車輛工程畢業(yè)設計(論文)平衡重式電動叉車設計【單獨論文不含圖三維、】
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1、 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(chǎn)和需求量每年的增幅均達到了25%以上,2006 年中國就已經(jīng)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(chǎn)銷量和出口量都出現(xiàn)了大幅下降。由于中國物流產(chǎn)業(yè)進入了十大產(chǎn)業(yè)振興規(guī)劃,中國叉車業(yè)又蓬勃發(fā)展起來。我國內(nèi)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(chǎn)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
2、本等因素,較長時間內(nèi)我國的叉車需求仍將傾向于使用內(nèi)燃叉車。近年來,各叉車公司皆以產(chǎn)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(jié)構(gòu)、新車型,以多品種小批量滿足用戶的個性化需求。內(nèi)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(shù)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(nèi)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(zhuǎn)換效率高、無廢氣排放、噪聲小等突出優(yōu)點,是室內(nèi)物料搬運的首選工具,但其受電瓶容量限
3、制,功率小,作業(yè)時間短。對室內(nèi)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(shù)。發(fā)動機尾氣催化、凈化技術(shù)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(shù)、傳感技術(shù)、信息處理技術(shù)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(jié)合更加密切。未來叉車的發(fā)展在于其電子技術(shù)的
4、應用水平。如:林德電動前移式叉車采用感應式電子轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(diào)速控制器已被淘汰,而新型MOSFET晶體管因其門極驅(qū)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(chǎn)品,交流控制技術(shù)則處于起步階段。隨著交流調(diào)速控制系統(tǒng)成本的降低與閉式交流電機技術(shù)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(zhuǎn)向系統(tǒng)與動力轉(zhuǎn)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
5、機轉(zhuǎn)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(diào)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(shù)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(diào)節(jié)功能:座椅靠背可向后或向前傾斜,座椅彈簧可進行調(diào)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
6、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。 單獨論文不含圖,加153893706 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(nèi)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(nèi)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(nèi)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(jīng)能夠生產(chǎn)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(guān)統(tǒng)計,當年
7、電動叉車進口1.67億美元,相當于電動叉車行業(yè)的年產(chǎn)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(nèi)采購。需要指出的是,盡管電動叉車產(chǎn)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(nèi)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(shù)要求的。在目前我國的使用狀況下,極
8、易發(fā)生縱向傾翻,導致人身及財產(chǎn)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(chǎn)品技術(shù)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(shù)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(mào)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(jīng)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(nèi)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,
9、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(shù)而開發(fā)的繪圖程序軟件包,經(jīng)過不斷的完美,現(xiàn)已經(jīng)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(jīng)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(jīng)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
10、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(chǎn)品開發(fā)軟件,整合了零件設計、產(chǎn)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(gòu)模擬、應力分析、產(chǎn)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(chǎn)品的設計、技術(shù)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(nèi)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(nèi)幾家企業(yè)的技術(shù)人員進行共同開發(fā)、聯(lián)合
11、設計,然后以當時計劃經(jīng)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(chǎn)。進入 20世紀 80年代后,計劃經(jīng)濟的束縛逐漸減輕,各家企業(yè)根據(jù)自身的技術(shù)、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(chǎn)品系列,技術(shù)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(chǎn)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(nèi)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(shù)、工藝上有了很大的提高。但是國內(nèi)企業(yè)在設計上相對滯后 ,主要以
12、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。總體而言,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(nèi)容及研究方法 1.3.1設計主要內(nèi)容 本設計的叉車額定起重量為2000kg,標準載荷中
13、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(zhuǎn)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(guān)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(nèi)燃叉車的資料確定總體布局,舉升機構(gòu)及液壓控制系統(tǒng)的設計方案; (2)根據(jù)已經(jīng)確定的相關(guān)資料制定平衡重式電動叉車的總體方案設計; (3)選取關(guān)鍵零部件進行強
14、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(jīng)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(gòu)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(qū)動,其最大特點就在于具有良好的通過性能和
15、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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(cè)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(jié)構(gòu)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
16、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(cè)面叉車:側(cè)面叉車主要用來裝卸和搬運長大物品如電桿、木材等。側(cè)叉的門架位于車身的一側(cè),既可以起升下降,也可以伸出和縮回,能夠?qū)⒇浳飻R在車體右半邊的載物臺上搬運。側(cè)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(cè)叉的門架系統(tǒng)除伸出機構(gòu)外與平衡重式叉車無異,轉(zhuǎn)向系統(tǒng)
