小型立體車庫設計-正文

1、本科學生畢業(yè)設計小型立體車庫設計 系部名稱： 機電工程學院 專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化08-1 學生姓名： 范中舉 指導教師： 馬慧良 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院二一二年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeStereoscopic GarageCandidate：FanZhongJuSpecialty：Mechanical Design and Manufacture Automation Class：08-1Supervisor：Lecture Ma Huiliang Heilongjiang Institute of

2、 Technology 2012-06Harbin摘 要在我國汽車保有量越來越大、停車問題越來越嚴重的情況下，開發(fā)適合我國國情的立體車庫，是解決停車問題的有效途徑。車輛無處停放的問題是城市的社會、經濟、交通發(fā)展到一定程度產生的結果，我國也于90年代初開始研究開發(fā)機械立體停車設備，距今已有近二十年的歷程。由于很多新建小區(qū)內住戶與車位的配比為1:1，為了解決停車位占地面積與住戶商用面積的矛盾，立體停車設備以其平均單車占地面積小的獨特特性，已被廣大用戶接受。在此設計中，通過利用杠桿和鏈傳動曳引活動梁實現對汽車的二層存取。在完成確保雙層車輛均可自由存取的總體框架的設計后，對鏈傳動存取車輛裝置及其零部件

3、、活動梁及停車梁等主要結構及其零部件進行計算校核。該立體車庫結構簡單，操作方便，成本低廉，比較適合于家庭用戶。 關鍵詞：立體車庫；杠桿；鏈傳動; 曳引 ；校核ABSTRACTIn our country, as the automobile amount increasing ceaselessly, the parking problem becomes more and more serious. An effective method to solve the parking problem is to develop the stereoscopic garage which adap

4、ts to the current situation of our country. In this design, one can use the stereoscopic garage to store and take car in any layer of the double-layer garage by the dragging of the movable ridge, which is accomplished by the lifting and lowering of the level and the transportation of the chain. Afte

5、r finishing the entire design which ensuring that the cars in each layer come in and go out freely without causing obstructions to each other, the tractor-driven device and its fittings,as well as the main structure,such as the movable ridge and parking ridge and their fittings are designed an check

6、ed.Having the advantages of the simple structure, convenient operation and low costs, this stereoscopic garage is a good choice for home users.Key words: Stereoscopic Garage; Level; Transportation of Chain; Tractor-driven; Check 目 錄 摘要IAbstractII第1章 緒論11.1課題背景11.2立體車庫研究意義11.3立體停車設備國內外發(fā)展綜述21.4主要研究內容2

7、第2章 方案選擇及結構設計32.1立體車庫總體結構設計32.1.1車型及車庫參數32.1.2 車庫工作流程32.2 液壓系統(tǒng)部件的選擇與計算32.2.1液壓缸的選擇與計算32.2.2液壓泵的選擇62.2.3泵電動機的選擇72.3傳動部件的選擇與計算72.3.1減速機的選擇72.3.2鏈條的設計82.3.3鏈輪的設計102.4軸承和軸承座的類型122.4.1軸承的類型122.4.2軸承座的類型122.5其它主要零件的選擇132.5.1停車梁的選擇132.5.2支承梁與活動梁的選擇132.6本章小結14第3章 主要部件強度剛度校核153.1軸的強度和剛度校核153.1.1主動軸的強度校核153.1

8、.2主動軸的剛度校核173.1.3從動軸的強度校核183.1.4從動軸的剛度校核233.2軸承和鍵的校核243.2.1軸承的校核243.2.2鍵的強度校核263.3梁的強度和剛度校核273.3.1梁的自由扭轉計算273.3.2活動梁的強度和剛度校核273.3.3停車梁的強度和剛度校核343.4本章小結38結論39參考文獻40致謝41第1章 緒 論1.1課題背景我國自改革開放以來，房地產業(yè)和汽車工業(yè)兩大支柱產業(yè)得到了高速發(fā)展，尤其隨著我國城市建設速度的加快和人民生活水平的提高，轎車進入家庭已成為必然趨勢。據統(tǒng)計，2011年我國民用汽車保有量約10578萬輛。其中私人轎車占41%。需要大量的轎車泊

9、位，通過建立立體停車庫來解決我國城市停車難的問題。 2011年，我國已成為全球第一大汽車市場，國內銷售總量達到1850.51萬輛，而汽車保有量破億，其中私人轎車的保有量就有4322萬輛。停車難成為繼行車難之后困擾各大中城市的交通難題。 我國汽車工業(yè)的高速發(fā)展和汽車銷售額的高速增長，必然給城市交通（包括動態(tài)交通和靜態(tài)交通）帶來巨大的壓力，各地政府雖已花大力支持城市交通基礎設施建設，但始終難以滿足汽車快速增長的需要。最近十幾年來，我國城市機動車增長速度年平均在10%15%，而城市道路年平均增長速度只有2%3%。特別是大城市的機動車擁有量和交通的增長遠遠超過交通基礎設施的增長速度。如北京市在90年代

