3噸叉車的傳動系統(tǒng)方案擬定及變速器的結構設計【說明書+CAD】

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In order to produce the new product which characterized by widely usage, high productivity, high security, etc. we can make contributions to the future transport industry if we make improve on transmission system and transmission main shaft base on former. Keywords:?forklift,?transmission?system,?transmission?main?shaft,?the?design?of?structure 1 前言： 1.1 叉車簡介 叉車過去稱為叉式裝卸車或鏟車，是一種以貨叉為標準取物裝置，通常能將貨物起升3m左右的特殊車輛。叉車采用輪式底盤，屬于流動式起重運輸器械，或物料搬運機械，是物流機械的一種。它又是一類邊緣產(chǎn)品，有時也被歸入工程機械。作為車輛，叉車與蓄電池搬運車、牽引車、翻斗車、AGV小車等同屬于工業(yè)車輛或裝卸搬運車輛。他們一般只在工廠內(nèi)部或特定區(qū)域的場地內(nèi)作業(yè)，因此也被稱為場（廠）內(nèi)機動車輛，屬于特種設備。 1.2 叉車歷史及發(fā)展 二戰(zhàn)期間，由于搬運軍事物資的需要，促進了叉車的發(fā)展。20世紀50年代國內(nèi)開始仿制蘇聯(lián)的5t機械傳動叉車。60年代通過測繪仿制日本叉車，開創(chuàng)了中國的叉車行業(yè)。70年代的行業(yè)聯(lián)合設計，奠定了中國叉車行業(yè)的基礎，其影響深遠。80年代的新系列設計，解放思想，拓寬了品種系列，更新理念，大范圍采用了寬視野門架、同步器換擋、液力傳動和動力轉向等新技術。90年代以來一批中外合資與獨資企業(yè)的建立，如德國的林德，形成了產(chǎn)品檔次的多層次格局，使叉車行業(yè)百花齊放。2007年，中叉公司、外資及全國其他企業(yè)共生產(chǎn)叉車15萬余臺，雖然與汽車年產(chǎn)幾百萬相比，叉車仍是一個比較小的行業(yè)，但從中叉公司2003年產(chǎn)叉車約3萬5千臺，到2007年產(chǎn)9萬千臺，年增長率近30％的情況。 可以看出我國叉車行業(yè)的發(fā)展勢頭非常迅猛[1] 。 從銷售內(nèi)燃叉車的不同噸位看，近幾年3.0?4.999t級產(chǎn)品一直占據(jù)著內(nèi)燃叉車銷售榜首，其次是2.0?2.999t級產(chǎn)品。 2007年內(nèi)燃叉車各起重噸位產(chǎn)品所占比重情況參見下表1。 表 1 2010-2012年內(nèi)燃叉車各起重噸位產(chǎn)品所占比重情況 Table 1 The percentage of 2005-2007 combustion forklift on lifting tonnage 噸位 2010年(%) 2011年（%） 2012年（%） 0.0~1.199t 0.45 0.41 0.23 1.2~1.999t 4.82 6.17 5.73 2.0~2.999t 20.89 22.02 20.27 3.0~4.999t 63.32 61.31 63.69 5.0~9.999t 9.81 9.47 8.82 10.0~42.0t 0.71 0.62 1.26 由上表可以看出，10~12年銷售的內(nèi)燃叉車中3.0?4.999t級產(chǎn)品始終占最大比重，每年都在60%以上。由此可以看出，近年來國內(nèi)各噸位叉車中，3t級的叉車在需求量上是最大的，說明它的應用在各個方面也是最廣泛的，這也是這次研究挑選3t叉車的目的，這也符合市場的發(fā)展需求[2]。 1.3 叉車用途及特點 叉車在倉庫等狹小場地進行裝卸工作的典型工作循環(huán)為：調(diào)整方向，對準貨位：調(diào)整貨叉高度，放平貨叉；前進叉取貨物。略微起升貨物，后傾使貨物穩(wěn)定，后退，調(diào)整貨物到離地300mm左右；將貨物搬運出倉庫；調(diào)整方向，對準貨運的載貨汽車，起升貨物到高于貨車車廂的高度；前進到貨車的裝載位置，前傾放平貨叉，降下貨物；后退抽出貨叉，后傾門架并降下貨叉到離地300mm左右；將叉車開入倉庫取下一件貨物。在上述每一作業(yè)循環(huán)中，駕車員要多次操作節(jié)氣門（油門）、離合器、變速器、轉向盤、制動器、多路換向閥等。作為車輛，作業(yè)時還要避讓障礙和人員，駕駛員操作非常復雜繁重以及辛苦[3]。 因此叉車的工作特點是：轉向、離合、換擋、制動、起升、傾斜等系統(tǒng)操作頻繁。 由此可以看出來，叉車的操作性能對于叉車操作者的重要性，而叉車的傳動系統(tǒng)中，變速器，換擋器的好壞決定了叉車的操作性能，所以我們叉車對于它的傳動系統(tǒng)有非常嚴格的要求。這也決定了對于叉車研究的未來的方向，主要是對叉車的傳動系統(tǒng)中傳動方案的設計及變速器的設計進行突破，這也說明了此次研究的重要性。 1.4 叉車分類與構造 1.4.1 叉車的分類 叉車的構造和性能的特點就是：貨物重心位于四個車輪所圍成的支撐平面之外，有穩(wěn)定性問題；其底盤系統(tǒng)與汽車、拖拉機、運輸車輛相比，有前輪驅動、后輪轉向、車速較低、爬坡度大、機動性強、越野性差、結構緊湊、自重較大等特點。 