.13齿间载荷分配系数：=1.4载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为齿数Z=27所以=2.57载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.60所以 = 911.8 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2.1弯曲强度计算的应力修正系数：=1=1相对齿根表面状况系数：=0.957 =1236.7MPa100 所以 =1.2可得 =1192.6MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=1.15动载系数，与接触应力计算的相同 =1.18齿向载荷分配系数：=1.1齿间载荷分配系数：=1.4载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为齿数Z=38所以=2.47载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.66所以 = 736.7 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2.1弯曲强度计算的应力修正系数：=1=1相对齿根表面状况系数：=0.957 =1236.7MPa100 所以 =1.2可得 =1452MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数，接触疲劳寿命系数查零件P203图10-19，其中N的计算方法是：设n为齿轮的转速（单位为rpm）；j为齿轮没转一圈时，同一齿面捏合的次数；为齿轮的工作寿命（单位为h），则齿轮的工作应力循环次数N按下式计算： 取=1.1齿轮的疲劳极限，接触疲劳迁都极限值查图10-21。 取=1650S疲劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、震动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取S=1。所以得=1815MPa因为齿轮的接触疲劳强度满足要求。齿根弯曲应力的计算式中：使用系数，叉车第一轴常啮合：=1动载系数，与接触应力计算的相同 =1.16齿向载荷分配系数：=1.13齿间载荷分配系数：=1.4载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿形系数：根据零件P197表10-5查得，因为齿数Z=27所以=2.57载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数，=1.60所以 = 911.8 MPa许用齿根弯曲应力的上限，对渗碳淬火表面硬化合金钢：=式中：弯曲强度计算的最小安全系数：=1.3实验齿轮的应力修正系数：=2.1弯曲强度计算的应力修正系数：=1=1相对齿根表面状况系数：=0.957 =1236.7MPa100 所以 =1.2可得 =1192.6MPa许用表面接触应力式中： 考虑应力循环次数影响的系数，称为寿