10、小汽車年平均年增長速度達到30%左右，但城市道路年平均增長率只有1.2%，道路面積年增長率為3.7%。靜態(tài)交通基礎設施的建設更落后于動態(tài)交通基礎設施建設，全國停車位缺口平均在60%以上。因此造成大量車輛停在道路內，形成馬路停車場。隨著汽車進入家庭的速度不斷加快，對城市交通基礎設施的壓力越來越大。交通擁堵、停車難已經成為國內很多城市發(fā)展的嚴重制約因素，因此也引起了各級政府的重視。解決停車難的一個主要手段就是建設立體停車庫。立體停車庫可以高效地利用土地面積；可以提高交通車輛的流通速度；可以保證車輛的安全有序的管理。因此，近十多年年來立體停車庫在我國得到了高速的發(fā)展，智能停車設備行業(yè)已經成為一個新興

11、的行業(yè)。從1997年到2000年，年遞增速度在30%以上，2000年到2009年，年遞增速度達50%以上。到2009年底，全國已有31個省，自治區(qū)，直轄市的56個城市興建了機械式立體停車庫，共2200個，其中，以北京、上海、江蘇、浙江、廣東發(fā)展較快。預計在今后五到十年間這種需求有增無減。1.2立體車庫研究意義隨著城市建設的高速發(fā)展，城市中的商業(yè)大廈、高級寫字樓、辦公樓和居民小區(qū)如雨后春筍般拔地而起。各大城市對城市建設的規(guī)劃都提出在這些高樓大廈和住宅小區(qū)必須提供機動車停車場(庫)的要求。而由于城市建筑用地的緊張和地價的居高不下，這些停車場自然由過去的平面形式轉為立體形式和地下形式，以期在現有面積

12、的條件下擴大停放車位的數量1.3立體停車設備國內外發(fā)展綜述國外發(fā)展狀況:設備在國外最早出現日本。自1959年起日本開始研究，逐步進入設計和制造。1965年成立行業(yè)協會，發(fā)展至今有110家會員。目前在日本立體停車庫應用普及率很高，主要集中在大城市，在東京、名古屋、大阪三大地區(qū)集中了全國75%的車庫。在這些城市，幾乎每條街道都能看到不同型式的車庫，所以日本的停車問題解決得相當好。日本的車庫種類很多，技術比較先進。主要種類有升降橫移式，垂直循環(huán)式和垂直升降式。 國外立體停車設備的技術以日本和德國領先，其發(fā)展主要有兩個特點： 一是高技術含量高。日本和德國的車庫行業(yè)將機、電工業(yè)的高新技術成果隨時轉化和移

13、植到車庫產品中，使車庫技術進步和產品更新很快。比如高速曳引機和VVVF調速控制技術(即高速電梯技術)很快應用到垂直升降式車庫產品，使這種電梯式車庫存取速度更快，存車量更大，從而逐步替代老式的垂直循環(huán)式塔型車庫。又如計算機管理、IC卡識別、計時收費系統(tǒng)一出現，立即應用于停車庫，使車庫溶于城市樓宇自動化管理系統(tǒng)中，無論是公共停車還是住宅停車變得更容易、更方便。 二是車庫產品朝著性能價格比更高的方向發(fā)展。即不但重視停車密度和高性能，更講究產品的經濟實用性。日本經濟經歷了幾次高潮和低谷，車庫行業(yè)亦幾起幾落，在競爭中，產品越趨成熟越注重經濟實用，性能價格比更高。比如日本的三菱、大幅株式會社和德國PALI

14、S公司均研制成功停車密度較高，而造價較低的高層車庫和無車板、無車架等先進車庫。這些新產品都是90年代的新技術，一問世，很快替代了老產品，并且正在打入了中國車庫市場。國內發(fā)展狀況:我國在20世紀80年代初開始研制機械式停車設備，進入90年代，有了突飛猛進的發(fā)展。從1992年進口第一座垂直循環(huán)式車庫到1996年成立立體停車設備協會，短短幾年時間就完成了從產品和技術引進到自主開發(fā)、制造的過程。幾年來各種類型的車庫設備相繼出現，協會成員已發(fā)展到60多家企業(yè)和研究院所。目前上海、北京、深圳、廣州、天津、成都、大連、南京、濟南、福州、沈陽等城市都相繼出現了立體車庫。庫型以小型車庫為主，100個車位以下的占

15、64%；100500個車位的占33%；500個車位以上的大型車庫占3%，但已有增長的勢頭。使用地以商業(yè)住宅小區(qū)為主，用于小區(qū)配套的占50%，單位自用停車庫占30%，公共停車庫占20%。1.4主要研究內容 基于立體停車設備廣闊的市場前景，結合國內立體車庫發(fā)展的現狀，決定研究設計較為簡單的家庭用雙層立體車庫，設計以成本低廉，操作方便為原則。第2章 方案選擇及結構設計2.1立體車庫總體結構設計2.1.1車型及車庫參數 車型選擇為中小型轎車，以桑塔納LX為例車輛總長4546mm，總寬1690mm，總高1427mm，質量1030kg。軸距為2548mm，輪距前1411mm，后1422mm。由于設計定位于

