家用雙層立體車庫系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、 家用雙層立體車庫系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)摘 要我國汽車數(shù)量越來越多、在停車問題越來越不容樂觀的情況下，去開發(fā)適合我國的立體車庫，才是解決停車的問題的有效途徑。在此設(shè)計(jì)中，首先對立體車庫總體機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì),通過利用杠桿和鏈傳動曳引活動梁實(shí)現(xiàn)對汽車的二層存取。選擇與計(jì)算液壓缸、液壓泵、電動機(jī)、減速電機(jī)、鏈條及鏈輪,確定軸承的類型。在完成確保雙層車輛均可自由存取的總體框架的設(shè)計(jì)后，對鏈傳動存取車輛裝置及其零部件、活動梁及停車梁等主要結(jié)構(gòu)及其零部件進(jìn)行計(jì)算校核。該立體車庫結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，成本低廉，比較適合于家庭用戶。 關(guān)鍵詞 立體車庫；杠桿；鏈傳動；曳引；校核；結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)目 錄摘 要I第1章 緒論11.1 課題背

2、景11.2 立體車庫研究意義11.3 立體停車設(shè)備國內(nèi)外發(fā)展綜述21.4 主要研究內(nèi)容31.5 本章小結(jié)3第2章 方案選擇及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)42.1 立體車庫總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)42.1.1 車型及車庫參數(shù)42.1.2 車庫工作流程42.2 液壓系統(tǒng)部件的選擇與計(jì)算52.2.1 液壓缸的選擇與計(jì)算52.2.2 液壓泵的選擇82.2.3 泵電動機(jī)的選擇82.3 傳動部件的選擇與計(jì)算92.3.1 減速機(jī)的選擇92.3.2 鏈條的設(shè)計(jì)102.3.3 鏈輪的設(shè)計(jì)122.4 軸承和軸承座的類型142.4.1 軸承的類型142.4.2 軸承座的類型142.5 其它主要零件的選擇152.5.1 停車梁的選擇152.5.2

3、支承梁與活動梁的選擇152.6 本章小結(jié)16第3章 主要部件強(qiáng)度剛度校核173.1 軸的強(qiáng)度和剛度校核173.1.1 主動軸的強(qiáng)度校核173.1.2 主動軸的剛度校核193.1.3 從動軸的強(qiáng)度校核203.1.4 從動軸的剛度校核253.2 軸承和鍵的校核263.2.1 軸承的校核263.2.2 鍵的強(qiáng)度校核283.3 梁的強(qiáng)度和剛度校核293.3.1 梁的自由扭轉(zhuǎn)計(jì)算293.3.2 活動梁的強(qiáng)度和剛度校核293.3.3 停車梁的強(qiáng)度和剛度校核363.4 本章小結(jié)39結(jié)論40參考文獻(xiàn)41致謝42緒論課題背景我國自改革開放以來，房地產(chǎn)業(yè)和汽車工業(yè)兩大支柱產(chǎn)業(yè)得到了高速發(fā)展，尤其隨著我國城市建設(shè)速

4、度的加快和人民生活水平的提高，轎車進(jìn)入家庭已成為必然趨勢。據(jù)統(tǒng)計(jì)，2011年我國民用汽車保有量約10578萬輛。其中私人轎車占41%。需要大量的轎車泊位，通過建立立體停車庫來解決我國城市停車難的問題2。2011年，我國已成為全球第一大汽車市場，國內(nèi)銷售總量達(dá)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(chǔ)設(shè)施建設(shè)，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(jī)動車增長速度

5、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(jī)動車擁有量和交通的增長遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過交通基礎(chǔ)設(shè)施的增長速度。如北京市在90年代小汽車年平均年增長速度達(dá)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(chǔ)設(shè)施的建設(shè)更落后于動態(tài)交通基礎(chǔ)設(shè)施建設(shè)，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(nèi)，形成馬路停車場。隨著汽車進(jìn)入家庭的速度不斷加快，對城市交通基礎(chǔ)設(shè)施的壓力越來越大。交通擁堵、停車難已經(jīng)成為國內(nèi)很多城市發(fā)展的嚴(yán)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(gè)主要手段就是建設(shè)立體停車庫3。立體停車庫可以高效地利用土

