叉車驅動橋設計

CHANGZHOU INSTITUTE OF TECHNOLOGY 畢 業(yè) 設 計 說 明 書 題目 叉車驅動橋設計 二級學院 直屬學部 專業(yè) 班級 學生姓名 學號 指導教師姓名 職稱 評閱教師姓名 職稱 2014 年 11 月 常州工學院畢業(yè)設計 摘 要 隨著現代社會文明的發(fā)展 叉車的使用越來越普遍 它已從過去的港口碼頭進入 了整個社會 本文主要介紹叉車整車的結構 組成和性能分析 并對叉車工作裝置進 行設計研究 以額定負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 對 叉車門架系統(tǒng)及各部件的構造和規(guī)格要求分析 使貨物提升高度達到三米并使駕駛員 的視野寬闊 做到人性化 安全化和美化外觀的目的 最后介紹了并進行設計技術的 具體實施過程 分析總結了設計實驗的應用效果 從而達到設計方案與實際相結合的 目的 畢業(yè)設計的主要內容是叉車的總體方案設計和驅動系統(tǒng)設計 總體方案設計包括 分析給定的技術參數及工作條件 進行調查研究 收集資料 確定個部分的構造型式 主要尺寸及估重 并做布置位置草圖 初算整機重心位置 橋負荷 穩(wěn)定性 牽引性 制動性 機動性等 繪制總體外型尺寸及參數性能圖 驅動系統(tǒng)設計包括 1 驅動系統(tǒng)傳動方案的確定 采用單電機集中驅動系統(tǒng) 由減速箱總成 差速 器總成及驅動橋組成 驅動電機與減速器主動齒輪直接相連 通過兩級減速及差速器 將扭矩傳送到左右兩個驅動輪 電機軸線與車輪軸線平行 因此減速器采用兩極圓柱 齒輪傳動 半軸采用全浮式結構 與輪轂用螺釘連接傳遞轉矩 橋殼采用組合式結構 一端由輪轂軸承支承在車輪上 另一端與減速器相連 2 減速器的設計 分配傳動比 計算動力和運動參數 按接觸強度確定中心距 計算齒輪的主要參數 按扭轉強度設計軸的尺寸 按彎扭合成校核軸的強度 減速器 箱體的設計 軸承的壽命校核 3 半軸 橋殼等零件的結構設計與強度校核 關鍵詞 叉車 驅動橋 減速器 太陽能混合動力觀光車驅動系統(tǒng)設計 目 錄 第 1 章 緒論 1 1 1 課題的背景 1 1 2 叉車技術的發(fā)展回顧及現狀 1 1 2 1 我國叉車現狀及形式分析 1 1 2 2 國外叉車技術的發(fā)展情況 2 1 3 未來叉車的發(fā)展趨勢 3 1 3 1 技術方面 3 1 3 2 需求方面 3 第 2 章 總體設計 5 2 1 方案比較和設計選型 5 2 2 設計思路 5 2 3 本次畢業(yè)設計的設計方案 5 第 3 章 雙電動機驅動橋設計 6 3 1 驅動系統(tǒng)總體設計 6 3 2 減速器的設計 6 3 2 1 傳動比分配 6 3 2 2 運動和動力參數計算 6 3 2 3 齒輪參數計算 6 3 2 4 軸的設計 14 3 2 5 平鍵的強度校核 15 3 2 6 軸的強度校核 15 3 2 7 軸承的壽命校核 19 3 2 8 減速器箱體的設計 21 3 3 半軸的設計 21 3 3 1 半軸的形式 21 3 3 2 半軸軸徑的確定 21 3 3 3 花鍵的設計和校核 22 3 3 4 半軸連接螺釘強度校核 22 3 4 輪轂的設計 23 3 4 1 輪轂的外形設計 23 3 4 2 輪轂與輪輞的連接螺栓強度校核 23 3 5 驅動橋殼的設計 24 3 5 1 驅動橋殼的結構設計 24 3 5 2 驅動橋殼的強度計算 24 3 5 3 橋殼與減速器連接螺釘強度校核 26 常州工學院畢業(yè)設計 3 6 輪轂軸承的壽命計算 26 致 謝 28 參考文獻 29 常州工學院畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒論 1 1 課題的背景 現代工業(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 輸工具 因此對叉車的研究和設計對現實的生產和工作有實際的意義 同時通過對叉 車設計和研究鍛煉學生分析問題和解決問題的能力 電動叉車是以電力直流或交流為動力實施裝卸 起重 搬運 堆垛作業(yè)的車輛 八十年以來 由于電動叉車具有易操作 作業(yè)靈活 安全 動力利用率高 噪聲小 對 環(huán)境污染小等優(yōu)點 更適合于工礦企業(yè)作搬運機械使用 因而倍受人們重視 得到了迅 速發(fā)展 電動叉車由于其操縱控制簡便 靈活外 操縱人員的操縱強度相對內燃叉車而言 要輕很多 其電動轉向系統(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 來控制 大大降低了操縱人員的勞動強度 這樣一來對于提高其工作效率以及工作的 準確性有非常大的幫助 且相對于內燃叉車 電動叉車的低噪音 無尾氣排放的優(yōu)勢 也已得到許多用戶的認可 目前 市場上的叉車可以分為手動叉車 內燃叉車以及電動叉車 集電子技術和 機械制造技術于一體的電動叉車 與內燃叉車和手動叉車相比 具有明顯的優(yōu)勢 除 了眾所周知的能量轉換效率高 噪聲小 無廢氣排放 控制方便等特點外 電動叉車 的使用和維護成本相對于內燃叉車而言也具有很大的優(yōu)勢 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 操作人員的勞動強度相對于內燃 叉車也大大降低 就維護成本而言 電動叉車的維護保養(yǎng)周期比內燃叉車長兩到三倍 維護保養(yǎng)范圍更小 維護保養(yǎng)范圍更短 更換配件所需時間更短 另外 由于電動叉 車采用蓄電池供電技術 