2t叉车传动系统设计摘 要叉车是一种特定的车辆，叉车叉捕捉和运送货物可以提升高度达到2米。叉车的组成部分包括引擎、轮式底盘、提升货物机构等系
统。为了生产出具备被人们广泛使用、生产效率高、安全性能高等等优点的新型叉车，在原来就有的结构上，如果我们致力于改善传动系统中的传动
轴，根据设计要求确定2吨叉车传动系统的结构方案，对其中的变速器进行结构设计，并按照参考数据进行核算。绘制完整的变速器的图纸，包括装
配图、零件和部件图。并对2吨叉车的各个数据进行核算，直到得到符合要求的方案。通过设计变速器，校核传动轴寿命，使其不论在设计上还是制
造工艺上都得到很大提高，极大地推动了未来的运输产业的发展。关键词：叉车、传输系统、传动主轴结构的设计 目 录前 言1第1章 叉车的
作用与种类21.1 叉车简介21.2 叉车的用途及作用21.3 叉车分类与结构3第2章叉车传动系统方案拟定42.1 叉车的基本参数
拟定42.2 叉车的传动系统方案拟订52.2.1 传动系统的要求52.2.2 传动系统的方案拟订52.3 传动系统部件的选择62.
3.1 发动机的选择62.3.2 主离合器的要求62.3.3 离合器的选择72.3.4 万向传动的选择102.3.5 叉车驱动桥的
功能102.3.6 叉车驱动桥的构造10第3章 变速器主要参数的选择113.1 档位参数的确定113.1.1 档数113.1.2
一档传动比的数值113.1.3 计算确定变速器其他档位的传动比133.1.4 中心距133.1.5 轴向尺寸143.1.6 齿轮参
数143.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定163.2.1 配齿时应考虑的要求163.2.2 确定 I 挡齿轮的齿数163.2.3常
啮合齿轮副的齿数的确定173.2.4确定其他各档齿轮的齿数183.2.5倒挡齿轮齿数的计算193.3 齿轮变位系数的选择193.4
计算各齿轮的几何尺寸203.4.1齿轮的各主要尺寸203.5 齿轮的强度计算与校核213.5.1 齿轮弯曲强度计算213.5.2
齿轮接触应力24第4章 变速器轴的强度计算与校核264.1 轴的计算264.1.1 轴的结构264.1.2 确定轴的尺寸274.
2 轴的校核274.2.1 第一轴的强度校核274.2.2 轴的强度校核计算284.2.3 轴的刚度校核34第5章 同步环主要参数
的确定355.1 同步环锥面上的螺纹槽355.2 锥面半锥角355.3 同步环径向厚度355.4 锁止角365.5 同步时间 t3
65.6 同步器上的花键校核36第6章 变速器操纵机构376.1 直接操纵手动换挡变速器376.2 远距离操纵手动换挡变速器376
.3 自锁与互锁装置38第7章 变速器结构元件397.1 变速器齿轮397.2 变速器轴和键397.3 变速器壳体40结 论41
前 言近年来,叉车迅速的发展抢占了更多的市场，不论对国内还是国外来说，这都是一个好消息。不同类型的叉车在销售清单中显示出的销量明显
不同，其中 2.0~4.999t 级的叉车类型，销售额远远高于其他小型叉车。在不同的产业中，普遍使用2t的叉车，尤其是在运输机器方
面，2t叉车具有举足轻重的地位。所以我们决定研究并改善它的传动系统，希望通过我们的研究提高内燃叉车的生产效率和传动效率,从而使机器
搬运的行业受益。我国大概成立了50多家创造叉车的机制,但大部分创造叉车的产业机制不大,使用普遍的的大型叉车基本由主流的几个制造商制
作，这几个主流制作商市场份额占据国内 90% 以上。如今,我国叉车抢占了给更多市场,开展了更多的项目。国内厂家为迎合迅速增长的市场
需求,努力的提高生产效率,国际上也更加重视这方面的投资，提供了更多的产品类型供消费人员选择。但龙头企业展开的竞争姿态使行业全方位的
感受到压力，这使得叉车技术不断的更新。因为这个原因，工业搬运行业才在我国蓬勃发展，稳居高位。叉车技术发展到目前为止,组件的买卖全球
化,中、小吨位叉车的传动组件逐步向专业化靠近。企业与企业间根据契约关系进行权合并，以实现生产要素的优化组合的手段让制造商的规模变的
更大，使经济增长。甚至创造出大于5t级别的叉车种类，面向更大的消费群众，制造具有特殊用途的叉车。叉车不仅在外观上得到了改善，在设计
上还更加安全，更加实用，生产效率更高,操纵机构手感更明显种种优势，利用信息全球化，使特性叉车的设计速度与水平得到提高，用户甚至可以
专门定制。 言而总之,叉车发展的迅猛程度使我们对提高叉车各方面的性能有着更大的期望，钻研适合用户使用的叉车是刻不容缓的。 第1章
叉车的作用与种类1.1 叉车简介叉车把包装好的物料和货物放置在货叉上，因其具有四个车轮，以此来进行位置的移动,完成作业。在人口密集
的地方，例如在车站、工厂、仓库等地方大范围使用,用机械代替人工劳动来完成货物装卸、物料搬运的作业，大大节省了人力物力及财力。叉车具
有较强的适应性、灵活性、活动区域广等特点,各色各样的行业对叉车的需索逐渐增加,叉车随行就市，未来的规模会越来越大。1.2 叉车的用
途及作用 叉车的外观相对于其他车辆来说比较小巧，灵活，所以在各种不规则的、大型车辆受到限制不允许进入的地点都可以投放使用,甚至能够
