电动叉车方案设计说明书

目录第1章叉车基本参数表 (3)第2章驱动电机 (3)第3章驱动轮 (4)第4章支撑轮 (5)第5章减速机构 (5)5.1 传动装置的总传动比的计算和各级传动比分配 (5)5.2 计算传动装置的运动和动力参数 (5)5.3 齿轮设计 (6)5.3.1 高速级圆柱斜齿轮Z1、Z2设计 (6)5.3.2 低速级圆柱斜齿轮Z3、Z4设计 (10)第6章液压动力单元 (13)第7章液压缸 (14)第8章蓄电池 (16)第9章回转支承 (16)第10章整体结构布局 (17)附件：零件清单 (18)第1章 叉车基本参数表该叉车基本规格与主要参数如下表：表1-1 整车参数和设计目标整车长 整车宽 整车高 货叉长度 货叉宽度 自重1/l mm 1/b m m /h mm 2/l mm 2/b mm 1/m kg1280 740 2200 800 850 500平地最大车速 爬坡最大速度 最大爬坡度 满载起升速度 最大起升高度11/()v m s -⋅ 12/()v m s -⋅ /α︒ 13/()v m s -⋅ /H m1.2 0.8 12 0.12 1.8滚动阻力系数 主减速比 传动系统效率 起升系统效率 载荷滚动半径f z 1η 2η 1/R mm0.02 17.72 0.9 0.85 250第2章 驱动电机叉车正常行驶时的阻力主要是车轮与地面的滚动阻力，满载时最大车速行驶所需功率为12111()m m gfv P η+=，得10.26P kW = (g 为重力加速度，29.8/g m s =)叉车爬坡过程受力分析图如图2-1所示。

图2-1 叉车爬坡过程受力分析图按最大爬坡度数进行爬坡功率的计算，叉车满载、最大爬坡度时所需功率为：12221()sin m m gv P αη+=⋅得到2 1.14P kW =。

因此选定驱动电机的额定功率为 1.2e P kW =根据额定功率1.2kw ，电机电压24V ，选择得到电机型号130ZYT185，电机基本参数如下表2-1.表2-1 电动机基本参数第3章 驱动轮根据驱动功率计算，选择的130ZYT185驱动电机的额定功率为 1.2e P kW =，电机电压24V ，额定转速为1500r/min 。

电机外径为130mm ，据此来选择电机外面的轴承，选择深沟球轴承6026（轴承内径130mm ，外径200mm ）。

轴承外径为200mm ，由此选择内径200mm 、外径250mm 的聚氨酯轮。

电机与驱动轮如下图3-1所示。

图3-1 电机与驱动轮组合图第4章 支撑轮支撑轮分别前支撑轮和后支撑轮，根据功能不同，前后支撑轮所需的类型和尺寸也不同。

前支撑轮为具体尺寸如下，外径为80mm ，厚度为70mm 。

后支撑轮为万向轮，轮子外径为80mm ，厚度为25mm 。

第5章 减速机构5.1 传动装置的总传动比的计算和各级传动比分配电机额定转速为1500r/min ，由于驱动轮所需最大速度为1.2m/s ，可以计算得到传动机构所需的总传动比i ：max 1max6016.42n R i v π==然后分配各级传动比。

本减速机构选为二级圆柱直齿轮减速，可分为高速级与低速级两级，即i =i ℎ×i l （每级范围为3~5），取i ℎ=1.4i l ，代入公式得，高速级传动比i ℎ=4.79，低速级传动比i l =3.42。

5.2 计算传动装置的运动和动力参数（1）已知各级传动比的分配结果，可得各轴转速为：I 轴：n I =1500 r/min II 轴：n II =n I i ℎ=14404.79=300.63 r/min III 轴：n III =n IIi l=300.633.42=87.90 r/min（2）各轴输入功率为I 轴：P I =P 0×η1=1.2×0.98=1.176 kWII 轴：P II =P I ×η2×η3=1.176×0.99×0.98=1.141 kW III 轴：P III =P II ×η2×η3=1.141×0.99×0.98=1.107 kW（3）各轴输入转矩为I轴：T I=9550×P In I =9550×1.1761500=7.49 N∙mII轴：T II=9550×P IIn II =9550× 1.141300.63=36.25 N∙mIII轴：T III=9550×P IIIn III =9550×1.10787.90=120.27 N∙m电动机轴输出转矩：T0=9550×P0n m =9550× 1.21500=7.60N∙m以上计算得到的运动和动力参数如下表5-1所示。

5.3 齿轮设计5.3.1 高速级圆柱斜齿轮Z1、Z2设计5.3.1.1 选择精度、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动，变位系数为0，压力角取20°，通用减速器选择精度为7级。

（2）小齿轮材料选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料选用45钢（调质），齿面硬度240HBS，两个齿轮的齿面硬度差为40 HBS。