6、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(shè)備行業(yè)已經(jīng)成為一個(gè)新興的行業(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(dá)50%以上。到2009年底，全國已有31個(gè)省，自治區(qū)，直轄市的56個(gè)城市興建了機(jī)械式立體停車庫，共2200個(gè)，其中，以北京、上海、江蘇、浙江、廣東發(fā)展較快。預(yù)計(jì)在今后五到十年間這種需求有增無減。立體車庫研究意義隨著城市建設(shè)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(shè)的規(guī)劃都提出在這些高樓大廈和住宅小區(qū)

7、必須提供機(jī)動車停車場(庫)的要求。而由于城市建筑用地的緊張和地價(jià)的居高不下，這些停車場自然由過去的平面形式轉(zhuǎn)為立體形式和地下形式，以期在現(xiàn)有面積的條件下擴(kuò)大停放車位的數(shù)量。立體停車設(shè)備國內(nèi)外發(fā)展綜述國外發(fā)展?fàn)顩r:設(shè)備在國外最早出現(xiàn)日本。自1959年起日本開始研究，逐步進(jìn)入設(shè)計(jì)和制造。1965年成立行業(yè)協(xié)會，發(fā)展至今有110家會員。目前在日本立體停車庫應(yīng)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(dāng)好。日本的車庫種類很多，技術(shù)比較先進(jìn)。主要種類有升降橫移式，垂直循環(huán)式和垂直升降式。

8、國外立體停車設(shè)備的技術(shù)以日本和德國領(lǐng)先，其發(fā)展主要有兩個(gè)特點(diǎn)： 一是高技術(shù)含量高。日本和德國的車庫行業(yè)將機(jī)、電工業(yè)的高新技術(shù)成果隨時(shí)轉(zhuǎn)化和移植到車庫產(chǎn)品中，使車庫技術(shù)進(jìn)步和產(chǎn)品更新很快。比如高速曳引機(jī)和VVVF調(diào)速控制技術(shù)(即高速電梯技術(shù))很快應(yīng)用到垂直升降式車庫產(chǎn)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(jì)算機(jī)管理、IC卡識別、計(jì)時(shí)收費(fèi)系統(tǒng)一出現(xiàn)，立即應(yīng)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(chǎn)品朝著性能價(jià)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(chǎn)品的經(jīng)濟(jì)實(shí)用性。日本經(jīng)

9、濟(jì)經(jīng)歷了幾次高潮和低谷，車庫行業(yè)亦幾起幾落，在競爭中，產(chǎn)品越趨成熟越注重經(jīng)濟(jì)實(shí)用，性能價(jià)格比更高。比如日本的三菱、大幅株式會社和德國PALIS公司均研制成功停車密度較高，而造價(jià)較低的高層車庫和無車板、無車架等先進(jìn)車庫。這些新產(chǎn)品都是90年代的新技術(shù)，一問世，很快替代了老產(chǎn)品，并且正在打入了中國車庫市場。國內(nèi)發(fā)展?fàn)顩r:我國在20世紀(jì)80年代初開始研制機(jī)械式停車設(shè)備，進(jìn)入90年代，有了突飛猛進(jìn)的發(fā)展。從1992年進(jìn)口第一座垂直循環(huán)式車庫到1996年成立立體停車設(shè)備協(xié)會，短短幾年時(shí)間就完成了從產(chǎn)品和技術(shù)引進(jìn)到自主開發(fā)、制造的過程。幾年來各種類型的車庫設(shè)備相繼出現(xiàn)，協(xié)會成員已發(fā)展到60多家企業(yè)和研究院

10、所。目前上海、北京、深圳、廣州、天津、成都、大連、南京、濟(jì)南、福州、沈陽等城市都相繼出現(xiàn)了立體車庫。庫型以小型車庫為主，100個(gè)車位以下的占64%；100500個(gè)車位的占33%；500個(gè)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%4。主要研究內(nèi)容基于立體停車設(shè)備廣闊的市場前景，結(jié)合國內(nèi)立體車庫發(fā)展的現(xiàn)狀，決定研究設(shè)計(jì)較為簡單的家庭用雙層立體車庫，設(shè)計(jì)以成本低廉，操作方便為原則。本章小結(jié)本章主要介紹了立體停車設(shè)備的發(fā)展背景、立體車庫對于各大城市大廈及小區(qū)的意義及國內(nèi)外的發(fā)展現(xiàn)狀。方案選擇及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)立體車庫