进入面积较小的、活动范围不大的地方,对各种货物可有计划地分拨与配送，在运输机器方面，非它不可。叉车具备一双机械手，我们称之为货叉。
用于工程上完成作业。完成作业后可以换下货叉，换成其他设备，用于叉的服装是主要的工作,工作之后在改变其他配件,用来完成其他任务。叉车
的用途不止面向一种类型，所以适用范围宽泛。例如在公众交通路面的运输、专用火车行驶的运输、轮船方面的运输。 叉车进行工程上的应用时，
不需要有人在旁辅助，只靠操纵员就能够成功完成任务，使生产方面没有了危险，消除了安全隐患，财力物力人力的输出减少，完成作业的效率显著
提高，加大经济效益。1.3 叉车分类与结构1.3.1 叉车的分类叉车一般分三种：使用燃油作为燃料提供动力的叉车、使用蓄电池提供动力
的叉车和在特定的场所进行物品的储存的叉车。 a、内燃叉车内燃叉车一般分四种：一般以燃油作为动力源的叉车、吨位较大的叉车、可运输集装
箱的叉车和货叉可以沿着横向导轨移动的叉车。b、电动叉车 可以承受载荷的范围为1.1～4.7吨，供叉车行驶的道路的宽为3.6～5.1
米。c、仓储叉车 小部分仓储叉车的行驶依靠手工完成，绝大部分由自动化的装置提供动力。1.3.2 叉车的结构叉车的构造简洁,短轮距,
能随时改变方向,可以在面积较小、活动范围不大的地方完成作业，对各种货物可有计划地分拨与配送。现如今叉车更趋向于用机械代替人工劳动来
成功完成作业，这不仅提高了生产效率，同时还减少了人力资源上的浪费。运输机器叉车不可或缺。 叉车的组成包含提供动力的装置、提升货物的
机构、轮式底盘。叉车选用刚性悬架,由动力传递的组件、产生动力的组件等构造。第2章叉车传动系统方案拟定2.1叉车的基本参数拟定（1）
载荷中心距C 叉车的机械手上所负荷货物的重心至机械手表面的间距（mm）见表2-1表2-1额定起重量 Q/t载荷中心距 C/mmQ<
14001≤Q<55005≤Q≤10600可以选择 C=500mm。（2）最大起升高度最大起升高度是指叉车位于地面上，承受装载额定
起重重量，门架与地面呈90度，当货叉起升到极限时,它的上表面离地的距离(mm) 。本次设计选择 3000mm。（3）自由提升高度
自由提升高度指的是货叉在不超过叉车高度的情况下，可以上下移动的最大距离(mm)。使其可以自由出入面积较小，活动范围不大，较矮小的地
点。典型值为 110—300mm。我们在此选用了数值为140mm的自由提升高度。空载最大起升速度 当叉车开始作业，油门开到极限，不
负荷任何物料速度所能达到的极限。典型值：300-500mm/s。 在此我选择的空载起升速度 470mm/s。 在此选取的门架向前倾
斜的角度为6°，向后倾斜的角度为11°。 满载运行时的快慢 本次设计选取 18km/h。 最大爬坡度 没有任何负荷的情形，最小的油
门所能到达的最大的倾斜程度。在此我们选择的最大爬坡度为 20%。2.2 叉车的传动系统方案拟订2.2.1 传动系统的要求减小动力装
置的旋转速度提高扭距(2)有不同的传动比(3)利用传递动力的装置实现倒档 (4)有空挡装置(5)汽车开始行驶时不会发生频繁的振动(
6)当驱动车轮的运行半径不等时，差速器能提供差速，使汽车正常行驶。而叉车对于传动系统还有一些特殊的 需要较大的速比。有较多的倒档
。 反复操作。2.2.2 传动系统的方案拟订 叉车的传动系统大概有四种方案。 机械传动 机械传动在挑选有差别的档位的变速器时,牵引
力曲线差异较大,在档位一定的情况下,发动机的特性不发生变化。当档位有多种选择的情况下，分配比符合实际情况，手动调整档位,传动特性曲
线趋于完美。当驾驶员熟练地操作时,传动效率显著提高。当然这也要求操作员的技术很高。(2)液力机械传动利用液压油来传递转矩的装置和动
全自动变档的装置以串联或者并联的方式连接,称作液力传动。速度过低时，会造成加速过快的后果,不适合手动调档，安全性能不高，同时传动效
率也不高。静压传动与内燃传动 静压传动和内燃传动虽然能完全符合特性曲线，但本钱过高。结合上面所讲，液力传动和机械传动的优势更大。
在叉车中普遍使用机械传动，有比较完善的设计方案，较好的制造工艺。液力机械传动相较于机械传动，传动效率不够高，不方便操纵，制作本钱较
高。结合上面所讲的内容，我把传动方案定为了机械传动。2.3 传动系统部件的选择2.3.1 发动机的选择 查阅相关资料，初步确定汽车
各性能参数，选择叉车合适的发动机型号。见表2-2表2-2型号新昌XINCHANG BPG490额定功率(kw)/(r/min)37
/2650额定扭矩（N/m）/(r/min )170/1900缸数4缸径×行程90×100排量2.542.3.2 主离合器的要求
（1）为了防止发生意外事故，离合器必须保证分离完全。 （2）传力必须保证可靠。 (3) 为避免各零部件的失效，不建议让其负荷过大。
(4) 因为离合器易损坏，所以更换必须方便。(5) 为了保证有足够的转矩，防止传动系统负荷过大，需接合可靠。一般β 取 1.6-2
.5。 2.3.3 离合器的选择（1）摩擦片参数的选择 根据经验公式来选定D： (2.7)式中，KD为直径系数，取KD=15，求