在電動叉車的供電過程中 可以采用一定的方法對能量進行 回收 這將進一步減少電動叉車的使用成本 這些優(yōu)勢對于電動叉車進一步擴大市場 份額具有積極意義 另外 隨著微電子 電動機技術 電力電子技術以及控制技術的快速發(fā)展 電機 驅動與控制技術得到了很大提高 電動叉車的使用效率和可靠性等技術指標取得了突 破性的進展 這使得研發(fā)新一代的電動叉車驅動控制器成為必然 1 2 叉車技術的發(fā)展回顧及現狀 1 2 1 我國叉車現狀及形式分析 根據中國工業(yè)協會工業(yè)車輛分會的數據分析顯示 我國 2006 年已達到 22 874 輛 與 2005 年相比較增長了近 38 該數據已表明 電動叉車將越來越受用戶的青睞 但 是總體上來看電動叉車的市場比例僅為 21 由此可見 電動叉車的市場空間還很大 我國電動工業(yè)車輛雖然起步于一九五二年 但發(fā)展速度遠落后于內燃叉車 當時 的歸口管理和三電 蓄電池 電機 電控 的落后 制約了電動工業(yè)車輛的發(fā)展 改 革開放以來 由于生產過程的不斷自動化 對物料搬運不斷提出新的要求 叉車從主 要用于露天作業(yè)場合 逐漸向倉庫 車間及生產線上擴展 在進入室內和半室內作業(yè) 較露天情況復雜 除無污染和低噪音需求外 還有通道的寬窄 較小的轉彎半徑 門 叉車驅動橋設計 2 限 貨架的高度 進入電梯 地面樓板的承載重量 低溫 防爆和個別場合人員不能 進入等約束條件 這些都是內燃叉車難以實現的 而以蓄電池 電機為主的電動工業(yè) 車輛就比較容易滿足這些復雜的條件 隨著電動 蓄電池及充電裝置質量的提高 電 控技術的飛快發(fā)展 工業(yè)車輛行業(yè)整體技術水平的進步 使電動工業(yè)車輛的舒適性和 可靠性大大提高 作業(yè)效率明顯提高 而維修費用大大降低 近幾年 我國電動叉車行業(yè)發(fā)展快速 銷售收入不斷增長 市場規(guī)模也隨之不斷 擴大 2003 年 行業(yè)銷售收入超過 100 億元 增長率達到了 47 15 為近七年銷售收 入增長之最 2006 年 行業(yè)銷售收入達到了 188 01 億元 相比 2000 年 市場規(guī)模擴 大了 3 09 倍 從產業(yè)周期的角度來看 在全球范圍內 電動叉車產品和電動叉車產業(yè)都處于成 熟期 從國內情況看 電動叉車產品和電動叉車行業(yè)尚處于發(fā)展期 產品技術仍需發(fā) 展完善 產品使用范圍和使用量尚未得到足夠拓展 市場經濟環(huán)境下的產業(yè)調整仍處 于自然階段 用戶使用意識和企業(yè)研發(fā)意識 能力還比較落后 因此 規(guī)范企業(yè)行為 提高行業(yè)質量水平 促進產業(yè)結構調整 推動行業(yè)發(fā)展壯大 從質量監(jiān)督角度來說 任重道遠 市場需求開始明顯增長 產業(yè)規(guī)模迅速壯大 進入 1990 年代以來 國內每年包括 進口叉車大約需要 2 5 萬臺 99 年以后需求量連年增長 預計 2003 年將突破 5 萬臺 其中 國內企業(yè)銷量將達到 33000 臺以上 銷售收入將達到 31 億元以上 獨 合資企 業(yè)產品銷量將達到 10000 臺以上 銷售額將突破 12 億 進口量 8000 臺左右 金額 12 億人民幣左右 合計銷量將達 51000 臺以上 銷售收入將達 55 億元以上 顯然 在輪 式工程機械中 從銷售收入看 叉車在我國工程機械行業(yè)的地位僅次于裝載機和汽車 起重機 處于第三位 并在近期將超過汽車起重機 而從銷售臺數看 它不久將超過 裝載機而名列第一 行業(yè)格局出現分化 并向良性方向發(fā)展 行業(yè)發(fā)展進入 90 年代后期以來 開始出 現明顯的分化 少數企業(yè)蒸蒸日上 而絕大多數企業(yè)則每況日下 在狀況不佳的企業(yè) 中 少數企業(yè)是由于自身的個別原因 而多數企業(yè)則是由整個產業(yè)結構質量的低下所 致 另外一個重要原因就是眾多國際強勢制造商以獨 合資的形式落戶中國而給行業(yè) 帶來強烈沖擊 到目前為止 原有的國內生產企業(yè)均仍在全部咬牙堅持 從經濟角度 講 多數企業(yè)已喪失了存在價值 從社會角度講 這些企業(yè)更類似于社會救助機構 這幾乎是他們存在的全部意義 中國叉車行業(yè) 國內企業(yè) 的整體現狀隱約讓人們感 到一絲苦澀 同時也讓人們感到欣慰 看到了希望 行業(yè)領導者已基本形成 行業(yè)結 構正在朝健康的方向發(fā)展 規(guī)模效益已在個別企業(yè)明顯體現出來 行業(yè)整體贏利能力 已完全恢復 1 2 2 國外叉車技術的發(fā)展情況 國外叉車發(fā)展較早 從美國克拉克公司于 1932 年向市場提供第一臺叉車起 至今 已有 80 多年歷史 進入 90 年代以來 全世界大約有 250 多家叉車生產企業(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 年世界叉車產量達到 55 8 萬臺 創(chuàng)歷史最高紀錄 其中德國 19 萬臺 保加 常州工學院畢業(yè)設計 3 利亞 5 8 萬臺 美國 3 4 萬臺 瑞典 1 1 萬臺 波蘭 8000 臺 捷克 7000 臺 在亞洲日本 16 萬臺 韓國 2 7 萬臺 中國 1 6 萬臺 從 1990 2001 年全球叉車的年總規(guī)模在 55 60 萬臺 世界叉車市場上電動叉車呈上升趨勢 內燃叉車略有下降 這與全球重視環(huán)保的 因素有關 目前 國外對內燃叉車正在推行環(huán)保治理 如采用歐 I 歐 II 標準 近幾年 日本叉車市場上電動叉車 汽油叉車 柴油叉車的銷售量大約各占三分之一 歐洲國 家電動叉車所占比例達到 50 左右 由于競爭的加劇 同 80 年代相比 90 年代以來 世界叉車工業(yè)出現了銷售額增長 盈利減少的反?