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CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 說 明 書 題目 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 二級(jí)學(xué)院 直屬學(xué)部 專業(yè) 班級(jí) 學(xué)生姓名 學(xué)號(hào) 指導(dǎo)教師姓名 職稱 評(píng)閱教師姓名 職稱 2014 年 11 月 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 摘 要 隨著現(xiàn)代社會(huì)文明的發(fā)展 叉車的使用越來越普遍 它已從過去的港口碼頭進(jìn)入 了整個(gè)社會(huì) 本文主要介紹叉車整車的結(jié)構(gòu) 組成和性能分析 并對(duì)叉車工作裝置進(jìn) 行設(shè)計(jì)研究 以額定負(fù)載為二噸小軸距彈性輪胎系列叉車的研制過程為基本參數(shù) 對(duì) 叉車門架系統(tǒng)及各部件的構(gòu)造和規(guī)格要求分析 使貨物提升高度達(dá)到三米并使駕駛員 的視野寬闊 做到人性化 安全化和美化外觀的目的 最后介紹了并進(jìn)行設(shè)計(jì)技術(shù)的 具體實(shí)施過程 分析總結(jié)了設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)的應(yīng)用效果 從而達(dá)到設(shè)計(jì)方案與實(shí)際相結(jié)合的 目的 畢業(yè)設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是叉車的總體方案設(shè)計(jì)和驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 總體方案設(shè)計(jì)包括 分析給定的技術(shù)參數(shù)及工作條件 進(jìn)行調(diào)查研究 收集資料 確定個(gè)部分的構(gòu)造型式 主要尺寸及估重 并做布置位置草圖 初算整機(jī)重心位置 橋負(fù)荷 穩(wěn)定性 牽引性 制動(dòng)性 機(jī)動(dòng)性等 繪制總體外型尺寸及參數(shù)性能圖 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)包括 1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)方案的確定 采用單電機(jī)集中驅(qū)動(dòng)系統(tǒng) 由減速箱總成 差速 器總成及驅(qū)動(dòng)橋組成 驅(qū)動(dòng)電機(jī)與減速器主動(dòng)齒輪直接相連 通過兩級(jí)減速及差速器 將扭矩傳送到左右兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪 電機(jī)軸線與車輪軸線平行 因此減速器采用兩極圓柱 齒輪傳動(dòng) 半軸采用全浮式結(jié)構(gòu) 與輪轂用螺釘連接傳遞轉(zhuǎn)矩 橋殼采用組合式結(jié)構(gòu) 一端由輪轂軸承支承在車輪上 另一端與減速器相連 2 減速器的設(shè)計(jì) 分配傳動(dòng)比 計(jì)算動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)參數(shù) 按接觸強(qiáng)度確定中心距 計(jì)算齒輪的主要參數(shù) 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度設(shè)計(jì)軸的尺寸 按彎扭合成校核軸的強(qiáng)度 減速器 箱體的設(shè)計(jì) 軸承的壽命校核 3 半軸 橋殼等零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度校核 關(guān)鍵詞 叉車 驅(qū)動(dòng)橋 減速器 太陽能混合動(dòng)力觀光車驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 目 錄 第 1 章 緒論 1 1 1 課題的背景 1 1 2 叉車技術(shù)的發(fā)展回顧及現(xiàn)狀 1 1 2 1 我國叉車現(xiàn)狀及形式分析 1 1 2 2 國外叉車技術(shù)的發(fā)展情況 2 1 3 未來叉車的發(fā)展趨勢(shì) 3 1 3 1 技術(shù)方面 3 1 3 2 需求方面 3 第 2 章 總體設(shè)計(jì) 5 2 1 方案比較和設(shè)計(jì)選型 5 2 2 設(shè)計(jì)思路 5 2 3 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)方案 5 第 3 章 雙電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 6 3 1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 6 3 2 減速器的設(shè)計(jì) 6 3 2 1 傳動(dòng)比分配 6 3 2 2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 6 3 2 3 齒輪參數(shù)計(jì)算 6 3 2 4 軸的設(shè)計(jì) 14 3 2 5 平鍵的強(qiáng)度校核 15 3 2 6 軸的強(qiáng)度校核 15 3 2 7 軸承的壽命校核 19 3 2 8 減速器箱體的設(shè)計(jì) 21 3 3 半軸的設(shè)計(jì) 21 3 3 1 半軸的形式 21 3 3 2 半軸軸徑的確定 21 3 3 3 花鍵的設(shè)計(jì)和校核 22 3 3 4 半軸連接螺釘強(qiáng)度校核 22 3 4 輪轂的設(shè)計(jì) 23 3 4 1 輪轂的外形設(shè)計(jì) 23 3 4 2 輪轂與輪輞的連接螺栓強(qiáng)度校核 23 3 5 驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 24 3 5 1 驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 24 3 5 2 驅(qū)動(dòng)橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 24 3 5 3 橋殼與減速器連接螺釘強(qiáng)度校核 26 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 6 輪轂軸承的壽命計(jì)算 26 致 謝 28 參考文獻(xiàn) 29 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 第 1 章 緒論 1 1 課題的背景 現(xiàn)代工業(yè)的發(fā)展 離不開物流的輸送 在車間在物流公司 叉車成為了主要的運(yùn) 輸工具 因此對(duì)叉車的研究和設(shè)計(jì)對(duì)現(xiàn)實(shí)的生產(chǎn)和工作有實(shí)際的意義 同時(shí)通過對(duì)叉 車設(shè)計(jì)和研究鍛煉學(xué)生分析問題和解決問題的能力 電動(dòng)叉車是以電力直流或交流為動(dòng)力實(shí)施裝卸 起重 搬運(yùn) 堆垛作業(yè)的車輛 八十年以來 由于電動(dòng)叉車具有易操作 作業(yè)靈活 安全 動(dòng)力利用率高 噪聲小 對(duì) 環(huán)境污染小等優(yōu)點(diǎn) 更適合于工礦企業(yè)作搬運(yùn)機(jī)械使用 因而倍受人們重視 得到了迅 速發(fā)展 電動(dòng)叉車由于其操縱控制簡便 靈活外 操縱人員的操縱強(qiáng)度相對(duì)內(nèi)燃叉車而言 要輕很多 其電動(dòng)轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 加速控制系統(tǒng) 液壓控制系統(tǒng)以及剎車系統(tǒng)都由電信號(hào) 來控制 大大降低了操縱人員的勞動(dòng)強(qiáng)度 這樣一來對(duì)于提高其工作效率以及工作的 準(zhǔn)確性有非常大的幫助 且相對(duì)于內(nèi)燃叉車 電動(dòng)叉車的低噪音 無尾氣排放的優(yōu)勢(shì) 也已得到許多用戶的認(rèn)可 目前 市場(chǎng)上的叉車可以分為手動(dòng)叉車 內(nèi)燃叉車以及電動(dòng)叉車 集電子技術(shù)和 機(jī)械制造技術(shù)于一體的電動(dòng)叉車 與內(nèi)燃叉車和手動(dòng)叉車相比 具有明顯的優(yōu)勢(shì) 除 了眾所周知的能量轉(zhuǎn)換效率高 噪聲小 無廢氣排放 控制方便等特點(diǎn)外 電動(dòng)叉車 