得D=195mm表2-3离合器摩擦片尺寸系列和参数外径D/mm250280300325350380405430内径d/mm1551
65175190195205220230厚度b/mm3.53.53.53.54444c=d/D0.6200.5890.5830.5
850.5570.5400.5430.5351-c30.7620.7960.8020.8000.8270.8430.8400.84
7单位面积3024024665466787299081037根据表2-3取得：D=250mm；d=155mm；b=3.5mm；C=
0.620；1-=0.7 表2-4摩擦材料的摩擦因数f的取值范围摩擦片材料摩擦因数f 石棉基材料模压0.20-0.25编织0.25
-0.35 粉末冶金材料铜基0.25-0.35铁基0.35-0.50 金属陶瓷材料0.70-1.50本离合器根据表2-4选取摩擦因
数f为0.3因为设计的是双片摩擦片离合器，取Z=4典型的间隙△t的数值为3-4mm。膜片弹簧参数的选择 普通汽车离合器膜片弹簧的H
/h值在1.5～2范围内拔取。膜片弹簧板厚的数值典型值为2～4mm，取。根据实验表明，R/r的取值范围为1.20～1.35 。选取
，摩擦片的平均半径， RRc，故取R=207,则。一般起始底角α的取值范围为在9°～15°，选择12°。，所以H=9.0mm,h=
9.0/1.56=5.76mm。分离指的数目n=18,切槽的宽度分别为δ1=3.2mm；δ2=10mm。本设计膜片弹簧与压盘的接触
半径R1=112mm，支撑圈平均半径r1=94mm。挑选扭转减振器的主要参数极限转矩；扭转刚度按经验公式，；阻尼摩擦转矩；预紧转矩
；减震弹簧的位置半径；减震弹簧的个数；减震弹簧总压力。从动盘尺寸的选择计花键的结构尺寸参照国际标准GB1144-1974的花键标准
表2-5从动盘毂花键的尺寸根据表2-5所示，花键的齿数n=10、花键的内径d=28mm、花键的外径D=35mm、有效的齿长l=
35mm、齿的厚度B=4mm。压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定以后，大概就确定了压盘的内外径尺寸，所以，压盘只要确定厚度即可。
压盘的厚度一般为15～25mm,在此选取了中间值，取20mm。离合器的温度也不应该过高，否则会使零件损伤，应在8～10℃的范围内。
校核公式： （5-4）式中：-温升，℃；L-滑磨功，N.m；-滑磨功在压盘上具有的比例，单片的离合器压盘=0.50；C-压盘热容
量，铸铁压盘比热容：c=481.4J/(Kg.K)；m-压盘质量，Kg。m=v=7.0××3.14×（0.225×0.225－0.
15×0.145）÷4×0.020=2.78Kg ==9.8℃＜10℃符合要求。离合器盖的厚度 根据已有的离合器盖，典型的厚度为3
～4mm，本次设计取厚度4mm。支撑环的选择 根据已有的支承环，典型的制造支撑环原料为碳素弹簧钢丝，厚约为3～4mm。取4mm。(
8)离合器操纵系统 本次离合器操纵系统采用机械操纵的方式。2.3.4万向传动的选择 万向传动装置只需要一个万向节以及一个传动轴，它
结构简单，利用率高，方便实惠，安全可靠，不必担心间隔和角度倾向所造成的影响,可以可靠地传递动力。叉车吨位和轴距较大时，利用万向传动
是发动机布置在后面，叉车承载重物时的重量得到平衡。 设计万向传动有两个典型要求： 有关联的万节需要在同一二维空间里。 有联系的两个
轴与另一个轴拥有相同的夹角数。2.3.5叉车驱动桥的功能 降速提距：为满足驱动要求。为了适应凹凸不平的路面，需要具有差速的功能。(
3)承受各个传动系统对它所施加的负荷，连接其他零部件。 (4)传递各种力矩。 2.3.6叉车驱动桥的构造 因为叉车的速度很慢，使它
的传动系统的总传动比较大，所以主要的传动组件将会帮助它分担一部分传动比。通常被用于一对具有斜齿的弧齿锥，它的优势是不会发生太多的齿
轮根切，顶多5~6个，有改善传动比的好处，几何尺寸变小。主传动系统要担负的传动比，一般单级的传动比为5~7，双级的传动比为8~12
。本次采取了单级传动 。 差速器的作用是允许左右驱动车轮以不同的速度旋转，当叉车在凹凸不平的路面上行驶，或者左右轮胎行驶中滚动半径
不同时，使用差速器，叉车才能正常行驶。差速器分别给两个轴分配不同的动力，使驱动车轮的转动快慢有差异。通常的情形是，差速器壳给十字轴
动力，使行星齿轮被引导，进行公转，半轴齿轮因被引导而开始旋转，它们的转动速率一致。当差速时，行星齿轮公转和自转，半轴齿轮随着转动，
但旋转的速度不一样。 按标准选取于半轴，驱动桥壳，车轮等其他组件。第3章 变速器主要参数的选择3.1 档位参数的确定3.1.1
档数变速器的挡数普遍在VI挡之下，在一定条件下，档数越多，速度级别也就越多，能够减少耗油量，提高最大速度，但由于挡数越多，变速器
的结构越繁琐，并且使得轮廓的大小和质量都变大，同时也不方便操纵。当最低挡的传动比稳定的前提下，高档与抵挡间的传动比比值越小越好（<