，F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 靜壓傳動技術大規(guī)模應用于叉車的制造商 產品技術先進 質量可靠 其銷售額一直 遙遙領先 位居世界頂尖水平 林德叉車總的特點 8 噸以下的產品其動力形式有內燃 機和電瓶驅動 傳動形式有靜壓傳動和電傳動 10 噸以上的叉車則采用內燃機驅動和液 力傳動 產品種類之繁多 技術水平之高超 令世界同行所贊嘆 豐田 納科 永恒 力 小松 TCM 力至優(yōu)等公司的產品技術基本處于同一水平 但各家有各家技術優(yōu) 勢和特色 1 3 未來叉車的發(fā)展趨勢 我國叉車行業(yè)已經歷了多年的高速發(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)已經歷了數年的高速發(fā)展 去年我國叉車的市場需求量達 5 萬臺 今年估計將超過 6 萬臺 但是長期以來 企業(yè)規(guī)模小 產品品種少 生產效率低 研 發(fā)能力弱 是攪擾叉車企業(yè)的四大難題 目前 國內叉車企業(yè)年銷售收入超過億元的只有安徽叉車集團公司 杭州叉車有 限公司等幾家企業(yè) 多數企業(yè)規(guī)模較小 現在又有不少企業(yè)重新開始生產內燃叉車 小型搬運車輛和電動車輛 重復建設和生產仍然在增加 隨著工業(yè)化水平的快速發(fā)展 叉車產品使用范疇日益擴大 但國內企業(yè)普遍生產品種少 遠遠不能滿足用戶的需要 而且其產品在驅動方式 能源環(huán)保等方面 與先進的國外制造商相比 還存在相當大 的差距 1 3 1 技術方面 在工程機械類產品中 叉車使用范疇廣 遍及各個經濟領域 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 叉車市場合作日趨加劇 外資企 業(yè)已占據了高端市場 和開始轉攻中低端市場 面對發(fā)展機遇和激烈的合作 專家認 為 叉車產品未來的五大發(fā)展趨勢應引起業(yè)內的高度關心 1 3 2 需求方面 目前 安徽叉車集團公司已開發(fā)出具有自主學問產權的順應當代國際市場需求的 高科技 高附加值的 H2000 系列新型叉車 和按照國際標準建設了優(yōu)良的服務體系 80 年代前期 世界各國主要生產和使用上的以內燃機為動力的內燃叉車 隨著石油的 叉車驅動橋設計 4 短缺和人們對環(huán)保意識的提高 電動叉車的使用日益受到人們的重視 在先進的資本 主義工業(yè)化國家的叉車市場 電動叉車的地位越來越顯著 據有關報道 日本在 1987 年以前推出的叉車中 內燃叉車占 80 以上 而 1988 1989 兩年中下降到不足 65 相反 電動叉車所占的比例卻從不足 10 增長到 30 目前小噸位電動叉車在歐美市場 占有率竟達 60 左右 而且還有繼續(xù)增長的趨勢 大有替代內燃叉車的趨勢 1 需求總量逐年增加 叉車年需求量將在今后幾年達到 8 萬臺左右 中檔叉車產 品銷售量將猛增 市場競爭日趨激烈 2 電動叉車需求將迅速增加 電動叉車的迅速發(fā)展主要得益于科技的進步 產品 外觀大都采用流線型設計 造型等價美觀 主要生產廠家實現了規(guī)模生產和零部件專 業(yè)化生產及裝配流水線作業(yè) 加工精度 自動化程度都提高了 在新材料 新工藝方 面最重要的體現是晶體管控制器 SCR 和 MOS 管 的應用 它的出現使電動叉車的使用 性能得到很大的提高 從總體上說 電動叉車耐用性 可靠性和適用性都得到顯著提 高 完全可以和內燃叉車相抗衡 3 物流熱和港口加大叉車需求 隨著國內從政府到企業(yè)對物流的重視 物流業(yè)的 逐步升溫 對叉車市場的需求也有較大的刺激作用 物流配送現代化對叉車的需求量 較大 尤其是企業(yè)對物流作業(yè)效率越來越重視 以及中國港口物料搬運的集裝運輸的 迅速發(fā)展 必將進一步刺激叉車市場的需求 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品 裝 備先進的電子技術的機電一體化的大型叉車 以及向通用化 標準化 系列化的方向 發(fā)展的變形產品等都是有發(fā)展前景的產品 常州工學院畢業(yè)設計 5 第 2 章 總體設計 2 1 方案比較和設計選型 在選擇設計方案時我考慮了兩種叉車方案 一種是單級式電動叉車 另一種是雙 極式電動叉車 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 勞動強度低 設備自動化程度較高等特點 但是雙極電動叉車與單級電動叉車相比 有很多優(yōu)點 也有一些缺點 優(yōu)點 由 于雙極電動叉車采用雙極叉車起升 在單向鏈條的作用下能達到雙倍的起升高度 一 般能達到 2 5 3 米 在車間 倉儲時能將貨物堆放到一定高度 節(jié)省存儲空間 節(jié)約倉 儲開支等 缺點 與單級叉車相比 由于其高度而使得其結構復雜一些 自身重量要 大 靈活性不如單級裝卸叉車 綜合兩種叉車的特點和優(yōu)缺點 我選擇單極電動叉車 因為兩種叉車起升原理是 一樣的 其結構也很相似 只要熟悉了單極電動叉車的原理 雙級電動叉車也就知道 了 而在日常生活中 使用雙極叉車的并不比單級的多 單級叉車在工廠 車間 倉 庫 車站 碼頭等地的貨物裝卸 