11、總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)車型及車庫參數(shù)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(zhì)量1030kg。軸距為2548mm，輪距前1411mm，后1422mm。由于設(shè)計(jì)定位于低成本的簡易型雙層立體車庫，所以決定采用結(jié)構(gòu)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(zhì)量為1500kg，俯仰角度為10º。車庫工作流程其工作原理是二層停車板處于水平位置時(shí)，下層車輛可自由出入。當(dāng)有車輛需要進(jìn)出二層停車位時(shí)，啟動液壓泵電動機(jī)使液壓缸的柱塞下降從而使停車梁整體下降。當(dāng)停車

12、梁下降到指定位置時(shí)，液壓泵停止工作，停車梁尾部電動機(jī)通過鏈輪帶動鏈條使活動梁伸出直至地面，此時(shí)車輛通過活動梁進(jìn)出二層停車板，隨后活動梁收縮至停車板內(nèi)，液壓泵再次工作推動柱塞上升，在停車板到達(dá)水平位置后停止工作，到此完成了上層車輛的進(jìn)出。通過上述動作便可實(shí)現(xiàn)雙層立體停車，車庫總圖如圖2-15。圖2-1 總裝圖液壓系統(tǒng)部件的選擇與計(jì)算液壓缸的選擇與計(jì)算在設(shè)計(jì)初，所有的質(zhì)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(diǎn)的中心距為4300mm。其受力情況見圖2-25。 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）；

13、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(shí)的摩擦力（N）；摩擦系數(shù)取0.5。按計(jì)算公式 計(jì)算 式中，當(dāng)槽鋼即停車梁靜止時(shí)；當(dāng)停車梁上升時(shí)。解得 N N NN（靜止時(shí)）N（上升時(shí)）每側(cè)受力 N N N N（靜止時(shí)） N（上升時(shí)）當(dāng)液壓缸工作時(shí)，認(rèn)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(jì)算 解得 N N作用在每一側(cè)的力分別為 N N2.作用在耳環(huán)銷軸上的力計(jì)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(shí)液壓缸上的力按照 (2-1)靜止時(shí) N N N 舉升時(shí) N

14、 N N液壓缸在工作時(shí)也就是液壓缸達(dá)到最大行程時(shí)，液壓缸所產(chǎn)生的力只是保持現(xiàn)有狀態(tài)，此時(shí)N。因此，液壓缸的計(jì)算按著最大力的情況下計(jì)算。3.液壓缸的計(jì)算已知液壓缸輸出的力N，工作壓力P未知，但按照液壓元件手冊上選取，考慮到負(fù)載的變化，所以選取負(fù)載5kN10kN對應(yīng)的工作壓力1.5MPa2MPa，故取MPa。根據(jù)液壓缸的理論輸出力F和系統(tǒng)選定的壓力。計(jì)算內(nèi)徑按計(jì)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(shí)際作用力，=7360N；負(fù)載率，取=0.6 ；液壓缸的總效率，=0.9。 N缸筒內(nèi)徑 取缸徑標(biāo)準(zhǔn)值mm。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)缸徑選擇液壓缸，確定為冶金設(shè)備用的標(biāo)

15、準(zhǔn)液壓缸，型號為Y-HGI-6.3Mpa100/56×860L1F6HLQ6。設(shè)定速度比，已知行程為860mm，令其在30s內(nèi)伸出，則 m/s m/s式中，活塞桿伸出的速度（m/s）；活塞桿收回時(shí)的速度（m/s）；則下降時(shí)需用的時(shí)間為s。4.液壓缸的結(jié)構(gòu)及安裝尺寸液壓缸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)尺寸缸徑D(mm)活塞桿直徑(mm)油口尺寸聯(lián)接螺紋桿端螺紋d(mm)10056M33×2M42×2表2-2 液壓缸的安裝尺寸缸徑（mm）TVVGBAFB1001351806822液壓泵的選擇已知活塞桿伸出

16、的速度m/s，根據(jù)計(jì)算公式 ( 2-4)式中，液壓缸的流量及泵的實(shí)際流量（L/min）；液壓缸活塞的有效面積（m2）；液壓缸的容積效率，?。凰訪/min，因此，泵的實(shí)際流量L/min估取泵的容積效率為，則泵的理論流量L/min若電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為r/min，則泵的排量ml/r泵的選擇因根據(jù)系統(tǒng)的實(shí)際工況來選擇，在固定設(shè)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(shí)的最大流量，以保證有足夠的壽命，泵的類型應(yīng)選用內(nèi)嚙合齒輪泵。根據(jù)額定壓力和排量確定泵的型號為GPA3-25，技術(shù)參數(shù)見表2-3。

