平衡重式電動叉車設計【說明書+CAD+PROE】,說明書+CAD+PROE,平衡重式電動叉車設計【說明書+CAD+PROE】,平衡,電動叉車,設計,說明書,仿單,cad,proe 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 選題背景、目的及意義 最近5 年，中國叉車市場的生產和需求量每年的增幅均達到了25％以上，2006 年中國就已經成為僅次于美國的全球第二大叉車消費市場。這種快速增長的勢頭持續(xù)到2008 年，直至被金融危機的爆發(fā)打斷。金融危機的突然到來，致使中國叉車的產銷量和出口量都出現(xiàn)了大幅下降。由于中國物流產業(yè)進入了十大產業(yè)振興規(guī)劃，中國叉車業(yè)又蓬勃發(fā)展起來。我國內燃平衡重式叉車約占總銷量的80%，而全球叉車銷量中電動叉車比重超過了50%。這是因為在歐、美、日的叉車市場上，電動叉車已成為主流產品的緣故。由于我國對環(huán)保要求較低、叉車作業(yè)更頻繁、作業(yè)環(huán)境較惡劣以及運行成本等因素，較長時間內我國的叉車需求仍將傾向于使用內燃叉車。近年來，各叉車公司皆以產品種類、系列的多樣化去充分適應不同用戶、不同工作對象和不同工作環(huán)境的需要，并不斷推出新結構、新車型，以多品種小批量滿足用戶的個性化需求。內燃叉車以發(fā)動機為動力，功率強勁，使用范圍廣，缺點是排氣和噪聲污染環(huán)境，有害人類健康。環(huán)保要求推動了動力技術的更新，如：上世紀90年代液化石油氣(LPG)叉車、壓縮天然氣(CNG)叉車、丙烷叉車等低公害叉車面市，且發(fā)展勢頭強勁；現(xiàn)在林德3噸內燃平衡重式叉車尾氣排放符合歐洲Ⅱ號標準。電動叉車具有能量轉換效率高、無廢氣排放、噪聲小等突出優(yōu)點，是室內物料搬運的首選工具，但其受電瓶容量限制，功率小，作業(yè)時間短。對室內作業(yè)、靠近人群作業(yè)以及整個的食品行業(yè)而言，電瓶叉車是最好的選擇；除了完全沒有廢氣污染外，低噪音也使得作業(yè)環(huán)境更令人愉快。未來叉車將廣泛采用電子燃燒噴射和共軌技術。發(fā)動機尾氣催化、凈化技術的發(fā)展將有效降低有害氣體和微粒的排放。LPG、CNG等燃料叉車及混合動力叉車將進一步發(fā)展。新型電瓶燃料電池在各大公司的共同努力下，將克服價格方面的劣勢，批量進入市場，微電子技術、傳感技術、信息處理技術的發(fā)展和應用，對提高叉車業(yè)整體水平，實現(xiàn)復合功能，以及保證整機及系統(tǒng)的安全性、控制性和自動化水平的作用將更加明顯，使電子與機械、電子與液壓的結合更加密切。未來叉車的發(fā)展在于其電子技術的應用水平。如：林德電動前移式叉車采用感應式電子轉向系統(tǒng)，給操作者提供變量扭矩反饋以確保完美的控制性能，所需轉向力極微。實現(xiàn)以微處理器為核心的機電液一體化是未來叉車控制系統(tǒng)發(fā)展的主方向。對于電動車輛，傳統(tǒng)的電阻調速控制器已被淘汰，而新型MＯSFET晶體管因其門極驅動電流小，并聯(lián)控制特性好且有軟、硬件自動保護和硬件自診斷功能等優(yōu)點，得到廣泛采用。串勵和他勵控制器仍是市場的主導產品，交流控制技術則處于起步階段。隨著交流調速控制系統(tǒng)成本的降低與閉式交流電機技術的成熟，交流電機叉車將會因其功率大、維護性能好而取代直流電機叉車。采用電子轉向系統(tǒng)與動力轉向比可節(jié)能25%，它可根據(jù)叉車使用工作狀況，適時控制電機轉速，是叉車節(jié)能降噪的有效措施。另外，MOSFET晶體管比電阻式調速可節(jié)能20%，釋放式再生制動可節(jié)能5%～8%，采用液壓電機控制器和負載勢能回收技術可分別節(jié)能20%和5%。駕駛員的舒適感對保證叉車高效運行非常重要。叉車的駕駛座具有全方位的調節(jié)功能：座椅靠背可向后或向前傾斜，座椅彈簧可進行調節(jié)，座椅可向后或向前移動。各叉車公司不斷優(yōu)化改進叉車人機界面，使操縱簡便省力、迅速準確，充分發(fā)揮人機效能，提高作業(yè)效率。例如，配備醒目的數(shù)字化儀表、報警裝置以及故障檢測自動儀器，實現(xiàn)工作狀況的在線監(jiān)控；采用浮動駕駛室(可移動、升降)，使操縱者獲得全方位視野；以集中手柄控制替代多個手柄控制，電控替代手控；以及逐漸將電子監(jiān)測器和高度顯示器作為高升程叉車的標準配置。 在全球叉車市場格局中，豐田和林德遙遙領先，年銷售收入超過50億美元；而安叉和杭叉在國內叉車市場上稱雄，合計市場占有率超過50%。于我國叉車出口量占海外市場比重仍較低、性價比優(yōu)勢突出以及出口退稅導致國內企業(yè)出口沖動等理由，預計未來中國叉車出口仍將保持較快增速，未來3年，國內叉車銷量年增速有望保持在20%以上，對海外市場的依賴度將加大。出口已成銷量增長的主要推進力。雖然我國現(xiàn)在已經能夠生產起重量從0.5噸到45噸各種型號的電動叉車，但每年仍有近兩億美元的電動叉車進口。據(jù)1996年的海關統(tǒng)計，當年電動叉車進口1.67億美元，相當于電動叉車行業(yè)的年產值，其中集裝箱電動叉車和電動叉車進口0.5億美元。在這些進口電動叉車當中有些是必要的，有些則完全可以在國內采購。需要指出的是，盡管電動叉車產品已列入進口商檢的目錄，按規(guī)定在1997年7月1日后進口的電動叉車必須進行商檢，但到目前為止進口電動叉車還沒有進行專業(yè)性的商檢。而我國電動叉車出口卻在實行出口許可證制度，需要進行專業(yè)性的商檢，達到一等品后才能出口。以至于在國內投資的外商不解地感嘆道：“向中國進口電動叉車易，從中國出口電動叉車難?！倍鴮嶋H上進口電動叉車的個別項目如“超載25%安全性”是不符合我國電動叉車技術要求的。在目前我國的使用狀況下，極易發(fā)生縱向傾翻，導致人身及財產的損害。