毕业设计（论文）-叉车的传动系统设计

第4页摘要叉车传动系统的基本作用是将原动机产生的运动与扭矩加一定的变化后传给驱动车轮，使之产生必要的牵引力，克服外界阻力，推动叉车前进或者后退，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。在平坦良好的路面（沥青路面、混凝土路面）上行驶时，滚动阻力很小，坡度阻力接近于零，总行驶阻力只有叉车总重力的1.5%—2%左右。若叉车爬行很大的坡度（20%左右），且路面又很差时，总阻力就很大，可达到30%—35%。叉车启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，因此叉车所受的总阻力也是随时变化的，并且变化的幅度相当大，一般情况下可相差4—5倍，在某些情况下相差可达10倍到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。一般当行驶阻力小时，以高速度行驶；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（倒退），以适应叉车装卸作业时前进和倒退行驶机会几乎相等的情况。此外，还要求叉车能平稳地起步（起动），在曲线行驶时能协调地将转矩按一定的比例分配给左右驱动车轮。本次设计的内容包括以下几个方面：1.主离合器的设计，其中摩擦片的尺寸选择、压紧弹簧的计算等；2.变速器的设计，其中包括档数、各档传动比及齿轮齿数的分配、中心距、轴向尺寸、齿轮参数、齿轮的变位系数等；3.万向传动轴的设计，其中包括万向节的选择、传动轴的选择、十字轴的设计，以及它们的校核、润滑；4.驱动桥的设计，其中包括驱动桥结构形式及选择、主减速器的设计差速器的选择、半轴传动装置的设计以及驱动桥壳的设计等；关键词：主离合器，变速器，万向传动轴，驱动桥，传动比，齿轮

AbstractAsphaltconcretepavementinChinaaccountedformorethan90%oftotalmileage.However,theprocessintheuseofasphaltpavementsubgradeinstabilityandpitchitselfasthefatigue,oftenhavepits,cracks,obstructpackage,gnawingedgesandlooseallthewaydiseases.Useofasphaltpavementrepairthepast,pickaxes,shovels,lowefficiency,poorquality,maintenanceworkers,poorworkingconditions.Withtherapiddevelopmentofglobalroadconstruction,increasinguseofmechanized,tocompletetheoldbrokenpavement,asphaltconcretedelivery,asphaltandroadsprayprocessrequirementssuchascompaction,toensurethequalityofroadmaintenancetoimprovetheconservation.Workingconditionsofworkers,increaseefficiencyandeconomicbenefits.RoadMaintenanceTruckofthemillingsystemisthesubjectofthisdesign,itissummedupinavarietyofasphaltpavementrepairmachinerybeforetherepairprocess,transmission,heatingandinsulationequipmenttechnologybasedontheexperiencedesign.Meanwhile,equipmentassembly,disassembly,maintenanceandoperationisalsoveryconvenient,pollutionoftheenvironmentisverysmall.Thisdesigncontentincludesthefollowingaspects:1.Thedesignoftherotormilling,includingcuttingtools,millingplanerroundofdesignandassembly;2.ThedesignoftheMillingplanerwheel,includingthekeyofinstallationwithit,theselectionofbearing,checkingandlubricationseal;3.ThedesignoftheMillingplanerwheeltransmissionsystem,includingtheselectionofrollerchainandsprocketofdesign,andtheircheckandthelubrication;4.Thechoiceofotherparts,suchasreducer,coupling;5.Thetechnologymanagementofmillingplanersystemandtheoperationproceduresbeforeworkingandafterworking.KeyWords:Asphaltconcretepavement，RoadMaintenanceTruck，themillingsystem

目录1绪论 12叉车主离合器的设计计算 32.2.1结构 32.2.2刀具布置 32.3叉车变速箱的设计计算 92.3.1选择材料及热处理方式 92.3.2结构设计 92.3.3确定轴的尺寸 102.3.4键的选取及校核 112.3.5轴承的选取及寿命计算 122.3.6轴的校核 132.3.7滚动轴承的润滑与密封 143叉车万象传动轴的设计计算 153.1概述 153.2设计计算 153.3链传动的校核 183.3.1滚子链的静强度校核 183.3.2滚子链的耐疲劳工作能力计算 193.3.3滚子链的耐磨损工作能力计算 203.3.4滚子链的抗胶合工作能力计算 213.4链传动的布置，张紧及润滑 223.4.1链传动的布置 223.4.2链传动的张紧 223.4.3链传动的润滑 223.5链轮尺寸 223.5.1小链轮 223.5.2大链轮 243.5.3大小链轮采用腹板式双排铸造链轮 263.6链轮的箱体设计外形 264叉车驱动桥的设计计算 284.1减速器的选择 284.1.1确定减速器的传动比和型式 284.1.2确定减速的公称中心距（规格） 284.1.3验算启动转矩 294.2联轴器的选择 295铣刨系统的使用技术管理 305.1技术管理 305.2操作规程 305.2.1作业前的技术准备 305.2.2作业中的及技术要求 305.2.3作业后的技术工作 306结论 32参考文献 33附录 34致谢 351绪论叉车是应用十分广泛的流动式装卸搬运机械，是物料搬运机械的一种。叉车又名铲车、万能装卸车或自动装卸车。它是由在无轨底盘上加装专用装卸工作装置构成的。