搬運 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叉車 2 2 設計思路 本課題的目的在于實踐環(huán)節(jié)中 主要是針對應用方面的設計和實用零件的選用等 在設計過程中沒有太深奧的研究內容 也沒有太難的設計計算 主要在于對實用型設 備的校核 實用零件的計算選用等 比如如何選用電機 鏈條等 還有如何設計選用 滾輪 油缸 在選用油缸過程中 需要查很多手冊查找參數 比如油缸內徑 軸桿徑 原始長度等 這樣就不會產生學到的知識用不上的情況 能夠學以致用 不但完成好 了學習任務 而且還學到了一門技術 為以后就業(yè)打下更扎實的基礎 2 3 本次畢業(yè)設計的設計方案 在正式設計前我根據課題制定了兩套設計方案 主要是針對設計單級還是雙級的 問題 以及在載重問題的選擇 在指導老師的建議下 我選擇了單級電動叉車 因為 這種型號的叉車在生活中應用比較廣 大眾化 整體設計主要包括以下幾個部分 機械結構 機械傳動 動力裝置 電器設備 設計內容包括各個裝備的由來 結構 校核 用途等 叉車驅動橋設計 6 第 3 章 雙電動機驅動橋設計 3 1 驅動系統(tǒng)總體設計 驅動系統(tǒng)的總體設計方案示意圖如圖 3 1 所示 采用單電機集中驅動系統(tǒng) 由減 速箱總成 差速器總成及驅動橋組成 驅動電機與減速器主動齒輪直接相連 通過兩 級減速 將扭矩傳送到左右兩個驅動輪 電機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 半軸采用全浮式結構 與輪轂用螺釘連接傳遞轉矩 橋殼采用 組合式結構 一端由輪轂軸承支承在車輪上 另一端與減速器相連 橋殼的設計還要 與懸架等配合 根據它的結構和尺寸設計連接部件 7 3 2 減速器的設計 3 2 1 傳動比分配 總傳動比 故采用兩級圓柱齒輪減速器 9 15i 根據 的經驗公式 取 21413 5i 2 4i 3 2 2 運動和動力參數計算 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 齒輪參數計算 高速級齒輪傳動設計 1 齒輪均采用斜齒傳動 6 級精度 齒面滲碳淬火 材料選擇 小齒輪 38SiMnMo 調質 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調質 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強度初步確定中心距 并初選主要參數 3 1 132476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉矩 7 51Nm 載荷系數 K K 1 6 常州工學院畢業(yè)設計 7 齒寬系數 取 0 4 a 齒數比 u 暫取 u 3 55 許用接觸應力 HP limHS 取最小安全系數 1 1 按大齒輪計算li 69127601 HP 2 N2 將以上數據代入計算中心距的公式得 56 321 675476 5049 a m 圓整為標準中心距為 60 a 按經驗公式 0 007 0 02 0 007 0 02 60 0 42 1 2 nma m 取標準模數 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度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 120 756tTFN 使用系數 AK 動載系數 V 叉車驅動橋設計 8 3 3 21120VAKZvuFb 16 83 5 60dnv ms 根據齒輪圓周速度 齒輪精度等級為 9 級 123 0 87K 將有關值代入式 3 17 得 213 263 85 6570 024VK 齒向載荷系數 H 311 8 5Hbbd 234 200 1246 1 齒向載荷分配系數 按 查得HK 2 57 35 69 ATFbNm 1 HK 節(jié)點區(qū)域系數 按 查得 Z8 0 x 24HZ 查得 289 ENm 接觸強度計算的重合度及螺旋角系數查得 首先計算當量齒數 13362 80cos 9vZ 2335 v 求當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 將以上各數值代入齒面接觸應力計算公式得 5714 2 4189 51 362 126 H 265 Nm 計算安全系數 HS 常州工學院畢業(yè)設計 9 3 4 limHNTLVRWXZS 式中 壽命系數 先計算應力循環(huán)次數 T 9116028013 021Nknt 822795 對調質鋼 查得 2 NTNTZ 潤滑油模影響系數 按照 選用 220 號中級壓型工業(yè)齒輪油 其LVR vms 運動粘度 查得 240 vms1 0LVR 工作硬化系數 因為小齒輪齒面未硬化處理 齒面未光整 故取 W 1WZ 接觸強度計算的尺寸系數 XZ 將以上數值代入安全系數的計算公式得 1790 18 017654HS 2 28 查得 lim H 故安全 S 4 校核齒根彎曲疲勞強度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 彎曲強度計算的載荷分布系數 FK 1 26FH 彎曲強度計算的載荷分配系數 K 復合齒行系數 按 查得 FSY126 8 95 vvZ 124 7 3 95FSFSY 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數 按 