电动叉车设计说明书专业版

也动叉车设计说明

书专业版

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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到达了

25%以上，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连续到年，直至被金融危机的爆发打断。

金融危机的忽然到来，致使中国叉车的产销量和出口量都闪现了大幅

下降。由于中国物流产业进入了十大产业振兴计划，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%o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、系列的多样化去充足适应差别用

户、差别工作对象和差别工作环境的需要，并不停推出新结构、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9。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II号标准。电动叉车具有能量转换效率高、无废气排放、

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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。未来叉车将广泛采纳电子燃烧喷射

和共轨技术。发动机尾气催化、净化技术的发展将有用降低有害气

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、信息处置技术

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纳感应式电子转向系

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。实现以微处置器为核心的机电液一体化是未来叉车控制系统

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MOSF日晶体管因其门极驱动电流小，并联控制特征好且有

软、硬件自动保护和硬件自诊断功能等优点，得到广泛采纳。串励

和她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。采纳

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用措施。此外,MOSFET

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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%,

采纳液压电机控制器和负载势能回收技术可分别节能20%和5%o

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。各叉车公司不停优化改善叉车人机界

面，使操纵简便省力、迅速正确，充足发挥人机效能，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；采纳浮动驾驶室（可移动、升降），使操

纵者获得全方位视野；以集中手柄控制替换多个手柄控制，电控替换

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5。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激动等理由，估计未来

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，对海外市场的依靠度将加大。出口已成销

量增长的主要推进力。虽然我国现在已经可以生产起重量从。.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

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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需进行商检，但

到当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，到达一等

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。在当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、舒适性方面距发达国

家水平仍然较大,所以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熟悉加深，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，这也带来了一些部署和散热

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，通过不停的完美，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

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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、并且便于个性，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3DCAD/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.PR。/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,

然后以那时计划经济的模式，根据叉车的差别型号（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，在本来的型号基础上向

上、向下延伸，普遍建立起一套差别型号的产品系列，技术上主要以

动力系统、液压系统作为核心。20世纪9。年代中后期，随着国际

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上LindersToyota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，国内企业在车身的银金工艺、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，主要以模拟日本企业的设计

为主。在模拟过程中，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

(NewEdge)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停地发展变化并成为叉车更新换代

的主要手段之一。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kg,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mm,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

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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。

132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订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：

图1.1研究流程图

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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一般叉车相同，但具有较

大的离地间隙,较大的爬坡能力，更好的稳定性,采纳类似于拖拉机的

越野轮胎,有时还采纳前后桥驱动,其最大特点就在于具有良好的通

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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纳集装箱吊具外,工作原

理和结构特点与一般平衡重式叉车无异,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

为半,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,采纳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，可以将货物搁在车体右半边的载物台上搬运。侧面叉车在装

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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,转向系统类似于汽车，传动系统采

纳发动机后置，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,可以被顺利搬

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、最有用、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。自行式叉车闪现于

19o第二次世界大战期间叉车得到发展。中国从5。年代初期开始

制造叉车。

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图2-3集装箱空箱堆高机图2-4集装箱正面吊运机

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图2-7侧面叉车图2-8手动托盘搬运车

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

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蓄电池由于需要珍贵金属，成本较高，当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

流及电解液的温度相关，还与充电电流、电解液的相对密度和纯度

相关。

牵引用的蓄电池工作特点是：连续放电时间长，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

(2.1)

PwPp——分别为运行电动机和油泵电动机功率，

-3——分别为运行电动机和油泵电动机效率

JC——油泵电动机的工作连续率，即叉车一个作业循环中，油泵

电动机工作连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：

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Q=PT/),9U=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。

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，常常采纳直流串励电动机。这是

由于串励电动机具有软的机械特征，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。所以，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，充足利用蓄

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，在差别转速下高效区

宽°

L行走电动机功率

满载运行功率：

Pm=f(G+Q)Vmax/(3600r|t)=0.02(3400+)x12x9.8/

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(3600x0.86)=4.1KW

(2⑶

Pe=(1.5〜2)Pm=2x4.1=8.2KW

(2.4)