叉车因机体紧凑，轴距较短，转向轮转角范围大，而能灵活的运转；在狭窄的场地上和通道内作业，能通过较小的门洞；因采用了液压传动的工作装置，司机容易操纵，动作平稳；采用货叉直接取货而无需辅助人员；配有可更换的属具能使用不同的货种。这些都是他的特点。叉车的主要用途是进行装卸、堆垛和拆垛以及短途搬运工作。又是也可兼做牵引车，用来拖挂拖车提高运量。由于叉车具有良好的机动性和通过性，又有较强的适用性，适合于货种多、货量大且必须迅速集散和周转的部门使用，因此叉车成了港口码头、铁路车站和仓库货场等部门几乎不可缺少的机种。在各类工厂中，叉车可用在车间、仓库内和它们之间搬运原料，半成品和成品。随着社会生产的发展，叉车的性能得到改善，数量、品种和规格不断增多，使用范围也不断扩大。例如在森林中及木材工业方面，已在堆场和加工厂中使用叉车来装卸和搬运圆木、方木和板料。在水泥预制品的加工中，过去一直使用它是起重机进行装卸搬运工作，现在国外已大量改用叉车，获得了良好的效益。类似的情况还有很多。在军事方面，叉车已承担了后勤军需中的许多任务，如破服、弹药和枪械，装甲钢板与船舰辅机等等的搬运与装卸。也可在各种维修工作中做辅助工作。一些国家已有正规的军用叉车系列。叉车已成功的进入了新兴的、有高技术要求的集装箱运输领域。在有严重爆炸危险的石油和化工作业中，对所用机具有非常严格的防爆要求，当今的叉车已完全能满足这些要求，能胜任其中的搬运工作。我国的叉车生产是解放后才开始的。在50年代后由沈阳电工机械厂和大连叉车厂分别仿制苏联产的1.5t平衡重是蓄电池叉车和5t内燃叉车开始的，随后生产厂家与产品的产量和种类规格逐渐增多。在积累一定经验后开始转为参考进口样机自己设计。60年代初曾调集了各种国产叉车，按统一的标准和方法对他们进行了主要的整机性能测验，共同研究改善措施，走上了组织起来共同提高的道路，同时还研究了叉车行业的发展与布局的规划。随机出现了第一个生产叉车的专业厂——宝鸡叉车厂，一些科研单位设置了专门从事叉车技术研究的部门，一些高等院校的起重运输及专业增设了有关叉车的课程以适用生产发展的需要。现今已有几十家叉车的工厂，作为行业的定点厂绝大多数是生产叉车的专业厂，它们的生产能力多在500台/a以上，有许多已超过1000台/a。全国查车的年产量已超过万台。

2叉车的传动系统概说一、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扭矩加一定的变化后传给驱动车轮，使之产生必要的牵引力，克服外界阻力，推动叉车前进或者后退，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。在平坦良好的路面（沥青路面、混凝土路面）上行驶时，滚动阻力很小，坡度阻力接近于零，总行驶阻力只有叉车总重力的1.5%—2%左右。若叉车爬行很大的坡度（20%左右），且路面又很差时，总阻力就很大，可达到30%—35%。叉车启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，因此叉车所受的总阻力也是随时变化的，并且变化的幅度相当大，一般情况下可相差4—5倍，在某些情况下相差可达10倍到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。一般当行驶阻力小时，以高速度行驶；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（倒退），以适应叉车装卸作业时前进和倒退行驶机会几乎相等的情况。此外，还要求叉车能平稳地起步（起动），在曲线行驶时能协调地将转矩按一定的比例分配给左右驱动车轮。上述这些要求，是依靠原动机及传动系统共同完成的。由于叉车所用的原动机（电动机或内燃机）的性能不同，因而传动系统的功用及组成也有差别。二、内燃式叉车传动系统的组成及其传动简图由于内燃机转速高，转矩数值较低，转矩变化范围很小，不能反转，不能带载启动等特点，这就要求与内燃机共同工作的叉车传动系统具有以下功能：1、降低转速，增大转矩。2、实现变速，即在内燃机转矩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有较大的变化范围。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挡变速器时，为了减少换挡过程中轮齿的摩擦和冲击，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装有主离合器，并在变速器中都有空挡位置。当叉车暂时停歇而内燃机保持怠速运转或内燃机起动时，使用变速器的空挡位置。当叉车起步及换挡时，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，其组成及构造较复杂。根据传动软件的性质，传动系统可分为三种类型：机械式、液力机械式、液压式。机械式传动系统一般有驱动桥（包括减速器、差速器、半轴等）、变速器、主离合器等组成。布置的顺序是内燃机——主离合器——变速器——驱动桥。他们可以刚性的连接在一起，而是结构非常紧凑。有的叉车为了布置方便，在某些部件之间，以万向传动轴相连系。通常万向传动轴装设在变速器和驱动桥之间。其传动简图如图所示内燃叉车机械式传动系统简图1—内燃机2—主离合器3—人力操纵变速器4—万向传动轴5—驱动桥液力式机械传动系统一般由液力变矩器、变速器、驱动桥（包括主减速器、差速器、半轴和轮边减速器）等组成，有的可能还有万向轴，其传动简图如图所示内燃叉车液力机械式传动系统简图1—内燃机2—液力变速器3—变速器4—万向传动轴5—主减速器6—轮边减速器液压式传动系统一般由变量液压泵、液压管路、液压控制阀、和液压马达组成。若采用低速大转矩液压马达，则直接与驱动车轮链接；若采用高速液压马达，则尚有机械传动部分，其传动方案类似于电动叉车，既可集中驱动或者分别驱动，集中驱动时有驱动桥（包括主减速器、差速器、半轴等），分别驱动时则分别具有轮边减速装置。内燃叉车液压式传动系统原理简图1—内燃机2—变量液压泵3—液压管路4—低速液压马达5—驱动车轮以上三种传动方式目前都有应用。机械式传动系统制造方便、效率高，曾在国内外获得广泛应用。但它操纵复杂，驾驶员容易疲劳，低俗牵引功能较差，都影响到叉车作业的生产率，已逐渐被液力机械所代替。如果今后在提高主离合器寿命和换挡方便等方面有所改进，这型式的传动系统仍将继续使用。液力机械传动系统是当前应用最为广泛的传动方式。这主要是由于液力变矩器具有良好的软机械特性，能自动适用外界阻力的变化，外界阻力大时，以较低的转速输出较大转矩，阻力小时以较高的转速输出较小转矩；能充分利用内燃机的最大功率，是叉车获得较好的牵引性，同时大大减少驾驶员换挡操作。液力变矩器允许主动件和从动件有较大的转速差，甚至从动件的转速可以为零，这使内燃机能有载启动，方便叉车的起步，在查车能前进和后退，并扩大牵引力的变化范围，传动系统仍需采用变速器，但档数少，且采用液力变矩器零部件的制造工艺要求比较高，传动效率低，是这种传动系统的不足之处。液压式传动的优缺点是，利用变量液压泵的无级调节，或利用变量液压泵和变量液压马达的双重调节，使液压马达能随外界阻力而自动调节转矩和转速，使叉车获得良好的牵引性能。缺点是这些液压件制造精度要求高，价格昂贵，国能尚未批量生产。叉车主离合器的设计与计算主离合器的功用主离合器是内燃机驱动的叉车机械传动系统的重要部件，用它与内燃机相联系就可使传动系统与内燃机相结合及暂时分离。