叉车变速箱手动变速器设计-郑家豪

1、新乡学院 2012届毕业设计叉车变速箱手动变速器设计论文作者姓名： 郑佳豪 所 在 院 系：机电工程学院 所 学 专 业：机械制造与自动化指 导 老 师： 张国智 论文完成时间：2012年 5 月 1 日 目录内容摘要：2关键词：2abstract2Key words21绪论31.1概述31.2 国内外发展趋势42 变速器机构方案的确定42.1 传动机构布置方案分析43 变速器主要参数的选择53.1变速器的传动比范围、档位数及各档传动比63.2.变速器中心距A的确定63.3外型尺寸的确定73.4齿轮参数73.5各档齿轮齿数的分配84 变速器的设计计算84.1轮齿设计计算84.2轴的设计计算12

2、5 同步器设计计算175.1锁环式惯性同步器结构175.2锁环式同步器主要尺寸的确定185.3主要参数的确定20参考文献22致 谢23内容摘要：变速器作为叉车传动系统的重要组成部分，其技术的发展，是衡量叉车技术水平的一项重要依据。21世纪能源与环境、先进制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。 关键词：离合器 变速器 万向传动装置（万向节和传动轴） 主减速器 差速器 半轴 传到驱动轮abstract: transmission as a forklift driving system is the important comp

3、onent of the technology development, the measure of the technical level of the forklift truck is an important basis. 21 century energy and the environment, advanced manufacturing technology and new materials technology, information and control technology is an important field of the science and tech

4、nology development, these areas of the progress of science and technology to promote the development of the transmission technology. Key words: the clutch, the transmission, universal transmission device (universal joint and the shaft), main reducer, differential and half axle, to the drive wheels .

5、1绪论1.1概述动力传动系统是指动力装置输出的动力，经过传动系统到达驱动车轮之间的一系列部件的总称，它使叉车实现起步、变速、减速、差速、变向等功能，为叉车提供良好的动力性与燃油经济性能。其基本功能是将发动机发出的动力传给驱动车轮。动力传递的方式按结构和传动介质可分为机械式、液力机械式、静液式（容积液压式）、电力式等。在多轴驱动叉车上，变速器之后还装有分动器，以便把转矩分别输送给各驱动桥。除此之外，变速器还应当满足拆装容易和维修方便等要求。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。具体分类如下：变 速 器三档变速器四档变速器五档变速器多档变速器固定轴式旋转

6、轴式多中间轴式双中间轴式中间轴式两轴式变速器的结构对叉车的动力性、燃油经济性、换档操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率性等都有直的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程咬合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其它结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着叉车技术的发展，增力式同步器，双及三中

7、间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换档机构等新结构也相继问世。1.2 国内外发展趋势变速器技术的发展动向如下：（1）节能与环境保护。表示且的节能与环境保护既包括传动系统本身的节能与环境保护，也包括发动机本身的节能与环境保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和形式工况来设计变速器，提高传动效率和最低污染物排放区运行等措施。（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了叉车技术的发展和性能的提高。（3）高性能、低成本、微型化。高

8、性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。2 变速器机构方案的确定2.1 传动机构布置方案分析本设计应用在现今使用广泛的发动机前置、后轮驱动的4×2总体布置方案，发动机发出的动力依次经过离合器、变速器、万向传动装置（万向节和传动轴）、主减速器、差速器、半轴，传到驱动轮，如图2.1所示1.离合器； 2.变速器； 3.万向传动装置； 4.驱动桥图2.1 发动机前置后轮驱动叉车传动系变速器由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速器有三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、三轴式和多中间