由此可看，電動叉車在可靠性、舒適性方面距發(fā)達國家水平依然較大, 因此對平衡重式電動的開發(fā)任重道遠。 當前，平衡重式電動叉車市場的競爭日益激烈，要求平衡重式電動叉車產品技術更新?lián)Q代的速度越來越快，盡管我國物流業(yè)尚處于起步階段, 物流技術和物流設施與物流發(fā)達國家還存在較大的差距, 這些對我國叉車的發(fā)展有一定的阻礙作用, 但是, 隨著我國政府、企業(yè)及民眾對物流設備的認識加深, 我國國際貿易的日益加強, 外國企業(yè)介入中國市場帶來先進的物流經驗。我國的平衡重式電動叉車發(fā)展前景非常好。但相對于內燃叉車穩(wěn)定性較差，為滿足機動性能高要求，平衡重式電動叉車設計的非常緊湊，這也帶來了一些布置和散熱方面的問題。為此，本課題基于計算機仿真平臺，應用AutoCAD （AutoCAD是由美國Autodesk公司于二十世紀八十年代初為微機上應用CAD技術而開發(fā)的繪圖程序軟件包，經過不斷的完美，現(xiàn)已經成為國際上廣為流行的繪圖工具。AutoCAD可以繪制任意二維和三維圖形，并且同傳統(tǒng)的手工繪圖相比，用AutoCAD繪圖速度更快、精度更高、而且便于個性，它已經在航空航天、造船、建筑、機械、電子、化工、美工、輕紡等很多領域得到了廣泛應用，并取得了豐碩的成果和巨大的經濟效益）、當前CAD領域應用比較廣泛的三維軟件Pro/E （PRO/E是全世界最普及的3D CAD/CAM系統(tǒng)．被廣泛應用于電子、機械、模具、工業(yè)設計、汽車、機車、自行車、航天、家電、玩具等各行業(yè)．PRO/E可謂是個全方位的三維產品開發(fā)軟件，整合了零件設計、產品裝配、模具開發(fā)、數(shù)控加工、板金設計、鑄造件設計、造型設計、逆向工程、自動測量、機構模擬、應力分析、產品數(shù)據(jù)庫管理等功能于一體）、有限元軟件ANSYS，進行平衡重式電動叉車的強度、剛度及穩(wěn)定性等方面的計算機仿真研究與分析，為我國電動叉車產品的設計、技術開發(fā)方面提供更多的理論參考，進一步提高電動叉車的穩(wěn)定性和可靠性。 1.2 國內外研究現(xiàn)狀 我國叉車工業(yè)起步于 20世紀五、六十年代。在原機械工業(yè)部的領導下，挑選國內幾家企業(yè)的技術人員進行共同開發(fā)、聯(lián)合設計，然后以當時計劃經濟的模式，根據(jù)叉車的不同型號(噸位)分配給各家企業(yè)進行制造生產。進入 20世紀 80年代后，計劃經濟的束縛逐漸減輕，各家企業(yè)根據(jù)自身的技術、資源力量，在原來的型號基礎上向上、向下延伸，普遍建立起一套不同型號的產品系列，技術上主要以動力系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)作為核心。20世紀90年代中后期，隨著國際上 Linder、Toyota等大公司產品的進入，對我國的叉車制造行業(yè)形成了極大的沖擊。為了迎接挑戰(zhàn)，國內企業(yè)在車身的鈑金工藝、動力系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)、裝配加工工藝等領域投入了很大的技改力度，引進了大批數(shù)控加工設備和流水線，在技術、工藝上有了很大的提高。但是國內企業(yè)在設計上相對滯后 ，主要以模仿日本企業(yè)的設計為主。在模仿過程中，由于受到加工工藝的制約，總體效果差強人意 ，特別是在車身形態(tài)方面存在很多不足。 國際叉車制造企業(yè)對形態(tài)更加重視，受汽車形態(tài)設計 新鋒銳 (New Edge)風格的影響，叉車形態(tài)在原流 線型的基礎上增加了一些堅挺的塊狀輪廓明顯的線條，流暢中彰顯力量、圓潤中蘊涵挺拔，叉車形態(tài)隨社會審美情趣的演變不斷地發(fā)展變化并成為叉車更新?lián)Q代的主要手段之一。2003年世界叉車展覽會的4款叉車?？傮w而言，當今世界叉車形態(tài)設計的趨勢可以用8個字概括：流線、遮蓋、高效、舒適。 1.3研究內容及研究方法 1.3.1設計主要內容 本設計的叉車額定起重量為2000kg，標準載荷中心距為500mm，最大起升高度為3000mm，門架前后傾角為6/12，最大起升速度（滿載）為340mm/s，最大行駛速度為12Km/h，最大爬坡度為18%，最小轉彎半徑為2000mm，前輪胎為6.50-10-10PR，后輪胎為5.00-8-8PR。利用AutoCAD、Pro/E軟件完成叉車變速器、升降油缸、貨叉二維設計及整車三維造型、利用ANSYS軟件對貨叉部分關鍵零部件進行強度、剛度及穩(wěn)定性校核。 1.3.2 研究方法 （1）參考內燃叉車的資料確定總體布局，舉升機構及液壓控制系統(tǒng)的設計方案； （2）根據(jù)已經確定的相關資料制定平衡重式電動叉車的總體方案設計； （3）選取關鍵零部件進行強度、剛度及穩(wěn)定性的校核。 具體流程如圖1.1所示： 圖1.1 研究流程圖 第2章 平衡重式電動叉車設計總體方案 2.1 叉車的定義與分類 叉車是指對成件托盤貨物進行裝卸、堆垛和短距離運輸作業(yè)的各種輪式搬運車輛。屬于物料搬運機械。廣泛應用于車站、港口、機場、工廠、倉庫等國民經濟各部門，是機械化裝卸、堆垛和短距離運輸?shù)母咝гO備。 叉車分類： 1.越野叉車：其基本構造和工作原理與普通叉車相同，但具有較大的離地間隙，較大的爬坡能力，更好的穩(wěn)定性，采用類似于拖拉機的越野輪胎，有時還采用前后橋驅動，其最大特點就在于具有良好的通過性能和越野性能，可用語城鎮(zhèn)建設工地和管道鋪設等工程建設，如圖2-1所示。 2.集裝箱叉車：除起重量較大和往往采用集裝箱吊具外，工作原理和結構特點與普通平衡重式叉車無異，如圖2-2所示。 3.集裝箱空箱堆高機：空箱堆高機的起重量一般不超過8t，常見為4t，結構類似于集裝箱叉車，雖然起重量不大，但起升高度很大，行駛速度較高，采用特殊的空箱側面集裝箱吊具，如圖2-3所示。 