16、低成本的簡易型雙層立體車庫，所以決定采用結構簡單的簡易俯仰式立體車庫。車庫總長6700mm，總寬2330mm，停車總高度3500mm，二層車板距地面1900mm，二層停車板最大承受質量為1500kg，俯仰角度為10。2.1.2 車庫工作流程 其工作原理是二層停車板處于水平位置時，下層車輛可自由出入。當有車輛需要進出二層停車位時，啟動液壓泵電動機使液壓缸的柱塞下降從而使停車梁整體下降。當停車梁下降到指定位置時，液壓泵停止工作，停車梁尾部電動機通過鏈輪帶動鏈條使活動梁伸出直至地面，此時車輛通過活動梁進出二層停車板，隨后活動梁收縮至停車板內，液壓泵再次工作推動柱塞上升，在停車板到達水平位置后停止工作

17、，到此完成了上層車輛的進出。通過上述動作便可實現雙層立體停車。圖2.1立體車庫原理圖2.2 液壓系統(tǒng)部件的選擇與計算2.2.1液壓缸的選擇與計算1.計算受力 在設計初，所有的質量都是未知的，所以估取車輛自重2噸約為20KN，停車梁與各梁的自重為1噸約10KN。停車梁的長度為6500mm，兩支點的中心距為4300mm。其受力情況見圖2.2。圖2.2停車梁受力分析其中，-液壓缸的力在Y方向上的投影；（N） -液壓缸的力在X方向上的投影；（N） -車重作用在停車梁上的力；（N） -支承梁作用在停車梁上的力；（N） 、-分別是停車梁靜止和上升時的摩擦力；（N）摩擦系數取0.5按計算公式 計算 式中，當

18、槽鋼即停車梁靜止時；當停車梁上升時。解得 N N NN（靜止時）N（上升時）每側受力 N N N N（靜止時） N（上升時）當液壓缸工作時，認為停車梁處于水平位置，但受力的情況如圖2.3所示：圖2.3停車梁受力分析按公式 計算 解得 N N作用在每一側的力分別為 N N2.作用在耳環(huán)銷軸上的力計算耳環(huán)銷軸上的力的目的在于確定作用在液壓缸上的力，靜止和舉升時液壓缸上的力按照 (2.1)靜止時 N N N 舉升時 N N N液壓缸在工作時也就是液壓缸達到最大行程時，液壓缸所產生的力只是保持現有狀態(tài)，此時N。因此，液壓缸的計算按著最大力的情況下計算。3.液壓缸的計算已知液壓缸輸出的力N，工作壓力P未

19、知，但按照液壓元件手冊上選取，考慮到負載的變化，所以選取負載5KN10KN對應的工作壓力1.5MPa2MPa，故取MPa。根據液壓缸的理論輸出力F和系統(tǒng)選定的壓力。計算內徑按計算公式 (2.2)式中，-理論輸出力(N)；-系統(tǒng)壓力(MPa)； (2.3)式中，-活塞桿的實際作用力=7360N；-負載率；取=0.6 -液壓缸的總效率；假設液壓缸的密封采用橡膠圈則1（容積效率）=0.9N缸筒內徑 mm取缸徑標準值mm。根據標準缸徑選擇液壓缸，確定為冶金設備用的標準液壓缸，型號為Y-HGI-6.3Mpa100/56860L1F6HLQ。設定速度比，已知行程為860mm，令其在30s內伸出，則m/sm

20、/s式中，-活塞桿伸出的速度（m/s）；-活塞桿收回時的速度（m/s），則下降時需用的時間為s4.液壓缸的結構及安裝尺寸液壓缸的結構和尺寸安裝分別見圖2.4和表2.1，2.2。圖2.4液壓缸尺寸表2.1液壓缸的結構尺寸缸徑D(mm)活塞桿直徑(mm)油口尺寸聯接螺紋桿端螺紋d(mm)10056表2.2液壓缸的安裝尺寸缸徑TVVGBAFB10013518068222.2.2液壓泵的選擇已知活塞桿伸出的速度m/s，根據計算公式 ( 2.4)式中，-液壓缸的流量及泵的實際流量（L/min）；-液壓缸活塞的有效面積（m2）-液壓缸的容積效率；取，故L/min因此，泵的實際流量L/min估取泵的容積效率