主离合都是摩擦式离合。它具有以下功能：使内燃机与传动系统平顺结合，保证叉车平顺起步。由于内燃机不能有载起动，因此在叉车起步之前，为了使内燃机能起动，应将传动系统在空挡位置，使内燃机与驱动车轮脱开联系，卸除内燃机之载荷，进行发动，待内燃机并正常的怠速运转后，将变速器挂入一定的档位（一般是头档或二档），再结合离合器使叉车起步。这时，内燃机已有一定转速，而叉车（包括其传动系统）则须从完全静止逐步加速，由于离合器的主动部分和从动部分可以相对滑动，故能保证传动系统和内燃机逐步结合，内燃机的载荷逐渐增加，同时对内燃机的供油逐渐加大，这样，内燃机不致熄火而叉车平顺起步。在传动系统中的变速器挂挡或换挡时，离合器可使内燃机与传动系统彻底分离，中断动力传递，以减轻换挡过程中齿轮轮齿的冲击及齿面磨损，并使操纵省力。摩擦式离合器所能传递的最大转矩取决于摩擦面间的最大静摩擦力转矩，因而它能限制传动系统所受的最大转矩，使之不超过允许值，而起到极限转矩联轴节的作用，以免传动系统因超载而损坏。例如，当叉车紧急制动时，如果有了离合器，则由于摩擦力转矩有一定值，超过了这一数值将发生滑动，从而使传动系统不致破坏。主离合器的构造原理摩擦式离合器由主动部分、从动部分、压紧装置和分离机构所构成，其构造原理如果所示。摩擦主离合器构造原理图1—飞轮2—从动片3—摩擦片4—压盘5—离合器盘6—压紧弹簧7—分离轴承8—分离量筒9—从动轴10—分离杠杆11—分离拨叉12—踏板13—离合器罩内燃机的飞轮1，以及与飞轮经常连在一起的离合器盖5和压盘4是离合器的主动部分，离合器的从动部分是带有摩擦片3的从动片2，从动片壳通过花键与从动轴9相连，从动轴即通入变速器。当从动片被弹簧（压紧装置）压紧在飞轮与压盘之间时，产生摩擦力而传递转矩，转矩的大小与弹簧压力成正比。需要中断转矩的传递时。踏下踏板12，经过分离套筒及分离杠杆，使压盘进一步压紧弹簧并离开从动片，离合器处于分离状态，不再传递转矩。这些构件被总称为分离机构。当内燃机已起动后，缓和的逐渐放松踏板，这时，压盘在弹簧弹力的作用下，向左移动而将从动片逐渐压紧，随着踏板的放松，压力逐渐加大，主、从动件间的摩擦力也逐渐加大，传递的转矩也加大。从动件在摩擦力转矩作用下将逐渐加速，直至与主动减的转速完全一致。在踏板完全放松的条件下，离合器的摩擦力转矩必须大于内燃机的最大力矩，以保证从动片与主动件像一个整体一样旋转。由于主离合器是靠摩擦传递转矩的，因此在离合器结合时，从动件和主动元件之间是由转速不等到转速一致的滑磨过程。叉车由于经常起动和加速，离合器频繁的结合和滑磨，使摩擦片很易磨损。滑磨产生的热量使摩擦元件温度升高，若摩擦表面温度过高，将加剧摩擦片的磨损，降低使用寿命。在设计离合器结构时，必须考虑摩擦片更换的可能性，并应分析离合器结合过程的摩擦做功和温升情况。主离合器的类型及典型构造主离合器可按摩擦面的形状和数量分类。目前主离合摩擦面都是平面，从被动件做成圆片状，故称片式离合器。由于需要传递的转矩大小不同，摩擦面的数目也不同。只有一个从动片称为单片离合器；具有两个从动片的称为双片离合器；从动片三个及其以上的成为多片离合器。还可以按摩擦面的状况分类。摩擦面是干燥的，称为干式离合器；在油中工作或者有润滑油喷射的，称为湿式离合器或者油浴式离合器。目前所用的主离合器，绝大多数是干式的。干式离合器靠构件和空气的传导散热，摩擦面温度较高，磨损严重，摩擦片寿命较短。而湿式离合器可以利用润滑油的循环流动散热，摩擦面温度较低，摩擦系数稳定，磨损小，寿命长，因此国外有些叉车上使用湿式主离合器。按照离合器压紧弹簧的数目和布置方式，离合器可分为周部弹簧式和中央弹簧式。当采用螺旋压紧弹簧沿压盘的圆周布置时，称为周部弹簧式；当采用一个膜片式弹簧或塔伏螺旋弹簧离合器中心线布置时，称为中央弹簧式。目前周部弹簧式用得较多。主离合器的类型虽然较多，但它们在构造上有许多共同点，都应满足下列要求：主动件和从动件能彻底分离，既保证内燃机与传动系统完全的分离。如果分离的不彻底，则在换挡时内燃机仍有一部分力矩传给变速器，使啮合着的轮齿之间继续保持一定得正压力和摩擦力。因而使应脱开的齿轮副难以退出啮合，而应进入啮合的齿轮难以进入啮合，还将产生冲击，造成换挡困难。为了便于换挡，避免齿轮冲击和噪声，离合器分离时，必须保证其主动件和从动件完全分开，并有一定间隙。离合器应保证内燃机与传动系统结合平顺、柔和。即要求离合器所传递的转矩缓和的增加，避免冲击和抖动。尽量使离合器从动部分的转动惯量小，使换挡时齿轮上的冲击力小，易达到同步而容易挂档。保证摩擦表面散热良好，以免摩擦零件的温度过高，摩擦系数降低及零件受热损坏。能降低动载荷及吸收扭矩。操纵轻便，减轻驾驶员疲劳。叉车上常用的离合器，结构上都能保证或基本保证这些要求。单片离合器最常用的弹簧做圆周分布的单片离合器的典型构造如图。单片离合器构造图1—飞轮2—外壳3—从动片4—压盘5—分离杠杆6—油杆7、14—调整螺母8—分离套筒9—从动轴10—分离拨叉11—离合器盖12—压紧弹簧13—拉杆15、17—回位弹簧16—踏板内燃机飞轮1和压盘是主动部分。压盘上有三个凸出部，嵌入离合器盖的窗孔内，用螺钉将盖固定在飞轮上，因此，压盘与飞轮一起旋转，但可以相对于飞轮做轴向移动。在飞轮与压盘之间装有从动片，它的壳套在从动轴（即变速器的输入轴）的花键上，并可做轴向移动。从动片中间是一片薄钢盘，其上开有六条均布的径向切口，可防止钢盘受热后变形翘曲，两侧固定着耐磨材料做成的环形摩擦片，构成从动片的两个工作面。为了使离合器结合柔和，一侧摩擦片直接铆在钢盘上，灵一侧摩擦片和钢盘之间装有六件波浪形弹簧片，每件弹簧片的一段以铆钉固定在钢盘上，另一端则铆接在摩擦片上。弹簧片在自由状态下为波浪形曲面，使钢板与摩擦片之间有一定间隙。当压盘向从动片时，波形弹簧被压平，其变形渐增，所需压紧力也随之增加，所传递的转矩也逐渐增大，这就使离合器的结合更为柔和。在离合器盖的内侧，有九个沿圆周分布的压紧弹簧，将压盘压向飞轮，将从动片压紧在中间。压紧弹簧的两端分别支撑在离合器盖和压盘的凸台上，为了防止热量从压盘传到弹簧而使弹簧受热变软，在每个弹簧和压盘之间都装有石棉隔热垫片。离合器操纵机构也就是分离机构，它包括踏板、拉杆、分离拨叉，带止推轴承的分离套筒以及三件分离杠杆等。踏下踏板时，经拉杆将分离拨叉的内段压向分离套筒，分离套筒左移，其左端接触到分离杠杆的内端。分离杠杆的支撑轴安装在固接于离合器盖的支座内，所以分离杠杆与离合器盖一起旋转。为了避免分离套筒与分离杠杆内端的摩擦，在分离套筒上装有止推轴承。分离杠杆的内端有调节螺钉，以保证个分离杠杆同时起作用，绕本身的支撑轴摆动。分离杠杆的外端与压盘铰接，将压盘拉动离开飞轮而使离合器分离，这时压紧弹簧被压得更紧。为避免运动干涉，分离杠杆的支点不是简单的铰轴，分离杠杆的支撑轴径比孔径略小，并且选出一个平面，在杠杆上孔的圆柱面和支撑轴平面之间还有一根短圆柱销，以便分离杠杆在摆动的同时可以有少量上、下位移，避免运动干涉。在离合器结合时，分离套筒被回位弹簧拉向最后方的位置，在止推轴承与分离杠杆内端的螺钉之间，留有～4的间隙。使从动片的摩擦片在正常磨损以后，压盘仍能向飞轮压紧而保证离合器完全结合。因而在踩踏板时，首先要消除上述间隙，然后才能分离离合器，消除此间隙所需踏板行程称为离合器踏板自由行程，其数值为～。为了散热，离合器盖的侧面有3个窗孔，能让空气循环流动，达到良好的散热。