的使用和維護(hù)成本相對(duì)于內(nèi)燃叉車而言也具有很大的優(yōu)勢(shì) 就使用成本而言 電能的 消耗成本比柴油或者液化石油氣的消耗成本低很多 操作人員的勞動(dòng)強(qiáng)度相對(duì)于內(nèi)燃 叉車也大大降低 就維護(hù)成本而言 電動(dòng)叉車的維護(hù)保養(yǎng)周期比內(nèi)燃叉車長兩到三倍 維護(hù)保養(yǎng)范圍更小 維護(hù)保養(yǎng)范圍更短 更換配件所需時(shí)間更短 另外 由于電動(dòng)叉 車采用蓄電池供電技術(shù) 在電動(dòng)叉車的供電過程中 可以采用一定的方法對(duì)能量進(jìn)行 回收 這將進(jìn)一步減少電動(dòng)叉車的使用成本 這些優(yōu)勢(shì)對(duì)于電動(dòng)叉車進(jìn)一步擴(kuò)大市場(chǎng) 份額具有積極意義 另外 隨著微電子 電動(dòng)機(jī)技術(shù) 電力電子技術(shù)以及控制技術(shù)的快速發(fā)展 電機(jī) 驅(qū)動(dòng)與控制技術(shù)得到了很大提高 電動(dòng)叉車的使用效率和可靠性等技術(shù)指標(biāo)取得了突 破性的進(jìn)展 這使得研發(fā)新一代的電動(dòng)叉車驅(qū)動(dòng)控制器成為必然 1 2 叉車技術(shù)的發(fā)展回顧及現(xiàn)狀 1 2 1 我國叉車現(xiàn)狀及形式分析 根據(jù)中國工業(yè)協(xié)會(huì)工業(yè)車輛分會(huì)的數(shù)據(jù)分析顯示 我國 2006 年已達(dá)到 22 874 輛 與 2005 年相比較增長了近 38 該數(shù)據(jù)已表明 電動(dòng)叉車將越來越受用戶的青睞 但 是總體上來看電動(dòng)叉車的市場(chǎng)比例僅為 21 由此可見 電動(dòng)叉車的市場(chǎng)空間還很大 我國電動(dòng)工業(yè)車輛雖然起步于一九五二年 但發(fā)展速度遠(yuǎn)落后于內(nèi)燃叉車 當(dāng)時(shí) 的歸口管理和三電 蓄電池 電機(jī) 電控 的落后 制約了電動(dòng)工業(yè)車輛的發(fā)展 改 革開放以來 由于生產(chǎn)過程的不斷自動(dòng)化 對(duì)物料搬運(yùn)不斷提出新的要求 叉車從主 要用于露天作業(yè)場(chǎng)合 逐漸向倉庫 車間及生產(chǎn)線上擴(kuò)展 在進(jìn)入室內(nèi)和半室內(nèi)作業(yè) 較露天情況復(fù)雜 除無污染和低噪音需求外 還有通道的寬窄 較小的轉(zhuǎn)彎半徑 門 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 2 限 貨架的高度 進(jìn)入電梯 地面樓板的承載重量 低溫 防爆和個(gè)別場(chǎng)合人員不能 進(jìn)入等約束條件 這些都是內(nèi)燃叉車難以實(shí)現(xiàn)的 而以蓄電池 電機(jī)為主的電動(dòng)工業(yè) 車輛就比較容易滿足這些復(fù)雜的條件 隨著電動(dòng) 蓄電池及充電裝置質(zhì)量的提高 電 控技術(shù)的飛快發(fā)展 工業(yè)車輛行業(yè)整體技術(shù)水平的進(jìn)步 使電動(dòng)工業(yè)車輛的舒適性和 可靠性大大提高 作業(yè)效率明顯提高 而維修費(fèi)用大大降低 近幾年 我國電動(dòng)叉車行業(yè)發(fā)展快速 銷售收入不斷增長 市場(chǎng)規(guī)模也隨之不斷 擴(kuò)大 2003 年 行業(yè)銷售收入超過 100 億元 增長率達(dá)到了 47 15 為近七年銷售收 入增長之最 2006 年 行業(yè)銷售收入達(dá)到了 188 01 億元 相比 2000 年 市場(chǎng)規(guī)模擴(kuò) 大了 3 09 倍 從產(chǎn)業(yè)周期的角度來看 在全球范圍內(nèi) 電動(dòng)叉車產(chǎn)品和電動(dòng)叉車產(chǎn)業(yè)都處于成 熟期 從國內(nèi)情況看 電動(dòng)叉車產(chǎn)品和電動(dòng)叉車行業(yè)尚處于發(fā)展期 產(chǎn)品技術(shù)仍需發(fā) 展完善 產(chǎn)品使用范圍和使用量尚未得到足夠拓展 市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)環(huán)境下的產(chǎn)業(yè)調(diào)整仍處 于自然階段 用戶使用意識(shí)和企業(yè)研發(fā)意識(shí) 能力還比較落后 因此 規(guī)范企業(yè)行為 提高行業(yè)質(zhì)量水平 促進(jìn)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)調(diào)整 推動(dòng)行業(yè)發(fā)展壯大 從質(zhì)量監(jiān)督角度來說 任重道遠(yuǎn) 市場(chǎng)需求開始明顯增長 產(chǎn)業(yè)規(guī)模迅速壯大 進(jìn)入 1990 年代以來 國內(nèi)每年包括 進(jìn)口叉車大約需要 2 5 萬臺(tái) 99 年以后需求量連年增長 預(yù)計(jì) 2003 年將突破 5 萬臺(tái) 其中 國內(nèi)企業(yè)銷量將達(dá)到 33000 臺(tái)以上 銷售收入將達(dá)到 31 億元以上 獨(dú) 合資企 業(yè)產(chǎn)品銷量將達(dá)到 10000 臺(tái)以上 銷售額將突破 12 億 進(jìn)口量 8000 臺(tái)左右 金額 12 億人民幣左右 合計(jì)銷量將達(dá) 51000 臺(tái)以上 銷售收入將達(dá) 55 億元以上 顯然 在輪 式工程機(jī)械中 從銷售收入看 叉車在我國工程機(jī)械行業(yè)的地位僅次于裝載機(jī)和汽車 起重機(jī) 處于第三位 并在近期將超過汽車起重機(jī) 而從銷售臺(tái)數(shù)看 它不久將超過 裝載機(jī)而名列第一 行業(yè)格局出現(xiàn)分化 并向良性方向發(fā)展 行業(yè)發(fā)展進(jìn)入 90 年代后期以來 開始出 現(xiàn)明顯的分化 少數(shù)企業(yè)蒸蒸日上 而絕大多數(shù)企業(yè)則每況日下 在狀況不佳的企業(yè) 中 少數(shù)企業(yè)是由于自身的個(gè)別原因 而多數(shù)企業(yè)則是由整個(gè)產(chǎn)業(yè)結(jié)構(gòu)質(zhì)量的低下所 致 另外一個(gè)重要原因就是眾多國際強(qiáng)勢(shì)制造商以獨(dú) 合資的形式落戶中國而給行業(yè) 帶來強(qiáng)烈沖擊 到目前為止 原有的國內(nèi)生產(chǎn)企業(yè)均仍在全部咬牙堅(jiān)持 從經(jīng)濟(jì)角度 講 多數(shù)企業(yè)已喪失了存在價(jià)值 從社會(huì)角度講 這些企業(yè)更類似于社會(huì)救助機(jī)構(gòu) 這幾乎是他們存在的全部意義 中國叉車行業(yè) 國內(nèi)企業(yè) 的整體現(xiàn)狀隱約讓人們感 到一絲苦澀 同時(shí)也讓人們感到欣慰 看到了希望 行業(yè)領(lǐng)導(dǎo)者已基本形成 行業(yè)結(jié) 構(gòu)正在朝健康的方向發(fā)展 規(guī)模效益已在個(gè)別企業(yè)明顯體現(xiàn)出來 行業(yè)整體贏利能力 已完全恢復(fù) 1 2 2 國外叉車技術(shù)的發(fā)展情況 國外叉車發(fā)展較早 從美國克拉克公司于 1932 年向市場(chǎng)提供第一臺(tái)叉車起 至今 已有 80 多年歷史 進(jìn)入 90 年代以來 全世界大約有 250 多家叉車生產(chǎn)企業(yè) 主要的 國家有德國 日本 美國 保加利亞和瑞典 亞洲主要有日本 韓國和中國 1990 年世界叉車產(chǎn)量達(dá)到 55 8 萬臺(tái) 創(chuàng)歷史最高紀(jì)錄 其中德國 19 萬臺(tái) 保加 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 利亞 5 8 萬臺(tái) 美國 3 4 萬臺(tái) 瑞典 1 1 萬臺(tái) 波蘭 8000 臺(tái) 捷克 7000 臺(tái) 在亞洲日本 16 萬臺(tái) 韓國 2 7 萬臺(tái) 中國 1 6 萬臺(tái) 從 1990 2001 年全球叉車的年總規(guī)模在 55 60 萬臺(tái) 世界叉車市場(chǎng)上電動(dòng)叉車呈上升趨勢(shì) 內(nèi)燃叉車略有下降 這與全球重視環(huán)保的 因素有關(guān) 目前 國外對(duì)內(nèi)燃叉車正在推行環(huán)保治理 如采用歐 I 歐 II 標(biāo)準(zhǔn) 近幾年 日本叉車市場(chǎng)上電動(dòng)叉車 汽油叉車 柴油叉車的銷售量大約各占三分之一 歐洲國 家電動(dòng)叉車所占比例達(dá)到 50 左右 由于競(jìng)爭的加劇 同 80 年代相比 90 年代以來 世界叉車工業(yè)出現(xiàn)了銷售額增長 盈利減少的反?