21、為，則泵的理論流量L/min若電動機的轉速為r/min，則泵的排量ml/r泵的選擇因根據系統(tǒng)的實際工況來選擇，在固定設備中液壓系統(tǒng)的正常工作壓力為泵的額定壓力的70%80%，對于系統(tǒng)工作壓力為2MPa，則泵的額定壓力在2.5MPa3MPa。此外泵的流量須大于液壓系統(tǒng)工作時的最大流量，以保證有足夠的壽命，泵的類型應選用內嚙合齒輪泵。根據額定壓力和排量確定泵的型號為G（P）A3-25，技術參數見表2.3表2.3液壓泵技術參數排量ml/r壓力MPa轉速r/min效率質量kg外型尺寸額定最高容積總效長寬高33.01094080%85%19.42031521502.2.3泵電動機的選擇泵的輸出功率 （2

22、.5）式中，-工作壓力-泵的流量已知工作壓力MPa， l/min，則泵的輸出功率 kw而泵的輸人功率 kw 因為泵的輸人功率即為電動機的機械功率，故電動機的功率為0.973kw。選用R系列三相異步電動機，其技術參數見表2.4表2.4三相異步電動機技術參數型號額定功率kw滿載時重量kgY112M-61.5轉速r/min電流A效率功率因子3.39403.9177.5 0.742.3傳動部件的選擇與計算2.3.1減速機的選擇通過測量可以初步知道活動梁所走的長度約為5000mm。如果要在30s內收回，則鏈輪的線速度m/s。估取大鏈輪的分度圓直徑mm，活動梁與停車板的質量約為300kg。1.鏈條所承受的

23、拉力 KN，其中G為行車板與活動梁的重力。傳遞功率 kw，則設計功率為 kw，此功率即為電動機功率。式中，-工況系數；取=1.0；-小鏈輪齒輪系數，取小鏈輪齒數17，則=0.887；-多排鏈排數系數；取=22.鏈輪轉速為 r/min，式中，-鏈輪線速度；-分度圓半徑，=50 Nm。3.中心鏈輪的扭矩 Nm。式中，-鏈條所受力；-分度圓半徑。估取小鏈輪的分度圓直徑mm，則電動機的扭矩Nm。4.根據設計擺線針輪減速機，該減速機傳動比范圍大、體積小、重量輕、效率高、運轉平穩(wěn)。選用電動機的扭矩Nm和功率kw，選擇擺線針輪減速機8085，該減速機功率0.18kw，輸入轉速1500r/min，輸出轉速43

24、r/min，輸出軸直徑18mm，重量1.1kg。2.3.2鏈條的設計1.小鏈輪上的鏈條計算小鏈輪的轉速r/min，估算大鏈輪的轉速為r/min。（1）傳動比計算傳動比按公式計算，則。小鏈輪的齒數，則大鏈輪的齒數取22，則實際傳動比，那么n2的實際轉速為r/min。（2）鏈條節(jié)距由設計功率和小鏈輪的轉速n1，選用0.8A型的鏈條，其節(jié)距mm。檢驗小鏈輪孔徑孔徑dk最大可以達到34mm，而電動機輸出軸mm，所以滿足使用要求。（3）初定中心距小鏈輪與大鏈輪之間的中心距暫取（4）鏈條節(jié)數Lp節(jié)式中，、-小鏈輪和大鏈輪齒數；-初定中心距；所以取60節(jié)。（5）鏈條長度Lm式中，-鏈長節(jié)數；-鏈條節(jié)距（6）

25、理論中心距amm，式中，-鏈條節(jié)距；-鏈長節(jié)數；、-小鏈輪和大鏈輪的齒數；通過查表得mm；（7）鏈速vm/s式中，-小鏈輪齒數；-小鏈輪轉速；-鏈條節(jié)距；（8）有效圓周力FN式中，-傳遞功率，kw；-鏈條速度(m/s)；作用在軸上的拉力N式中，-有效圓周力；-工況系數；取2.大鏈輪上鏈條的計算因為分度圓直徑相同且齒數均等于22個齒，所以傳動比。（1）鏈條節(jié)距P鏈條的型號為08A，所以mm。（2）初定中心距a0由于結構需要，選用的中心距mm（3）鏈條節(jié)數Lp節(jié),取952節(jié)式中，；,大鏈輪的齒數；（4）鏈條長度Lm，式中，-鏈條節(jié)數；-鏈條節(jié)距。（5）理論中心距a因，故理論中心距mm，式中，-鏈條

26、節(jié)數；-鏈條節(jié)距；-鏈輪齒數。（6）鏈速v m/s，式中，-鏈輪齒數，；-鏈輪轉速，r/min；-鏈輪節(jié)距，mm3.鏈條的結構鏈條的結構如圖2.5，傳動用短節(jié)距精密滾子鏈，其基本參數和尺寸見表2.7。由于鏈輪的中心距較大，所以鏈條的支承采用托板式支承方式，托板上可以襯以軟鋼、塑料或耐油橡膠，滾子可以在其上滾動。由于中心距較大采用4段且兩段之間留有一定的距離，利用鏈條的自重下垂張緊。圖2.5鏈條的結構2.3.3鏈輪的設計1.鏈輪基本參數鏈輪齒數：小鏈輪齒數，大鏈輪齒數。鏈條的節(jié)距mm。鏈條的滾子外徑mm。2.鏈輪的主要尺寸（1）分度圓的直徑按照公式 （2.5）式中，-鏈條節(jié)距；-鏈條齒數；小鏈輪