1.8），说明更易换挡，换挡时不会产生频繁的振动。为了使油耗减少，为了保护环境，减少排放，变速器的挡位在合理范围内越多越好。我选择
了四挡变速器。3.1.2 一档传动比的数值（1）依据相关资料确定了一下基本参数：1）整车结构质量：3510Kg；2）载荷质量：20
00Kg；3）发动机型号：新昌发动机BPG4904）额定功率/转速：37(kw)/2650(r/min)5）最大转矩/转速：170
(N·m)/1900(r/min)；6）滚动半径：280mm；7）最高车速：19km/h；8）最大爬坡度：25°。（2）根据最大爬
坡度，确定：（满足驱动条件）由驱动公式可知 （2-1）式中： ——汽车最大驱动力； ——滚动阻力； ——最大上坡阻力，又因为：；
； 。将上述三式带入（3-1）式得：所以 （2-2）式中：——发动机的最大转矩； ——变速器 I 挡传动比； ——主传动器的传
动比（取4.782）； ——汽车传动系的总效率； ——汽车总质量； ——滚动阻力系数 （取0.2）； ——道路的最大阻力系数， =
= = （《汽车设计》）。将相关数据代入式（2-2），得 （2-3）（3）依靠驱动轮和路面的附着力确定：根据下列不等式上式变为
（2-4）式中：——道路附着系数，计算时=0.5~0.6 ——叉车承受最多货物时，驱动桥对地面的重量将相关数据代入式（2
-4），得 （2-5）根据上述两个条件确定的 I 挡传动比为。3.1.3 计算确定变速器其他档位的传动比（1）变速器最高档传动比的
确定平面三轴式变速器的高档为直接挡，故取 =1（2）变速器其他各档传动比、的确定变速器各档传动比应按等比级数分配，即=···= （
2-6）式中：，，，···，——变速器 I、II、III、IV···n挡传动比q——为各档之间的公比。为常数，由于 =1，则由（2
-6）式可得：；；；；根据上面的内容，传动比为，，，。3.1.4 中心距变速器中心距A的选择：中心距A是中间轴轴心线和变速器输出轴
轴心线的间距。变速器的体积和重量由中心距决定。根据经验公式初选： （2-7）式中：——中心距系数，与车型及使用条件有关。对轿车 K
=14.5~16，对于货车 K=17~19.5。根据经验公式，圆整中心距为：。3.1.5 轴向尺寸变速器的轴向尺至关重要，它与变速
器的挡位数、换挡机构的结构等关系密切。在设计的初始阶段，可由齿轮的直径、倒挡中间齿轮、换挡机构的安放来确定轴向尺寸。根据经验公式，
壳体的轴向尺寸为变速器壳体最后的轴向尺寸将取决于变速器总图的结构尺寸链的大小。3.1.6 齿轮参数选取变速器各齿轮模数m可按下式初
选模数：第一轴常啮合斜齿轮的法面模数，取=2.6I 挡斜齿齿轮的法面模数，取=2.6上述式中：——发动机的最大转矩，；——变速器I
挡的最大转矩，，；——变速器 I 挡传动比；——变速器传动效率，可取；——斜齿轮的螺旋角。齿轮的模数取决于轮齿弯曲疲劳强度大小，模
数的大小与变速器的噪声成正比，与变速器的质量成反比。对叉车而言降低重量更为重要。倒档的模数m取2.75，其余各档取2.6。（2）齿
形、压力角α、螺旋角β和齿宽b压力角和重合度成反比，与轮齿的弯曲强度和轮齿的表面接触强度成正比，与噪声和传动平稳性也成正比。实际上
，因国家规定的标准压力角为20°，常采用，也有14.5°、15°、16.5°、22.5°等角度。对于普通的乘坐的车，高档齿轮采用较
小压力角，中、重型汽车采用22.5°，25°压力角。变速器不变时，普遍低档齿轮选用的压力角较大，高挡齿轮选用小一点的压力角（本设计
取），啮合套以及同步器接合齿压力角的数值一般为20°，25°，30°三种选择，典型的压力角大小为30°。为了增加设计的合理性，我们
采用了标准值。啮合套或同步器的压力角和斜齿轮螺旋角β均选。表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型齿形压力角
α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°，16.5°25°~45°一般货车规定的标准齿形20°20°~30°重型车
同上抵挡倒档齿轮22.5°，25°小螺旋角螺旋角旋向：I，II 轴上斜齿轮采取向左旋转的方向，中间轴上的取向右旋转的方向。（2）选
定齿轮齿宽b齿轮宽度b决定轮齿的负荷能力，虽然齿轮宽度b与齿的承载能力成正比但超过一定值后，轮齿的负荷能力会迅速下降。所以，在合理
的范围内，齿宽应选取的不大不小，使变速器的重量和轴向尺寸减小。 直齿齿宽，是齿宽的系数，按规定范围选取， =mm，取18；斜齿轮，
取为6.0~8.5， =mm，取18， =mm，取18。为了增加接触线长度，减少接触应力，第一轴常啮合齿轮的副齿宽可选取较大的数值
，使传动时不会频繁的振动，轮齿的磨损程度也不至于太大。（3）齿顶高系数f。齿顶高系数与轮齿的重合度成正比，与工作噪声成反比。按国家
标准选取为1.00。齿轮径向间隙系数=0.25。 3.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1 配齿时应考虑的要求（1）配齿后所