外壳上设有带防护网罩的通气孔。双片离合器为了增大离合器传递的转矩，常用双片离合器，我国内燃叉车所借用汽车的双片离合器的构造如图所示双片离合器1、2—从动片3—压盘4—中间盘5—飞轮6—联建螺栓7—调整螺母8—分离杠杆9—分离套筒10—分离轴承11—隔热垫12—压紧弹簧13—离合器盘14—传动销15—磁性开口销16——分离弹簧17—限位螺钉在飞轮上压入个传动销，用螺母固紧。压盘和中间盘装在销子上可做轴向移动，离合器盖用螺钉固定在销子上，因此，压盘、中间盘以及离合器盖可以和飞轮一起旋转，它们是主动件。在中间盘的两边装有个从动片、，它们被压紧弹簧紧压在飞轮、中间盘和压盘之间。双离合器必须具有专门的装置以保证各片的彻底分离，其结构形式有多种。这种离合器的彻底分离装置如图右侧。当离合器分离时，压盘被分离杠杆和连接螺栓拉向前方，而中间盘则装在自身和飞轮之间的个分离弹簧推开，同时为使从动片不被压盘和中间盘压紧，在离合器盖上装有个限位螺钉，它们穿过压盘上的孔，以限制中间盘的行程。限位螺钉是可调的。双片式离合器的缺点是：（1）难于保证彻底分离；（2）散热条件较差；（3）结构复杂，难以更换从动片；（4）从动部分的转动惯量较大。选择离合器，首先是选择其结构型式。单片离合器由于结构简单，分离彻底、散热良好、从动件转动惯量小、工作可靠、调整方便和尺寸紧凑等优点，一般被优先选用。当需传递的转矩较大时，而径向尺寸又受到结构布置上的限制，或者为了减小摩擦表面的单位压力及操纵力时，才选取双片式离合器，且必须在结构上采取措施，以保证分离的彻底性和良好的散热四、主离合器的计算1、主离合器的最大摩擦力转矩及转矩储备系数主离合器的摩擦力转矩要根据可能传递的最大转矩来设计。为了保证离合器能长期可靠的工作，最大摩擦力转矩必须大于正常传递的转矩，也就是必须大于内燃机的最大转矩，一般取T=βT式中T——主离合器最大摩擦转矩T—内燃机最大转矩β——转矩储备系数即：T=2.0×137=274式中T——主离合器最大摩擦转矩T—内燃机最大转矩β——转矩储备系数转矩储备系数β对主离合器的工作可靠性、寿命以及结合的平稳性和传动系统的东载荷都有很大关系。离合器摩擦片因摩擦发热使温度增高后，摩擦材料的摩擦系数可能降低，因而摩擦力转矩降低。当摩擦片磨损以后，压盘向飞轮反向移动，弹簧的工作长度增加，因而压缩力便相应减小，摩擦力转矩也减小。在周布弹簧式主离合器中，压紧弹簧是不能调整的。这就有必要取较大的β值，使主离合器在磨损后可能可靠的工作。增大离合器的最大摩擦力转矩，就能缩短接合时的滑磨时间和滑磨功，从而减少磨损和增长寿命，因此β应该取得大一些。但离合器最大摩擦力转矩大时，接合过程就比较猛烈，接合平顺性差，同时传动系统所受的动载荷较大。为此β值应该取得小些。综上所述，并考虑到叉车质量大，离合器接合频繁，摩擦片易磨损，常取β=1.6~2.5。2、主离合器摩擦面尺寸主离合器的摩擦力转矩=FuRzK（1）式中F——压盘上的总压紧力u——摩擦副的摩擦系数R——摩擦面等效摩擦半径z——摩擦面数目，单片z=2，双片z=4K——考虑从动片轮毂在花键轴上移动的摩擦损失的压紧力折减系数。对单片和双片离合器，可取K1。压盘上的总压力F，可按接触表面压强相等的假设，由下式求出：F=pA=p式中p、A——分别为接触表面的压强和面积D、d——摩擦片的外径和内径摩擦面等效摩擦半径，根据摩擦力转矩相等的原则，积分求得为R=将F和R值代入式（一）中，并设d=D，可得D=1.56————（2）为了确定摩擦片尺寸D和d，应首先合理确定以下几个性能参数和结构参数。（1）压强p其值取决于摩擦副的材料和摩擦表面的润滑条件。为了减慢磨损，提高摩擦片的使用寿命，p值应适当去小些；但p小了，必须取较大的摩擦片尺寸，故p的取值受离合器尺寸的限制。各种材料的许用值[p]见下表许用压强[p]和摩擦系数u摩擦副材料摩擦表面状况干式湿式[p]/（N·m）u[p]/（N·m）u钢对钢或铸铁(2.0~4.0)x100.15~0.20(6.0~10)x100.03~0.09钢对钢丝石棉(1.0~2.5)x100.25~0.35(2.0~4.0)x100.07~0.15钢对粉末冶金材料(4~6)x100.4~0.55(20~25)x100.09~0.12本次设计的摩擦材料选用钢对粉末冶金材料，则[p]=（4～6）x，选[p]=Pa。（2）摩擦系数u它取决于摩擦片的材料，其数值见上表。u值得变化比较大，受摩擦片单位压力、滑磨速度速度和温度等因素的影响、钢对铜丝石棉的u值在高温时将有较大下降。为缩小主离合器的外形尺寸，使结构紧凑，采用有高摩擦系数的摩擦材料是有重要意义的，例如用粉末冶金材料做摩擦片，因摩擦系数高且抗热性能好，已日渐获得广泛应用。因为选取的是钢对粉末冶金材料，所以u=0.4～0.55，这里选u=0.5。(3)摩擦片内、外径之比值值的选择影响到摩擦片的有效利用及其正常可靠地工作。值大，意味着内外径相差较小，若外径D一定，则有效面积减小，为保证传递一定的转矩，势必加大外径，使外轮廓尺寸及最大圆周速度也增大，故值不宜过大。值小，意味着内外径相差很大，滑磨速度相差悬殊，内外磨损不均匀，导致接触不良，传递转矩的能力反而降低，故值也不宜过小。一般值在0.53~0.70的范围内选取，并根据具体尺寸和结构而定。外径大者，值可小些；外径小者，为了结构布置，值必须取较大值。上述这些参数选定以后，便可由式（2）算出主离合器摩擦片的外径D，并将其按标准（JB1457—74）规定的系列尺寸加以圆整，并同时确定摩擦片的内径d和厚度δ。离合器尺寸选择参数表摩擦外径D/mm发动机最大转矩T单片离合器双片离合器重负荷中等负荷极限值225—130150170250—170200230280—240280320300—260310360325—320380450350—410480550汽车离合器摩擦片尺寸系列表（JB1457—74）外径D（mm）内径d（mm）厚度δ（mm）发动机转矩推荐值（N·m）上限下限1601103.240601801253.560802001403.590130根据JB1457—74标准规定的系列尺寸，由发动机的最大转矩为137N·m可查出本叉车将使用单片离合器，且离合器摩擦片外径D=225mm，内径d=150mm，厚度δ=3.5mm，内外径之比c=0.667，单位面积F=22100。则压盘上的总压力摩擦面等效摩擦半径=主离合器的摩擦力转矩3、压紧弹簧计算主离合器摩擦片尺寸确定以后，可以求出压盘上所需总压紧力为：F=根据总压力及弹簧结构形式，可以计算压紧弹簧工作压力。（1）对于周部弹簧离合器，有K个弹簧直接压在压盘上，所以每个弹簧的工作压紧力为：F=弹簧数目K按摩擦片外径尺寸决定：D<200mm时，K=6；D=200～280时，K=9～12；D=280～380mm时，K=12～18；D=380～450时，K=18～30。则有：（2）对于中央弹簧离合器，弹簧力经杠杆作用到压盘上，故中央弹簧的工作压紧力为：式中I——杠杆比，根据结构情况选定。如此求得的弹簧工作压紧力F，是主离合器接合时的工作压紧力。离合器分离时，压缩弹簧被进一步压缩，此时它具有最大工作压紧力F。对周布螺旋弹簧，通常取F=1.2F。根据此最大工作压紧力及工作长度去设计弹簧。4、分离机构计算主离合器的分离机构用来操纵主离合器的分离和接合。它必须满足下列要求操纵轻便。为减轻驾驶员的劳动强度，脚踏力不不应超过200-250N，踏板行程应在100-150mm范围内，最大不应超过180mm。