所以电动机取10KW的XQ-10:

Temax=9549xaPemax/N额=9549x1.2x10/

1200=95.49(Nm)(2.5)

传动比确定：

Umax=0.377rn/lminlo->lo=0.377rn额/[3lminUmax0.377x

0.59/2x1200/(1.1x0.8x12)(|3=1.1)

lgmax=(G+Q)(amax+f)r/Temaxlor|t=9.8x(3400+)(0.18+

0.02)x0.59/2/95.49x12.63806878x0.86=3(0.7<lgmin<0.8

取lgmin=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1。〜15KM/H

Ht-传动效率,可取0.85~0.90

功率Pe=(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)

行走电动机-XQ-10(10KW):额定功率10KW,额定电压75V,

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额定电流165A,额定转速1200r/min,最高工作转速r/min,励磁方

式：串勋工作制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-1010(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60min135kg(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。

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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,采纳斜齿轮同步器换挡，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：

一档:输入轴一①一②—③

二档:输入轴一①一④一③

变速器尺寸如图3-2,3-3,3-4所示:

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图3-2变速器主视图

图3-3变速器侧视图

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!t_

■

:i三

图3-4变速器俯视图

3.1.1中心距的确定

中心距:A=Ktemax(l/3)=11x95.49(1/3)=50.2mm

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(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(3=2。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lgl=Z2/Zl=lgmax=3

斜齿Zh=2Aco$B/Mn=2x50.2xcos20/3=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lgmin=Z4/Z3=0.8

Zh=2Acos[3/Mn=32

Z3+Z4=Zh=32得Z3=18,Z4=l4

3.1.4齿轮其它基本几何参数

1.对一档齿轮进行角度变位

端面啮合角at：tgat=tga/cos[3=tg20/cos20得3=21.17°

啮合角cT：cosa't=Aocosat/A'=51.08/52cos21.17=0.9得ci

't=23.65°

Tgan=tgatcos[3->a'n=arctg(tga'txcos|3)=22.37o

变位系数XI+X2=(inva't-invat)(Zl+Z2)/2tg

an=(0.025158-0.017777)(8+23)/2x0.36=0.318

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分配变位系数:XI=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^Ynx-y=-0.282

2.一档一轴齿轮

齿顶高系数匕=1顶隙系数C=0.25

分度圆直径:dl=MnZl/cos[3=3x8/cos20=25.54

齿顶高Hal=(fo+XI-AY)Mn=(l+0.418+0.282)x3=5.1

齿根高Hfl=(fo+c-Xl)Mn=(l+0.25-0.418)x3=2.496

齿顶圆直径Dal=Dl+2Ha1=25.54+2x5.1=35.74

齿根高直径Dfl=Dl-2Hf1=25.54-2x2.496=20.548

3.一档二轴齿轮

齿顶高系数fo=l顶隙系数C=0.25

分度圆直径：d2=MnZ2/cosB=3x23/cos20=73.43

齿顶高Ha2=(fo+X2-△Y)Mn=(1+0.1+0.282)x3=3.546

齿根高Hf2=(fo+c-X2)Mn=(l+0.25+0.1)x3=4.05

齿顶圆直径Da2=D2+2Ho2=73.43+2x3.546=80.522

齿根高直径Df2=D2-2Hf2=73.43-2x4.05=65.33

4.一档齿轮的齿宽系数取Kc=8.0则齿宽b=8x3=24mm

3.2对中心距A进行修正

1.Ao=MnZh/2cos[3=3x32/2xcos20=51.08取整A'=52mm

2.对二档齿轮进行角度变位

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端面啮合角Qt：tgat=tga/cos[3=tg20/cos20得。仁21.17°