得的实际传动比与原来计算传动比（即理论传动比）应满足下列条件 （2-8）式中：——变化率验算不应该相接触的齿轮是否会有干涉的情形（
3）一对齿轮的速比应小于3，以免使变速器尺寸过大（4）应考虑最小齿轮轮毂最小厚度的限制 依据上文所计算出的中心距、齿轮的模数和齿轮
的螺旋角，各挡齿轮的齿数由提前设计完成的变速器的挡数、传动比的构造制定计划来调配。3.2.2确定 I 挡齿轮的齿数图3-1 传动方
案I 挡传动比： （2-9）先求，的齿数，首先求——两轴间相啮合齿轮付的总齿数。对于斜齿轮： （2-10）=，取为=68中间轴上小
齿轮的齿数一般取较小值，为了使的传动比变大，的传动比变小。I挡小齿轮的直齿齿数一般为12~17个齿，本设计选取=16，I挡大齿轮的
齿数：（1）对中心距进行修正 依靠开始选择的和()，也许是带小数点的值，将它圆整，从式（2-10）中可以发现该中心距发生了改变。这
时应从和齿轮的变位系数反过来再一次算出中心距A。，圆整后3.2.3常啮合齿轮副的齿数的确定由式（2-9）求出常啮合齿轮副的传动比：
(2-11)常啮合齿轮副的中心距与 I 挡齿轮副的中心距相一致，即 (2-12)解方程式(2-11)和(2-12)，
求、，对求出的、都应圆整。29.28，取28；，，取36。将圆整后的、，代入式（2-9）核算，与原有的传动比类似，故可以确定：28
、36。将确定后的、代入式（2-12），反算出齿轮1、齿轮2精确的螺旋角值，查表3-1。，3.2.4确定其他各档齿轮的齿数先开始I
I挡齿轮齿数、的分配对斜齿轮， （2-13） （2-14）带入数据，得 （2-15）由中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发
，要平衡齿轮2与齿轮6的轴向力，需满足： (2-16)先采用试凑法选定螺旋角=30°，联立式（2-14）、（2-15）、（
2-16），解得：，取； ，取。将圆整后的、，代入式（2-13）核算，与给定的传动比相差不大，故可以确定，。将确定后的、代入式（2
-14），反算出齿轮，5、齿轮6精确的螺旋角值：，得同理，按照上面的方法计算其他的齿数、传动比和螺旋角。经计算可得:，，3.2.5
倒挡齿轮齿数的计算 倒挡齿轮的模数与一档齿轮的模数相近，选取。倒档的传动比和一档的传动比的大小接近，倒档传动比为4。倒档齿轮的齿数
要比主动齿轮8齿数少，。一般情况下，倒档轴齿轮的齿数 在21~33的范围内选取，取=25。由，带入数据，得。接下来计算中间轴和倒挡
轴间的中心距：，取56 （2-17）计算倒档轴与第二轴的中心距：，取96 （2-18）3.3 齿轮变位系数的选择
在齿轮设计中，齿轮变位的选取很重要。采用变位齿轮，可以对中心距起到一个修补作用，。除此之外，它还与齿轮的负荷量，使用时是否会震动、
对坑其他零部件对其的磨损程度等等有直接影响。当轮齿发生轻微根切时，使齿根圆角半径变大，从而轮齿的抗弯强度变大，所以轮齿产生轻微根切
在工程上是被允许的。设计的叉车的变速器，在后面的校核中也能在许用的范围之内，证明齿轮能达到强度。因此在本设计只有倒挡需要选择变位系
数。经查表以及计算，得变位系数：，。3.4 计算各齿轮的几何尺寸3.4.1齿轮的各主要尺寸螺旋角：；齿顶高：，；齿根高：，（）。（
1）一挡：螺旋角：中心距：端面模数：端面分度圆压力角：，小齿轮：分度圆齿顶圆齿根圆基圆直径：当量齿数：，——是虚拟的，不一定是整数
。大齿轮：分度圆齿顶圆 齿根圆基圆直径：当量齿数：同理可得出二档、三档、常啮合、倒档的数据，将计算出齿轮参数见表3-2。3.5 齿
轮的强度计算与校核3.5.1 齿轮弯曲强度计算对于直齿轮，疲劳弯曲强度：， （3-1）对于斜齿轮。疲劳弯曲强度：， （3-2）上两
式中： ——弯曲应力，； ——齿轮轮齿所受圆周力，，N； ——计算载荷，； ——齿轮节圆直径，； ——齿根应力系数，根据经验，直齿
轮=1.65，斜齿轮=1.5； ——摩擦力影响系数，主动齿轮取=1.1，从动齿轮取=0.9 —承受负荷的齿宽，斜齿轮根据经验公式用
代替，； ——端面齿距，，；y——齿形系数。查图3-1；——重合度系数，=2。表 3-2 齿轮参数表常啮合III 挡II 挡I 挡
倒挡齿号齿数Z28363830442252164615模数2.62.62.62.62.62.62.62.62.752.75齿形角2
020202020螺旋角34.929.932.829.90旋向左右左右左右左右——分度圆直径88.76114.1113.989.9
8136.168.05149.946.14126.541.25基圆直径81.84105.2105.182.96125.562.74
138.342.54118.838.76节圆直径88.76114.1113.989.98136.168.05149.946.141
26.541.25齿顶高2.52.52.52.52.52.52.52.52.273.23全齿高5.6255.6255.6255.6
255.6255.6255.6255.6256.196.18齿根高3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.