4.集裝箱正面吊運機：集裝箱正面吊運機具有機動性強、作業(yè)效率高、操作簡便等優(yōu)點，已成為集裝箱貨場作業(yè)的一種重要機型，如圖2-4所示。 5.叉裝機：叉裝機在結構上類似于集裝箱正面吊運機，知識個頭小一些，取物裝置還原為貨叉，叉裝機在底盤方面類似與越野叉車，如圖2-5所示。 6.伸縮臂式叉車：建筑材料的卸車和短途運輸，將建筑材料直接投放到作業(yè)點，或給汽車吊、塔吊喂料。 工地各種物料的搬運和場地清理整理。 使用貨叉和吊具搬運塊狀、條狀、不規(guī)格形狀建材；使用料斗搬運散料、平整地面；使用高空作業(yè)平臺進行高空安裝；使用玻璃吸盤安裝幕墻；等如圖2-6所示。 7.側面叉車：側面叉車主要用來裝卸和搬運長大物品如電桿、木材等。側叉的門架位于車身的一側，既可以起升下降，也可以伸出和縮回，能夠將貨物擱在車體右半邊的載物臺上搬運。側面叉車在裝卸貨物時為了保證穩(wěn)定性，應伸出支腿液壓缸。側叉的門架系統(tǒng)除伸出機構外與平衡重式叉車無異，轉向系統(tǒng)類似于汽車，傳動系統(tǒng)采用發(fā)動機后置，由于車身的三分之二被門架導軌槽分割，使車架比較特殊，如圖2-7所示。 8.手動托盤搬運車：手動（液壓）托盤搬運車在使用時將其承載的貨叉插入托盤孔內，由人力驅動液壓系統(tǒng)來實現(xiàn)托盤貨物的起升和下降，并由人力拉動完成搬運作業(yè)。工作時舵柄的上、下運動用來操作一個類似于液壓千斤頂?shù)难b置，帶動貨叉的后部上升，同時通過一套桿系的傳動，使貨叉前部的輪子下壓，使貨叉的前部也同步升起，起升高度一般不超過300mm，僅限于使貨物離開地面，能夠被順利搬運。舵柄在搬運過程中起牽引桿和轉向舵的作用。手動托盤搬運車是托盤運輸工具中最簡便、最有效、最常見的裝卸、搬運工具。該產品雖然技術含量不高，成本低廉，但用量很大，往往成為企業(yè)出口創(chuàng)匯的拳頭產品。如圖2-8所示。 9.平衡重式電動叉車：車體前方裝有升降貨叉、車體尾部裝有平衡重塊的起升車輛，簡稱叉車。叉車適用于港口、車站和企平衡重式叉車業(yè)內部裝卸、堆垛和搬運成件物品。3噸以下的叉車還可在船艙、 火車車廂和集裝箱內作業(yè)。將貨叉換裝各種屬具后，叉車可搬運多種貨物，如換裝鏟斗可搬運散狀物料等。自行式叉車出現(xiàn)于1917年。第二次世界大戰(zhàn)期間叉車得到發(fā)展。中國從50年代初期開始制造叉車。 圖2-1 越野叉車 圖2-2 集裝箱叉車 圖2-3 集裝箱空箱堆高機 圖2-4 集裝箱正面吊運機 圖2-5 叉裝機 圖2-6 伸縮臂式叉車 圖2-7 側面叉車 圖2-8 手動托盤搬運車 2.2 蓄電池的選擇 電動叉車是指以電來進行作業(yè)的叉車，大多數(shù)都是為蓄電池工作。而蓄電池是電池中的一種，蓄電池是一種能量轉換和儲存裝置，充電時，將電能轉換為化學能，加以儲存，放電時化學能轉換成電能，輸送給電動機。 蓄電池由正、負電極和電解液組成，蓄電池分為酸性蓄電池和堿性蓄電池，實用的酸性蓄電池有鉛蓄電池，以硫酸為電解液。堿性蓄電池由于需要貴重金屬，成本較高，目前很少用作叉車的能源。我國叉車主要用鉛酸蓄電池，鉛酸蓄電池正極板上是活性物質氧化鉛，負極板上的活性物質是海綿狀的純鉛，電解液是稀硫酸溶液。 蓄電池的主要性能參數(shù)為電壓和容量，蓄電池在指定的放電條件下所放出的電量稱為容量Q,其單位為A·h，蓄電池的容量與放電電流及電解液的溫度有關，還與充電電流、電解液的相對密度和純度有關。 牽引用的蓄電池工作特點是：持續(xù)放電時間長，放電電流比較均勻，不能隨時充電。為了不使叉車一次停車充電或更換蓄電池后有較長的使用時間，要求這種蓄電池有較大的電容量。 蓄電池組的額定電壓由叉車的起重量選擇決定，起重量為1～2噸的電動叉車一般選用額定電壓為48v，每個蓄電池2v的電壓，有12個電池組成。 對于電動叉車，所有的電機使用同一個電池組，可由下式折算所需要的功式中 P=+=54KW （2.1） ——分別為運行電動機和油泵電動機功率， ——分別為運行電動機和油泵電動機效率 ——油泵電動機的工作持續(xù)率，即叉車一個作業(yè)循環(huán)中，油泵電動機工作持續(xù)時間與叉車工作循環(huán)時間的比值。 已知所需功率，則蓄電池組容量按下式求出： Q==375A·h （2.2） 式中 T——每作業(yè)班內車輛的凈工作時間 U——蓄電池組的額定電壓 已知蓄電池組容量，通過查表可以選出蓄電池組的型號為 DG-400，容量為400A·h滿足使用要求。 2.3 行走電機的選擇 行走電機驅動傳動系統(tǒng)最終向車輪提供驅動力矩，叉車上驅動行走機構的電動機，稱為牽引電動機，經常采用直流串勵電動機。這是由于串勵電動機具有軟的機械特性，能適應車輛的運行要求，且比較經濟。這種電動機的勵磁繞組與電樞繞組串聯(lián)，電樞電流增大時，磁極的磁通也增加，電動機的轉矩不僅由于電動機電樞電流增加而提高，同時也由于磁通的增大而提高，在磁極磁通未飽和的情況下，電動機的轉矩幾乎和電樞電流的平方成正比。因此，可在電樞電流較小的情況下獲得較大的轉矩。這對減小蓄電池的放電電流，充分利用蓄電池的容量，也有好處。直流串勵電動機用于車輛牽引的優(yōu)點有：可以帶載啟動，傳動系統(tǒng)無需離合器；能正反轉，無需倒檔，具有自動適應阻力變化的趨勢；力矩變化倍數(shù)大于電流變化的倍數(shù)，對保護蓄電池、延長其使用壽命有利；與液力傳動相比，在不同轉速下高效區(qū)寬。 1.