17、 表2-3 液壓泵技術(shù)參數(shù)排量ml/r壓力MPa轉(zhuǎn)速r/min效率質(zhì)量kg外型尺寸額定最高容積總效長×寬×高33.06.31094080%85%19.4203×152×150泵電動機(jī)的選擇泵的輸出功率 （2-5）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?yàn)楸玫妮斎斯β始礊殡妱訖C(jī)的機(jī)械功率，故電動機(jī)的功率為0.973kw。選用R系列三相異步電動機(jī)，其技術(shù)參數(shù)見表2-47。表2-4 三相異步電動機(jī)技術(shù)參數(shù)型號額定功率kW滿載時(shí)重量kgY112M-61.5轉(zhuǎn)速r/min電流A效率功率因子3.396

18、03.9177.50.74傳動部件的選擇與計(jì)算減速機(jī)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(nèi)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(zhì)量約為300kg。1.鏈條所承受的拉力 kN，其中G為停車板與活動梁的重力。傳遞的功率為 kW，則其設(shè)計(jì)的功率為kW式中，工況系數(shù)，取=1.0；小鏈輪齒輪系數(shù)，取小鏈輪齒數(shù)17，則=0.887；多排鏈排數(shù)系數(shù)，取=2。2.鏈輪轉(zhuǎn)速為r/min，式中，鏈輪線速度；分度圓半徑，=50 N·m。3.中心鏈輪的扭矩 N·m。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

19、電動機(jī)的扭矩N·m。4.根據(jù)設(shè)計(jì)擺線針輪減速機(jī)，該減速機(jī)傳動比范圍大、體積小、重量輕、效率高、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)。選用電動機(jī)的扭矩N·m和功率kW，選擇擺線針輪減速機(jī)8085，該減速機(jī)功率0.18kW，輸入轉(zhuǎn)速1500r/min，輸出轉(zhuǎn)速43r/min，輸出軸直徑18mm，重量1.1kg。鏈條的設(shè)計(jì)1.小鏈輪上的鏈條計(jì)算小鏈輪的轉(zhuǎn)速r/min，估算大鏈輪的轉(zhuǎn)速為r/min。（1）傳動比計(jì)算傳動比按公式計(jì)算，則。小鏈輪的齒數(shù)，則大鏈輪的齒數(shù)取22，則實(shí)際傳動比，那么n2的實(shí)際轉(zhuǎn)速為r/min。（2）鏈條節(jié)距由設(shè)計(jì)功率和小鏈輪的轉(zhuǎn)速n1，選用0.8A型的鏈條，其節(jié)距mm。檢驗(yàn)小鏈輪孔徑d

20、k最大可以達(dá)到34mm，而電動機(jī)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(shù)Lp節(jié)取LP=60式中，、小鏈輪和大鏈輪齒數(shù)；初定中心距。 （5）鏈條長度Lm式中，鏈長節(jié)數(shù)；鏈條節(jié)距。（6）理論中心距amm，式中，鏈條節(jié)距；鏈長節(jié)數(shù)；、小鏈輪和大鏈輪的齒數(shù)；mm。（7）鏈速vm/s式中，小鏈輪齒數(shù)；小鏈輪轉(zhuǎn)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)；（9）作用在軸上的拉力N；式中，有效圓周力；工況系數(shù)，取。2.大鏈輪上鏈條的計(jì)算因?yàn)榉侄葓A直徑相同且齒數(shù)均等于22個(gè)齒，所以傳動比。（1）鏈條節(jié)距P鏈條的型號為08A，所以

21、mm。（2）初定中心距a0由于結(jié)構(gòu)需要，選用的中心距mm。（3）鏈條節(jié)數(shù)Lp節(jié),取952節(jié)式中，；、大鏈輪的齒數(shù)；（4）鏈條長度Lm，式中，鏈條節(jié)數(shù)；鏈條節(jié)距。（5）理論中心距a因，故理論中心距mm，式中，鏈條節(jié)數(shù)；鏈條節(jié)距；鏈輪齒數(shù)。（6）鏈速v m/s，式中，鏈輪齒數(shù)，；鏈輪轉(zhuǎn)速，r/min；鏈輪節(jié)距，mm。3.鏈條的結(jié)構(gòu)鏈條的結(jié)構(gòu)如圖2-5，傳動用短節(jié)距精密滾子鏈，其基本參數(shù)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