1253.1253.922.95齿宽20181820182018202018工作齿宽1818181818端面啮合角22.7822.
7822.7822.7822.7822.7822.7822.78——齿顶圆93.76119.1118.994.98141.173.
05154.951.14132.046.75齿根圆82.51107.8107.783.73129.861.80143.739.89
119.634.38啮合中心距100102102102100当量齿数50.9165.4543.8346.0874.5737.287
9.8724.62——同一对齿轮圆周力大小相等，即倒挡和一档齿轮的圆周力为：倒挡：主动轮：从动轮： 图3-2 齿形系数图I档：同理
可得：按照上述方法计算其他齿轮的弯曲应力。对于常啮合齿轮和高挡齿轮来说，许用应力的范围为180~350，即，对于倒挡直齿轮来说，可
选范围为400~850，即。因此，满足弯曲强度的要求。3.5.2 齿轮接触应力齿轮接触应力按下式计算：， （3-3）式中：——齿轮
上的法向力，，N；——圆周力，，N； ——计算载荷，； ——齿轮节圆直径，； ——节点处的压力角； ——螺旋角； ——齿轮材料的有
效弹性模数，钢取； ——齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替，； 、——主、从动齿轮节点处曲率半径，，直齿轮：，，斜齿轮：，； 、——
主、从动齿轮的节圆半径，。许用接触应力查表3-3。表 3-3 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡
1900~2000 950~1000常啮合齿轮和高挡 1300~1400 650~700计算出的接触应力见表3-4所示：表 3-4
各挡齿轮的接触应力表一挡：二挡：三挡：常啮合：倒挡：，查表3-1可知，满足接触应力的要求。 第4章 变速器轴的强度计算与校核4.
1 轴的计算4.1.1 轴的结构一般来说，第一轴和齿轮做成一部分，在飞轮内腔的轴承上顶住前端，轴承内经的大小决定其轴径。该轴承不承
担任何轴向力，通过后轴承用卡环及轴承盖来实现轴的轴向定位。根据离合器的轴向尺寸来确定第一轴的长度，花键与内花键的尺寸要配套。第一轴
如图4-1所示。图 4-1 变速器第一轴图 4-2 变速器第二轴中间轴有两种结构形式，一个是旋转轴式，另一个是固定轴式。我选用的是
旋转轴式。此设计中将一、二档以及倒挡的齿轮和中间轴做成一部分，其他档被花键固定在轴上，防止齿轮位置来回移动，以致损坏，更换不便。其
结构如图4-3。图 4-3 变速器中间轴4.1.2 确定轴的尺寸考虑加工上的麻烦和装配上的繁琐，变速器轴的大小需要与整体结构相配合
。在图纸上画轴时，轴的长度要与其他各零部件相配合，运转流畅，不能与其他部件发生干涉。已知中间轴式变速器中心距A=100mm时，第二
轴和中间轴中部直径可根据经验公式：， （4-1）故，，取32轴的长度 L按经验公式 ：对中间轴： （4-2）由，有，取L=180m
m对第二轴： （4-3）由，有，取L=160mm第一轴按经验公式： ， （4-4），取d=23式中，K是经验系数，；——发动机的
最大转矩，4.2 轴的校核4.2.1第一轴的强度校核因为第一轴在变速器转动的阶段，所承受的弯矩比较小，忽视不计，看作只需承受扭矩。
根据经验公式，轴的扭矩强度条件公式为： （4-5）式中：——扭转切应力，； ——轴所受的扭矩，； ——轴的抗扭截面系数，； P——
轴传递的功率，kw； d——计算截面处轴的直径，； ——许用扭转切应力，。其中P=10kw，，d =20mm，代入上式得：由查表可
知=70MPa，因为，满足强度条件。（2）第一轴作为常啮合齿轮副，承受的负荷又不大，挠度较小，所以可以不需要计算第一轴的刚度。4.