啮合角。叶：cosa't=Aocosat/A=51.08/52cos21.17=0.9得。

'n=23.65°

Tgan=tgatcos^->a'n=arctg(tga'txcos[3)=22.37o

变位系数X3+X4=(inva't-invat)(Zl+Z2)/2tgan=(0.025158-

0.017777)(18+14)/2x0.36=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^Ynx-y=-0.272

3.二档一轴齿轮

齿顶高系数fo=l顶隙系数C=0.25

分度圆直径：d3=MnZ3/cos[3=3xl8/8s20=57.46

齿顶高Ha3=(fo+X3-AY)Mn=(l+0.028+0.272)x3=3.9

齿根高Hf3=(fo+c-X3)Mn=(l+0.25-0.028)x3=3.666

齿顶圆直径Da3=D3+2Hd3=57.46+2x3.9=65.26

齿根高直径Df3=D3-2Hf3=57.46-2x3.666=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=3x14/cos20=44.69mm

齿顶高Ha4=(fo+X4-AY)Mn=(l+0.3+0.272)x3=2mm

齿根高Hf4=(fo+c-X4)Mn=(l+0.25-0.3)x3=2.85mm

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齿顶圆直径Da4=D4+2HQ4=44.69+2x4=48.69mm

齿根高直径Df4=D4-2Hf4=44.69-2x2.85=38.99mm

5.二档齿轮的齿宽系数取Kc=8.0则齿宽b=8x3=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

轮齿根部很轻易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到

足够大的忽然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗

粒状。另一种是受到多次反复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力

区闪现疲惫裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮忽然折断。这种

破坏的断面在疲惫断裂部分呈光滑表面，在忽然断裂部分呈粗粒状表

面。变速器中齿轮的折断以疲惫破坏居多数。

3.3.2齿面点蚀

齿面点蚀是闭式齿轮传动常常闪现的一种损坏形式。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。面裂缝中布满了润滑油，啮

适时，由于齿面相互挤压，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，齿面闪现大量扇形小麻点，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

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部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个相互啮合的齿轮

中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面闪现许多小麻

点，并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,相互熔焊粘联,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，采纳高齿，提高重合度,

增多同时啮合的轮齿对数,提高轮齿柔度，采纳优质材料等,都是提高

轮齿弯曲疲惫强度的措施。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。采纳黏度大、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置方法和镀层等，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.齿轮材料必需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置和制造工

艺。

3.正火碳钢。

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4.合金钢常见于制作高速、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，应采纳表面硬

化处置的高强度合金钢。

现代变速器齿轮的常见材料是20CrMnT

现在这种低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处置，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：

‘％-35渗碳层深度0.8〜1.2mm

3.5<m„<5渗碳层深度0.9〜1.3mm

m--5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。

变速器齿轮大都采纳渗碳合金钢制造，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置时也应考虑其加工性能及制造成

本O

3.3.4齿轮弯曲强度计算

(1)Z1斜齿轮弯曲应力bwl=Flk力BtyKc=2Temaxcos[3K6/A

Z1M3DYKCKE=2x95490xcos20x1.5/3.14x8x3x3x3x0.18

x8x2=l37.8Mpa

(2)Z3斜齿轮弯曲应力5w3=2TemcixcosBK6/AZ3M3nYKcKe

=2x95490xcos20x1.5/3.14x8x3x3x3x0.11x8x

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2=100.2Mpa

(3)电动机最扭矩为95.49NxM,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=Temcixn承n齿

lgmax=95.49X0.96x0.99x3=272.261NxN,Z2斜齿轮弯曲应力5

w2=2T2cos[3K6/AZ2M3nYKcKe=2x272261xcos20x1.5/3.14

x23x3x3x3x0.1x8x2=246Mpa

(4)电动机最扭矩为95.49NXM,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=Temcixn承n齿

lgmin=95.49x0.96x0.99x0.8=72.6Nxm,Z4斜齿轮弯曲应力5

w4=2T4cos[3K6/AZ4M3nYKcKc=2x72600xcos20x1.5/3.14x

14x3x3x3x0.14x8x12=120.98Mpa

(1)(2)(3)(4)许用应力在100〜250Mpei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=Dl/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+l=38.58mm