，F(xiàn)象 為了改變這種狀況 叉車巨 頭紛紛在發(fā)展中國家建廠 以便降低成本 維持盈利 國際上生產(chǎn)叉車的廠家 排名前幾位的有林德 豐田 納科 永恒力 小松 TCM 力至優(yōu)等著名公司 林德叉車是世界上第一品牌叉車 該公司是世界上唯一將 靜壓傳動(dòng)技術(shù)大規(guī)模應(yīng)用于叉車的制造商 產(chǎn)品技術(shù)先進(jìn) 質(zhì)量可靠 其銷售額一直 遙遙領(lǐng)先 位居世界頂尖水平 林德叉車總的特點(diǎn) 8 噸以下的產(chǎn)品其動(dòng)力形式有內(nèi)燃 機(jī)和電瓶驅(qū)動(dòng) 傳動(dòng)形式有靜壓傳動(dòng)和電傳動(dòng) 10 噸以上的叉車則采用內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)和液 力傳動(dòng) 產(chǎn)品種類之繁多 技術(shù)水平之高超 令世界同行所贊嘆 豐田 納科 永恒 力 小松 TCM 力至優(yōu)等公司的產(chǎn)品技術(shù)基本處于同一水平 但各家有各家技術(shù)優(yōu) 勢(shì)和特色 1 3 未來叉車的發(fā)展趨勢(shì) 我國叉車行業(yè)已經(jīng)歷了多年的高速發(fā)展 雖然有諸多不確定因素存在 但我國叉 車行業(yè)總體前景依然樂觀 我國叉車行業(yè)已經(jīng)歷了數(shù)年的高速發(fā)展 去年我國叉車的市場(chǎng)需求量達(dá) 5 萬臺(tái) 今年估計(jì)將超過 6 萬臺(tái) 但是長期以來 企業(yè)規(guī)模小 產(chǎn)品品種少 生產(chǎn)效率低 研 發(fā)能力弱 是攪擾叉車企業(yè)的四大難題 目前 國內(nèi)叉車企業(yè)年銷售收入超過億元的只有安徽叉車集團(tuán)公司 杭州叉車有 限公司等幾家企業(yè) 多數(shù)企業(yè)規(guī)模較小 現(xiàn)在又有不少企業(yè)重新開始生產(chǎn)內(nèi)燃叉車 小型搬運(yùn)車輛和電動(dòng)車輛 重復(fù)建設(shè)和生產(chǎn)仍然在增加 隨著工業(yè)化水平的快速發(fā)展 叉車產(chǎn)品使用范疇日益擴(kuò)大 但國內(nèi)企業(yè)普遍生產(chǎn)品種少 遠(yuǎn)遠(yuǎn)不能滿足用戶的需要 而且其產(chǎn)品在驅(qū)動(dòng)方式 能源環(huán)保等方面 與先進(jìn)的國外制造商相比 還存在相當(dāng)大 的差距 1 3 1 技術(shù)方面 在工程機(jī)械類產(chǎn)品中 叉車使用范疇廣 遍及各個(gè)經(jīng)濟(jì)領(lǐng)域 雖然有諸多不確定 及不利因素存在 但整體前景依然樂觀 與此同時(shí) 叉車市場(chǎng)合作日趨加劇 外資企 業(yè)已占據(jù)了高端市場(chǎng) 和開始轉(zhuǎn)攻中低端市場(chǎng) 面對(duì)發(fā)展機(jī)遇和激烈的合作 專家認(rèn) 為 叉車產(chǎn)品未來的五大發(fā)展趨勢(shì)應(yīng)引起業(yè)內(nèi)的高度關(guān)心 1 3 2 需求方面 目前 安徽叉車集團(tuán)公司已開發(fā)出具有自主學(xué)問產(chǎn)權(quán)的順應(yīng)當(dāng)代國際市場(chǎng)需求的 高科技 高附加值的 H2000 系列新型叉車 和按照國際標(biāo)準(zhǔn)建設(shè)了優(yōu)良的服務(wù)體系 80 年代前期 世界各國主要生產(chǎn)和使用上的以內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的內(nèi)燃叉車 隨著石油的 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 4 短缺和人們對(duì)環(huán)保意識(shí)的提高 電動(dòng)叉車的使用日益受到人們的重視 在先進(jìn)的資本 主義工業(yè)化國家的叉車市場(chǎng) 電動(dòng)叉車的地位越來越顯著 據(jù)有關(guān)報(bào)道 日本在 1987 年以前推出的叉車中 內(nèi)燃叉車占 80 以上 而 1988 1989 兩年中下降到不足 65 相反 電動(dòng)叉車所占的比例卻從不足 10 增長到 30 目前小噸位電動(dòng)叉車在歐美市場(chǎng) 占有率竟達(dá) 60 左右 而且還有繼續(xù)增長的趨勢(shì) 大有替代內(nèi)燃叉車的趨勢(shì) 1 需求總量逐年增加 叉車年需求量將在今后幾年達(dá)到 8 萬臺(tái)左右 中檔叉車產(chǎn) 品銷售量將猛增 市場(chǎng)競(jìng)爭日趨激烈 2 電動(dòng)叉車需求將迅速增加 電動(dòng)叉車的迅速發(fā)展主要得益于科技的進(jìn)步 產(chǎn)品 外觀大都采用流線型設(shè)計(jì) 造型等價(jià)美觀 主要生產(chǎn)廠家實(shí)現(xiàn)了規(guī)模生產(chǎn)和零部件專 業(yè)化生產(chǎn)及裝配流水線作業(yè) 加工精度 自動(dòng)化程度都提高了 在新材料 新工藝方 面最重要的體現(xiàn)是晶體管控制器 SCR 和 MOS 管 的應(yīng)用 它的出現(xiàn)使電動(dòng)叉車的使用 性能得到很大的提高 從總體上說 電動(dòng)叉車耐用性 可靠性和適用性都得到顯著提 高 完全可以和內(nèi)燃叉車相抗衡 3 物流熱和港口加大叉車需求 隨著國內(nèi)從政府到企業(yè)對(duì)物流的重視 物流業(yè)的 逐步升溫 對(duì)叉車市場(chǎng)的需求也有較大的刺激作用 物流配送現(xiàn)代化對(duì)叉車的需求量 較大 尤其是企業(yè)對(duì)物流作業(yè)效率越來越重視 以及中國港口物料搬運(yùn)的集裝運(yùn)輸?shù)?迅速發(fā)展 必將進(jìn)一步刺激叉車市場(chǎng)的需求 4 叉車科技含量愈來愈高 高安全性 高可靠性和使用性能好的高水平產(chǎn)品 裝 備先進(jìn)的電子技術(shù)的機(jī)電一體化的大型叉車 以及向通用化 標(biāo)準(zhǔn)化 系列化的方向 發(fā)展的變形產(chǎn)品等都是有發(fā)展前景的產(chǎn)品 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 第 2 章 總體設(shè)計(jì) 2 1 方案比較和設(shè)計(jì)選型 在選擇設(shè)計(jì)方案時(shí)我考慮了兩種叉車方案 一種是單級(jí)式電動(dòng)叉車 另一種是雙 極式電動(dòng)叉車 這兩種叉車的作用和功能基本上都是一樣的 都具有靈活性大 使用 輕便 勞動(dòng)強(qiáng)度低 設(shè)備自動(dòng)化程度較高等特點(diǎn) 但是雙極電動(dòng)叉車與單級(jí)電動(dòng)叉車相比 有很多優(yōu)點(diǎn) 也有一些缺點(diǎn) 優(yōu)點(diǎn) 由 于雙極電動(dòng)叉車采用雙極叉車起升 在單向鏈條的作用下能達(dá)到雙倍的起升高度 一 般能達(dá)到 2 5 3 米 在車間 倉儲(chǔ)時(shí)能將貨物堆放到一定高度 節(jié)省存儲(chǔ)空間 節(jié)約倉 儲(chǔ)開支等 缺點(diǎn) 與單級(jí)叉車相比 由于其高度而使得其結(jié)構(gòu)復(fù)雜一些 自身重量要 大 靈活性不如單級(jí)裝卸叉車 綜合兩種叉車的特點(diǎn)和優(yōu)缺點(diǎn) 我選擇單極電動(dòng)叉車 因?yàn)閮煞N叉車起升原理是 一樣的 其結(jié)構(gòu)也很相似 只要熟悉了單極電動(dòng)叉車的原理 雙級(jí)電動(dòng)叉車也就知道 了 而在日常生活中 使用雙極叉車的并不比單級(jí)的多 單級(jí)叉車在工廠 車間 倉 庫 車站 碼頭等地的貨物裝卸 搬運(yùn) 碼垛作業(yè)中都很常用 而雙極叉車一般只用 于要求一定高度的搬碼垛等 所以我選擇單極電動(dòng)叉車 2 2 設(shè)計(jì)思路 本課題的目的在于實(shí)踐環(huán)節(jié)中 主要是針對(duì)應(yīng)用方面的設(shè)計(jì)和實(shí)用零件的選用等 在設(shè)計(jì)過程中沒有太深?yuàn)W的研究內(nèi)容 也沒有太難的設(shè)計(jì)計(jì)算 主要在于對(duì)實(shí)用型設(shè) 備的校核 實(shí)用零件的計(jì)算選用等 比如如何選用電機(jī) 鏈條等 還有如何設(shè)計(jì)選用 滾輪 油缸 在選用油缸過程中 需要查很多手冊(cè)查找參數(shù) 比如油缸內(nèi)徑 軸桿徑 原始長度等 這樣就不會(huì)產(chǎn)生學(xué)到的知識(shí)用不上的情況 能夠?qū)W以致用 不但完成好 了學(xué)習(xí)任務(wù) 而且還學(xué)到了一門技術(shù) 為以后就業(yè)打下更扎實(shí)的基礎(chǔ) 2 3 本次畢業(yè)設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)方案 在正式設(shè)計(jì)前我根據(jù)課題制定了兩套設(shè)計(jì)方案 主要是針對(duì)設(shè)計(jì)單級(jí)還是雙級(jí)的 問題 以及在載重問題的選擇 在指導(dǎo)老師的建議下 我選擇了單級(jí)電動(dòng)叉車 因?yàn)?