17、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(nèi),由人力驅(qū)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(zhuǎn)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(chǎn)品雖然技術(shù)含
18、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(chǎn)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(nèi)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(nèi)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
19、 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(cè)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(zhuǎn)換和儲存裝置,充電時,將電能轉(zhuǎn)換為化學能,加以儲存,放電時化學能轉(zhuǎn)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
20、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(zhì)氧化鉛,負極板上的活性物質(zhì)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Ah,蓄電池的容量與放電電流及電解液的溫度有關(guān),還與充電電流、電解液的相對密度和純度有關(guān)。 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
21、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==375Ah (2.2) 式中 T——每作業(yè)班內(nèi)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
22、可以選出蓄電池組的型號為 DG-400,容量為400Ah滿足使用要求。 2.3 行走電機的選擇 行走電機驅(qū)動傳動系統(tǒng)最終向車輪提供驅(qū)動力矩,叉車上驅(qū)動行走機構(gòu)的電動機,稱為牽引電動機,經(jīng)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(jīng)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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
23、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(zhuǎn),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(zhuǎn)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)129.8/(36000.86) =4.1KW (2.3) Pe=(1.5~
24、2)Pm=24.1=8.2KW (2.4) 所以電動機取10KW的XQ-10: Temax=9549αPemax/N額=95491.210/1200=95.49(Nm) (2.5) 傳動比確定: Umax=0.377rn/IminIo→Io=0.377rn額/βIminUmax 0.3770.59/21200/(1.10.812) (β=1.1) Igmax=(G+Q)(αmax+f)r/TemaxIoηt=9.8(3400+2000)(0.18+0.02)0.59/2/95.4912.638068780.86=3(0.7 〈Igmin〈0.8取I
25、gmin=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(zhuǎn)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(zhuǎn)速1200r/min, 最高工作轉(zhuǎn)速2000r/m
26、in,勵磁方式:串勵,工作制60min,防護等級IP20,電機轉(zhuǎn)向:雙向,結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速 電機轉(zhuǎn)向 串 60min 135kg 2000(r/min) 雙向 2.4 本章小結(jié) 本章的主要內(nèi)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。
27、 第3章 變速箱設計 3.1變速箱的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(cè)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)=1195.49(1/3)=50.2mm
28、 (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=250.2cos20/3=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
29、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`tcosβ)=22.37 變位系數(shù)X1+X2=(invα`t-invαt)(Z1+Z2)/2tg αn=(0.025158-0.017777)(8+23)/20.36=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.
30、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=38/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+25.1=35.74 齒根高直徑Df1=D1-2Hf1=25.54-22.496=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
31、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+23.546=80.522 齒根高直徑Df2=D2-2Hf2=73.43-24.05=65.33 4.一檔齒輪的齒寬系數(shù)取Kc=8.0 則齒寬b=83=24mm 3.2 對中心距A進行修正 1.Ao=MnZh/2cosβ=332/2cos20=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=t
32、g20/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`tcosβ)=22.37 變位系數(shù)X3+X4=(invα`t-invαt)(Z1+Z2)/2tgαn=(0.025158-0.017777)(18+14)/20.36=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
33、 齒頂高系數(shù)fo=1頂隙系數(shù)C=0.25 分度圓直徑:d3=MnZ3/cosβ=318/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+23.9=65.26 齒根高直徑Df3=D3-2Hf3=57.46-23.666=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=314/cos20=44.69mm 齒頂高Ha4=(fo+X4-△
34、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+24=48.69mm 齒根高直徑Df4=D4-2Hf4=44.69-22.85=38.99mm 5.二檔齒輪的齒寬系數(shù)取Kc=8.0 則齒寬b=83=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
35、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(jīng)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(chǎn)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
36、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(chǎn)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
37、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(zhì)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
38、,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(nèi)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(jié)合,大大提高了其接觸強度、彎曲
39、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=295490cos201.5/3.1483330.1882=137.8Mpa (2)Z3斜齒輪彎曲應力δw3=2TemaxcosβKδ/ЛZ3M3nYKcKε=295490cos201.5/3.1483330.1182=100.2Mpa (3)電動機最扭矩為95.49NM,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=
40、95.490.960.993=272.261NN,Z2斜齒輪彎曲應力δw2=2T2cosβKδ/ЛZ2M3nYKcKε=2272261cos201.5/3.14233330.182=246Mpa (4)電動機最扭矩為95.49NM,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=95.490.960.990.8=72.6Nm,Z4斜齒輪彎曲應力δw4=2T4cosβKδ/ЛZ4M3nYKcKε=272600cos201.5/3.14143330.14812=120.98Mpa (1)(2)(3)(4)許用應力在100~250M
41、pa范圍內(nèi),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(jīng)Pz=Rzsinα/cosβ2=13.4sin20/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(1/5.1