根據(jù)叉車的起重量，將其分為小噸位（0.5t和1t）、中頓位（2t和3t）、大噸位（5t）。 根據(jù)動力來源，叉車分為手動叉車（起重量0.5以下）、內(nèi)燃叉車（0.5t到42t）、蓄電池叉車（3t以下）。 根據(jù)貨物與叉車的位置關系，叉車分正面叉車和側面叉車。正面叉車包括平衡重式叉車（內(nèi)燃叉車和蓄電池叉車）和前移式叉車（蓄電池叉車，小噸位，室內(nèi)使用）； 常用分法就這三類，此次設計的就是3t內(nèi)燃正面叉車。 1.4.2 叉車的結構 叉車的結構緊湊，軸距較短，轉向靈活，能在狹窄的場地和通道內(nèi)作業(yè)，能通過比較低矮的倉門；因此叉車非常廣泛的應用于車間、倉庫、港口、車站等場所，進行裝卸、堆垛、拆垛、和極短距離的搬運。叉車對于實現(xiàn)裝卸搬運作業(yè)的機械化，提高勞動生產(chǎn)率非常重要，是現(xiàn)代物流系統(tǒng)的重要裝備。 叉車由發(fā)動機、輪式底盤和門架組成。叉車底盤與工程機械的底盤相仿，也采用剛性懸架，有傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)和行走支撐裝置組成。 2 叉車傳動系統(tǒng)方案擬訂 2.1 叉車的基本參數(shù)擬訂 (1) 載荷中心距C 載荷中心距是貨物重心到貨叉垂直段前表面的規(guī)定距離（mm）。（叉車的載荷中心距一般為標準值） 由上表我們可以選擇C=500mm。 (2) 最大起升高度Hmax 表2 叉車額定起重量標準 Table 2 The standard of forklift rated lifting weight 額定起重量Q/t Q<1 1≤Q<5 5≤Q≤10 12≤Q≤18 20≤Q≤42 載荷中心距C/mm 400 500 600 900 1250 最大起升高度是叉車處于平時地面，承載額定起重重量，門架垂直，貨叉到最大高度時，貨叉水平段上表面至地面的距離（mm）。 系列值有：1500、2000、2500、2700、3000、3300、3600、4000、4500、5000、5500、6000、7000。 我們在此選擇3000mm。 (3) 自由提升高度 自由提升高度是內(nèi)門架頂端不伸出外門架，即叉車高度不增大的情況下，能獲得的起升高度（mm）。用于悶在出入低矮的倉門，在低矮的庫房、火車車廂或集裝箱內(nèi)部工作。典型值為110—300mm。在此，由于此次設計的叉車主要用于倉房，倉庫等室內(nèi)環(huán)境，所以取115mm。 (4) 滿載最大起升高度 滿載最大起升高度為叉車停止，節(jié)氣門開度最大（油門最大），額定起重量，貨物所能達到的最大平均速度。典型值：300-500mm/s。 在此我選擇的滿載行駛速度13.5km/h。 (5) 門架前、后傾角 通常為前傾6°，后傾12°。 (6) 滿載行駛速度 額定起重量，最高檔，在平直干硬的道路上能達到的最大穩(wěn)定行駛速度為滿載行駛速度。典型值20km/h。取此值。 (7) 最大爬坡度 額定起重量，以最低的穩(wěn)定速度（>2km/h）所能爬上的長為規(guī)定值的最陡坡道的坡度值。典型值為20%。 (8) 型號確定 由以上參數(shù)可以確定此叉車的型號為此次。 2.2 叉車的傳動系統(tǒng)方案擬訂 2.2.1 傳動系統(tǒng)的要求 (1)減速增距：相對于驅動車輪來說，發(fā)動機的轉速非常高，需要有一部分固定的減速。從另一個角度來說，減速的目的在于增大轉矩，否則驅動車輪將無法克服道路阻力[4]。 (2)改變速比：用來提供不同的車速或適應不同的道路阻力情況。 (3)提供倒檔：內(nèi)燃發(fā)動機不能倒轉，倒車需要有傳動系統(tǒng)來實現(xiàn)。 (4)提供空擋：被牽引或維修時，較長時間切斷轉速與轉矩的傳遞。 (5)平穩(wěn)起步：首先內(nèi)燃機不能帶載起動，其次車輛起步時要逐漸加載，避免沖擊。 (6)提供差速：轉彎或通過不平穩(wěn)路面時允許兩個驅動車輪的轉速不同。 而叉車對于傳動系統(tǒng)還有一些特殊的要求[5]。 (1)需要較大的速比。叉車的車速較低，最大車速為20km/h，要求傳動系統(tǒng)總的傳動比較大。 (2)有較多的倒檔。叉車在作業(yè)時常用倒檔，頻率接近50%。而此次設計的此次也是設計了3個前進擋和兩個倒退擋。 (3)頻繁的操作：從上述的操作循環(huán)可以看出，叉車的離合器和變速器的操作相當頻繁，在這種情況下，需要采用較好的同步器換擋和動力換擋。 (4)提供輔助維修手段。由于叉車的結構緊湊，傳動系統(tǒng)零部件的維修與更換非常困難，在設計時就需要著重考慮。 (5)特殊的結構形式。由于結構緊湊，所以我的傳動系統(tǒng)就需要采用剛性連接，無萬向傳動。 2.2.2 傳動系統(tǒng)的方案擬訂 叉車的傳動系統(tǒng)一般采用如下幾種方式。 (1)機械傳動：此中傳動方案有離合器、變速器、驅動橋中的主傳 動（輪邊減速）等組成。 此種傳動方案對應變速器的檔位不同時，各有一條牽引力曲線，而且機械傳動在檔位一定的情況下并不改變發(fā)動機的特性，因此它的牽引力曲線的形狀與發(fā)動機的外特性曲線在某種情況下是相似的，只要當檔位數(shù)足夠并且速比分配合理時，通過及時的人工換擋，分段逼近理想的傳動系統(tǒng)特性曲線。所以在駕駛員合理的操作下，機械傳動可以達到最高的傳動效率。 當然這也要求操作員的技術很高。