這種型號(hào)的叉車在生活中應(yīng)用比較廣 大眾化 整體設(shè)計(jì)主要包括以下幾個(gè)部分 機(jī)械結(jié)構(gòu) 機(jī)械傳動(dòng) 動(dòng)力裝置 電器設(shè)備 設(shè)計(jì)內(nèi)容包括各個(gè)裝備的由來 結(jié)構(gòu) 校核 用途等 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 6 第 3 章 雙電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 3 1 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)方案示意圖如圖 3 1 所示 采用單電機(jī)集中驅(qū)動(dòng)系統(tǒng) 由減 速箱總成 差速器總成及驅(qū)動(dòng)橋組成 驅(qū)動(dòng)電機(jī)與減速器主動(dòng)齒輪直接相連 通過兩 級(jí)減速 將扭矩傳送到左右兩個(gè)驅(qū)動(dòng)輪 電機(jī)軸線與車輪軸線平行 因此減速器采 7 用兩極圓柱齒輪傳動(dòng) 半軸采用全浮式結(jié)構(gòu) 與輪轂用螺釘連接傳遞轉(zhuǎn)矩 橋殼采用 組合式結(jié)構(gòu) 一端由輪轂軸承支承在車輪上 另一端與減速器相連 橋殼的設(shè)計(jì)還要 與懸架等配合 根據(jù)它的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)連接部件 7 3 2 減速器的設(shè)計(jì) 3 2 1 傳動(dòng)比分配 總傳動(dòng)比 故采用兩級(jí)圓柱齒輪減速器 9 15i 根據(jù) 的經(jīng)驗(yàn)公式 取 21413 5i 2 4i 3 2 2 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 高速軸 0 Pkw 28 minnr 095952 807 5TNm 中間軸 1123 1kw 0 8 innir 9550 78926 5TP 低速軸 212 1 0k 78 43 minnir 950950 64 95TnN 3 2 3 齒輪參數(shù)計(jì)算 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 齒輪均采用斜齒傳動(dòng) 6 級(jí)精度 齒面滲碳淬火 材料選擇 小齒輪 38SiMnMo 調(diào)質(zhì) 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調(diào)質(zhì) 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強(qiáng)度初步確定中心距 并初選主要參數(shù) 3 1 132476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 7 51Nm 載荷系數(shù) K K 1 6 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 齒寬系數(shù) 取 0 4 a 齒數(shù)比 u 暫取 u 3 55 許用接觸應(yīng)力 HP limHS 取最小安全系數(shù) 1 1 按大齒輪計(jì)算li 69127601 HP 2 N2 將以上數(shù)據(jù)代入計(jì)算中心距的公式得 56 321 675476 5049 a m 圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距為 60 a 按經(jīng)驗(yàn)公式 0 007 0 02 0 007 0 02 60 0 42 1 2 nma m 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 1 初取 10 cos10 985 26 23naZu 取 121 59 3Z 精求螺旋角 126cos 0 nma 所以 86 1 0cos 9nt 126 3tdmZm 4ab 3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 120 756tTFN 使用系數(shù) AK 動(dòng)載系數(shù) V 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 8 3 3 21120VAKZvuFb 16 83 5 60dnv ms 根據(jù)齒輪圓周速度 齒輪精度等級(jí)為 9 級(jí) 123 0 87K 將有關(guān)值代入式 3 17 得 213 263 85 6570 024VK 齒向載荷系數(shù) H 311 8 5Hbbd 234 200 1246 1 齒向載荷分配系數(shù) 按 查得HK 2 57 35 69 ATFbNm 1 HK 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 按 查得 Z8 0 x 24HZ 查得 289 ENm 接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度及螺旋角系數(shù)查得 首先計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 13362 80cos 9vZ 2335 v 求當(dāng)量齒輪的端面重合度 按 分 v 1286 0 95 8vvZ 別查得 所以 0 8 9 0 829 74 按 縱向重合度 24 1 mb 6 0 按 查得 7v 0 Z 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計(jì)算公式得 5714 2 4189 51 362 126 H 265 Nm 計(jì)算安全系數(shù) HS 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 9 3 4 limHNTLVRWXZS 式中 壽命系數(shù) 先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) T 9116028013 021Nknt 822795 對(duì)調(diào)質(zhì)鋼 查得 2 NTNTZ 潤滑油模影響系數(shù) 按照 選用 220 號(hào)中級(jí)壓型工業(yè)齒輪油 其LVR vms 運(yùn)動(dòng)粘度 查得 240 vms1 0LVR 工作硬化系數(shù) 因?yàn)樾↓X輪齒面未硬化處理 齒面未光整 故取 W 1WZ 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) XZ 將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計(jì)算公式得 1790 18 017654HS 2 28 查得 lim H 故安全 S 4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分布系數(shù) FK 1 26FH 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分配系數(shù) K 復(fù)合齒行系數(shù) 按 查得 FSY126 8 95 vvZ 124 7 3 95FSFSY 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù) 按 查得 86v 0 67Y 將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式得 157 3 4 7024F 2 Nm2189 518 FSYN 計(jì)算安全系數(shù) 3 6 FENTrelRlTXS 式中 壽命系數(shù) 對(duì)調(diào)質(zhì)鋼 按 查得 按TY913 024N 10 98NTY 查得921 50 20 9N 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 10 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 12relTrelY 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 齒面粗糙度 得 12 6aRm 1RrelTY 尺寸系數(shù) 查得 XYX 將以上數(shù)值代入安全系數(shù) 的公式得FS640 9813 47FS 查得 取 min16F 及 