27、分度圓直徑mm大鏈輪分度圓直徑mm（2）齒頂圓直徑按公式 （2.6）則小鏈輪 mm mm取小鏈輪齒頂圓 mm而大鏈輪齒頂圓 mm mm大鏈輪齒頂圓取 mm（3）齒根圓直徑按公式 （2.7）式中，-分度圓直徑；-滾子外徑；小鏈輪 mm大鏈輪 mm3.鏈輪材料的熱處理由于鏈輪的工作條件需要耐磨損而且無劇烈沖擊振動，所以鏈輪材料為45鋼淬火處理表面硬度達到4050HRC。4.鏈輪結構由于鏈輪的齒數較少且分度圓直徑較小，所以采用整體式鋼制小鏈輪。主要結構見圖2.6。圖2.6鏈輪結構（1）輪轂厚度H （2.8）式中，-常數，取孔徑；-分度圓直徑；小鏈輪輪轂厚度為 mm大鏈輪輪轂厚度為 mm中心處大鏈輪

28、mm，mm 則mm（2）輪轂長度L （2.9）小鏈輪 mm大鏈輪 mm中心鏈輪 mm（3）輪轂直徑dh按公式計算，式中，-孔徑；-輪轂厚度；小鏈輪 mm大鏈輪 mm中心鏈輪mm（4）齒寬bf由于節(jié)距mm，所以按計算，式中，-鏈條的內節(jié)內寬；mm 所以mm， mm取齒寬mm。（5）齒側倒角bamm式中，-節(jié)距；（6）齒側半徑Ymm（7）齒全寬bfmmm式中，-排數；-齒寬；-排距 2.4軸承和軸承座的類型2.4.1軸承的類型根據鏈輪的軸徑來選用軸承，考慮到主、從動軸可能會受到軸向力，所以軸承選用既能承受軸向力又能承受徑向力的角接觸球軸承，其外形尺寸見圖2.7?；境叽纾簃m mm mm安裝尺寸：

29、mm mm mm軸承代號：7209C 基本額定動載荷 KN KN2.4.2軸承座的類型軸承座是固定和限制軸承運動的機件，所以軸承座要與軸承相匹配。其選用軸承座結構圖2.8。 圖2.7軸承尺寸2.5其它主要零件的選擇2.5.1停車梁的選擇 停車梁作為主要承重的梁，需要有良好的機械性能和力學性能，以及能夠使1其外觀設計美觀簡潔。所以可選用槽鋼，其外形尺寸見表2.5。2.5.2支承梁與活動梁的選擇支承梁作為一個主要支承，要考慮到各個方向的受力情況，所受力能夠得到有效支撐而不發(fā)生變形和斷裂，但要盡可能減小自身的重量，所以采用冷彎矩形空心型鋼，其規(guī)格見表2.6?；顒恿旱闹亓坎荒苓^重，這會給電動機帶來較大

30、的負荷，在保證強度和剛度的情況下減小自重。所以，活動梁也采用冷彎矩形空心型鋼。為了保證有足夠的強度和剛度決定采用雙層冷彎矩形空心型鋼。其結構示意圖見圖2.9，規(guī)格見表2.11。 圖2.8軸承座尺寸 圖2.9空心型鋼結構表2.5冷彎矩形空心型鋼規(guī)格邊長壁厚mm理論重量kg/m截面面積cm2AB1501005.018.33423.356表2.6冷彎矩形空心型鋼規(guī)格邊長壁厚mm理論重量kg/m截面面積cm2AB100505.010.48413.35680405.06.7108.5472.6本章小結本章主要根據要設計的各項數據對液壓系統(tǒng)部件、傳動部件進行選擇與計算，其中主要是對液壓缸、液壓泵、電動機、

31、減速電機、鏈條及鏈輪的選擇和計算，另外通過是上述零部件的選擇確定了軸承的類型及梁的選擇。第3章 主要部件強度剛度校核3.1軸的強度和剛度校核在設計過程中隨著計算的深入，其結構形式以明確。梁的重量可以初步確定，活動梁的總成重量約為300kg。這個力作用在兩根軸的兩側，若假設將質量看作一個質點，作用在中心處。并把梁看作一個直桿，則所受的力如圖3.1圖3.1活動梁受力分析圖中，-從動軸對活動梁的支承力；-主動軸對活動梁的支承力；-活動梁與行車板的自重；按照公式： (3.1)計算 解得 N N每一側軸上的力為 N N3.1.1主動軸的強度校核首先將主動軸簡化，受力情況如圖3.2。圖3.2主動軸受力分析