而且若是操作不當時，發(fā)動機易熄火，冒黑煙，也會增加油耗。 (2)液力機械傳動：相當于用液力變矩器取代離合器，動力換擋變 速器取代人力換擋變速器，驅動橋部分也不會變，簡稱液力傳動。液力傳動的特性與傳動系統(tǒng)的理想特性比較相近，低速牽引力大，加速快，難呢過自動調(diào)速，對于操作員來說，更加方便。但是這也缺少了操作性，最主要的是，他的傳動效率低較[5]。 (3)靜壓傳動和內(nèi)燃點傳動：靜壓傳動依靠液壓系統(tǒng)的控制回路實 現(xiàn)調(diào)速，操作方便，也能實現(xiàn)理想特性，但是成本較高不予考慮。內(nèi)燃電傳動采用電動輪方案，基本原理是，有內(nèi)燃機帶動直流發(fā)電機，然后用發(fā)電機輸出電能驅動裝載車輪中的直流電動機。其調(diào)速和制動油電氣系統(tǒng)控制，也能實現(xiàn)理想特性，布置也簡單方便。但是成本也太高，所以也不予考慮。 綜合以上方案，我初步選擇的是機械傳動和液力傳動。 機械傳動操作性強，結構簡單，制造成本在幾種方案中時最低的，雖然對操作員的要求較高，但在如今的專業(yè)水平下是沒有任何問題的。最主要的是它的傳動效率是最高的。而且在現(xiàn)在的叉車中有最廣泛的運用，在設計上有最完美的方法，在制作工藝上也有比較完全的系統(tǒng)。整體結構如圖3。 液力傳動，操作方便，也滿足理想特性。但是傳動相率相對較低。而且在現(xiàn)如今的叉車中，應用比較少，所以技術也不夠成熟，制造成本相對較高。 最終，我還是選擇了機械傳動來實現(xiàn)對此次的設計。 2.3 傳動系統(tǒng)部件的選擇與設計 2.3.1 內(nèi)燃機的選擇 根據(jù)經(jīng)驗公式 G=C+1.4R0.45L+0.22Q (1) Pemax=1.2Pef+Pt (2) Pef=βDrmaxQ+G3600?+Pe (3) G —— 叉車自重 圖1 叉車傳動系統(tǒng)結構圖 Fig 1 Structure diagram of forklift drive system Q ——額定起重量，已知為3t C ——載荷中心距，取500mm R ——前輪半徑，取155mm L ——軸距，取1000mm β——限速影響系數(shù)，β=1.1 Drmax ——檔動力因素，3-5t取0.05 Vmax ——最大車速 20km/h G+Q ——叉車自重與起重量和 ? ——傳動效率，機械傳動取0.85 Pt ——附件功率 最終計算得G=4.5t，Pemax=40.05kw。查詢參考資料[6]可以選用的發(fā)動機為X4105CQ,從而可以查閱參考資料[7]得Memax=Mn=9550Ne/n_e =179N?m。 2.3.2 主離合器的設計 叉車對離合器的一般要求 接合平順。保證內(nèi)燃叉車的平穩(wěn)起步和平穩(wěn)換擋，這一方面也要求駕駛員的熟練操作來做保證[8]。 (1)分離徹底。如在起動或換擋過程中暫時徹地的切斷動力傳遞，分離狀態(tài)要徹底，不要有連帶，不能“拖泥帶水”，但也需要由離合器構造和操縱機構保證。 (2)傳力可靠。叉車用的主離合器都是常接合的，自由狀態(tài)為接合狀態(tài)，有彈簧來壓緊。能實現(xiàn)將發(fā)動機的輸出轉矩可靠地傳遞給傳動系統(tǒng)，正常工作狀態(tài)下不打滑。 (3)防止過載。在車輛起步、制動和阻力突然增大時，通過摩擦副之間的打滑來保護傳動系統(tǒng)的各零部件不過載，起極限力矩聯(lián)軸器作用。 (4)更換方便。這是叉車對此的特殊要求，因為叉車的結構緊湊，但是它的操作有非常平滑，有上述的操作循環(huán)中可以看出對離合器的操作也是非常的頻繁的。而離合器也是傳動系統(tǒng)中不可或缺的一部分，所以要求易更換，在此次的設計中，就采用了最常用的在配合變速器第一軸的“抽軸構造”來實現(xiàn)。所謂抽軸構造是指變速器第一軸能軸向移動一段距離，使其與離合器從動盤之間的花鍵脫開，使離合器從動盤能從上方取出方便更換。 (5)接合可靠。具有合適的儲備能力。既能保證傳遞發(fā)動機最大轉矩，又能防止傳動系統(tǒng)零部件過載。而反映這種性能的參數(shù)是離合器的轉矩儲備系數(shù)，儲備系數(shù)β值的大小與原動機和工作機性能、離合器的結構形式等因素有關。一般β取1.6-2.5。 2.3.3 離合器構造 離合器種類分為：干式離合器，濕式離合器，單片離合器，多片離合器，經(jīng)常接合式離合器，經(jīng)常分離式離合器。 在此次的設計中選擇經(jīng)常接合式離合器。 離合器由摩擦襯片、壓盤、分離杠桿、分離撥叉、分離軸承和殼體等組成。 對其離合器的摩擦片D與d取值，取D=300mm，d=175mm。 繪制構造組裝圖見圖BS-2。 (1)工作原理 離合器的主動部分由內(nèi)燃機飛輪1、離合器蓋5和壓盤4等構件。離合器從動部分由帶有摩擦片3的從動片2，從動片通過花鍵與從動軸9相連，從動軸即變速器輸入軸。當從動片被彈簧(壓緊裝置)壓緊在飛輪與壓盤之間時，產(chǎn)生摩擦力而傳遞轉矩。需要中斷轉矩時，迅速踩下踏板12，經(jīng)過分離撥叉10、分離套筒8、分離軸承7及分離杠桿11，使壓盤4進一步壓緊彈簧并離開從動片2，離合器處于分離狀態(tài)，不再傳遞轉矩。這些機構統(tǒng)稱為分離機構。 當需要離合器結合時，緩慢的松開踏板，壓盤會在彈簧力作用下，向左移動而將從動片逐漸壓緊，壓力逐漸增大時，主、從動片見的摩擦力加大，傳遞轉矩加大。從動片在摩擦作用下逐漸加速，直至與主動件速度一致。 