9、轴式变速器。3 变速器主要参数的选择选取叉车发动机主要是通过计算叉车的整备质量和动力特性来选取。由于发动机是生产成品，所以只要根据所设计叉车的性能选择合适的发动机即可。在选取发动机时，一般用适用性系数Q表示发动机的适应性，Q值越大，说明发动机的适应性越好。式中：发动机最大转矩N·m；发动机额定功率时的转矩N·m；发动机额定功率时的转速r/min；发动机最大转矩时的转速r/min。本设计选择的发动机是一汽解放生产的CA488-1型发动机，形式为四冲程、直列、四缸、单顶置凸轮轴化油器式汽油发动机，工作容积为2.2L，发动机在4500r/min时最大功率59kW，发动机在2600

10、r/min时的最大扭矩为196N·m。由上式可得该型发动机的适应性系数Q： =2.7143.1变速器的传动比范围、档位数及各档传动比设计时首先应根据叉车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对叉车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。3.2.变速器中心距A的确定对三轴式变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也代表着变速器的承载能力。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计数据而得出经验公式进行初选 （3.6）式中： 中心距系数，轿车取K=8.99.3，货车取K=8.69

11、.6，多档变速器取K=9.511；发动机最大转矩，N·m；变速器一档传动比；变速器的传动效率，取。本设计变速器的中心距为：=81mm3.3外型尺寸的确定商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 五档 六档当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距最好为正数。 轴向尺寸处取 mm3.4齿轮参数3.4.1模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况可知：一档齿轮初选=2.75mm;其它档位初选mm。3.4.2压力角齿轮压

12、力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。因此，理论上对于乘用车为加大重合度以降低噪声应取用14.5°、15°、16°16.5°等小些的压力角；对商用车为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20°。本设计从实际出发，为满足各项技术要求和工艺性要求查文献2，3-3可知：压力角。3.5各档齿轮齿数的分配在初选中心距、

13、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。图3.2为本设计传动方案结构简图。图3.2 四档变速器传动方案简图4 变速器的设计计算4.1轮齿设计计算4.1.1齿轮弯曲强度计算 （1）一档直齿轮弯曲应力， （4.1）式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， =1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.46因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参

14、数带入式（4.1）后得 （4.2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400800MPa, =600 MPa。由公式（4.2）得： =225.33MPa<满足设计要求。（2）二档斜齿轮弯曲应力： （4.3）弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( °)，=20°； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.47 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数带入公式（4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为： （4.4）当计算载荷取作用

15、到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在180350MPa, =320 MPa。由公式（4.4）得：=299.62MPa<满足设计要求。4.1.2轮齿接触应力 （4.5）式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( °)； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力，见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿

16、轮渗 碳 齿 轮950100019002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮计算二轴一档直齿轮接触应力NNmmmm由公式(4.5)得：=145.73 MPa< 满足设计要求。4.2轴的设计计算（1）初选轴的直径在已知中间轴式变速器的中心距时，第二轴和中间轴中部直径，三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选。 （mm）初选二轴中部直径，圆整至。（2）按弯扭合成强度条件计算计算二轴一档齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。可知： （4.6） （4.7） （4.8）式中：至计算齿轮的传动比；计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角。图4.1

17、 二轴结构简图 因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以，轴向力。由公式（4.6）计算二轴一档齿轮所受圆周力为：mm=12958.06 N由公式（4.7）计算二轴一档齿轮所受径向力为：=1235.3 N垂直力计算：= 176.47N水平力计算：=1851.15NN弯矩计算：N·mm N·mm计算转矩： N·mm作用在齿轮上的和使轴在铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度；而使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力： （MPa） （4.8）式中：计算转矩，N·mm; 轴在计算断

18、面处的直径，花键处取内径，mm；弯曲截面系数，mm；在计算断面处轴的水平弯矩，N·mm；在计算断面出轴的垂向弯矩，N·mm；许用应力，在低档工作时查文献2，3-4可知MPa.N·mm由公式（4.8）得：=139.32 MPa.对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴断面在水平面内的转角。前者改变了齿轮中心距并破坏了其正确啮合；后者使大、小齿轮相互歪斜，如图（4.3）所示，易导致沿齿长方向压力分布不均匀。a)轴在垂直面内的变形 b)轴在水平面内的变形图4.3 变速器轴的变形简图b)a)变速器齿轮在轴上的位置如图（4.4）所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和