32、圖中，-活動梁作用在主動軸上的力；N -鏈條通過鏈輪作用在主動軸上的力；N -有效圓周力；N ，-垂直面、水平面的軸承支反力； -主動軸中心輪上的扭矩；Nm -主動軸兩側鏈輪上的扭矩；Nm1.求垂直面內的支反力根據公式： 計算 解得 NN2.求水平面內的支反力根據公式： 計算 解得 N N3.計算垂直面內的彎矩A點彎矩： NmB點彎矩： NmC點彎矩： Nm4.計算水平面內的彎矩A點彎矩： NmB點彎矩： NmC點彎矩： Nm5.求合成彎矩A點合成彎矩： NmB點合成彎矩： NmC點合成彎矩： Nm6.軸的轉矩T由已知條件可知主動軸的轉矩Nm 7.求危險截面的當量彎矩Me從上式中可以看出B截面

33、最危險，認為軸的扭切力為脈動循環(huán)應變力，取折合系數，則有Nm8.計算軸危險截面處的直徑軸的材料選用45鋼調質處理，軸的直徑mm由表查得許用彎曲應力MPa，因此在危險截面處選用mm強度夠用。3.1.2主動軸的剛度校核1.撓度y的計算由于作用在軸上的力并非單獨得，所以需用疊加原理來求撓度。（1）當圓周力單獨作用時圓周力單獨作用時的情況見圖3.3。圖3.3主動軸受圓周力時圖中，-圓周力，即N,mm,mm,mm因為，所以撓度mm式中，-為彈性模量，取MPa；-慣性矩。在該力的作用下中間位置的撓度mm，（2）在F2和F合力作用時合力作用時的情況見圖3-6，圖3-4主動軸受合力時圖中符號的含義P為F2和F

34、合力，其中mm，mmNm撓度的計算公式分別為 mm mm撓度在中心處的y值為 mm，滿足一般用途的軸(0.00030.0005),軸的總長0.57060.9510mm。2.轉角的計算轉角的計算依然采用疊加的方法。（1）當圓周力F單獨作用時圓周力F單獨作用時的情況見圖3.3，圖中全部符號含義相等且數值相等，則rad rad（2）在F2和F合力作用時合力作用時的情況見圖3.6，圖中全部符號含義相等且數值相等，rad rad因此A，C處的轉角為：rad rad，兩值均小于向心球軸承的許用值。3.扭矩的變形計算由于主動軸的結構采用了階梯軸，所以扭矩變形計算公式為 （3.2）式中，-為切變模量，取MPa

35、；轉矩-Nm；-極慣性；-軸的長度；則rad滿足要求。3.1.3從動軸的強度校核1.活動梁與行車板處于非工作狀態(tài)非工作狀態(tài)是指活動梁與行車板在停車梁和行車板組成的空間內，此時軸的受力只是使軸發(fā)生純彎曲。其受力情況如圖3.5。圖3.5從動軸受力分析圖中，-靜止時活動梁與行車板作用于從動軸上的力；-鏈條對從動軸產生的力；、-軸承給軸的垂直面和水平面的支反力；（1）求垂直面內的支反力按公式 得 N。（2）求水平面內的支反力按公式 則 N。（3）計算垂直面內的彎矩垂直面內的彎矩 Nm（4）計算水平面內的彎矩水平面內的彎矩 Nm（5）求合成彎矩合成的彎矩 Nm（6）軸的轉矩從動軸的轉矩與主動軸兩端的鏈輪

36、轉矩相同，即Nm。（7）當量轉矩MeNm式中，-軸上所承受的最大彎矩；-從動軸上的轉矩；-折合系數，認為軸上的扭應力是脈動循環(huán)變應力取。（8）計算從動軸的直徑軸的材料選用45鋼調質處理，軸的直徑mm由表查得許用彎曲應力MPa，考慮到鍵的作用會對軸有所削弱，故將軸徑增大4%，即mm，應此取軸徑mm。2.活動梁與行車板處于工作狀態(tài)車型以桑塔納LX為例。已知軸距為2548mm，輪距前1414mm，后1422mm，總長4546mm，總寬1690mm，總高1427mm，質量為1030kg。估取活動梁與行車板最大能承受的質量為1500kg，即滿載質量為1500kg。情況1：當車正向進入，反向退出時。由于一

37、般的轎車都采用發(fā)動機前置前輪驅動。所以，故取車的質心在離前輪中心1000mm處。因此活動梁和行車板的受力如圖3.6。圖3.6正向進入活動梁受力分析圖中，-所選用車型的重力，N最大負載時N；、-活動梁和行車板對車的支反力；根據公式 得 當車重N時，N，N而F1、F2又將力平分給同一軸上的車輪，所以每個車輪的所受的力為 N N當車重N時，N N每個車輪所受的力為 N N 情況2：當車反向進入，正向退出時。此時活動梁和行車板所受力見圖3.7。圖3.7反向進入活動梁受力分析圖中，-為車重N，最大時N。、-活動梁和行車板在車反向進入正向開出時的支反力；根據公式 得 當車重N時，N N，同軸上的每個車輪的