這樣的設計才能保證迅速分離，緩慢結合，從而起到傳遞轉矩的作用。 (2)主離合器驗算 轉矩儲備系數(shù)β：主離合器的最大摩擦力矩Mc必須保證傳遞內(nèi)燃機的最大轉矩Memax并有一定儲備[9]，Mc=βMemax， =1.6~2.5，取1.6。 摩擦力矩的驗算 Mc=FpμRCz (4) Rc=D3-d33(D3-d3) (5) Fp=p0A=p0πD3-d34 (6) Fp ——壓盤上的總壓力； μ ——擦因數(shù)，干式：銅對石棉0.25~0.35， RC ——摩擦面等效半徑 z ——摩擦面數(shù)，單片去2 p0 ——需用壓強，鋼對銅絲石棉0.1~0.25MPa A ——摩擦片面積 由上述經(jīng)驗公式得 D=1.56{Mc/[p0μz(1-c3)]}1/3 代入所有數(shù)據(jù)得 D=1.56160×1.60.1×0.25×21-0.6313=295mm 取D=300mm符合要求。 2.3.4 萬向傳動的設計 它由兩個萬向節(jié)和一根可伸縮的傳動軸就構成了一套萬向傳動裝，萬向傳動能夠“容忍”非常大的距離偏差和角度偏差，可靠地傳遞動力。 叉車噸位較大，軸距較大時，在布置上可以采用萬向傳動，優(yōu)點是可以把發(fā)動機靠后，用以平衡叉車載物時的重量[10]。 萬向傳動的設計應該符合以下兩個特點： (1) 與中間軸相連的兩萬向節(jié)必須在同一平面內(nèi)。 (2) 被連接的兩根軸與中間軸的夾角數(shù)值相等。 叉車驅動橋的功能 (1)減速增距：通過主傳動、輪邊減速（此次設計未用到），進一步降低轉軸、增大轉矩，以滿足驅動要求。 (2)差速：適應轉彎、路面不平、輪胎氣壓不等造成滾動半徑差別等情況。 (3)承載：承裝驅動橋機構，承裝車輪、制動器、連接門架、車架。 (4)傳力：支撐車架，傳遞重力、驅動力、制動力、側向力。 叉車驅動橋特點[11]: (1)由于車速較低，主傳動速比往往較大。 (2)多采用全浮式半軸：只承受轉矩，其他載荷有橋殼承擔。 (3)有時通過剖分軸瓦直接承裝門架，并通過剖分軸瓦直接安裝在車架上。 (4)由于叉車結構緊湊，中小噸位往往與變速器剛性連接。 叉車驅動橋的構造 (1)主傳動 主傳動有稱主減速器。由于叉車的車速低，傳動系統(tǒng)的總速比大，希望主傳動部分能分擔速比。 主傳動中采用曲線齒錐齒輪副，其優(yōu)點是不發(fā)生根切的最小齒數(shù)少，只有5~6個，有利于提高速比，減小尺寸。主傳動主要承擔固定的速比，一般單機速比5~7，雙級速比8~12。在本次設計中便采用單級速比，并去主速比i0=6.67。 (2)差速器 當叉車轉彎、在不平路面上行駛或左右輪胎載荷與氣壓不等而使其滾動半徑有差異時，必須允許左右驅動車輪以不同的速度旋轉，才能保證正常行駛。因為采用差速器將動力分別傳遞到兩根半軸，并使其有可能以不同的速度旋轉。 差速器位于主傳動大椎齒輪的中間，是一種空間行星輪機構。在正常情況下，差速器殼帶動十字軸并帶動行星齒輪公轉，行星齒輪撥動半軸齒輪轉動，只是行星輪只有公轉沒有自轉，兩個半軸齒輪的轉速相同。當有差速需要時，行星齒輪既有公轉又有自轉，是兩個半軸的轉速不同[12]。 對于半軸，驅動橋殼，車輪，均按照傳統(tǒng)叉車的標準選取。在此不做介紹。 3．變速器設計 叉車變速器的作用 變速變距：通過換擋改變內(nèi)燃機到驅動車輪之間的傳動比，改變驅動力和車速，適用不同的路面。 提供倒檔：解決內(nèi)燃機不能倒轉的問題，使車輛能夠后退行駛。 提供空擋：較長時間切斷動力傳遞，以便讓內(nèi)燃機無載起動或短暫停車時怠速運轉。 叉車中的變速器要求 檔位合理：檔位數(shù)量需要符合設計要求，各檔的速比分配要合理。 倒檔要多：本次設計要求2個倒檔。 換擋輕便：采用同步器換擋，減小沖擊，減輕駕駛員疲勞，提高效率。 效率高：采用高效率傳動齒輪，工作可靠，噪聲小，壽命長。 制造簡單：叉車的成本要低，變速器要求結構簡單，維修方便。 3.1 叉車變速方案擬定 由于本次設計要求3個前進擋，2個倒退擋，所以需考慮無級變速，采用有級變速。 叉車的傳動要求精度高，傳動效率高，噪音小，所以全部齒輪選擇斜齒輪。 變速器的換擋部分，要求換擋簡單，方便，盡量減輕駕駛員的工作壓力，所以選擇換擋簡單的換擋同步器，該結構雖然復雜，但是通過同步鎖環(huán)的錐面摩擦要進入嚙合的齒輪轉速同步，使換擋容易，無沖擊[13]。 在上述傳動部分設計中，已經(jīng)設計為人力換擋變速器的操作機構。 但在結構上需要滿足以下要求： (1)處于空擋的變速器不能自動掛檔。 (2)掛檔后的變速器不會脫檔，并保證齒輪的全齒長嚙合工作。 (3)變速器不能同時掛入兩個檔位。 為滿足上述要求，在掛檔機構中便設計了變速器換擋的自鎖與互鎖機構。這使在換擋過程中，駕駛員必須克服自鎖彈簧的壓力，擠開鋼球，才能撥動撥叉軸，起到不能自動掛檔的作用。而且一旦進入某一檔位，鋼球會落入撥叉軸的另一凹坑，從而防止脫檔。而在撥叉軸之間的小孔通道中，有幾個互鎖鋼球和銷子，撥叉軸側面的相應位置也有凹坑，只要有一根撥叉軸移開空擋位置，這些鋼球和銷子之間就不會再有空隙，阻止其他撥叉軸的移動，從而防止同時掛入兩個檔位。 3.2 變速器結構設計 3.2.1傳動方案與傳動比的分配 設汁一個變速器，首先根據(jù)總體設計所確定的檔數(shù)及行檔傳動比，擬定傳動方案，即確定各檔的傳動路線和換檔方式。根據(jù)的原則： (1)盡量縮短傳動路線，減少傳動路線中的齒輪嚙合對數(shù)，提高傳動效率。在傳動比不是很足的條件下，一般采用兩級減速傳動。檔數(shù)放多，采用串聯(lián)式傳動可以減少齒輪對數(shù)。 (2)盡量使齒輪和釉共用，以減少齒輪數(shù)和軸數(shù)，在某些情況下，第一級的被動齒輪可當作第二級的主動齒輪。 配置齒輪和軸時要注意下列問題。 (1)一對齒輪的傳動比不宜選擇過大，一般不大于3，否則齒輪大小懸殊，結構不緊湊。 (2)低速檔齒輪副受力大，應盡量布置得靠近軸承，以減小軸的變形，保證良好嚙合。 (3)采用斜齒輪傳動時，應合理考慮齒輪的螺旋角方向，使軸承受力合理。中間鈾上的從動齒輪和主動齒輪螺旋角的方向應該相同，以便減輕軸承的軸向載荷。 (4)相鄰檔位的齒輪應盡量相鄰布置，以便于換檔。不同類型的叉車變速器，其檔位數(shù)也不盡相同。采用前3后2的變速器。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)叉車的最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮確定。叉車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： (7) 根據(jù)車輪與路面的附著條件： (8) 求得的變速器1檔傳動比為 (9) 3.78≤ig1≤8.54 所以?。? =4 式中： m=7.5t ——叉車滿載總質量 g=9.81N/kg ——重力加速度 ——道路最大阻力系數(shù) ——驅動車輪的滾動半徑：13英寸 =179N*M ——發(fā)動機最大轉矩 =6.67 ——主減速比 ——叉車傳動系的傳動效率 =0.6 ——道路附著系數(shù) 最高檔傳動比 =2450rpm ——發(fā)動機額定轉速 =160.75 (10) =2 由于最大時速為20km/h，由 =vmax2πr×i0×ig3×il (11) 得il=1.5。 前進中間檔速比： =4×2=2.828 (12) 倒檔1速比： 取==2.828 倒檔2速比： ==2 反算各檔速度： = n發(fā)×2πr/i0×i變=7.6km/h (13) =12.3 km/h =20.0 km/h =12.3km/h =20.0km/h 3.2.2 變速器主要參數(shù) 傳動方案確定后，可根據(jù)計算轉矩確定中心矩A、模數(shù)M、齒寬b、螺旋角β等參數(shù)。 (1)齒輪軸中心距 中心距的大小直接影響變速器尺寸的緊湊。因此，在傳遞最大轉矩、齒輪強度足夠，結構布置可能實現(xiàn)的條件下，應盡可能采用較小的中心距。對于叉車來講，絕大多數(shù)變速器的輸入軸和輸出軸不同軸線，因此第一級傳動和第二級傳動的軸距可以不相等。我們首先要確定中間軸和輸出軸的中心矩A1，因所傳的轉矩最大。其他軸之間的中心距可以由結構設計確定。初選中心距Al時，可用經(jīng)驗公式[14]； =10×3179×4=89.5 (14) 取A=100 式中： =10 ——按發(fā)動機的最大轉矩直接求A時的中心矩系數(shù) (2)模數(shù)m 常嚙合斜齒輪，可按下式初選法向模數(shù) =2.65 (15) 式中： ——內(nèi)燃機最大轉矩 從齒輪應力的合理性及強度考慮，每對齒輪應有各自的模數(shù)，但從工藝性考慮，一個變速器的齒輪模數(shù)應盡量統(tǒng)一，多用折中方案。 =2.5 （GB/T1357-87） (3)齒輪寬度 斜齒輪 b=(6~8.5) =82.5=20mm (16) 對低檔齒輪，齒寬系數(shù)取較大值。（對于齒輪1，由于是齒輪軸上的齒輪，所以寬度去b1=50） (4)斜齒輪的螺旋角 確定螺旋角β0時，主要是從它對嚙合性能、齒輪強度的影響以及軸向力平衡等方面綜和考慮。β0增大時，齒輪嚙合的重合系數(shù)增大，運轉平穩(wěn)；在一定范圍內(nèi)(β0<30)增大β0，可使齒的強度相應提高，但β0過大時，傳動效率降低，軸向力過大，使軸承工作條件惡化。β0可按下式確定[15]： sinβ0=πεamnb=3.14×2.520=0.392 (17) =23.11° 式中 ——法面模數(shù)，()為mm B ——工作齒寬，（b）為mm (5)各檔齒輪齒數(shù)的分配 圖2 變速器傳動簡圖 Fig2 The diagram of Transmission 表3 變速器傳動路線 Table1 Transmission line 檔位 操縱情況 傳動路線 i總 前進1檔 移動10向左,12向左 1-4-5-6 4 前進2檔 移動10向左,11向左 1-4-10-7 2.828 前進3檔 移動10向左，11向左 1-4-3-8 2 倒退1檔 移動10向右,11向左 2-9-3-10-7 2.828 倒退2檔 移動10向右，11向右 2-9-3-8 2 3.2.3變速器齒輪設計 (1)齒輪齒數(shù)的設計 先求其齒數(shù)和 zε=2×Acosβm (18) z3+z8=z7+z4=z5+z6=zε (19) ig1=z4z1×z6z5=4 (20) ig1-=z3z2×z7z10=2。828 (21) ig2=z8z2=2 (22) 取z1=24，z2=22。 依據(jù)上述關系式，可以得出z8=44，z3=28，z6=54， z5=18, z4=30, z7=50，z10=22. 再把各齒齒數(shù)代入式 cosβ3-8=mn(z3+z8)/2A (23) ig3=z4z1×z8z3=2 (24) ig1-=z3z2×z7z10=2.828 (25) 反算 cosβ3-8=mnz3+z82A=2.5×(28+44)/2×100=0.90 (26) β3-8=25.01° 符合要求，再把z7+z4與z5+z6代入也算得符合要求。 