2.2 轴的强度校核计算齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力按经验公式计算： （4-6） （4-7） （4-8）式中：——至计算齿轮的
传动比； ——计算齿轮的节圆直径，； ——节点处的压力角，为20°； ——螺旋角； ——发动机最大转矩，。各挡齿轮受力见表4-1：
表 4-1 齿轮作用力（N）档位第二轴中间轴圆周力径向力轴向力圆周力径向力轴向力13.3981.4191.9157.7673.24
54.37622.7081.1321.5263.5511.4842.00131.9770.8261.1141.8120.7571.
02140000.9610.4020.541倒档0.970.35302.2380.8142.238（1）一挡传动时求二轴支反力、弯
矩、扭矩：垂直平面支反力，即，得水平平面支反力，即，得3）合成弯矩4）扭矩同理可以算出处于2、3以及倒挡时的二轴受力情况，表4-2
为第二轴的受力分析表：表 4-2 第二轴的受力分析表档位第二轴垂直支反力/N水平支反力/N合成弯矩/扭矩/1-0.0951.324
1.3982.2260.87279156-1562-0.497-0.6351.8410.867413.8410.3396.8-96
.83-0.361-0.4651.5080.469336.49336.1762.4-62.4倒挡-0.033-0.320.0920
.87821.2121.01160-160由表4-2可知处于二档传动时，所承受的弯矩和扭矩是最大的，所以危险截面是一档传动时的C截
面，弯矩图和扭矩图如下：5）弯矩图6）扭矩图 故危险截面承受的合成弯矩为：在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（）将M代入上式可得：，在
低挡工作时，=400MPa，因此有：；符合要求。（2）一挡传动时，求中间轴支反力、弯矩、扭矩垂直平面支反力，即：，得2）水平平面支
反力，即：，得3）合成弯矩扭矩同理可以算出处于II、III以及倒挡时的中间轴受力情况，下面两份表为中间轴的受力分析表：表 4-3
中间轴的受力分析表 档位中间轴垂直支反力/N水平支反力/N合成弯矩/扭矩/11.9681.6792.2594.54750.9367
.84477.5458.339.9821.4520.0341.3621.22833.84187.5190.9190.539.983
0.9660.2340.3990.45217.7732.7179.0793.539.98倒挡0.7480.468-0.681.96
117.2336.96102.9143.439.98由表4-3可知处于一档D处传动时，所承受的弯矩与扭矩是最大的，所以危险的截面是
一档传动时的D截面，此时的弯矩图与扭矩图如下：5）合成弯矩图：6）扭矩图：故危险截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：在低挡工作时，因此有；符合要求。4.2.3 轴的刚度校核轴在转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为式中，；d为轴的直径，花键处取
内径；W为抗弯截面系数。在低挡工作时，[σ]≦400MPa。根据二挡齿轮进行弯扭分析，利用材料力学的相关知识得出M为9.0×106
N·mm，于是可根据公式满足轴的强度条件。变速器的轴和齿轮使用一样的物质制造，一般选用20CrMnTi，为7级精度。第5章 同步环
主要参数的确定5.1 同步环锥面上的螺纹槽 图5-1a显示的尺寸在重量较小的汽车中广泛使用；图5-1b则普遍用于大型车辆。泄油槽共
有6~12 个，槽宽选作3~4mm。图 5-1 同步器螺纹槽形式5.2 锥面半锥角（1）锥面半锥角α符合经验公式，则能够自锁。α
=6°~8°。取用锥角7°。（2）摩擦锥面的平均半径R在合理的、可选用的范围内，选取较大的R值。取R为50~60mm。（3）锥面工
作长度b取b为5mm。5.3 同步环径向厚度与摩擦锥面的平均半径相同，机构布置限制了同步环的径向厚度，也包含变速器的中心距和相关的
零部件，不应该取的过于厚，但又要保证同步环的强度。同步器径向宽度取10.5mm。5.4 锁止角在已有锁止角的结构中选取，基本为26
°~42°。锁止角β取30°。5.5 同步时间 t车型与同步时间有关联，根据经验：对于轿车变速器高档在0.15~0.30s范围内选
取，低档在0.50~0.80s范围内选取；对于货车变速器高档在0.30~0.80s范围内选取，低档在1.00~1.50s范围内选取
。5.6 同步器上的花键校核主要计算挤压应力 （5-2）式中：M——所在传递的转矩， K——转矩在花键上分配不均系数K=0.75
Z——花键齿数 H——键的工作高度，h=D-d/2，mm L——键的工作长度，mm ——花键平均直径，mm d——花键内径，mm第
一、二挡同步器花键第三、四挡同步器花键因此花键校核及格。变速器操纵机构变速器操纵机构应该满足下列条件：当换挡时应只允许挂入一个挡位
，让其完全啮合，避免出现自动的脱挡、自动的挂挡或者不小心挂了倒挡等意外，使换挡更加轻松方便。6.1 直接操纵手动换挡变速器如果在
驾驶员座椅附近布置了变速器，可以在变速器上直接安装变速杆，凭借驾驶员手的力度的大小，通过拨动变速杆直接完成换挡，称为直接操纵变速器