（3）对于闭式齿轮传动，初选小齿轮齿数z1=17，大齿轮齿数z2=17×4.79= 81.43，取z2=82，齿数互质。

5.3.1.2 按齿面接触疲劳强度设计（1）试算小齿轮分度圆直径，公式如下所示：d 1t ≥√2K Ht T 1φd ∙u +1u ∙(Z H Z E Z ε[σH ])23初选载荷系数K Ht =1.3，小齿轮非对称布置，查得φd =1，Z H =2.5。

计算重合度系数Z ε，求得端面压力角：αa1=arccos(z 1cos α/(z 1+2ℎa ∗))=32.778°同理得：αa2=23.463°重合度：εα=[z 1(tan αa1−tan α′)+z 2(tan αa2−tan α′)]/2π=1.672 重合度系数：Z ε=√4−εα3=0.881小齿轮材料为40Cr ，查得弹性影响系数Z E =189.8MPa 12（参考表10-5）。

计算许用接触疲劳应力[σH ]，小齿轮材料为40Cr ，大齿轮材料为45钢，查得接触疲劳极限σHlim1=600MPa ，σHlim2=550MPa 。

应力循环次数：N 1=60n 1jL ℎ=60×1500×1×(4×300×5)=5.4×108N 2=N 1i=1.13×108 其中，j 为转一圈时同一齿面啮合次数，L ℎ为寿命，工作5年，每年300天，每天4h 。

查得接触疲劳寿命系数K HN1=0.90，K HN2=0.95，取失效率1%，对于接触疲劳强度，S=1，计算得：[σH ]1=K HN1σHlim1S=540MPa [σH ]2=K HN2σHlim2S =523MPa取较小值，则[σH ]=[σH ]2，代入上式得d 1t ≥24.683mm（2）调整小齿轮分度圆直径圆周速度v =ωr =πnd1t60×1000=1.939m/s ，齿宽b =φd d 1t =24.683mm ，然后计算实际载荷系数K H 。

查得使用系数K A =1，根据v =1.939m/s 、7级精度，查得动载系数K v =1.05。

F t1=2T 1/d 1t =606.9N ，K A F t1/b =24.588N/mm <100N/mm ，查得齿间载荷分配系数K Hα=1.2。

查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时的齿向载荷分布系数K Hβ=1.416。

载荷系数K H =K A K v K HαK Hβ=1.784，再按实际载荷系数计算，得到分度圆直径和模数为：d 1=d 1t √K HK Ht3=27.429mmm =d 1/z 1=1.613mm5.3.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）试算齿轮模数，公式如下所示m t ≥√2K Ft T 1Y εφd z 12(Y Fa Y Sa[σF])3初选载荷系数K Ft =1.4，以此来计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y ε。

重合度系数：Y ε=0.25+0.75εα=0.699 然后计算Y Fa Y Sa [σF ]，查得齿型系数Y Fa1=2.65，Y Fa2=2.23，应力修正系数Y Sa1=1.59，Y Sa2=1.81。

求许用弯曲疲劳应力[σF ]，查得弯曲疲劳极限σFlim1=500MPa ，σFlim2=380MPa 。

弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.89，K FN2=0.91，取失效率1%，对于弯曲疲劳强度，S=1.25~1.5，取S=1.4，计算得：[σF ]1=K FN1σFlim1S=317.86MPa[σF ]2=K FN2σFlim2S=247MPaY Fa1Y Sa1[σF ]1=0.0133，Y Fa2Y Sa2[σF ]2=0.016取较大值，代入上式得：m nt≥0.933mm（2）调整齿轮模数d1=m t z1=15.857mm，得圆周速度v=πnd160=1.25m/s，齿宽b=φd d1= 15.857mm。

齿高h=(2ℎa∗+C n∗)m t=2.099mm，宽高比b/h=7.55计算实际载荷系数K F，查得使用系数K A=1，根据v=1.25m/s、7级精度，查得动载系数K v=1.04。

F t1=2T1/d1=944.7N，K A F t1/b=59.576N/mm<100N/mm，查得齿间载荷分配系数K Fα=1.2。

查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时的齿向载荷分布系数K Hβ=1.415，结合b/h=7.55，查得K Fβ=1.34。

载荷系数K F=K A K v K FαK Fβ=1.67然后按实际载荷系数计算得到齿轮模数：m n=m t√K F K Ft3=0.989mm对比计算结果可知，齿面接触疲劳强度计算得到的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算得到的法面模数。

从满足弯曲疲劳强度出发，取m=1.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，按照d1=27.429mm来计算小齿轮齿数，即z1=d1m= 18.286，取z1=19，而z2=iz1=91.01，取z2=92，齿数互为质数。

5.3.1.4 几何尺寸计算（1）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=mz1=28.5mm，d2=mz2=138mm（2）中心距计算a=(z1+z2)m2=83.25mm考虑模数增大圆整到1.5mm，为此将中心距a减少圆整为83mm（4）计算齿宽b =φd d 1=28.5mm考虑安装误差，为了便于装配，且小齿轮循环次数高，需要提高强度，因此，小齿轮的齿宽需要加宽5~10mm ，即取b 1=34mm ，b 2=29mm 。