ig3=3024×4428=1.8 ig1-=3024×5022=3.0 得與條件取值相近，所以也符合。 雖然z9的取值對變速器的速比沒有影響，但是在此取z9=20，是為了考慮到齒輪嚙合的可靠性。 (2)變速器齒輪參數(shù) 叉車變速器的齒輪均為斜齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等傳動的基本要求外，還有重合度大，降低了沒對輪齒的載荷，提高了齒輪的承載能力與不產(chǎn)生根切的最少齒數(shù)少等優(yōu)點[13]。 而斜齒圓柱齒輪的正確嚙合條件是：兩斜齒輪的螺旋角必須相等而且方向相反。 由表4的齒輪齒數(shù)數(shù)據(jù)來對下列參數(shù)進行計算[14]： 表4 斜齒輪參數(shù)計算公式 Table4 The parameters of helical gear formula 序號 計算項目 計算公式 1 基圓柱螺旋角 1=2=0 2 端面模數(shù) 3 壓力角 選取標準值 4 端面壓力角 5 分度圓直徑 d=z=zmn/cosβ 6 齒頂高 ha=mn(han*+xn) 7 齒根高 hf=mn(han*+cn*-xn) 8 齒全高 h1=mn×cn 9 齒頂圓直徑 10 齒根圓直徑 =d-2 11 基圓直徑 12 當量齒數(shù) 13 法面齒距 pn=πmn 14 端面齒距 pt=πmt= pn/cosβ 15 法面基圓齒距 pbn= pncosαn 16 最少齒數(shù) zmin=zvmincosβ3 17 端面變位系數(shù) xt=xncosβ 18 法面齒厚 sn=(π2+2xntanαn)mn 19 端面齒厚 st=(π2+2xttanαt)mt 端面模數(shù) =2.5÷0.906=2.76 (27) 端面壓力角 ==0.40 (28) = 分度圓直徑 d1=z1=242.76=66 d2=z2=222.76=61 d3=z3=282.76=77 d8=z8=442.76=121 d4=z4=302.76=83 d7=z7=502.76=138 d5=z5=182.76=50 d6=z6=542.76=149 d9=z9=202.76=55 d10=z2=222.76=61 齒頂高 ha=mn(han*+xn) =12.5=2.5 (29) 齒根高 =（1+0.25）2.5=3.125 (30) 齒全高 =（2+0.25）2.5=5.625 (31) 齒頂圓直徑 da1=2ha+d1=2.5+66=68.5 =2.5+61=63.5 da3=2ha+d3=2.5+77=79.5 da8=2ha+d8=2.5+121=123.5 da4=2ha+d4=2.5+83=85.5 da7=2ha+d7=2.5+138=131.5 da5=2ha+d5=2.5+50=52.5 da6=2ha+d6=2.5+149=151.5 da9=2ha+d9=2.5+55 =57.5 da10=2ha+d10=2.5+61=63.5 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=66-23.1=59.8 df2=d2-2hf=61-23.1=54.8 df3=d3-2hf=77.2-23.1=71 df8=d8-2hf=121 -23.1=114.8 df4=d4-2hf=83-23.1=76.8 df7=d7-2hf=138-23.1=131.8 df5=d5-2hf=50-23.1=43.8 df6=d6-2hf=149-23.1=142.8 df9=d9-2hf=55-23.1=48.8 df10=d10-2hf=61-23.1=54.8 基圓直徑 =66=61 =61=57 db3=d3cosαt=77×cos21.8°=71 db8=d8cosαt=121×cos21.8°=118 db4=d4cosαt=83×cos21.8°= 77 db7=d7cosαt=138×cos21.8°=136 db5=d5cosαt=50×cos21.8°=44 db6=d6cosαt=149×cos21.8°=142 db9=d9cosαt=55×cos21.8°=51 db10=d10cosαt=61=57 法面齒厚 sn=(π2+2xntanαn)mn=2.53.14/2=3.9 (32) 端面齒厚 st=π2+2xttanαtmt=2.76×3.142=4.3 (33) 驗算重合度[15]: (34) =12πz1×tan-1αat1-tan-1αt'+z5×tan-1αat2-tan-1αt' +bsinβπmn(35) 兩輪的齒頂圓壓力角分別為[16]: (36) (37) 得： =1.52+1.05=2.77 (38) 因為 2.77>2 所以重合度符合要求，各齒輪主要參數(shù)見下表5 表5 各齒輪主要參數(shù)值表 Table5 The main parameters of the gear value table 齒輪 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 m 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 齒數(shù) 24 22 28 30 18 54 50 44 20 22 d 66 61 77 83 50 149 138 121 55 61 df 59.8 54.8 71 76.8 43.8 142.8 131.8 114.8 48.8 54.8 da 