查得 86v 0 67Y 將以上各數值代入齒根彎曲應力計算公式得 157 3 4 7024F 2 Nm2189 518 FSYN 計算安全系數 3 6 FENTrelRlTXS 式中 壽命系數 對調質鋼 按 查得 按TY913 024N 10 98NTY 查得921 50 20 9N 叉車驅動橋設計 10 相對齒根圓角敏感系數 12relTrelY 相對齒根表面狀況系數 齒面粗糙度 得 12 6aRm 1RrelTY 尺寸系數 查得 XYX 將以上數值代入安全系數 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 低速級齒輪傳動設計 1 齒輪均采用斜齒傳動 6 級精度 齒面滲碳淬火 材料選擇 小齒輪 38SiMnMo 調質 硬度 320 340HBS 大齒輪 35SiMn 調質 硬度 280 300 HBS 查得 790 760 lim1H 2 NlimH 2 N 640 600 FEFE 2 按接觸強度初步確定中心距 并初選主要參數 3 1 23476aHPKTauu 式中 小齒輪傳遞的轉矩 26 6252Nm 載荷系數 K K 1 6 齒寬系數 取 0 54 a 齒數比 u 暫取 u 2 54 許用接觸應力 HP limHS 取最小安全系數 1 1 按大齒輪計算li 69127601 HP 2 N2 常州工學院畢業(yè)設計 11 將以上數據代入計算中心距的公式得 74 9 321 654762 5049 a m 圓整為標準中心距為 100 a 按經驗公式 0 007 0 02 0 007 0 02 100 0 7 2 nma m 取標準模數 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度 3 2 1tHEAVHFuKbd 式中 分度圓上的圓周力 t 216 59430tTFN 使用系數 AK 動載系數 V 3 3 21120VAZvuFb 1256 4978 3 60dnv ms 根據齒輪圓周速度 齒輪精度等級為 9 級 123 0 87K 將有關值代入式 3 17 得 叉車驅動橋設計 12 213 37 541 39410 508VK 齒向載荷系數 H 2311 5Hbbd 2340 8 1046 9 1 2 齒向載荷分配系數 按 查得HK 2 59 5 36 ATFbNm 1 HK 節(jié)點區(qū)域系數 按 查得 Z1043 x 247HZ 查得 289 ENm 接觸強度計算的重合度及螺旋角系數查得 首先計算當量齒數 13378 cos0 925vZ 2334 v 當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 將以上各數值代入齒面接觸應力計算公式得 92 5412 4189 06 3 2143 H 25 Nm 計算安全系數 HS 3 4 limNTLVRWXHZ 式中 壽命系數 先計算應力循環(huán)次數 T8116078910 5210Nknt 22336 對調質鋼 查得 12 NTNTZ 潤滑油模影響系數 按照 選用 220 號中級壓型工業(yè)齒輪油 其LVR vms 常州工學院畢業(yè)設計 13 運動粘度 查得 240 vms 0 95LVRZ 工作硬化系數 因為小齒輪齒面未硬化處理 齒面未光整 故取 W 1WZ 接觸強度計算的尺寸系數 1 X 將以上數值代入安全系數的計算公式得 1790 25 034HS 681 查得 故安全 lim HlimHS 4 校核齒根彎曲疲勞強度 3 5 tFAVFSnKYb 式中 彎曲強度計算的載荷分布系數 FK 1 20FH 彎曲強度計算的載荷分配系數 K 復合齒行系數 按 查得 FSY1238 97 38vvZ 124 5 3 96FSFSY 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數 按 查得Y 0v 0 7Y 將以上各數值代入齒根彎曲應力計算公式得 1943 5 4 5060F 2 Nm2221 39617 45FSFY 計算安全系數 3 6 FFENTrelRlTXY 式中 壽命系數 對調質鋼 按 查得 按NT 81 520 10 98NTY 查得823 610N 20 9 相對齒根圓角敏感系數 12relTrelY 相對齒根表面狀況系數 齒面粗糙度 得 12 6aRm RrelT 尺寸系數 查得 XYX 將以上數值代入安全系數 的公式得FS640 915 632FS 47 3 查得 取 及 均大于 故安全 min1F1FS2minFS 叉車驅動橋設計 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 軸的設計 材料選擇 45 鋼 調質處理 硬度 217 255HBS 許用疲勞應力 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 根據工況 選擇軸承類型為滾動軸承 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 中間軸為實心軸 故 0 取 A 1151332 51 978PdAmn 由于開有鍵槽 軸徑適當增加 取 2in0d b 主要分布零件有 齒輪 軸承 鍵 軸承端蓋等 c 根據工況 選擇軸承類型為滾動軸承 6004 基本尺寸 20mm 42mm 12mm 配合軸段直徑 20mm 126 3 289d 常州工學院畢業(yè)設計 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 