主动齿轮节点曲率半经Pz=Rzsina/cos[32=13.4xsin20/cos20/

cos20=5.19mm

从动齿轮节点曲率半径Pbsina/cos2=38.58sin20/cos20/

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cos20=14.94mm

轮齿接触应力6j=0.418TemcixE/dcosacos[3xb(l/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190。〜Mpci,所以

强度满足要求。

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，所以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,与其它零件的设计差别。

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部署的要求，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纳渐开线花键，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

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更合适。第一轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，所以，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。

第二轴一般和齿轮做成一体，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Dl=Ktemaxl/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Dl=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.

342轴的刚度验算

1.若轴在垂直面内挠度为.在水平面内挠度为工和转角为6,

可分别用下式计算

3（3.2）

3EIL3兀ELd&

业

3E1L3兀ELd,

5="9-。）=64Rab（b-a）/34）

’3EIL-3兀ELd''

式中：工——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；

F'——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;

E——弹性模量（MPa）,£=2.06xl05MPa;

1---惯性矩（mm4）,对于实心轴，/=廿/64；

d——轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；

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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）o

轴的全挠度为/="力2+£2wo.2mm°

轴在垂直面和水平面内挠度的答应值为[/J=0.05—0.10mm,

[/J=0.10-0.15mmo齿轮所在平面的转角不应超过0.002cd。

一轴的刚度受力变形如图3-5所示

一档时

%=838.917N,工产928.978N,d=17mm,a”=29mm,如=74mm

L=103mm

64Fa2h2

rl11

fci=—/=0.0465mm<0.05~0.10mm

43兀EL〃

22

.0515<0.10-0.15mm

fSI=3mEL=0

力=三f；+-0.0694mm<0.2mm

=64Fr,a„=00Q1osrad<0.002rad

3兀ELd"

二档时

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a

%=1096.321N,FrA=⑵4.014N,£=103mm,d=17rr)m,4=28mm

“二75mm,

/『F'b：=0.064mm<0.05-0.l()mm

c43砥"

-f4/4=0.0578<0.10-0.15mm

37014EL

f4=df；4+=0.0862mm<0.2mm

/7

^64F1.4a44(V00144rad<0002rad

3兀ELd*

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

74

生=838.917'工2=928.978N,d=17mm/a2=29mmb2=mm,

L=103mm

64Fr2a2^-=o.Q465mm<0.05~0.l()mm

3兀ELd'

22

64分：2b?.=Q0515<0.107).15mm

371d&EL

f2=J=0.0694mm<0.2mm

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64F,2a2,(勺一生)=o.oo]O8rQdWO.OO2rcicl

3兀ELd，

二档时

月工d17a3=28mm

3=1153.9873=1277.872N,L=103mm,=mm,-

"3=75mm,

64%a?=0067mIT!<0.05~0.10mm

c3兀ELd'

22

=0.0608«0.1(W).15mm

人3EL

f3-J+fA—0.0905mm<0.2mm

=MF,*吗-%)=o.00]52rQdwO.OO2rcicl

3血z/4

343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设、水平弯矩M、。则轴在转矩4和

弯矩的同时作用下，其应力为：

0="=吗<同(3.5)

W/L」

式中：M=M；+T；(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，⑸W400MP。。

1.一轴的强度校核

%=1181359N.mm;Fal3=4608,827V%=14412.97N

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F=4479.9N.d=163.93mm.d=45mm.L)=255.27mm.L=112.91mm.

rl3，1/3//»2

L=299.9mm

一档时挠度最大,最危险，所以校核。

求水平面内支反力“八和弯矩M〃c

RHA+RHB=F"3(3.6)

RHAL=RHBJ(3.7)

由以上两式可得RHA=2144.88N,RHB=12268.09N,

M〃C=547523.52N-mm

求垂直面内支反力尺八即和弯矩

+Rvi)—F「i3(3.8)