68.5 63.5 79.5 85.5 52.5 151.5 131.5 123.5 57.5 63.5 αn 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° β 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° 23.11° (3) 斜齒輪材料選擇 材料選擇20GrMnTi(滲碳淬火)[17]； (4)斜齒輪強度校核 (39) 式中： ——強度系數(shù)（N/） 對鋼制齒輪：=189.8 ——節(jié)點區(qū)域系數(shù)： =2.31 (40) 其中： ==21.8 (41) = = ==22.7 (42) ——端面重合度；非變位齒輪：==21.8 ——螺旋角系數(shù) ===0.95 (43) ——重合度系數(shù) ==0.83 (44) 其中=0.67+0.79=1.46， 查[18]: ——端面分度圓切向力： =2Tjd1=5.27 (45) ==179 N?m (46) i0——傳動系所計算的零件之前的總傳動比 ——傳動系所計算的零件之前的總傳動效率 d1——主動齒輪分度圓直徑 d=67.9 b ——齒寬 b=20 ——被動齒輪與主動齒輪的齒數(shù)比μ=16/14=1.14 ——接觸強度計算的使用系數(shù)，插車第一軸常嚙合齒距=1.1 ——動載系數(shù) (47) 分度圓處的圓周速度： v=πdn×10360=4.23(48) 精度等級選為8 級[19] =1.18 ——齒向載荷分布系數(shù)： 按機械零件調(diào)質8級公式計算 (49) ===0.24 =1.17 因為：==3.56 所以： =1.09 ——齒間載荷分配系數(shù)： 因為 =1.1×9.57×10320=526.35>100 (50) 所以 =1.4 可得 (51) σj=189.8×2.31×0.95×0.83×1.1×1.18×1.17×1.4×9.57×10338.64×20×1.14+11.14 =1796.36MPa 許用表面接觸應力 (52) 式中： ——考慮應力循環(huán)次數(shù)影響的系數(shù)，稱為壽命系數(shù)，接觸疲勞壽命系數(shù)查[5]，其中N的計算方法是：設n為齒輪的轉速（單位為rpm）；j為齒輪沒轉一圈時，同一齒面捏合的次數(shù)；為齒輪的工作壽命（單位為h），則齒輪的工作應力循環(huán)次數(shù)N按下式計算[20]： (53) 取=1.1 ——齒輪的疲勞極限，接觸疲勞遷都極限值 查[21]。 取=1650 S——疲勞強度安全系數(shù)，對接觸疲勞強度計算，由于點蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、震動增大，并不立即導致不能繼續(xù)工作的后果，故可取S==1。 所以得 =1815MPa (54) 因為齒輪的接觸疲勞強度滿足要求。 齒根彎曲應力的計算 (55) 式中： ——使用系數(shù)，叉車第一軸常嚙合：=1.35 ——動載系數(shù)，與接觸應力計算的相同 =1.15 ——齒向載荷分配系數(shù)：=1.09 ——齒間載荷分配系數(shù)：==1.4 ——螺旋角系數(shù)： (56) 縱向重合度： =20×sin24.28°3.14×2=1.05 (57) ——載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的齒形系數(shù)： 因為當量齒數(shù)=40.93 所以=2.40 ——載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的應力修正系數(shù)， (58) =9.57×1032.5×20×2.4×1.67×0.79×1.35×1.15×1.09×1.4 = 1121 MPa 許用齒根彎曲應力的上限，對滲碳淬火表面硬化合金鋼： = （59） 式中： ——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)：=1.3 ——實驗齒輪的應力修正系數(shù)：=2 ——彎曲強度計算的應力修正系數(shù)：=1.05 =0.9434 ——相對齒根表面狀況系數(shù)：=0.957 ==1531.34MPa < 故斜齒輪設計強度滿足要求。 3.2.4 變速器軸的設計計算 (1)變數(shù)器軸的參數(shù)設計 變速器軸在工作中承受著轉矩來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。 軸的尺寸可根據(jù)經(jīng)驗公式初步選定軸頸尺寸，然后再進行驗算。設計時應力求減小變速器的軸向尺寸，以提高軸的剛度。 變速器的最大直徑d與支撐間的距離L可按下列關系初選： 對輸入軸及中間軸：=0.16—0.18 對輸出軸：=0.18—0.21 輸出軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式選： d=(0.45—0.6)A 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。在進行軸的剛度和強度驗算時，欲求變速器第一軸的支撐反力，必須先求出第二軸的支撐反力。應當對每個檔位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為檔位不同不僅齒輪圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接制成的梁。 