平鍵的強度校核 中間軸 單個平鍵 基本尺寸 26mm 8mm 7mm 鍵連接的許用擠壓應力 MPap10 故滿足要求 14265 48 p pTdhl 3 2 6 軸的強度校核 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 計算作用在軸上的支反力 如圖 3 1 a 垂直面內的支反力 121 57 28 vt N 如圖 3 1 c 水平面內的支反力 11 380 63 107 hrBCaABFldl 2127 4 hrh 計算齒輪中心 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的彎矩圖 如圖 3 1 b d 所示 計算 C 處的合成彎矩 2 21199vhM 叉車驅動橋設計 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 危險截面 對其進行校核 按轉矩為脈動變化取修正系數 由于截面 C 處為實心軸 故 7 0 0 則 22221 13 3 94 5 1 0 16cMTMPad 故軸的強度滿足要求 2 中間軸 中間軸的受力分析如圖 3 2 所示 中間軸傳遞的轉矩 1265TNm 齒輪的圓周力 7ttF 常州工學院畢業(yè)設計 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 計算作用在軸上的支反力 如圖 3 2 a 垂直面內的支反力 123 57894 1069 3vtBCtDABllN 235742817 4vttVF 如圖 3 2 c 水平面內的支反力 123 2 6 8 5 568 2 1084hrBDrBCaaABllFdlN 23169rh 計算齒輪中心的彎矩 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的彎矩圖 如圖 3 2 b d 所示 計算 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 叉車驅動橋設計 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 的中心處是危險截面 對其進行校核 按轉矩為脈動變化取修正系數 由于截面 C 處為實心軸 故 7 0 0 常州工學院畢業(yè)設計 19 則 222213 31 7986 0 65 1 9 0 14cMTMPad 故軸的強度滿足要求 3 2 7 軸承的壽命校核 設計標準 hLh5 1 高速軸軸承 軸承代號 6002 查閱 機械設計手冊 得 Cr 5580N Co 2850N 根據工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機械設計 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa1 Fsa Fsb 圖 3 4 高速軸軸承受負荷示意圖 計算軸承徑向載荷 22185 71 094 2ravhFN 38b 計算附加軸向力 0 5 94 sr 3 計算軸承所受軸向載荷 因為 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 計算當量動載荷 0239 0 845aC 由 機械設計 表 17 7 查得 e 0 28 由于 查 機械設計 表 17 7 得 X 0 56 Y 1 55 239 814arFe 當量動載荷 1 056294 15239 0 58 apraPfXFY N 計算軸承壽命 叉車驅動橋設計 20 故滿足要求 663 011058 062 rh haCL LnP 2 中間軸軸承 軸承代號 6004 查閱 機械設計手冊 得 Cr 9380N Co 5020N 根據工況 載荷平穩(wěn) 取 1 pf 由 機械設計 表 17 5 知 rsF50 Fra Frb Fa2 Fsa Fsb Fa3 圖 3 5 中間軸軸承受負荷示意圖 計算軸承徑向載荷 22169 38 4697 ravhFN 21731b 計算附加軸向力 0 5 sr 85 計算軸承所受軸向載荷 因為 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 計算當量動載荷 0348 702aFC 查 機械設計 表 17 7 并用線性插值法得 e 0 27 由于 348 7569ar eF 查 機械設計 表 17 7 并用線性插值法求得 X 0 56 Y 1 64 當量動載荷 1 05697 4138 7 105 6apraPfXFY N 計算軸承壽命 故滿足要求 663 10098 7 rh haCL Ln 常州工學院畢業(yè)設計 21 3 2 8 減速器箱體的設計 減速器箱體是減速器中結構和形狀最復雜的部件 大都采用鑄造生產 在箱體 16 的設計過程中 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 在本課題設計的驅動系統(tǒng)中 減速器具有一定的特殊性 與普通的電機和減速器 連接不同 除了電機的輸出軸要與減速器的高速軸用花鍵連接外 電機的外殼要與減 速器的箱體用螺釘連接起來 這使得減速器箱體的設計比較復雜 也成為了設計中的 一個關鍵 為了解決這一關鍵問題 采用了側面箱蓋的方式 在減速器箱體的另一 16 側給安裝電機的法蘭留出空間 16 總體的結構確定后 開始細化設計 首先根據兩極傳動的中心距和傳動齒輪的大 小確定箱體內部空間尺寸及軸承孔的位置和大小 然后根據剛度的要求 使得壁厚不 小于 8mm 