均大于 故安全 1FS2inS 5 主要幾何尺寸 12 0 6 93 86nt z 16 tdzm 293 28 aah 1953 126 60d 0 4hb 取 16 m 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 1 齒輪均采用斜齒傳動(dòng) 6 級(jí)精度 齒面滲碳淬火 材料選擇 小齒輪 38SiMnMo 調(diào)質(zhì) 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調(diào)質(zhì) 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強(qiáng)度初步確定中心距 并初選主要參數(shù) 3 1 23476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 26 6252Nm 載荷系數(shù) K K 1 6 齒寬系數(shù) 取 0 54 a 齒數(shù)比 u 暫取 u 2 54 許用接觸應(yīng)力 HP limHS 取最小安全系數(shù) 1 1 按大齒輪計(jì)算li 69127601 HP 2 N2 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 11 將以上數(shù)據(jù)代入計(jì)算中心距的公式得 74 9 321 654762 5049 a m 圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距為 100 a 按經(jīng)驗(yàn)公式 0 007 0 02 0 007 0 02 100 0 7 2 nma m 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 1 5 初取 10 cos10 985 262 4naZu 取 13713759 84Z 精求螺旋角 12 cos 0 25nma 所以 043 51 267cos98nt 1 3 49tdmZm 04ab 3 校核齒面接觸疲勞強(qiáng)度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 216 59430tTFN 使用系數(shù) AK 動(dòng)載系數(shù) V 3 3 21120VAZvuFb 1256 4978 3 60dnv ms 根據(jù)齒輪圓周速度 齒輪精度等級(jí)為 9 級(jí) 123 0 87K 將有關(guān)值代入式 3 17 得 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 12 213 37 541 39410 508VK 齒向載荷系數(shù) H 2311 5Hbbd 2340 8 1046 9 1 2 齒向載荷分配系數(shù) 按 查得HK 2 59 5 36 ATFbNm 1 HK 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 按 查得 Z1043 x 247HZ 查得 289 ENm 接觸強(qiáng)度計(jì)算的重合度及螺旋角系數(shù)查得 首先計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 13378 cos0 925vZ 2334 v 當(dāng)量齒輪的端面重合度 按 分 v 12043 8 97 38vvZ 別查得 所以 0 8 0 82 7 按 縱向重合度 4 14 m 3 按 查得 7v 6Z 將以上各數(shù)值代入齒面接觸應(yīng)力計(jì)算公式得 92 5412 4189 06 3 2143 H 25 Nm 計(jì)算安全系數(shù) HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 壽命系數(shù) 先計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) T8116078910 5210Nknt 22336 對(duì)調(diào)質(zhì)鋼 查得 12 NTNTZ 潤滑油模影響系數(shù) 按照 選用 220 號(hào)中級(jí)壓型工業(yè)齒輪油 其LVR vms 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 13 運(yùn)動(dòng)粘度 查得 240 vms 0 95LVRZ 工作硬化系數(shù) 因?yàn)樾↓X輪齒面未硬化處理 齒面未光整 故取 W 1WZ 接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù) 1 X 將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計(jì)算公式得 1790 25 034HS 681 查得 故安全 lim HlimHS 4 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分布系數(shù) FK 1 20FH 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的載荷分配系數(shù) K 復(fù)合齒行系數(shù) 按 查得 FSY1238 97 38vvZ 124 5 3 96FSFSY 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的重合度與螺旋角系數(shù) 按 查得Y 0v 0 7Y 將以上各數(shù)值代入齒根彎曲應(yīng)力計(jì)算公式得 1943 5 4 5060F 2 Nm2221 39617 45FSFY 計(jì)算安全系數(shù) 3 6 FFENTrelRlTXY 式中 壽命系數(shù) 對(duì)調(diào)質(zhì)鋼 按 查得 按NT 81 520 10 98NTY 查得823 610N 20 9 相對(duì)齒根圓角敏感系數(shù) 12relTrelY 相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 齒面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系數(shù) 查得 XYX 將以上數(shù)值代入安全系數(shù) 的公式得FS640 915 632FS 47 3 查得 取 及 均大于 故安全 min1F1FS2minFS 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 14 5 主要幾何尺寸 121 5267 3 94 103ntmmz 3 8tdz 294 501 aah 1 2146m 12683 d 取0 4hbam 12 0b 3 2 4 軸的設(shè)計(jì) 材料選擇 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度 217 255HBS 許用疲勞應(yīng)力 MP27 18 1 高速軸 a 最小軸徑的確定 取 A 115 03344112 510 60 8PdAmn 由于有花鍵 適當(dāng)增加軸徑 取 1min5d b 主要分布零件有 齒輪 軸承 軸承端蓋等 c 根據(jù)工況 選擇軸承類型為滾動(dòng)軸承 6002 基本尺寸 15mm 32mm 9mm 配合軸段直徑為 15mm d 齒輪安裝 安裝軸段直徑 24mm 軸段長度 26mm e 齒輪定位 由于齒輪分度圓直徑小于兩倍軸徑 故齒輪采用齒輪軸 2 中間軸 a 中間軸為實(shí)心軸 故 0 取 A 1151332 51 978PdAmn 由于開有鍵槽 軸徑適當(dāng)增加 取 2in0d b 主要分布零件有 齒輪 軸承 鍵 軸承端蓋等 c 根據(jù)工況 選擇軸承類型為滾動(dòng)軸承 6004 基本尺寸 20mm 42mm 12mm 配合軸段直徑 20mm 126 3 289d 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 15 d 齒輪安裝 安裝軸段直徑 大齒輪 25mm 小齒輪 25mm 安裝軸段長度 大齒輪 32mm 小齒輪 40mm e 齒輪定位 大齒輪 一端采用軸肩定位 軸段直徑 32mm 軸段長度 8mm 另一端采用套筒定位 套筒內(nèi)徑 20mm 外徑 28mm 長度 10mm 徑向定位采用平鍵 基本尺寸 33mm 10mm 8mm 小齒輪 一端采用軸肩定位 軸段直徑 25mm 軸段長度 42mm 另一端采用套筒定位 套筒內(nèi)徑 20mm 外徑 32mm 長度 4mm 徑向定位采用平鍵 基本尺寸 26mm 8mm 7mm 3 2 5 平鍵的強(qiáng)度校核 中間軸 單個(gè)平鍵 基本尺寸 26mm 8mm 7mm 鍵連接的許用擠壓應(yīng)力 MPap10 故滿足要求 14265 48 p pTdhl 3 2 6 軸的強(qiáng)度校核 1 高速軸 高速軸的受力分析如圖 3 1 所示 