38、受力為F3、F4的一半，即N，N當車重N時，N N，同軸上每個車輪所受的力為 N N計算當車正向進入情況時，作用在從動軸上的力。此時活動梁與停車板處于工作狀態(tài)，其受力情況如圖3.8所示。圖3.8正向進入從動軸受力分析圖中，-車對活動梁和行車板的作用力；當N時， N N當N時，N N其中，-從動軸對活動梁和行車板的支承力；-活動梁和行車板的重力；-翻板鉸接處對于活動梁和行車板的支反力；根據力學公式 (3.3)得 則 N N N而每側所受的力為 N N N當車重N時，N N N每側所受的力為 N N N此時從動軸所受的力如圖3.9所示圖3.9從動軸受力分析（1）求垂直面內的支反力根據 得 。當車重

39、N時，N，當車重N時，。（2）求水平面內的支反力根據 得 N（3）垂直面內的彎矩垂直面內的彎矩為 Nm（N）Nm（N）（4）水平面內的彎矩水平面內的彎矩為 Nm N（5）求合成彎矩圖合成的彎矩為 Nm （N） Nm （N）（6）軸的轉矩從動軸的轉矩與主動軸兩端的鏈輪轉矩相同,即Nm。（7）當量彎矩Me因為，所以 Nm（N） Nm（N）（8）計算從動軸的直徑軸的材料選用45鋼調質處理，軸的直徑mm由表查得許用彎曲應力MPa，則從動軸直徑為Nm mm（N）Nm mm（N）考慮到鍵的作用會對軸有所削弱，故將軸徑d增大4%，即mm應此取軸徑mm。計算當車反向進入正向情況時，作用在從動軸上的力。受力情況

40、如圖3.10所示。圖3.10反向進入從動軸受力分析圖中， -為車隊活動梁和行車板的作用力；N N（N）N N（N）根據公式 得 當N時，N N N每側受力為 N N N當N時，N N N每側受力為 N N N從結果中可以得出無論車正向還是反向駛入活動梁和行車板。從動軸直徑mm可以滿足要求。因此正向和反向駛入作用在從動軸上的力相等，所以其強度和剛度校核滿足要求。3.1.4從動軸的剛度校核1、從動軸處于非工作狀態(tài)非工作狀態(tài)是指活動梁和停車板組成的空間內。此時從動軸對活動梁和行車板只是起到支承作用，而沒有外力作用在從動軸上。（1）撓度y的計算從動軸所受力見圖3.11圖3.11從動軸受力分析圖中，-為

41、所有外力作用在軸上的合力；撓度 mm mm此值小于一般用途的軸(0.00030.0005)的使用要求。（2）轉角的計算從動軸的轉角radrad2.從動軸處于工作狀態(tài)此時車自身的重量通過活動梁和行車板傳遞給從動軸，從而有外力作用在從動軸上。（1）撓度y的計算從動軸的受力如圖3.11所示，當車重N時mm mm當車重N時, mm mm滿足一般用途的軸(0.00030.0005)的要求。（2）轉角的計算當N時，radrad；當時，rad rad，所有轉角的值均滿足向心軸承的要求。3.2軸承和鍵的校核3.2.1軸承的校核軸承的型號為7209C，基本額定載荷 KN KN，轉速r/min。1.主動軸軸承的計

42、算（1）軸承支反力Fr根據計算公式 (3.4)式中，-垂直支反力，垂直支反力包括 N和N；-水平支反力，水平支反力包括 N和N；（2）內部軸向力S計算公式為 ，所以 N N（3）軸向力Fa由于此軸作為一種聯接支承，考慮到槽鋼即停車梁的變形等因素會使軸產生軸向的拉伸與壓縮，故取N。（4）比較S1Fa和S2軸向力 N軸向力 N（5）計算當量動載荷P根據公式的各值與1.14比較來選擇徑向系數x和軸向系數y。因為 ，所以徑向系數，軸向系數 ，故當量動載荷為 NN（6）軸承的壽命計算軸承壽命h，基本額定動載荷N，當量動載荷N，壽命指數，轉速r/min。如果按一年360天計算，每天工作24小時，則該軸承可

43、以工作20年。2.從動軸軸承的計算由于軸承隨著載荷的增大，壽命縮短的這一情況。從動軸軸承的計算按照車的自重通過活動梁和停車板作用在軸上的力，而產生的軸承支反力進行計算。（1）軸承的支反力N由于 ，所以 N（2）內部軸向力S內部軸向力的計算公式為 ，所以 N（3）軸向力Fa考慮到變量會對軸產生拉伸和壓縮，所以初選N。（4）比較S1Fa和S2軸向力 N軸向力 N（5）計算當量動載荷因為；，所以取徑向系數，軸向系數 ，故當量動載荷為N N（6）軸的壽命計算h式中，-為當量動載荷，其值為N。如果一年按360天計算，全天工作24小時，那么可以工作4年。每天工作8小時可工作10年。3.2.2鍵的強度校核鍵