并且設計外形結構 在軸承座處要加大壁厚 且將外壁設計成凸臺 可以 減小加工面 安裝電機的法蘭上的螺釘孔的布置設計是一個關鍵問題 它們不僅不能 與中間軸的軸承孔干涉 而且還要給螺釘的安裝提供空間 為此 法蘭設計成正方行 結構 四個螺釘安裝在四個角上 為了保證軸承和軸的安裝精度 在箱體和箱蓋上設計了定位銷 在加工軸承孔時 用定位銷將箱體和箱蓋連成一體加工 同時 由于采用了側面箱蓋的形式 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 半軸的設計 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構 驅動車 輪通過兩個軸承支承在驅動橋殼上 半軸插在橋殼里面 內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 轉矩由半軸傳遞到驅動車輪上 這種支承 方式 路面對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 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構 半軸只承受轉矩 故按照扭轉強度來設計 全浮式半軸其計算載荷可按最大附著力矩 計算 M 3 7 2 rMmG 式中 為負荷轉移系數 查表得 2 21 4 為驅動橋的最大軸載質量 G678N 為車輪滾動半徑 r 0 r 為附著系數 取 8 代入計算得 1 467 802 5124Mm 全浮式半軸的扭轉應力 按下式計算 叉車驅動橋設計 22 3106Md 式中 許用剪應力 2507 Nm 計算得 3min31241 86d 由于加工花鍵 軸徑適當增加 取 30d 3 3 3 花鍵的設計和校核 花鍵采用矩形花鍵 齒數 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 強度校核 226495026 18 600 71 3 p pmTMPaPaZhld 式中 T 為工作轉矩 N mm 為各齒間載荷分配不均勻系數 取 Z 為花鍵齒數 h D d 2 D 和 d 分別為花鍵軸的外徑和內徑 mm 為齒的工作長度 mm l 為花鍵平均直徑 mm md 為許用擠壓應力 MPa p 3 3 4 半軸連接螺釘強度校核 由于半軸只承受轉矩作用 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 4 8 則 屈服強度 s 320MPa 許用切應力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠呀壓應力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺釘抗剪強度校核 單個螺釘所受的剪力 64 95 7012STFNnr 式中 T 為螺釘所受扭矩 N m n 為螺釘數目 r 為螺釘中心與半軸軸線的垂直距離 m 則螺釘的抗剪強度 故滿足要求 22496 70 8 1SMPad 式中 Fs 為單個螺釘所受剪力 N 常州工學院畢業(yè)設計 23 d 為螺釘抗剪面直徑 mm m 為螺釘抗剪面數目 2 螺釘與孔壁的擠壓強度校核 擠壓強度 故滿足要求 235 68 Sp pFMPadh 式中 Fs 為單個螺釘所受剪力 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 結論 綜合以上兩項強度校核可知 半軸與輪轂連接的螺釘強度滿足要求 3 4 輪轂的設計 3 4 1 輪轂的外形設計 輪轂是連接半軸和車輪的部件 是傳遞轉矩部件的一個組成部分 輪轂的材料選 擇 40Cr 其內部主要有兩個與軸承外圈配合的孔 用來支承橋殼 外部主要是與輪輞 的一個孔軸配合 為了起到定位作用 使車輪在運行過程中不產生偏移 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度校核 按螺栓受剪切力進行校核 螺栓性能等級 4 8 則 屈服強度 s 320MPa 許用切應力 s 2 5 320 2 5 128MPa 許用擠壓應力 p s 1 25 320 1 25 256MPa 1 螺栓抗剪強度校核 單個螺栓所受的剪力 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 則螺栓的抗剪強度 故滿足要求 22418 67 SMPad 式中 Fs 為單個螺栓所受剪力 N d 為螺栓抗剪面直徑 mm m 為螺栓抗剪面數目 2 螺栓與孔壁的擠壓強度校核 擠壓強度 故滿足要求 18 39 24Sp pFPadh 式中 Fs 為單個螺栓所受剪力 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 結論 綜合以上兩項強度校核可知 輪轂與輪輞連接的螺栓強度滿足要求 叉車驅動橋設計 24 3 5 驅動橋殼的設計 3 5 1 驅動橋殼的結構設計 驅動橋殼一般有可分式 整體式和組合式三種結構形式 此處采用組合式結構 使得拆裝和維修更加方便 橋殼的一端通過一對軸承支承在輪轂上 另一端用螺釘與 減速器箱體連接 由于驅動橋殼還需要與車架連接 根據后懸架的結構和尺寸 在橋 殼的外端設計凹槽和它連接 在裝有軸承的一端車有螺紋 用于圓螺母固定軸承內圈 7 3 5 2 驅動橋殼的強度計算 1 橋殼的靜彎曲應力計算 橋殼可看成一根空心橫梁 兩端經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 驅動橋殼受力簡圖 由圖中可以看出 