行走電動機功率 滿載運行功率： Pm=f(G+Q)Vmax/(3600ηt)=0.02（3400+2000）×12×9.8/（3600×0.86） =4.1KW （2.3） Pe=(1.5～2)Pm=2×4.1=8.2KW （2.4） 所以電動機取10KW的XQ-10： Temax=9549×αPemax/N額=9549×1.2×10/1200=95.49（Nm） （2.5） 傳動比確定： Umax=0.377rn/IminIo→Io=0.377rn額/βIminUmax 0.377×0.59/2×1200/(1.1×0.8×12) (β=1.1) Igmax=(G+Q)(αmax+f)r/TemaxIoηt=9.8×(3400+2000)(0.18+0.02)×0.59/2/95.49×12.63806878×0.86=3(0.7 〈Igmin〈0.8取Igmin=0.8) F-滾動阻力系數(shù)，f=0.02 G+Q-滿載叉車總重（N） Vmax-滿載最大車速，一般為10～15KM/H Ηt-傳動效率，可取0.85～0.90 功率P e=（1.5～2）Pm，原因是上坡時功率最大。 由公式得電動機：行走電動機-XQ-10（10KW） 液壓泵電動機XQD-6（6KW） 轉向電動機XQD-0.55（0.55KW） 行走電動機-XQ-10（10KW）：額定功率10KW，額定電壓75V，額定電流165A，額定轉速1200r/min, 最高工作轉速2000r/min,勵磁方式：串勵，工作制60min，防護等級IP20，電機轉向：雙向，結構形式花鍵出軸，重量135KG，推薦適用叉車與功能1.5-2T行走。 電機的基本參數(shù)如表2-1 表2-1電機的基本參數(shù) 規(guī)格 額定功率 額定電壓 額定電流 額定轉速 XQ-10 10(KW) 75(V) 165(A) 1200(r/min) 勵磁方式 定額 重量 最高工作轉速 電機轉向 串 60min 135kg 2000(r/min) 雙向 2.4 本章小結 本章的主要內容就是了解叉車的定義，通過計算確定蓄電池、行走電動機的型號。 第3章 變速箱設計 3.1變速箱的結構方案 傳動比相差較小，換擋平穩(wěn)沖擊小，采用斜齒輪同步器換擋，換擋更加平穩(wěn)。由于行走電動機可以雙向轉動，故可以不在變速器上設置倒檔。 變速器的傳動路線示意圖如圖3-1所示： 圖3-1 變速器的傳動路線示意圖 一檔：輸入軸→①→②→③ 二檔：輸入軸→①→④→③ 變速器尺寸如圖3-2，3-3，3-4所示： 圖3-2 變速器主視圖 圖3-3 變速器側視圖 圖3-4 變速器俯視圖 3.1.1中心距的確定 中心距：A=Ktemax(1/3)=11×95.49(1/3)=50.2mm （3.1） 3.1.2齒輪參數(shù)確定 1.模數(shù)：定為3.0mm,Mn=3mm兩個擋模數(shù)都取3mm。 2.壓力角20度 3.螺旋角β=20度 3.1.3 齒輪齒數(shù)確定 1.確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比為Ig1=Z2/Z1=Igmax=3 斜齒Zh=2Acosβ/Mn=2×50.2×cos20/3=31.448取整為32 Z1+Z2=Zh =32得Z1=8，Z2=23 2.確定二檔齒輪的齒數(shù) 二檔傳動比為Igmin=Z4/Z3=0.8 Zh=2Acosβ/Mn=32 Z3+Z4=Zh=32得Z3=18，Z4=14 3.1.4齒輪其他基本幾何參數(shù) 1.對一檔齒輪進行角度變位 端面嚙合角αt：tgαt=tgα/cosβ=tg20/cos20得αt=21.17° 嚙合角α`：cosα`t=Aocosαt/A`=51.08/52cos21.17=0.9得α`t=23.65° Tgαn=tgαtcosβ→α`n=arctg(tgα`t×cosβ)=22.37° 變位系數(shù)X1+X2=(invα`t-invαt)(Z1+Z2)/2tg αn=(0.025158-0.017777)(8+23)/2×0.36=0.318 分配變位系數(shù)：X1=0.418，X2=-0.1 中心距變動系數(shù)Y=（A`-A）/Mn=(52-50.2)/3=0.6 變位系數(shù)之和X=0.318 齒頂降低系數(shù)△Y=x-y=-0.282 2.一檔一軸齒輪 齒頂高系數(shù)fo=1頂隙系數(shù)C=0.25 分度圓直徑：d1=MnZ1/cosβ=3×8/cos20=25.54 齒頂高Ha1=(fo+X1-△Y)Mn=(1+0.418+0.282)×3=5.1 齒根高Hf1=(fo+c-X1)Mn=(1+0.25-0.418)×3=2.496 齒頂圓直徑Da1=D1+2Ha1=25.54+2×5.1=35.74 齒根高直徑Df1=D1-2Hf1=25.54-2×2.496=20.548 3.一檔二軸齒輪 齒頂高系數(shù)fo=1頂隙系數(shù)C=0.25 分度圓直徑：d2=MnZ2/cosβ=3×23/cos20=73.43 齒頂高Ha2=(fo+X2-△Y)Mn=(1+0.1+0.282)×3=3.546 齒根高Hf2=(fo+c-X2)Mn=(1+0.25+0.1)×3=4.05 齒頂圓直徑Da2=D2+2Ha2=73.43+2×3.546=80.522 齒根高直徑Df2=D2-2Hf2=73.43-2×4.05=65.33 4.一檔齒輪的齒寬系數(shù)取Kc=8.0 則齒寬b=8×3=24mm 3.2 對中心距A進行修正 1.Ao=MnZh/2cosβ=3×32/2×cos20=51.08取整A`=52mm 2.對二檔齒輪進行角度變位 端面嚙合角αt：tgαt=tgα/cosβ=tg20/cos20得αt=21.17° 嚙合角α`t：cosα`t=Aocosαt/A=51.08/52cos21.17=0.9得α`n=23.65° Tgαn=tgαtcosβ→α`n=arctg(tgα`t×cosβ)=22.37° 變位系數(shù)X3+X4=(invα`t-invαt)(Z1+Z2)/2tgαn=(0.025158-0.017777)(18+14)/2×0.36=0.328 分配變位系數(shù)：X3=0.028，X4=0.3 中心距變動系數(shù)Y=（A`-A）/Mn=(52-50.2)/3=0.6 變位系數(shù)之和X=0.328 齒頂降低系數(shù)△Y=x-y=-0.272 3.