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 075TNm 齒輪的圓周力 12716 3tFd 齒輪的徑向力 1 tantan205 3coscos86r N 齒輪的軸向力 t71t aF 計(jì)算作用在軸上的支反力 如圖 3 1 a 垂直面內(nèi)的支反力 121 57 28 vt N 如圖 3 1 c 水平面內(nèi)的支反力 11 380 63 107 hrBCaABFldl 2127 4 hrh 計(jì)算齒輪中心 C 處的彎矩 5 269vAMFl Nm 1083h 1 7 80 263 487 5Cald Nm 畫出高速軸在垂直面和水平面內(nèi)的彎矩圖 如圖 3 1 b d 所示 計(jì)算 C 處的合成彎矩 2 21199vhM 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 16 2 222169487 516vhMNm 畫出合成彎矩圖如圖 3 2 e 所示 畫出扭矩圖如圖 3 2 f 所示 F v1 Nntr5 31902cosa8 Fv2 T0 Ft1 Fh1 Fh2 Fr1 Fa1 22269N m m 5538N mm 4487 5N m m 22947N mm 22716N mm 7500N mm 圖 3 2 高速軸受力分析圖 校核軸的強(qiáng)度 由彎矩圖和扭矩圖可以看出 承受最大彎矩和扭矩的截面 C 處是 危險(xiǎn)截面 對(duì)其進(jìn)行校核 按轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)變化取修正系數(shù) 由于截面 C 處為實(shí)心軸 故 7 0 0 則 22221 13 3 94 5 1 0 16cMTMPad 故軸的強(qiáng)度滿足要求 2 中間軸 中間軸的受力分析如圖 3 2 所示 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 1265TNm 齒輪的圓周力 7ttF 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 17 13265942 7 8tTFNd 齒輪的徑向力 21 3rF3 tantan094 746 coscos8r 齒輪的軸向力 21 aN 3t t32aF 計(jì)算作用在軸上的支反力 如圖 3 2 a 垂直面內(nèi)的支反力 123 57894 1069 3vtBCtDABllN 235742817 4vttVF 如圖 3 2 c 水平面內(nèi)的支反力 123 2 6 8 5 568 2 1084hrBDrBCaaABllFdlN 23169rh 計(jì)算齒輪中心的彎矩 19 231 vACMFl Nm 3274BD 8 8hl 12 0 143 5 24895 6ACad Nm 3296 3296BDl 3 14 5 7hahBFl 畫出中間軸垂直面和水平面內(nèi)的彎矩圖 如圖 3 2 b d 所示 計(jì)算 C 處和 D 處的合成彎矩 2221 38 6 134 9vhMN 2215 5 608m 379 7 2Dv 22h 畫出合成彎矩圖 如圖 3 3 e 所示 畫出扭矩圖 如圖 3 3 f 所示 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 18 Fv1 Fv2 Ft2 Ft3 a Fh1 Fh2Fr2 Fa2 Fa3 Fr3 b c d e f C D B 15318 6 N mm 27791 6 N mm 3294 6N mm 844 8N mm 495 7N mm 4895 6N mm 15341 9N m m 16081 9N m m 27796 9N m m 27986 9N m m 26625N m m 圖 3 3 中間軸受力分析圖 校核軸的強(qiáng)度 由彎矩圖和扭矩圖可以看出 承受最大彎矩和扭矩的截面 D 處 即 齒輪 3 的中心處是危險(xiǎn)截面 對(duì)其進(jìn)行校核 按轉(zhuǎn)矩為脈動(dòng)變化取修正系數(shù) 由于截面 C 處為實(shí)心軸 故 7 0 0 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 19 則 222213 31 7986 0 65 1 9 0 14cMTMPad 故軸的強(qiáng)度滿足要求 3 2 7 軸承的壽命校核 設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn) hLh5 1 高速軸軸承 軸承代號(hào) 6002 查閱 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 得 Cr 5580N Co 2850N 根據(jù)工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa1 Fsa Fsb 圖 3 4 高速軸軸承受負(fù)荷示意圖 計(jì)算軸承徑向載荷 22185 71 094 2ravhFN 38b 計(jì)算附加軸向力 0 5 94 sr 3 計(jì)算軸承所受軸向載荷 因?yàn)?19 8 2 sba saFNF 所以左端軸承 a 被壓緊 右端軸承 b 被放松 由此可得 15 0 39 05sbaF a 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 0239 0 845aC 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 7 查得 e 0 28 由于 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 7 得 X 0 56 Y 1 55 239 814arFe 當(dāng)量動(dòng)載荷 1 056294 15239 0 58 apraPfXFY N 計(jì)算軸承壽命 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 20 故滿足要求 663 011058 062 rh haCL LnP 2 中間軸軸承 軸承代號(hào) 6004 查閱 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 得 Cr 9380N Co 5020N 根據(jù)工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa2 Fsa Fsb Fa3 圖 3 5 中間軸軸承受負(fù)荷示意圖 計(jì)算軸承徑向載荷 22169 38 4697 ravhFN 21731b 計(jì)算附加軸向力 0 5 sr 85 計(jì)算軸承所受軸向載荷 因?yàn)?2348 7134 26 9saa sbFNF 所以右端軸承 b 被壓緊 左端軸承 a 被放松 由此可得 sN 569ab 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 0348 702aFC 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 7 并用線性插值法得 e 0 27 由于 348 7569ar eF 查 機(jī)械設(shè)計(jì) 表 17 7 并用線性插值法求得 X 0 56 Y 1 64 當(dāng)量動(dòng)載荷 1 05697 4138 7 105 6apraPfXFY N 計(jì)算軸承壽命 故滿足要求 663 10098 7 rh haCL Ln 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 21 3 2 8 減速器箱體的設(shè)計(jì) 減速器箱體是減速器中結(jié)構(gòu)和形狀最復(fù)雜的部件 大都采用鑄造生產(chǎn) 在箱體 16 的設(shè)計(jì)過程中 不僅要保證一定的支承剛度 要便于軸系的安裝外 還要盡量使工藝 性好 制造簡單 外形美觀 在本課題設(shè)計(jì)的驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)中 減速器具有一定的特殊性 與普通的電機(jī)和減速器 連接不同 除了電機(jī)的輸出軸要與減速器的高速軸用花鍵連接外 電機(jī)的外殼要與減 速器的箱體用螺釘連接起來 這使得減速器箱體的設(shè)計(jì)比較復(fù)雜 也成為了設(shè)計(jì)中的 一個(gè)關(guān)鍵 為了解決這一關(guān)鍵問題 采用了側(cè)面箱蓋的方式 在減速器箱體的另一 16 側(cè)給安裝電機(jī)的法蘭留出空間 16 總體的結(jié)構(gòu)確定后 開始細(xì)化設(shè)計(jì) 首先根據(jù)兩極傳動(dòng)的中心距和傳動(dòng)齒輪的大 小確定箱體內(nèi)部空間尺寸及軸承孔的位置和大小 然后根據(jù)剛度的要求 使得壁厚不 小于 8mm 并且設(shè)計(jì)外形結(jié)構(gòu) 在軸承座處要加大壁厚 且將外壁設(shè)計(jì)成凸臺(tái) 可以 減小加工面 