工13Al+//13。13=&$(3.9)

由以上两式可得出么=2640.95N,RVB=1838.95N,

Mvcy.=674155.93N.minzMVCG=1051917.87N-mm

按第三强度理论得：

M=』M：+〃；-+&2驾=1497891.41N-mm

cr==167.43MPa<[cr]=400MPa

7nd

3.4.4变速器轴承的选择

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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=l7mmD=35mmB=10mm

、=6.3KNc-=3.68质量w=0.36kg

油润滑时极限转速为2200r/min

[14]

1.初选轴承的型号为32308,正装；Fr]=2467.46N,

Fal=2824.24N,/?VI=2640.95No〃=4000/7min,P=88Zw

2.求竖直面内支反力即2

Rvi+&2-工I

2640.95+/?V2=2467.46

R、2=-173.49

3.内部附加力4、FS2,由机械设计手册查得丫=1.7

FSi=%|/2y=776.75N

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FS2=RV2/2Y=51.03N

4.轴向力成和工2

由于心+FS2=2824.24+51.03=2875.27N>马=776.75N

所以轴承2被放松，轴承1被压紧

K1=F“i+FS2=2824.24+51.03=2875.27N

F：2=Fsl=776.75N

5.求当量动载荷

查机械设计课程设计得G=115000N,G,=148000N,e=0.35N,

径向当量动载荷P，因为詈=1.17〉e

查机械设计手册得：X=0.4(),Y=L7

取力,=1.7所以

P=fp(XFt+y居)=1.7X(0.40X2467.46+1.7x2875.27)=9987.40N

6.校核轴承寿命

预期寿命=10x300x8x1=24000h

4=黑图;为寿命系数，对球轴承£=3；对滚子轴承£=10/

60〃[P)

=143639h>Lh=24000h及格

P60x40009987.40

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图3-8二轴轴承受力图

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=17mmD=35mm

B=10mm,cr=6.3KNcor=3.68质量w=0.36kg,油润滑时极限转速

为2200r/mirio

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。

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第4章货叉、门架、叉架及整车建模

4.1Pro/E软件简介

1985年，PTC公司建立于美国波士顿，开始参数化建模软件的研

究。1988年，VI.。的Pro/ENGINEER诞生了。通过10余年的发

展，Pro/ENGINEER已经成为三维建模软件的领头羊。当前已经公

布了Pro/ENGINEERi2oPTC的系列软件包含了在工业设计和机械

设计等方面的多项功能，还包含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还提供了当前所能到

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达的最全面、集成最紧密的产品开发环境。下面就Pro/

ENGINEER的特点及主要模块进行简单的介绍。

主要特征

全相关性：Pro/ENGINEER的所有模块都是全相关的。这就意

味着在产品开发过程中某一处进行的修改，可以扩展到整个设计中,

同时自动更新所有的工程文档，包含装配体、设计图纸，以及制造数

据。全相关性激励在开发周期的任一点进行修改，却没有任何损失,

并使并行工程成为可能，所以可以使开发后期的一些功能提前发挥其

作用。

基于特征的参数化造型：Pro/ENGINEER使用用户熟悉的特征作

为产品几何模型的构造要素。这些特征是一些一般的机械对象，并

且可以按预先设置很轻易的进行修改。例如：设计特征有弧、圆

角、倒角等等，它们对工程人员来说是很熟悉的，因而易于使用。

装配、加工、制造以及其它学科都使用这些领域独特的特征。

通过给这些特征设置参数（不仅包含几何尺寸，还包含非几何属性），

然后修改参数很轻易的进行多次设计叠代,实现产品开发。

数据管理：加速投放市场，需要在较短的时间内开发更多的产

品。为了实现这种效率，必需答应多个学科的工程师同时对同一产

品进行开发。数据管理模块的开发研制，正是专门用于管理并行工

程中同时进行的各项工作，由于使用了Pro/ENGINEER独特的全相

关性功能，因而