19、转角为： （4.9） （4.10） 4.11）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N；）弹性模量（MPa）,MPa;惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。图4.4 变速器轴的挠度和转角轴的合成挠度为：mm （4.12）计算惯性矩： mm计算垂直面内挠度由公式（4.9）得：=0.00209 mm计算水平面内挠度由公式（4.10）得：=0.0254 mm计算轴的转角，由式（4.11）得：=0.000098 rad计算轴的合成挠度由公式（4.12）得：=0.0255 mm轴的垂向挠

20、度的容许值=0.050.10mm；轴的水平挠度=0.100.15mm;轴断面的角不应大于0.002rad。经过验算，变速器二轴满足设计要求。5 同步器设计计算同步器使变速器换档轻便、迅速、无冲击、无噪声，且可延长齿轮寿命、提高叉车的加速性能并节油，故轿车变速器除倒档、货车除一、倒档外，其它档位多装用。要求其转矩容量较大、性能稳定、耐用。5.1锁环式惯性同步器结构 如图5.1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺

21、寸要比滑块宽一个接合齿。1.锁环 2滑块 3.弹簧 4.锁环 5.齿轮 6.啮合套座 7.啮合套 8.齿轮图5.1 锁环式同步器5.2锁环式同步器主要尺寸的确定（1）接近尺寸同步器换档第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合倒角之间的轴向距离，称为接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.20.3 mm。取=0.3 mm。（2）分度尺寸滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离，称为分度尺寸。尺寸等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸，应予以控制，查文献2，3-5可知=1 mm。（3）滑块转

22、动距离滑块在锁环缺口内转动距离(图5.2)影响分度尺寸。滑块宽度、滑块转动距离与缺口宽度尺寸之间的关系如下：滑块转动距离与接合齿齿距的关系如下：式中，为滑块轴向移动后的半径；为接合齿分度圆半径。1.啮合套 2.锁环 3.滑块 4.锁环缺口图5.2 滑块移动距离滑块移动距离：mm缺口宽度：mm （4）滑块端隙 滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙，如图5.3所示，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙为，要求。查文献2，3-5可知mm，mm。锁环端面与齿轮接合端面应留有间隙，并可称之为后备行程，一般应取=1.22.0 mm，查文献2，3-5可知mm。图5.3 滑块端隙5.3主要参数的确定以三、

23、四档间惯性锁环式惯性同步器为例。（1）摩擦因数和摩擦锥面角 叉车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。愈小，则摩擦力矩愈大。但为了避免摩擦面自锁，应使大雨摩擦角，后者又与摩擦系数有关，即。推荐，但当时，当锥面粗糙度控制不严会有粘着和咬住现象。对于在油中工作的青铜钢同步器摩擦副，可按计算，可知=0.1，。（2）摩擦锥面的平均半径 设计的越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件尺寸和布置限制，原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些，可知=25 mm。（3）摩擦锥面的工作面宽查文献2，3-5可知根据摩擦表面许用压力来确定：（mm） （5.1）式中

24、：摩擦力矩，N·mm，； 摩擦系数； -摩擦面的平均半径，mm；摩擦表面的许用压力，钢、青铜摩擦副，可知=1.2MPa。 N·mm由公式（5.1）得：=6 mm（4）锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角的选取因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面的平均半径、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在范围内变化。可知。（5）同步时间与轴向力 一般轴向力在100350N范围内，轿车和轻型客、货车取下限。同步时间应控制在1.0s以下，其中轻型车挂高档时应在0.10.5s范围内。参考文献1 王望予.汽车设计 第四版.北京：机械工业出版社，2004.82 陈家瑞.汽车构造 下册 第三版.北京：机械工程出版社，2009.23 陈家