应该具有调整踏板行程的装置。在摩擦片磨损后可加以调整，使分离轴承和分离杠杆之间保持正常的间隙。叉车主离合器的分离机构通常为机械式和机械液压混合是两种。机械式分离机构全由杆件组成，其优点是结构简单和工作可靠，但有时杆系布置困难。机械液压式分离机构是用主油缸、油管、工作油缸的封闭油路来代替机械式的某些杆件，因而布置大为方便。在分离机构的结构选定之后，主要是根据分离机构的要求来确定其总传动比，并对各杆件进行传动比分配。图4-9A图为机械式分离机构件图，这种分离机构的踏板行程按下式计算：=（+z△s）图4-9主离合器分离机构简图A机械式B机械液压式式中——分离轴承的自由行程，一般为2～4mm△s——主离合器分离式摩擦面的间隙，对单片离合器，△s=0.85～1.30mm对双片离合器，△s=0.75～0.90mmz——摩擦面数目a、b、c、d、e、f——杠杆长度，其单位为mm常用的杠杆比范围如下：主离合器压盘分离杠杆比=3.9～4.7分离拨叉及踏板臂杠杆比=8.5～10.5踏板自由行程=约为20～40mm由上可知，本设计选用=3mm,△s=1.00mm,=4.0,=9。所以有：=（+z△s）=驾驶员作用于踏板上的力F为：F=式中——结合状态弹簧给压盘的总压紧力——分离机构总传动比，η——分离机构总效率可改变杆系传动比，使和都满足要求。图4-9B为机械液压式分离机构简图。塌下踏板时，踏板摆臂下端推动主油缸的活塞。此时，油液经管道进入工作油缸，推动活塞，再拨动分离拨叉，经分离轴承和分离杠杆使主离合器分离。工作油缸及主油缸间的传动比==式中、——分别为主油缸及工作油缸推力——分别为主油缸及工作油缸直径如果忽略油缸中复位弹簧压力对踏板力的影响，那么，机械液压式分离机构的踏板行程和作用在踏板上的操纵力为：=（+）=和均应小于规定值。不论机械式或机械液压式的分离机构，如果和同事超过规定值，则说明这分离机构依靠人力是难于操纵的，这时就应该考虑借助其他动力来加力，常用的有液压加力机构和气压加力机构。在验算分离构件的强度和刚度时，按踏板操纵力=400N来计算。4叉车变速器的设计与计算一、机械式变速器的概述及其方案的确定1、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）改变发动机之驱动轮之间的转动比，从而改变叉车的牵引力和行驶速度，以适用各种行驶工况的需要；（2）使叉车倒退行驶；（3）可切断发动机与驱动轮之间的动力传递，这样，当叉车短时间停歇时，可使发动集不细活而怠速转动，以便于发动机启动和有利于停车安全；对叉车变速器的主要要求是：（1）应有适宜的档数及合理的传动比，是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挡数，因叉车前进和倒退的机会基本相等；（3）换挡应轻便，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，寿命常，噪声小；（5）结构和制造简单，重量轻，轴向尺寸小，维修方便。2、变速器传动机构的结构分析与形式选择变速器由传动机构和变速机构构成。（1）变速器与传动机构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96～0.98），因此在各类叉车上均得到广泛应用。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、档位数及各档的传动比，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。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。叉车行驶的道路状况越是多样，发动机的功率与叉车的质量之比就越小，则变速器的传动比范围越大。目前，叉车的传动比范围为3.0～4.5,；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0～8.0；越野车与牵引车为10.0～20.0.通常，有级变速器具有3、4、5个前进挡；重型载货叉车和重型越野叉车则采用多档变速器，其前进挡位数多达6～16个甚至20个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用率、叉车燃料经济性与平均车速，从而提高叉车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵是变速器挡位数的上限是5档。多于五个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定的行驶工况。某些叉车的变速器，采用近在路况好的和空载行驶时才能使用的超速挡。采用传动比小于1（0.7～0.8）的超速档，可以更充分的利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃油消耗。但与传动比为1的直接当比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度等。三轴式和两轴式变速器得到最广泛的应用。三轴式变速器如下图所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一轴和第二轴同心。将第一轴和第二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需要依次经过两对齿轮传递转矩。因此在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一当传动比，这是三轴变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。三轴式五档变速器两轴式变速器如下图所示，与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最倒档外其他各档的传动效率高、噪声低。叉车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使叉车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使叉车质量降低6%-10%。两轴式变速器则方便与这种布置且传动系的结构简单。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器的主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用了常啮合斜齿轮传动：各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。两轴式变速器1—第一轴2—第二轴3—同步器两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（～）也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所涉及的叉车是前置后驱，因此采用中间轴式变速器。