二檔一軸齒輪 齒頂高系數(shù)fo=1頂隙系數(shù)C=0.25 分度圓直徑：d3=MnZ3/cosβ=3×18/cos20=57.46 齒頂高Ha3=(fo+X3-△Y)Mn=(1+0.028+0.272)×3=3.9 齒根高Hf3=(fo+c-X3)Mn=(1+0.25-0.028)×3=3.666 齒頂圓直徑Da3=D3+2Ha3=57.46+2×3.9=65.26 齒根高直徑Df3=D3-2Hf3=57.46-2×3.666=50.128 4.二檔二軸齒輪 齒頂高系數(shù)fo=1頂隙系數(shù)C=0.25 分度圓直徑：d4=MnZ4/cosβ=3×14/cos20=44.69mm 齒頂高Ha4=(fo+X4-△Y)Mn=(1+0.3+0.272)×3=2mm 齒根高Hf4=(fo+c-X4)Mn=(1+0.25-0.3)×3=2.85mm 齒頂圓直徑Da4=D4+2Ha4=44.69+2×4=48.69mm 齒根高直徑Df4=D4-2Hf4=44.69-2×2.85=38.99mm 5.二檔齒輪的齒寬系數(shù)取Kc=8.0 則齒寬b=8×3=24mm 3.3齒輪校核 變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。 3.3.1齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，輪齒表面承受有集中載荷的作用?？梢园演嘄X看作懸臂梁，輪齒根部彎曲應力很大，過渡圓角處又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。這種破壞的斷面在疲勞斷裂部分呈光滑表面，在突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多數(shù)。 3.3.2齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。若以節(jié)圓為界，把齒輪分為根部及頂部兩段，則靠近節(jié)圓的跟部齒面處，較靠近節(jié)圓的頂部齒面處點蝕嚴重；兩個互相嚙合的齒輪中，主動的小齒輪點蝕嚴重。點蝕的后果不僅是齒面出現(xiàn)許多小麻點，而且由此使齒形誤差加大，產生動載荷，也可能引起輪齒折斷。 3.3.3齒面膠合 高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。在汽車變速器齒輪中，膠合損壞情況不多。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 齒輪材料的種類很多，在選擇時應考慮的因素也很多，下述幾點可供選擇材料時參考： 1.齒輪材料必須滿足工作條件的要求。 2.應考慮齒輪尺寸的大小、毛坯成型方法及熱處理和制造工藝。 3.正火碳鋼。 4.合金鋼常用于制作高速、重載并在沖擊載荷下工作的齒輪。 5.飛行器中的齒輪傳動，要求齒輪尺寸盡可能小，應采用表面硬化處理的高強度合金鋼。 現(xiàn)代變速器齒輪的常用材料是20CrMnT 現(xiàn)在這種低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內應力，還要進行回火。 變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下： 滲碳層深度0.8～1.2mm 3.5＜＜5 滲碳層深度0.9～1.3mm 滲碳層深度1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為58～63HRC，心部硬度為33～48HRC。 變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表面的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合，大大提高了其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮其加工性能及制造成本。 3.3.4齒輪彎曲強度計算 （1）Z1斜齒輪彎曲應力δw1=F1kδ/BtyKε= 2TemaxcosβKδ/ЛZ1M3nYKcKε=2×95490×cos20×1.5/3.14×8×3×3×3×0.18×8×2=137.8Mpa （2）Z3斜齒輪彎曲應力δw3=2TemaxcosβKδ/ЛZ3M3nYKcKε=2×95490×cos20×1.5/3.14×8×3×3×3×0.11×8×2=100.2Mpa （3）電動機最扭矩為95.49N×M，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%，二軸Z2斜齒輪T2=Temaxη承η齒Igmax=95.49×0.96×0.99×3=272.261N×N，Z2斜齒輪彎曲應力δw2=2T2cosβKδ/ЛZ2M3nYKcKε=2×272261×cos20×1.5/3.14×23×3×3×3×0.1×8×2=246Mpa （4）電動機最扭矩為95.49N×M，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%，二軸Z4斜齒輪T4=Temaxη承η齒Igmin=95.49×0.96×0.99×0.8=72.6N×m，Z4斜齒輪彎曲應力δw4=2T4cosβKδ/ЛZ4M3nYKcKε=2×72600×cos20×1.5/3.14×14×3×3×3×0.14×8×12=120.98Mpa （1）（2）（3）（4）許用應力在100~250Mpa范圍內，所以彎曲強度滿足要求。 3.3.5齒輪接觸應力計算 1.