安裝電機(jī)的法蘭上的螺釘孔的布置設(shè)計(jì)是一個(gè)關(guān)鍵問題 它們不僅不能 與中間軸的軸承孔干涉 而且還要給螺釘?shù)陌惭b提供空間 為此 法蘭設(shè)計(jì)成正方行 結(jié)構(gòu) 四個(gè)螺釘安裝在四個(gè)角上 為了保證軸承和軸的安裝精度 在箱體和箱蓋上設(shè)計(jì)了定位銷 在加工軸承孔時(shí) 用定位銷將箱體和箱蓋連成一體加工 同時(shí) 由于采用了側(cè)面箱蓋的形式 為了防止 潤滑油泄漏 箱體和箱蓋連接處采用液態(tài)密封膠密封 16 3 3 半軸的設(shè)計(jì) 3 3 1 半軸的形式 半軸的形式有全浮式 半浮式和 3 4 浮式三種 此處采用全浮式半軸結(jié)構(gòu) 驅(qū)動(dòng)車 輪通過兩個(gè)軸承支承在驅(qū)動(dòng)橋殼上 半軸插在橋殼里面 內(nèi)端用花鍵與減速器低速軸 連接 外端通過法蘭盤用螺釘與輪轂相連 轉(zhuǎn)矩由半軸傳遞到驅(qū)動(dòng)車輪上 這種支承 方式 路面對(duì)車輛的各種反力及由這些反力引起的彎矩都由橋殼承受 半軸只承受轉(zhuǎn) 矩 不承受彎矩和軸向力 7 3 3 2 半軸軸徑的確定 由于采用全浮式半軸結(jié)構(gòu) 半軸只承受轉(zhuǎn)矩 故按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度來設(shè)計(jì) 全浮式半軸其計(jì)算載荷可按最大附著力矩 計(jì)算 M 3 7 2 rMmG 式中 為負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù) 查表得 2 21 4 為驅(qū)動(dòng)橋的最大軸載質(zhì)量 G678N 為車輪滾動(dòng)半徑 r 0 r 為附著系數(shù) 取 8 代入計(jì)算得 1 467 802 5124Mm 全浮式半軸的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 按下式計(jì)算 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 22 3106Md 式中 許用剪應(yīng)力 2507 Nm 計(jì)算得 3min31241 86d 由于加工花鍵 軸徑適當(dāng)增加 取 30d 3 3 3 花鍵的設(shè)計(jì)和校核 花鍵采用矩形花鍵 齒數(shù) Z 6 其基本尺寸為 26mm 23mm 6mm 長度 L 30mm 此處花鍵連接為靜連接 主要失效形式為齒面壓潰 強(qiáng)度校核 226495026 18 600 71 3 p pmTMPaPaZhld 式中 T 為工作轉(zhuǎn)矩 N mm 為各齒間載荷分配不均勻系數(shù) 取 Z 為花鍵齒數(shù) h D d 2 D 和 d 分別為花鍵軸的外徑和內(nèi)徑 mm 為齒的工作長度 mm l 為花鍵平均直徑 mm md 為許用擠壓應(yīng)力 MPa p 3 3 4 半軸連接螺釘強(qiáng)度校核 由于半軸只承受轉(zhuǎn)矩作用 因此半軸與輪轂的連接螺釘只受剪切力作用 可能損 壞的形式有螺釘被剪斷 螺釘或孔壁被壓潰 螺釘性能等級(jí) 4 8 則 屈服強(qiáng)度 s 320MPa 許用切應(yīng)力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠呀壓應(yīng)力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺釘抗剪強(qiáng)度校核 單個(gè)螺釘所受的剪力 64 95 7012STFNnr 式中 T 為螺釘所受扭矩 N m n 為螺釘數(shù)目 r 為螺釘中心與半軸軸線的垂直距離 m 則螺釘?shù)目辜魪?qiáng)度 故滿足要求 22496 70 8 1SMPad 式中 Fs 為單個(gè)螺釘所受剪力 N 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 23 d 為螺釘抗剪面直徑 mm m 為螺釘抗剪面數(shù)目 2 螺釘與孔壁的擠壓強(qiáng)度校核 擠壓強(qiáng)度 故滿足要求 235 68 Sp pFMPadh 式中 Fs 為單個(gè)螺釘所受剪力 N d 為螺釘抗剪面直徑 mm h 為螺釘與孔壁擠壓面最小高度 mm 結(jié)論 綜合以上兩項(xiàng)強(qiáng)度校核可知 半軸與輪轂連接的螺釘強(qiáng)度滿足要求 3 4 輪轂的設(shè)計(jì) 3 4 1 輪轂的外形設(shè)計(jì) 輪轂是連接半軸和車輪的部件 是傳遞轉(zhuǎn)矩部件的一個(gè)組成部分 輪轂的材料選 擇 40Cr 其內(nèi)部主要有兩個(gè)與軸承外圈配合的孔 用來支承橋殼 外部主要是與輪輞 的一個(gè)孔軸配合 為了起到定位作用 使車輪在運(yùn)行過程中不產(chǎn)生偏移 此孔軸配合 采用過盈配合 17 3 4 2 輪轂與輪輞的連接螺栓強(qiáng)度校核 按螺栓受剪切力進(jìn)行校核 螺栓性能等級(jí) 4 8 則 屈服強(qiáng)度 s 320MPa 許用切應(yīng)力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠壓應(yīng)力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺栓抗剪強(qiáng)度校核 單個(gè)螺栓所受的剪力 64 9518 0STFNnr 式中 T 為螺栓所受扭矩 N m n 為螺栓數(shù)目 r 為螺栓中心與半軸軸線的垂直距離 m 則螺栓的抗剪強(qiáng)度 故滿足要求 22418 67 SMPad 式中 Fs 為單個(gè)螺栓所受剪力 N d 為螺栓抗剪面直徑 mm m 為螺栓抗剪面數(shù)目 2 螺栓與孔壁的擠壓強(qiáng)度校核 擠壓強(qiáng)度 故滿足要求 18 39 24Sp pFPadh 式中 Fs 為單個(gè)螺栓所受剪力 N d 為螺栓抗剪面直徑 mm h 為螺栓與孔壁擠壓面最小高度 mm 結(jié)論 綜合以上兩項(xiàng)強(qiáng)度校核可知 輪轂與輪輞連接的螺栓強(qiáng)度滿足要求 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 24 3 5 驅(qū)動(dòng)橋殼的設(shè)計(jì) 3 5 1 驅(qū)動(dòng)橋殼的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 驅(qū)動(dòng)橋殼一般有可分式 整體式和組合式三種結(jié)構(gòu)形式 此處采用組合式結(jié)構(gòu) 使得拆裝和維修更加方便 橋殼的一端通過一對(duì)軸承支承在輪轂上 另一端用螺釘與 減速器箱體連接 由于驅(qū)動(dòng)橋殼還需要與車架連接 根據(jù)后懸架的結(jié)構(gòu)和尺寸 在橋 殼的外端設(shè)計(jì)凹槽和它連接 在裝有軸承的一端車有螺紋 用于圓螺母固定軸承內(nèi)圈 7 3 5 2 驅(qū)動(dòng)橋殼的強(qiáng)度計(jì)算 1 橋殼的靜彎曲應(yīng)力計(jì)算 橋殼可看成一根空心橫梁 兩端經(jīng)輪轂軸承支承于車輪上 在橋殼與車架的鉸接 處承受車身載荷 其受力簡圖如圖 3 6 所示 F1 F2 N1 N2 B S 圖 3 6 驅(qū)動(dòng)橋殼受力簡圖 由圖中可以看出 橋殼與車架鉸接處為危險(xiǎn)截面 對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度校核 該處所受彎矩 1 140 9 802567 22wBSGBSMFg Nm 式中 F1 為地面作用于車輪上的反力 N G 為叉車滿載時(shí)的重量 N gw 為車輪 輪轂 制動(dòng)器的重量 N B 為前輪中心距 m S 為橋殼和車架鉸接中心的距離 m 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 25 則 彎曲應(yīng)力 3434687 2 500 1 1 2MMPaDdW 故強(qiáng)度滿足要求 2 叉車以最大牽引力行駛時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 取汽車加速時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù) m2 1 2 則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩為 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 在行駛時(shí) 驅(qū)動(dòng)車輪所受的最大切向反力 2ax64 95 07TPNr 式中 T2 為驅(qū)動(dòng)輪得到的轉(zhuǎn)矩 N m r 為前輪的滾動(dòng)半徑 m 則橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為 