輸入軸的計算轉矩為發(fā)動機最大轉矩。輸入軸的直徑及箱內(nèi)長度L如下： 初選輸入軸的直徑為： d1=4.6=4.6=26 (60) 因為軸上前端有花鍵，所以?。? d =25mm，L=380mm；在零件圖BS-5中具體表示出了軸的各段直徑分配及軸肩等的位置。 中間軸的直徑 為了方便制造，節(jié)約成本。 取d2=25mm；在零件圖BS-7中具體表示出了軸的各段直徑分配及軸肩等的位置。 前進檔軸 d=25mm；在零件圖BS-6中具體表示出了軸的各段直徑分配及軸肩等的位置。 倒退檔軸 d=25mm;對于倒退檔，在此次的設計中，只起到換向作用，不作為主要受力軸，所以做成齒輪軸，節(jié)約成本。（在零件圖中也不予畫出） (2)軸的強度校核 在進行軸的強度校核時，首先根據(jù)軸的具體受載情況來確定相應的計算方法。對于變速器中承載斜齒輪的軸，我們可以確定其，即受到了扭矩，又受到了彎矩，所以應按彎扭合成強度條件進行計算。（由于設計中沒有做壽命要求，所以未作出疲勞強度校核）。 初步選擇滾動軸承。由于使用斜齒輪的原因，所以選擇圓錐滾子軸承。 軸的設計尺寸d1=25。所以選擇型號為7205E的軸承，其參數(shù)為d=25;D=52；T=17.25;B=15；做出軸的受力簡圖如圖9 求軸上的載荷 Ft=2T1d1 (61) Fr=Fttanαncosβ (62) FNH1×L2+L3=Ft×L3 (63) FNH2×L2+L3=Ft×L2 (64) FNV1×L2+L3=Fr×L3 (65) FNV2×L2+L3=Fr×L2 (66) Ft——齒輪所受切向力 Fr——齒輪所受軸向力 FNH1 、FNH2——水平面的支反力 圖3 軸的受力簡圖 Fig3 The Force diagram of shaft 繪制彎矩圖和扭矩圖。如圖10 圖4軸的彎矩和扭矩圖 Fig4 The diagram of axis of the bending moment and torque FNV1 、FNV2——垂直面的支反力 依據(jù)上述數(shù)據(jù)和公式得如下表5 表6 計算結果 Table6 computing result 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F FNH1=6100N; FNH2=3150N FNV1=2430N; FNV2=1340N 彎矩M MH=323662N?mm MV1=128182; MV2=-137685 總彎矩 M1=348120N?mm M2=351730N?mm 扭矩T T1=1790000 N?mm 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，而1軸上的危險截 A.C截面都有可能。所以先選擇A截面校核。根據(jù)上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，且在A處需要設計花鍵，取花鍵參數(shù)D=22，d=19，B=8，W=0.773cm3軸的計算應力 σca=M12+αT12W=15.8MPa (67) 前已選周到 材料為45鋼，調(diào)質處理，查得σ-1=60 MPa。因此σca<σ-1，故安全。 現(xiàn)選擇C截面進行強度校核，如上訴對A截面的算法，得 σca=M12+αT12W=9.36 MPa<σ-1 (68) 故也是安全的。 其余三軸的校核 對于其余三軸，他們的軸徑均比1軸大，而且承載均比1軸小，所以一定也是安全的。這次就不一一校核。 4 結論 此次設計結合現(xiàn)如今叉車市場的發(fā)展，設計的是中等噸位3t叉車。其傳動方案和變速器結構都是現(xiàn)如今叉車發(fā)展方向的主流設計方法。在21世紀，內(nèi)燃叉車帶來的燃油成本,以及社會能源緊張程度還未達到需要叉車行業(yè)尋求變革的地步.從產(chǎn)品的角度來看,內(nèi)燃叉車的動力性能更強,行駛速度、貨叉升降速度、牽引力等都優(yōu)勝全電動叉車。全電動叉車：高效免維護的AC電機，能確保電瓶的更長使用壽命；?雙驅動變速箱油浴齒輪，長保潤滑，低噪音高性能，長期免維護；?再生制動功能，延長電池有效使用時間；行走和起升電機采用全交流技術，更高效可靠；智能的可編程液晶顯示屏，能夠顯示故障代碼，易發(fā)現(xiàn)車身故障，減少檢測時間，提高維修效率；易維護的剎車系統(tǒng)，使剎車更加安全和舒適；電機在剎車減速過程中，起到制動作用；?防滑制動功能，能使叉車即使在斜坡上也能安全停車。 本設計具有的優(yōu)點; 此次設計的此次型號叉車在傳動系統(tǒng)和變速器方面做出了改進。較以往的叉車有如下優(yōu)點： (1)結構緊湊，運行平穩(wěn)。；本次設計的叉車傳動系統(tǒng)的設計結構緊湊，大大節(jié)省了結構體積。采用萬向傳動，使中心往后移，大大增加了叉車運行過程中的穩(wěn)定性。 (2)換擋順滑，操作手感好；在叉車的變速器設計中，采用了同步器加離合器換擋，在換擋時，沒有了頓挫感，使駕駛員在操作過程中，盡量減少疲勞感。 (3)噪聲小，傳動平穩(wěn)，效率高；叉車的傳動齒輪，均采用斜齒輪，斜齒輪傳動具有傳動效率更高，更節(jié)省空間的作用，而且嚙合更平穩(wěn)，噪聲小。所以叉車的運行中噪聲小，運行平穩(wěn)。 (4)結構簡單，大大降低了成本。采用機械傳動，不但使結構簡單，而且方便制造。大大降低了生產(chǎn)成本。 本次設計的不足