一檔一、二軸齒輪的計算 主動齒輪Z1節(jié)圓半徑Rz=D1/2=2A/2(Z2/Z1+1)=52/(23/8+1)=13.41mm 從動齒輪Z2節(jié)圓半徑Rb=D2/2=U1/2=2UA/2（U+1）=AU/U+1=38.58mm 主動齒輪節(jié)點曲率半經Pz=Rzsinα/cosβ2=13.4×sin20/cos20/cos20=5.19mm 從動齒輪節(jié)點曲率半徑Pbsinα/cos2=38.58sin20/cos20/cos20=14.94mm 輪齒接觸應力δj=0.418TemaxE/dcosαcosβxb(1/5.19+1/14.94)=1939Mpa將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，對于滲碳齒輪，一檔的許用接觸應力1900~2000Mpa,所以強度滿足要求。 2.二檔齒輪強度校合過程與一檔相同，此處不再列舉。 3.4 軸設計 1.軸的功用及其設計要求 變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的鋼的不足，在負荷作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。這一點很重要，與其它零件的設計不同。 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀，軸直徑、長度、軸的強的和剛度，軸上花鍵型式和尺寸。 軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝，裝配工藝而最后確定。 2. 軸的結構設計 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器部件及軸承等安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。 第一軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵是以大徑定心更合適。第一軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動，因此，無論裝滾針軸承、襯套還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應低于0.8。表面硬度不應低于58～63HRC。 第二軸通常和齒輪做成一體，為了便于裝拆第二軸，軸承與齒輪之間用花鍵連接，其直徑根據(jù)兩端軸承內徑確定。 3.4.1 初選軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑D1=Ktemax1/3=(495.49)1/3=18.28 第二軸D/L=0.18～0.21取第一軸的最細處軸徑為D1=20mm 第二軸中部（最粗）直徑D=23.4mm 支承間距離L=23.4/0.18～0.21=111.4～130mm取120mm. 3.4.2 軸的剛度驗算 1. 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算 （3.2） （3.3） （3.4） 式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.06×105MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 一軸的剛度受力變形如圖3-5所示 a b L δ Fr 圖3-5 一軸的剛度受力變形示意圖 一檔時 ，，mm，，mm，mm =0.0465mm =0.0515 =0.00108rad0.002rad 二檔時 ，，mm，mm，，mm， =0.064mm =0.0578 =0.00144rad0.002rad 2. 二軸的剛度受力變形如圖3-6所示 a b L δ Fr 圖3-6 二軸的剛度受力變形示意圖 一檔時 ，，mm，，mm，mm =0.0465mm =0.0515 =0.00108rad0.002rad 二檔時 ，，mm，mm，，mm， =0.067mm =0.0608 =0.00152rad0.002rad 3.4.3 軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。先求取支點的垂直面和水平面內的反力，計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為： (3.5) 式中: (MPa)； 為軸的直徑(mm)，花鍵處取內徑； 為抗彎截面系數(shù)(mm2)，在低擋工作時，≤400MPa。 1．一軸的強度校核 N·mm；；；；；；；； 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。 求水平面內支反力、和彎矩 += (3.6) (3.7) 由以上兩式可得=2144.88N，=12268.09N，=547523.52N·mm 求垂直面內支反力、和彎矩 += (3.8) (3.9) 由以上兩式可得=2640.95N，=1838.95N，=674155.93N.mm，=1051917.87N·mm 按第三強度理論得： N·mm 3.4.4 變速器軸承的選擇 圖3-7 一軸軸承受力圖 一軸軸承選擇角接觸球軸承 一軸軸承受力圖如上圖3-7所示 初選軸承的型號為7003AC， d=17mm D=35mm B=10mm =6.3KN =3.68 質量 w=0.36kg 油潤滑時極限轉速為2200r/min 1.初選軸承的型號為32308[14]，正裝；=2467.46N，=2824.24N，=2640.95N。， 2.求豎直面內支反力 += 2640.95+=2467.46 =-173.49 3.內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.7 4.軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 5.求當量動載荷 查機械設計課程設計得，，， 徑向當量動載荷,因為 查機械設計手冊得：， 取所以 6.校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 =143639h＞=24000h合格 圖3-8 二軸軸承受力圖 二軸軸承選擇角接觸球軸承,二軸軸承受力圖如上圖3-8所示, 初選軸承的型號為7003AC，d=17mm D=35mm B=10mm,=6.3KN =3.68 質量 w=0.36kg,油潤滑時極限轉速為2200r/min。 3.5 本章小結 本章的主要內容就是確定變速箱的結構方案、計算中心距尺寸及修正中心距、各齒輪的尺寸及校合、軸設計及校合、軸承的選擇及校合。 第4章 貨叉、門架、叉架及整車建模 4.1 Pro/E軟件簡介 1985年，PTC公司成立于美國波士頓，開始參數(shù)化建模軟件的研究。1988年，V1.0的Pro/ENGINEER誕生了。經過10余年的發(fā)展，Pro/ENGINEER已經成為三維建模軟件的領頭羊。目前已經發(fā)布了Pro/ENGINEER2000i2。PTC的系列軟件包括了在工業(yè)設計和機械設計等方面的多項功能，還包括對大型裝配體的管理、功能仿真、制造、產品數(shù)據(jù)管理等等。Pro/ENGINEER還提供了目前所能達到的最全面、集成最緊密的產品開發(fā)環(huán)境。下面就Pro/ENGINEER的特點及主要模塊進行簡單的介紹。 主要特性 全相關性：Pro/ENGINEER的所有模塊都是全相關的。這就意味著在產品開發(fā)過程中某一處進行的修改，能夠擴展到整個設計中，同時自動更新所有的工程文檔，包括裝配體、設計圖紙，以及制造數(shù)據(jù)。全相關性鼓勵在開發(fā)周期的任一點進行修改，卻沒有任何損失，并使并行工程成為可能，所以能夠使開發(fā)后期的一些功能提前發(fā)揮其作用。 基于特征的參數(shù)化造型：Pro/ENGINEER使用用戶熟悉的特征作為產品幾何模型的構造要素。這些特征是一些普通的機械對象，并且可以按預先設置很容易的進行修改。例如：設計特征有弧、圓角、倒角等等，它們對工程人員來說是很熟悉的，因而易于使用。 裝配、加工、制造以及其它學科都使用這些領域獨特的特征。通過給這些特征設置參數(shù)（不但包括幾何尺寸，還包括非幾何屬性），然后修改參數(shù)很容易的進行多次設計疊代，實現(xiàn)產品開發(fā)。 數(shù)據(jù)管理：加速投放市場，需要在較短的時間內開發(fā)更多的產品。為了實現(xiàn)這種效率，必須允許多個學科的工程師同時對同一產品進行開發(fā)。數(shù)據(jù)管理模塊的開發(fā)研制，正是專門用于管理并行工程中同時進行的各項工作，由于使用了Pro/ENGINEER獨特的全相關性功能，因而使之成為可能。 裝配管理：Pro/ENGINEER的基本結構能夠使您利用一些直觀的命令，例如“嚙合”、“插入”、“對齊”等很容易的把零件裝配起來，同時保持設計意圖。高級的功能支持大型復雜裝配體的構造和管理，這些裝配體中零件的數(shù)量不受限制。 易于使用：菜單以直觀的方式聯(lián)級出現(xiàn)，提供了邏輯選項和預先選取的最普通選項，同時提供了簡短的菜單描述和完整的在線幫助，這種形式使得容易學習和使用。 Pro/E是基于草圖特征的三維建模軟件，Pro/E通過對三維實體的精確建模及裝配來生成最終的產品。Pro/E中裝配的模型的構造是由各種特征來組合生成的，零件的設計過程就是特征的累積過程。下面對主要零部件做詳細的建模過程分析，因其尺寸較多在步驟中不作詳細說明。繪圖時參照如圖工具 利用PRO/E軟件構建叉車的模型，主要應用了拉伸、旋轉、鏡像等基本操作。 本次對叉車的設計，主要針對外門架、內門架、貨叉、叉架、整車等部件的設計 4.2貨叉尺寸計算 貨叉應該實現(xiàn)標準化生產，尤其是與掛鉤有關的尺寸和叉架的安裝尺寸等，這樣才便于各種取物裝置的互換。我國根據(jù)國際標準化組織（ISO）的相關標準，制定了掛鉤型貨叉尺寸、掛鉤型貨叉和叉架的安裝尺寸等國家標準。 GB/T5183-2005《叉車 貨叉 尺寸》中，規(guī)定了掛鉤型貨叉的橫截面和貨叉水平段長度的推薦尺寸，見表4-1、表4-2、表4-3中打X的為推薦截面尺寸。 表4-1 貨叉水平段長度系列 長度/mm 750 800 900 950 1000 1050 1150 1200 1350 1500 1600 1650 1800 2000 2400 表4-2 貨叉截面尺寸系列 貨叉厚度/mm 貨叉寬度/mm 80 100 120 130 140 150 160 180 200 25 X 30 X X 35 X X X 40 X X X X 45 X X X X X 50 X X X X X X 60 X X X X X 70 X X X 80 X X 90 X 表4-3 貨叉安裝尺寸 起重量/t 載荷中心距/mm 貨叉形式 a B H1 H2 H3 M1 M2 C1 C2 K1 K2 e q 0.5~ 0.75 400 A 76 331 394 307 305 28 26 17.5 16 14 13 16 8 B 114 432 1~2.5 500 A 76 407 470 383 381 31 29 17.5 16 14 13 16 8 B 152 546 2.7~4.75 500 A 76 508 568 478 476 40 38 23 21.5 17 16 19 10 B 203 695 5~6.3 600 A 127 635 743 599 597 47 45 27 21.5 20 19 19 12 B 254 870 貨叉長度L大于2C=1000mm 見書《叉車構造與設計》P97表6-1，取L=1050mm 貨叉安裝尺寸見書P98表6-3 其重量2t載荷中心距500mm 