ax240 6530 7hBSMm 橋殼還承受驅(qū)動(dòng)橋傳遞轉(zhuǎn)矩而產(chǎn)生的反作用力矩 264 95TNm 則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為 22228 1 64 95810 3VhT 則彎曲應(yīng)力 3 44 50 MMPaDdW 故強(qiáng)度滿足要求 3 叉車緊急制動(dòng)時(shí)橋殼強(qiáng)度計(jì)算 取汽車緊急制動(dòng)時(shí)的質(zhì)量轉(zhuǎn)移系數(shù) m 1 2 則橋殼與車架鉸接處所受的垂向彎矩 為 2140 29 80257 1VwGBSMmg Nm 橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為 9 8 36 h 緊急制動(dòng)時(shí)鉸接點(diǎn)外側(cè)還承受制動(dòng)力所引起的轉(zhuǎn)矩 140 2 0714 92GTmr Nm 則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為 22228 36 5 15 4VhMT 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 26 則彎曲應(yīng)力 3434195 92 500 6 1 22MMPaDdW 故強(qiáng)度滿足要求 4 叉車受最大側(cè)向力時(shí)的橋殼強(qiáng)度計(jì)算 假設(shè)叉車向左緊急轉(zhuǎn)彎 則左輪承受的最大垂向力為車重 即 1409 8172FGN 則鉸接處所受彎矩為 1720 584 6BSMFNm 彎曲應(yīng)力 343413 50 6 220MPaDdW 故強(qiáng)度滿足要求 3 5 3 橋殼與減速器連接螺釘強(qiáng)度校核 螺釘 M8 性能等級(jí) 8 8 級(jí) 取安全系數(shù) S 1 2 則 PaSs532 1 640 按緊急制動(dòng)時(shí)的彎矩對(duì)螺釘進(jìn)行強(qiáng)度校核 222807 13 587 9VhMNm 則單個(gè)螺釘承受的最大工作載荷為 ax 4725 960MFNnr 式中 n 為螺釘個(gè)數(shù) r 為螺釘中心直半軸軸線的垂直距離 m 彎曲應(yīng)力為 max22475 94 538FPaPad 故螺釘強(qiáng)度滿足要求 3 6 輪轂軸承的壽命計(jì)算 設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn) hLh50 左端軸承基本代號(hào) 32009 右端軸承基本代號(hào) 32010 當(dāng)叉車直線行使時(shí) 沒有外界軸向載荷 其受力示意圖如圖 3 7 所示 Fr1 Fr2 Fs1 Fs2 N A B C 圖 3 7 輪轂軸承受負(fù)荷示意圖 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 27 車身重 G 按 1140kg 計(jì)算 則 N G 2 1140 4 285kg 12853016 BCrANlFkg 21 2 7rr 查 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 得 X 0 40 Y 1 5 Cr1 67800N Cr2 73200N 由于 且 Y1 Y22r YFrs 所以 116 3 5 8aFkg 由于該處軸承有較大沖擊 取沖擊載荷系數(shù) fp 1 2 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 11 2 04 1 74 3praPfXYk 22 375862g 計(jì)算軸承壽命 6610 3 10 3 1 8 4 9rh hCL Ln 6610 3 10 3 22 72 57865 rh hP 故這對(duì)軸承設(shè)計(jì)符合要求 叉車驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì) 28 致 謝 經(jīng)過四個(gè)月的辛勤勞動(dòng) 我終于順利地完成了畢業(yè)設(shè)計(jì) 在畢業(yè)設(shè)計(jì)的過程當(dāng)中 老師們和周圍的同學(xué)給了我極大的幫助 在此對(duì)他們表示感謝 我的指導(dǎo)老師 在整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)過程當(dāng)中 給了我多方面的幫助 他不僅給我提 出了很多寶貴的意見和建議 還給我提供了很多相關(guān)的技術(shù)支持 幫助我解決了一個(gè) 又一個(gè)的難題 指導(dǎo)老師對(duì)待我的每一張圖紙都仔細(xì)審閱 在指出每一個(gè)微小錯(cuò)誤的 同時(shí)也結(jié)合自己豐富的機(jī)械設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn) 給我講解一些常用的設(shè)計(jì)方法和注意事項(xiàng) 使 我受益非淺 在此 向指導(dǎo)老師表示衷心的感謝 常州工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì) 29 參考文獻(xiàn) 1 陸植 叉車設(shè)計(jì) 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1991 2 陳慕忱 裝卸搬運(yùn)車輛 北京 人民交通出版社 1986 3 吳克堅(jiān) 于曉紅 錢瑞明 機(jī)械設(shè)計(jì) 北京 高等教育出版社 2003 4 成大先等 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 第四版 第一卷 北京 化學(xué)工業(yè)出版社 1993 1 5 機(jī)械工程手冊(cè) 第 13 卷 物料搬運(yùn)設(shè)備卷 機(jī)械工程手冊(cè) 電機(jī)工程手冊(cè)編輯委 員會(huì) 編 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 1997 6 朱禮順 梅家強(qiáng) 陳福來 叉車驅(qū)動(dòng)橋制動(dòng)系統(tǒng)漏油故障分析與工藝改進(jìn) 工程 機(jī)械 2006 7 60 61 7 劉惟信 驅(qū)動(dòng)橋 北京 人民交通出版社 1987 8 陶新良 叉車和電動(dòng)牽引車的構(gòu)造與維修 北京 中國物資出版社 2006 9 趙九江 趙祖耀 材料力學(xué) 哈爾濱 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 1987 10 楊曉軍 交流驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)引領(lǐng)叉車技術(shù)革命 叉車技術(shù) 2006 1 11 張啟君 宋玉萍 馬瑞永 常仁齊 張宏 仇國劍 國內(nèi)外叉車行業(yè)現(xiàn)狀及 發(fā)展戰(zhàn)略探討 建筑機(jī)械化 2003 9 12 張忠澤 叉車傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 機(jī)電工程 1998 5 13 陸剛 叉車的技術(shù)發(fā)展趨勢(shì) 物流技術(shù)與應(yīng)用 2007 7 14 蔣宏元 叉車的優(yōu)勢(shì) 現(xiàn)代制造 2007 25 15 錢可強(qiáng) 機(jī)械制圖 北京 高等教育出版社 2007 16 王之棟 王大康 機(jī)械設(shè)計(jì)綜合課程設(shè)計(jì) 北京 機(jī)械工業(yè)出版社 2003 17 過學(xué)迅 鄧亞東 汽車設(shè)計(jì) 北京 人民交通出版社 2005 18 Horberry T Larsson TJ Johnston I Lambert J Forklift safety traffic engineering and intelligent transport systems a case study APPLIED ERGONOMICS 2004 35 575 581 19 N Gubeljak U Zerbst J Predan M Oblak Application of the european SINTAP procedure to the failure analysis of a broken forklift Engineering Failure Analysis 2004 11 33 47 20 Highway Maintenance Concept Vehicle Final Report Phase Four June 2002 Center for Transportation Research and Education Iowa State University