42、9+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(chǎn)生過大的變形,影響齒輪的正常嚙合,產(chǎn)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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)主要依
43、據(jù)變速器結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)設計 軸的結(jié)構(gòu)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(guān)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(zhuǎn)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
44、據(jù)兩端軸承內(nèi)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(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ,可分別用下式計算 (3.2) (3.3) (3.4)
45、 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),=2.06105MPa; ——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(nèi)撓度的允許值為=0.05~0.10mm,=0.10~0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)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
46、 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
47、,,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(nèi)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(nèi)的反力,計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉(zhuǎn)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(nèi)徑; 為抗彎截面系數(shù)(mm),在低擋工作時,≤400MPa。 1.一軸的強度校核 Nmm;;;;;;;; 一檔時撓度最
48、大,最危險,因此校核。 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += (3.6) (3.7) 由以上兩式可得=2144.88N,=12268.09N,=547523.52Nmm 求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩 += (3.8) (3.9) 由
49、以上兩式可得=2640.95N,=1838.95N,=674155.93N.mm,=1051917.87Nmm 按第三強度理論得: Nmm 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(zhì)量 w=0.36kg 油潤滑時極限轉(zhuǎn)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(nèi)支反力 +=
50、 2640.95+=2467.46 =-173.49 3.內(nèi)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
51、 =3.68 質(zhì)量 w=0.36kg,油潤滑時極限轉(zhuǎn)速為2200r/min。 3.5 本章小結(jié) 本章的主要內(nèi)容就是確定變速箱的結(jié)構(gòu)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(jīng)過10余年的發(fā)展,Pro/ENGINEER已經(jīng)成為三維建模軟件的領頭羊。目前已經(jīng)發(fā)布了Pro/ENGIN
52、EER2000i2。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(chǎn)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(chǎn)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(guān)性:Pro/ENGINEER的所有模塊都是全相關(guān)的。這就意味著在產(chǎn)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(guān)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)
53、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(chǎn)品幾何模型的構(gòu)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(chǎn)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(nèi)開發(fā)更多的產(chǎn)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(chǎn)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
54、程中同時進行的各項工作,由于使用了Pro/ENGINEER獨特的全相關(guān)性功能,因而使之成為可能。 裝配管理:Pro/ENGINEER的基本結(jié)構(gòu)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(gòu)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(chǎn)品。Pro/E中裝配的模型的構(gòu)造
55、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(gòu)建叉車的模型,主要應用了拉伸、旋轉(zhuǎn)、鏡像等基本操作。 本次對叉車的設計,主要針對外門架、內(nèi)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(chǎn),尤其是與掛鉤有關(guān)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(guān)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
56、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
57、 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~ 0.7
58、5 400 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 4
59、5 27 21.5 20 19 19 12 B 254 870 貨叉長度L大于2C=1000mm 見書《叉車構(gòu)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1
60、50mm,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=1000/152407=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=152152152407/12=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
61、 圖4-5 貨叉正視圖 4.3車體尺寸設計 4.3.1車體設計內(nèi)容 (1)總體參數(shù) 噸位、起升高度、自由提升高度、轉(zhuǎn)彎半徑、軸距、輪距、運行速度等。 (2)方案選型 發(fā)動機、轉(zhuǎn)動形式、轉(zhuǎn)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(shù)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
62、各部件設計任務書 傳動系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、門架系統(tǒng)等。 (5)進行部件設計與協(xié)調(diào) 檢驗尺寸與性能參數(shù)上的沖突、進行協(xié)調(diào)、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(shù)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(diào)、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(cè)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
63、 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(gòu)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(jié)構(gòu)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,
64、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(jié)構(gòu)越清晰,模型之間的關(guān)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(guān)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)
65、一次特征創(chuàng)建中盡量合并參數(shù)相同的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(cè)視圖
66、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(guān)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(guān)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(zhuǎn)曲面插入到另一個旋轉(zhuǎn)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(nèi)門架、外
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