。这是最简单的操纵方案结构，被我们广泛应用。现如今，单轨式操纵机构的应用也比较多，去掉了一部分变速叉轴，各个挡位使用同一组自锁装置
，这些优点使操纵机构变得简单，但只有在各档换挡行程一样的条件下才可以使用。6.2 远距离操纵手动换挡变速器在总体布置的限制下，发
动机后置、后轮驱动的汽车（平头式汽车）的变速器布置在距离驾驶员较远的位置上，为了手动完成换挡，就必须在变速杆和拨叉之间安排一些传动
件，手动完成换挡，称为远距离操纵手动换挡变速器。 图6-1为其工作原理简图。全部传动件必须满足刚度要求，并且各个连接件之间的间隙
不能太大，要不然换挡时的手感不会立即被察觉，变速杆也会频繁的振动。应该在不易受车架变形、汽车振动的位置布置变速杆，最好的方法是使换
挡传动机构、变速器、发动机、离合器等连成一个整体，避免对操纵产生有害的影响。图6-1 远距离操纵手动换挡变速器工作原理简图 综合上
面所讲，为满足结构简单的要求，选取直接操纵手动换挡变速器。6.3 自锁与互锁装置如果两个拨叉同时被变速器杆所拨动，就意味着挂入了
两个档位，这会使轮齿间产生机械干涉，变速器可能会没有办法工作，乃至损坏。所以，需设置互锁装置。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-拨叉轴图 6-2 变速器自锁与互锁结构如果在汽车运行中不小心挂上倒档，那么会对传动系统的各个
零部件产生很大的损害，零件也许会报废，对安全构成了较大的威胁，所以，倒档锁应该被设置。第7章 变速器结构元件7.1 变速器齿轮
变速器第一轴的齿轮跟轴被连接成一个整体，利用矩形花键将中间轴所有的齿轮和轴相连接，利用滚针轴承间接连接第二轴的齿轮跟轴。齿轮表面粗
糙数和噪声、齿面磨损速度成正比，延长了齿轮的使用寿命。变速器的齿轮齿面间的粗糙度取值范围为Ra0.80~Ra0.40μm。制造精度
一般为7级。7.2 变速器轴和键变速器壳体的轴承孔内被安装了变速器轴，经轴承安装，第一轴的前端安装在飞轮内腔里，第二轴的前端安装
在第一轴常啮合齿轮的内部。第一轴的花键轴选用矩形花键，齿数为28。中间轴齿轮和轴的花键也选用矩形花键，齿数为36。如图：图7-1
花键齿轮选取圆锥滚子轴承来支撑变速器轴接近壳体的那部分。为了完成换挡，倒档齿轮和轴之间采用移动齿轮的方式，选取矩形花键来连接，确保
能够定心和滑动的灵活性，利用滚针轴承来连接第二轴常啮合齿轮副和轴。采用油润滑的润滑方式。轴的表面粗糙度应大于Ra0.8μm，硬度应大于8~63HRC。由于渐开线花键具有良好的定位性能，承载的能力较大且渐开线花键的齿较短，相对来说，轴的刚度变大，所以用渐开线花键连接轴和同步器上的轴套。倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。7.3 变速器壳体变速器壳体的尺寸和质量要尽可能小，刚度尽可能大，以此来确保轴和轴承工作时位置不会发生变化。变速器的横向端面的几何尺寸需足够大，在其内部需要放置齿轮和轴等零件。设计的变速器的横向大小为365mm。壳体内壁与各个组件间需留有间隙，大概5~8mm，否则会增大润滑油的液压阻力，从而产生嘈乱的声响，也增大了润滑油与壳体的摩擦。变速器纵向的大小为305mm。为了承受其他载荷，变速器的壳体的刚度必须很大，为了加强刚度，在变速器的壳体上布置了加强筋。还应在其壳体上设计注油孔和排油孔，使安装在其内部的零部件可以得到很好的润滑，防止因生锈而加大阻力，使其运转不畅。变速器壳体上还需要开通开油槽和油环。注油孔位置和润滑油在同一二维空间内，方便查看油量，能够及时向内补充润滑油。放油孔在壳体的最低端，方便清理出多余的润滑油。放油螺塞根据经验可以选择永久磁性螺塞。为了节省能源，废物利用，需要在变速器壳体上设计一个回油孔，使多云的润滑油可以重复被使用。为了保证变速器内部的气压与大气压力相同，需开通一个通气孔。变速器壳体的材料一般使用铝合金，采用压铸的方式。厚度为3.5~4mm，变速器壳体纵向总的大小为309mm。结 论2t叉车传动系统设计，本设计是基于目前市场上对叉车的需求量不断增加，而目前手动变速器却存在很多问题这一实际情况而进行的设计。叉车具有很好的发展空间。但叉车变速箱还有很多问题有待解决，例如有嘈杂的声响，摩擦过大，致使轮齿总是被磨损。在这次设计中，对手动变速器在原有的基础上取其精华，去其糟粕。既保留了原有的优势，例如在结构上不繁琐，还开拓了其他方面的优点，使得叉车更加安全可靠、操作更易上手。设计齿轮时，除了计算其齿数、大小等尺寸的相关尺寸，还对其进行了校核计算，以确保它的使用寿命。当然，在选取材料的同时也考虑了制造成本，维修是否方便等问题。本次设计针对提高变速器的传动效率，响应了目前高效、节能的新潮流，提高传动效率，不仅提高了动力性，还对目前的燃油危机起到了一定的缓解作用。总体上符合叉车变速器的发展要求。附 录错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。第3章 错误！未找到引用源。第1章 标题 第3章 标题洛阳理工学院毕业设计（论文）错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。III26III83711III1635III644 |
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