44、的強度計算公式如下平鍵工作面擠壓應力： (3.5)鍵的剪切應力： (3.6)式中，傳遞轉矩Nm；軸的直徑mm；鍵的工作長度mm；鍵與轂的接觸高度；鍵的寬度mm；鍵的許用擠壓應力MPa；鍵的許用切應力MPa滿足滿足鍵的類型：根據軸的直徑mm，以及所需要的長度選用C型鍵代號分別為1045 GB1567-79(90)，1036 GB1567-79(90)兩種型號的鍵。在校核鍵的強度時，只校核了鍵的工作長度mm的鍵。因為鍵的工作長度越長，則擠壓應力和剪切壓力越小，所以只需校核較短鍵的強度。3.3梁的強度和剛度校核3.3.1梁的自由扭轉計算已知梁的材料為Q235A，屈服點MPa，抗拉強度375500MP

45、a。根據得，式中，-極限應力；-安全系數；對于塑性材料極限力一般為屈服極限，為對應屈服極限的安全系數。一般情況下，靜載時1.22.5，所以梁的許用應力MPa。根據最大的剪應力準則（第三強度理論）認為：促使材料達到極限狀態(tài)的因素是最大剪應力，只要最大剪應力達到了軸向拉伸極限應力，材料就屈服了。因此屈服應力取MPa。1.計算冷彎矩形空心型鋼的自由扭轉，所以按照閉口薄壁截面桿件扭轉時，最大減應力發(fā)生在壁厚最小處，則最大剪應力為MPa滿足。因為此時計算的行車板和活動梁只是按照空心型鋼結構計算，而未考慮空心型鋼的內部結構。實際上活動梁是由雙層空心型鋼鑲套在一起的，所以最大剪應力和最大扭轉角均小于計算值。

46、2.計算停車梁的自由扭轉停車梁是有槽鋼制成，所以其自由扭轉即槽鋼的自由扭轉。由于槽鋼屬于開口薄壁截面，所以扭轉剪應力和扭轉角為MPa rad所以滿足。此時計算出的扭轉剪應力和扭轉角是在槽鋼無任何聯接的情況下算出的，實際上槽鋼上還有停車板和槽鋼總成、軸等聯接件，故槽鋼扭轉角和扭轉剪應力受限而小于計算值。3.3.2活動梁的強度和剛度校核1.活動梁的強度校核首先對梁進行簡化，認為鋼板的彎曲變形很小，作用在鋼板上的力通過鋼板傳遞到梁上沒，而且估取梁的最大負荷為N。所以只需校核載車重N時的強度和剛度是否滿足。（1）當汽車正向進入反向開出時活動梁在汽車正向進入反向開出時的受力情況見圖3.8。將圖3.8沿坐

47、標原點旋轉得到圖3.12，圖中符號含義與3.8種的符號含義相同。圖3.12正向進入活動梁受力分析由前面的計算公式可知：當N時，N N NN Na.剪力與彎矩方程式OA段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N Nm OB段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N Nm（mm）Nm（mm）OC段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NNm（m

48、m）Nm（mm）CD段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N Nm（mm）Nm（mm）b.剪力Q、彎矩M 根據各剪力Q、彎矩M可見，最大剪應力發(fā)生在CD段的各截面上，最大彎矩發(fā)生在/作用的C截面上，最大彎矩發(fā)生在F2作用的C截面上，其值分別為N，Nm。c.活動梁的強度條件梁的彎曲正應力強度條件MPa考慮到活動梁的結構是由雙層空心型鋼鑲套而成，所以將其看作一體許用正應力MPa所以彎曲正應力強度條件滿足條件。梁的彎曲剪應力強度條件MPa所以活動梁的彎曲剪應力強度條件MPa滿足要求（2）當汽車反向進入正向開出時活

49、動梁在汽車反向進入正向開出時的受力情況見圖3.10。將圖3.10沿坐標原點旋轉得到圖3.13，圖中符號含義與圖3.10種的符號含義相同。由前面的計算公式可知：當N，N N N N N圖3.13反向進入活動梁受力分析a.剪力與彎矩方程式OA段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NNm OB段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NNm（mm）Nm（mm）OC段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NNm（mm）Nm（mm）CD段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N；Nm（）Nm（）b.剪力Q、彎矩M 根據各剪力Q、彎矩M可知，最大剪應力發(fā)生在OA段的各截面上，最大彎矩發(fā)生在F3作用的A截面上。其值分別為N Nmc.活動梁的強度條件梁的彎曲正應力強度條件 MPa式中,彎矩Nm；mm3所以梁的彎曲正應力強度條件MPa滿足條件 梁的彎曲剪應力強度條件 MP