中间轴式四、五、六档变速器传动方案，它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，党委低的齿轮（一档）可采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档外的其他档位的换挡机构均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或啮合套，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴。再除直接档以外的其他档位时，中间轴式变速器的传动效率略低，这是它的缺点。在档数相同的情况下，各种中间轴式变速器主要在床常合齿轮对数，换挡方式和倒档传动方案上有区别。（2）倒档传动方案如下图所示，b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合使换挡困难。c所示图案能获得较大的倒档传动比，缺点是换挡程序不合理。d所示方案对前者的缺点做了修改，因而取代了c所示方案。e方案是将中间轴上的一、倒档做成一体，将其齿宽加长。f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更方便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档采用g图所示的方案。其缺点是一、倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一档和倒档工作是时较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支撑处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各档齿轮，这样既能使轴有足够的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支撑处。变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必须满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。（1）齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低等优点；缺点是制造是稍微复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。但是，本次设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。（2）换挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑、但是由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏，滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而定，若齿轮副内空间允许，采用内齿接合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得到充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了叉车的加速性能、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用与各式变速器中。变速器主要参数的选择与主要零件的设计1、变速器主要参数的选择（1）一档和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前乘用车一般用4～5个档位的变速器。本设计也采用五个档位。选择最低传动比时，应根据叉车的最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、叉车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。叉车爬陡坡时车速不高，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：则有最大爬坡度要求的变速器1档传动比为：=式中m——叉车总质量g——重力加速度——道路最大阻力系数——驱动轮的滚动半径——发动机最大转矩——主减速比——叉车传东系的传动效率根据驱动车轮与路面的附着条件：（2—1）式中——叉车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷——路面的附着系数，计算时取～。由已知条件：满载质量；则根据公式（2-1）得：超速档的传动比一般为0.7～0.8，本次设计取五档传动比。中间档的传动比理论上按公比为：的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：。故有：四档为直接档，所以修正为1。（2）中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：=式中——中心距系数。对叉车，=～，本次设计取=。——变速器处于一档时的输出转矩故可得出初始中心距（3）轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。叉车四档变速器壳体的轴向尺寸～。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档（～）五档（～）六档（～）当变速器选用长啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。为检测方便，取整。本次设计采用5+1手动变速器，其壳体的轴向尺寸是，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。（4）齿数参数1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取得模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数其中，可得出，取规定值即。一档直齿轮的模数其中，可得出。同步器和啮合套的结合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的接合套模数都取相同，叉车和轻型货车取～。本设计取。齿形、压力角α及螺旋角按下表选取。齿形压力角α螺旋角叉车高齿并修行的齿形14.5°，15°，16°，16.5°22°～45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°～30°重型车同上低档、倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对叉车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载能力，取大些。本设计中变速器齿轮压力角α取20°，啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。应注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力提高。