橋殼與車架鉸接處為危險截面 對其進行強度校核 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 為叉車滿載時的重量 N gw 為車輪 輪轂 制動器的重量 N B 為前輪中心距 m S 為橋殼和車架鉸接中心的距離 m 常州工學院畢業(yè)設計 25 則 彎曲應力 3434687 2 500 1 1 2MMPaDdW 故強度滿足要求 2 叉車以最大牽引力行駛時的橋殼強度計算 取汽車加速時的質量轉移系數 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 驅動車輪所受的最大切向反力 2ax64 95 07TPNr 式中 T2 為驅動輪得到的轉矩 N m r 為前輪的滾動半徑 m 則橋殼與車架鉸接處所受的水平彎矩為 ax240 6530 7hBSMm 橋殼還承受驅動橋傳遞轉矩而產生的反作用力矩 264 95TNm 則橋殼與車架鉸接處所受的合成彎矩為 22228 1 64 95810 3VhT 則彎曲應力 3 44 50 MMPaDdW 故強度滿足要求 3 叉車緊急制動時橋殼強度計算 取汽車緊急制動時的質量轉移系數 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 緊急制動時鉸接點外側還承受制動力所引起的轉矩 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 叉車驅動橋設計 26 則彎曲應力 3434195 92 500 6 1 22MMPaDdW 故強度滿足要求 4 叉車受最大側向力時的橋殼強度計算 假設叉車向左緊急轉彎 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 彎曲應力 343413 50 6 220MPaDdW 故強度滿足要求 3 5 3 橋殼與減速器連接螺釘強度校核 螺釘 M8 性能等級 8 8 級 取安全系數 S 1 2 則 PaSs532 1 640 按緊急制動時的彎矩對螺釘進行強度校核 222807 13 587 9VhMNm 則單個螺釘承受的最大工作載荷為 ax 4725 960MFNnr 式中 n 為螺釘個數 r 為螺釘中心直半軸軸線的垂直距離 m 彎曲應力為 max22475 94 538FPaPad 故螺釘強度滿足要求 3 6 輪轂軸承的壽命計算 設計標準 hLh50 左端軸承基本代號 32009 右端軸承基本代號 32010 當叉車直線行使時 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 輪轂軸承受負荷示意圖 常州工學院畢業(yè)設計 27 車身重 G 按 1140kg 計算 則 N G 2 1140 4 285kg 12853016 BCrANlFkg 21 2 7rr 查 機械設計手冊 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 fp 1 2 計算當量動載荷 11 2 04 1 74 3praPfXYk 22 375862g 計算軸承壽命 6610 3 10 3 1 8 4 9rh hCL Ln 6610 3 10 3 22 72 57865 rh hP 故這對軸承設計符合要求 叉車驅動橋設計 28 致 謝 經過四個月的辛勤勞動 我終于順利地完成了畢業(yè)設計 在畢業(yè)設計的過程當中 老師們和周圍的同學給了我極大的幫助 在此對他們表示感謝 我的指導老師 在整個畢業(yè)設計過程當中 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的技術支持 幫助我解決了一個 又一個的難題 指導老師對待我的每一張圖紙都仔細審閱 在指出每一個微小錯誤的 同時也結合自己豐富的機械設計經驗 給我講解一些常用的設計方法和注意事項 使 我受益非淺 在此 向指導老師表示衷心的感謝 常州工學院畢業(yè)設計 29 參考文獻 1 陸植 叉車設計 北京 機械工業(yè)出版社 1991 2 陳慕忱 裝卸搬運車輛 北京 人民交通出版社 1986 3 吳克堅 于曉紅 錢瑞明 機械設計 北京 高等教育出版社 2003 4 成大先等 機械設計手冊 第四版 第一卷 北京 化學工業(yè)出版社 1993 1 5 機械工程手冊 第 13 卷 物料搬運設備卷 機械工程手冊 電機工程手冊編輯委 員會 編 北京 機械工業(yè)出版社 1997 6 朱禮順 梅家強 陳福來 叉車驅動橋制動系統(tǒng)漏油故障分析與工藝改進 工程 機械 2006 7 60 61 7 劉惟信 驅動橋 北京 人民交通出版社 1987 8 陶新良 叉車和電動牽引車的構造與維修 北京 中國物資出版社 2006 9 趙九江 趙祖耀 材料力學 哈爾濱 哈爾濱工業(yè)大學出版社 1987 10 楊曉軍 交流驅動系統(tǒng)引領叉車技術革命 叉車技術 2006 1 11 張啟君 宋玉萍 馬瑞永 常仁齊 張宏 仇國劍 國內外叉車行業(yè)現狀及 發(fā)展戰(zhàn)略探討 建筑機械化 2003 9 12 張忠澤 叉車傳動系統(tǒng)設計 機電工程 1998 5 13 陸剛 叉車的技術發(fā)展趨勢 物流技術與應用 2007 7 14 蔣宏元 叉車的優(yōu)勢 現代制造 2007 25 15 錢可強 機械制圖 北京 高等教育出版社 2007 16 王之棟 王大康 機械設計綜合課程設計 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