貨叉形式取B得 a=152mm b=407mm h1=546mm h2=383mm h3=381mm M1=31mm M2=29mm C1=17.5mm C2=16mm K1=14mm K2=13mm e=16mm q=8mm 貨叉截面尺寸：寬度取150mm,厚度取45mm 貨叉的強度計算：彎曲正應力δw=Mmax/W=PC/a2b/6=0.319035983kg/mm P=Q/2=1000 kg 軸向應力：δ1=P/F=P/ab=1000/152×407=0.016164489kg/mm，δmax=δw+δ1≤[δ]= δs/n=0.335200472 貨叉的剛度計算：叉尖的饒度為：fz=pcl/Ei[c/l(3l-c)+6e+2h]小于[f] [f]=l/50=21，P=Q/2=1000kg，I=a3b/12=152×152×152×407/12=119滿足要求。 本設計取值如圖4-4，4-5 所示： 圖4-4 貨叉?zhèn)纫晥D 圖4-5 貨叉正視圖 4.3車體尺寸設計 4.3.1車體設計內容 （1）總體參數(shù) 噸位、起升高度、自由提升高度、轉彎半徑、軸距、輪距、運行速度等。 （2）方案選型 發(fā)動機、轉動形式、轉向形式、制動形式、門架形式等。 （3）總體計算 自重與軸載計算，牽引計算，機動性能計算，制動性能計算、穩(wěn)定性計算。 （4）總體布置安裝、外形、限制尺寸等。 4.3.2車體設計步驟 （1）下達整機設計任務書 總體參數(shù)、技術形式、完成日期等 （2）進行總體計算 由總體參數(shù)計算出所需要的牽引性能、機動性、制動性等總體性能。 （3）進行總體布置 排尺寸鏈、畫總圖、定限制尺寸。 （4）下達各部件設計任務書 傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、門架系統(tǒng)等。 （5）進行部件設計與協(xié)調 檢驗尺寸與性能參數(shù)上的沖突、進行協(xié)調、修改。 （6）總體性能驗算 修改后重新計算，出設計計算書。 （7）出全套圖樣 進行全部技術與工藝設計。 總體設計與部件設計有時是交叉的，當總體設計規(guī)定的性能參數(shù)與尺寸布置與各部件設計時的實際情況有出入，或無法實現(xiàn)，或有沖突是，需要進行協(xié)調、修改，反復設計，直達滿足各方面要求為止。 叉車總體布局尺寸見圖4-6，4-7，4-8： 圖4-6 叉車車體側視圖 圖4-7 叉車車體俯視圖 圖4-8 叉車Pro/E標準方向圖 4.4檔板尺寸設計 4.4.1特征建模思想 “特征’’的概念在現(xiàn)代設計中應用越來越廣泛。在Pro／E中，特征是指構成圖形的一組具有特定含義的圖元，是設計者在一個設計階段完成的全部圖元的總和。 Pro／E的特征建模思想為操作和管理圖形上的圖元提供了極大的方便。一個三維實體模型就是由數(shù)量總多的特征以“搭積木”的方式組織起來。因此，特征是模型結構和操作的基本單位，模型創(chuàng)建過程也就是按一定順序依次向模型中添加各類特征的過程。 一個模型上特征數(shù)量的多少對模型有較大的影響。一般來說，減少特征數(shù)量具有以下優(yōu)點。 （1）減少模型再生時間：再生模型時，要根據(jù)特征創(chuàng)建的先后順序重繪各個特征。因此，特征越多，花費時間也越長，不便于模型的后續(xù)處理。 （2）減少模型文件大小。特征越多，相對來說，模型文件越大，這不便模型文件的存儲。 （3）方便對特征的操作和管理。模型上的特征越少，模型的層次結構越清晰，模型之間的關系越簡單。一方面，便于用戶弄清楚模型的組成；另一方面，減少特征數(shù)量可以減少各個特征之間復雜的父子關系，方便了對模型的編輯和修改，降低模型再生失敗的幾率。因此在使用軟件進行三維實體建模時，一般應該在滿足設計要求的前提下盡量減少模型上特征的數(shù)量。 減少特征數(shù)量的方法較多，例如可以采用以下方法。 （1）通過創(chuàng)建復雜的二維草繪截面來減少特征數(shù)量。將多個特征的草繪截面合并為一個截面，從而減少特征數(shù)量。 （2）一次特征創(chuàng)建中盡量合并參數(shù)相同的結構為一個特征。在一個特征創(chuàng)建過程中因該盡可能多地選取參數(shù)相同的參照來放置特征。例如在創(chuàng)建倒圓角特征時，如果一些邊線處放置的圓角半徑相同，則應將其歸并為一個圓角特征。 （3）使用復制、陣列和鏡像幾何形狀等方法創(chuàng)建特征。例如：在叉車起升系統(tǒng)中，大約有40多個零件組成，由于零件具有結構的對稱性，所以在這里運用了很多鏡像功能?，F(xiàn)以擋貨架為例闡述建模過程。由于當貨架的特征比較多，我們采用截面復雜化來創(chuàng)建拉伸特征，由于左右是對稱，所以只用畫出一半，然后通過中心線鏡像出另一半，如圖4-9，4-10所示： 圖4-9 叉車檔板主視圖 圖4-10 叉車檔板側視圖 4.4.2起升系統(tǒng)的裝配 在Pro／E中，零件裝配是通過定義零件模型之間的裝配約束來實現(xiàn)的，也就是在各零件之間建立的一定的鏈接關系，并對其進行約束，從而確定各個零件在空間的具體位置關系∞。 4.4.3元件的約束類型及其放置參照 零件裝配是通過定義零件模型之間的裝配約束來實現(xiàn)的。用戶可以直接在零件上點選裝配參考幾何，如匹配、對齊、相切等，同時在偏移選項可選擇重合、定向、偏移距，現(xiàn)介紹如下： （1）匹配：兩個曲面或基準平面法線方向相反或相貼合。 （2）對齊：使兩個平面共面重合，兩條軸線同軸以及使其兩個點重合。 （3）相切：控制兩個曲面在切點處接觸。 （4）插入：將～個旋轉曲面插入到另一個旋轉曲面中并同軸。當選取某個軸作為約束參照無效或選取不方便時可以用該約束。 叉車起升系統(tǒng)的裝配采用自頂向下、由里到外的裝配順序，先把起升系統(tǒng)分成三部分，分別為內門架、外門架、門架外