但试验表明，在齿增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿（～）斜齿（～）第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。2、各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。（1）确定一档齿轮的齿数一档传动比为了确定和的齿数，先求其齿数和：1）直齿（2-2）其中，，；故有：2）斜齿当叉车三轴式的变速器～时，则可在～范围内选择，此处取，则可得出。上面根据初选的及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后从式（2-2）中看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变为系数反过来计算中心距，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为，则根据式（）反推出。（2）确定常啮合齿轮副的齿数由一档传动比的公式求出常啮合齿轮的传动比由已经得出的数据可确定。①而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等由此可得：而根据以求的数据可以计算出：。②联立两式，可得：。由此可得，一档实际传动比为：。（3）确定其他档位的齿数二档传动比而，故有：③对于斜齿轮故有：④联立③④两式，可得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮；四档齿轮。（4）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档的传动比与一档传动比比较接近，本设计中倒档的传动比取。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取～，此处取。由可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距：而倒档轴与第二轴的中心：3、齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中的一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶和能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各互相啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少数的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按照保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有力的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数，因此一档齿轮需要变位。变为系数式中为要变位的齿轮齿数。变速器齿轮的强度计算与材料的选择1、齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分为三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。齿轮折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐增大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。使它齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成低档和倒档齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途叉车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，叉车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如叉车变速器齿轮所用低碳合金钢制造，才用梯齿或齿轮精加工，齿轮表面采用淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算叉车齿轮，同样，可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。齿轮弯曲强度的计算1）直齿轮弯曲应力（2-3）式中——弯曲应力（Mpa）——一档齿轮10的圆周力（），=，其中为计算载荷（·），为节圆（分度圆）直径，且——应力集中系数，可近似取——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9——齿宽（），取——端面齿距（）——齿形系数，如下图所示当处于一档时，中间轴上的计算转矩为：··故由=可以得出；再将所得出的数据代入式（2-3）中可得：当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在～之间。2）斜齿轮弯曲应力式中为重合度系数，取2.0；其他参数均与式（2—3）注释相同，=1.50，齿形系数图选择齿形系数时，按当量模数在上图中查得。二档齿轮圆周力：根据斜齿轮参数计算公式可得出：=齿轮8的当量齿数=，可查上表得=。故同理可得：依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：四档五档当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在～范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。齿轮接触应力=式中——齿轮的接触应力（）F——齿面上的法向力（），——圆周力（），=——节点处的压力角（°）——齿轮螺旋角（°）——齿轮材料的弹性模量（），查资料可得=——齿轮接触的实际宽度，——主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）直齿轮：其中，分别为主从动齿轮节圆半径（）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的需用接触应力见下表变速器齿轮的许用接触应力齿轮/Mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900～2000950～1000常啮合齿轮和高档1300～1400650～700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档：二档：三档：四档：五档：倒档：对照上表可知，所设计的变速器齿轮的接触应力基本符合要求。变速器轴的强度计算与校核1、变速器轴的结构和尺寸（1）轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴颈根据前轴承的内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应该与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如下图所示：变速器第一轴中间轴分为螺旋轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。（2）确定键的尺寸变速器的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类叉车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：1）第一轴和中间轴：（～）第二轴：式中——发动机的最大转矩本次设计选第一轴和中间轴0.5=2）为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径与轴的长度的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：～第二轴～本次设计选第一轴和中间轴，则第二轴，则轴的校核由变速器布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于设计的变速器来说，在设计过程中，轴的强度和刚度都留着一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。在此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为：式中——扭转切应力，MpaT——轴所受的扭矩，·——轴的抗扭截面系数，——轴传递的功率，d——计算截面处轴的直径，——许用扭转切应力，其中，=34，代入上式得：由查表可知，故，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：式中——轴所受的扭矩，·——轴的材料的剪切弹性模量，，对于钢材，——轴截面的极惯性矩，将已知数据代入上式可得：。对于一般传动轴可取～；故也符合刚度要求。（2）第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：式中——至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比3.85——计算齿轮的节圆直径，——节点处的压力角，为16°——螺旋角，为30°危险界面的受力图为：水平面：即水平面内所受力矩：··垂直面：垂直面所受力矩：该轴所受扭矩为：故危险界面所受的合成弯矩为：==·则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力：将代入上式可得：，在低档工作时，因此有：，符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：式中——齿轮齿宽中间水平面上的径向力（），这里等于——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（），这里等于——弹性模量（），——惯性矩（），为轴的直径（）——支座之间的距离（）将数值代入上式，可得：故轴的全挠度为：，符合刚度要求。变速器同步器的设计1、同步器结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被结合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并给滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之相反方向的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步器换挡。锁环式同步器1、9—变速器齿轮2—滚针轴承3—结合齿圈4、7—锁环（同步环）5—弹簧6—定位销10—花键毂11—结合套同步环主要参数的确定同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计的窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好，但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不宜过大。螺纹槽设计的大些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺纹距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。下图中a给出的尺寸适用于轻、中型叉车；b则适用于重型叉车。通常轴向泄油槽为～个，槽宽～。（2）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力转矩，但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是。一般～，时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向：在时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取。（3）摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计的R为～。（4）锥面工作长度缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定：设计中考虑到降低成本取相同的取（5）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。叉车同步环厚度比货车小些，应选取锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压住加工。锻造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚度～），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚～的钼制成。喷钼环的铜环的～倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步环径向宽度取。（6）锁止角锁止角β选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面的半径、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。本次设计锁止角取。（7）同步时间同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围选取：对叉车变速器高档取～，低档取～；对货车变速器高档取～，低档取～。变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足一下要求：1、换挡时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如下图所示：变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴2、在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于叉车震动等原因，齿轮产生轴向移