22、的結(jié)構(gòu)鏈輪的設(shè)計(jì)1.鏈輪基本參數(shù)鏈輪齒數(shù)：小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)。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(shù)；小鏈輪分度圓直徑mm；大鏈輪分度圓直徑mm。（2）齒頂圓直徑按公式 （2-6）則小鏈輪齒頂圓 mm mm，取小鏈輪的齒頂圓 mm；而大鏈輪齒頂圓 mm mm，取大鏈輪的齒頂圓 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 mm。3.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(dá)到4050HRC。4.鏈輪結(jié)構(gòu)由于鏈輪

23、的齒數(shù)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(jié)構(gòu)見圖2-6。圖2-6 鏈輪結(jié)構(gòu)（1）輪轂厚度H （2-8） 式中，常數(shù)，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 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 （2-10）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，所以式中，鏈條的內(nèi)節(jié)內(nèi)寬；mm 所以mm， mm；所以取齒寬mm。（5）齒側(cè)倒角ba mm式中，節(jié)距；（6）齒側(cè)半徑Y(jié)mm（7）齒全寬bfm mm式中，排數(shù)；齒寬；排距。軸承和軸承座

24、的類型軸承的類型根據(jù)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。圖2-7 軸承尺寸基本尺寸：mm mm mm安裝尺寸：mm mm mm軸承代號：7209C 基本額定動載荷 ：kN kN。軸承座的類型軸承座是固定和限制軸承運(yùn)動的機(jī)件，所以軸承座要與軸承相匹配。其選用軸承座結(jié)構(gòu)圖2-8。圖2-8 軸承座尺寸其它主要零件的選擇停車梁的選擇 停車梁作為主要承重的梁，需要有良好的機(jī)械性能和力學(xué)性能，以及能夠使其外觀設(shè)計(jì)美觀簡潔。所以可選用槽鋼，其外形尺寸見表2-5。支承梁與活動梁的選擇支承梁作為一個(gè)主要支承，要考慮

25、到各個(gè)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(jī)帶來較大的負(fù)荷，在保證強(qiáng)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(qiáng)度和剛度決定采用雙層冷彎矩形空心型鋼。其結(jié)構(gòu)示意圖見圖2-9，規(guī)格見表2-118。圖2-9 空心型鋼結(jié)構(gòu)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cm2AB100505.010.4841

26、3.35680405.06.7108.547本章小結(jié)本章主要根據(jù)要設(shè)計(jì)的各項(xiàng)數(shù)據(jù)對液壓系統(tǒng)部件、傳動部件進(jìn)行選擇與計(jì)算，其中主要是對液壓缸、液壓泵、電動機(jī)、減速電機(jī)、鏈條及鏈輪的選擇和計(jì)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。主要部件強(qiáng)度剛度校核軸的強(qiáng)度和剛度校核在設(shè)計(jì)過程中隨著計(jì)算的深入，其結(jié)構(gòu)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(gè)力作用在兩根軸的兩側(cè)，若假設(shè)將質(zhì)量看作一個(gè)質(zhì)點(diǎn)，作用在中心處。并把梁看作一個(gè)直桿，則所受的力如圖3-18。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

27、： (3-1)計(jì)算 解得 N N每一側(cè)軸上的力為 N N主動軸的強(qiáng)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，；，垂直面、水平面的軸承支反力；主動軸中心輪上的扭矩，N·m；主動軸兩側(cè)鏈輪上的扭矩，N·m。1.求垂直面內(nèi)的支反力根據(jù)公式： 計(jì)算 解得 NN2.求水平面內(nèi)的支反力根據(jù)公式： 計(jì)算 解得 N N3.計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩 A點(diǎn)彎矩： N·m B點(diǎn)彎矩： N·m C點(diǎn)彎矩： N·m4.計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩 A點(diǎn)彎矩： N·m

28、B點(diǎn)彎矩： N·m C點(diǎn)彎矩： N·m5.求合成彎矩 A點(diǎn)合成彎矩： N·m B點(diǎn)合成彎矩： N·m C點(diǎn)合成彎矩： N·m6.軸的轉(zhuǎn)矩T由已知條件可知主動軸的轉(zhuǎn)矩N·m 。7.求危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩Me從上式中可以看出B截面最危險(xiǎn)，認(rèn)為軸的扭切力為脈動循環(huán)應(yīng)變力，取折合系數(shù)，則有 N·m8.計(jì)算軸危險(xiǎn)截面處的直徑軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，軸的直徑mm由表查得許用彎曲應(yīng)力MPa，因此在危險(xiǎn)截面處選用mm強(qiáng)度夠用9。主動軸的剛度校核1.撓度y的計(jì)算由于作用在軸上的力并非單獨(dú)得，所以需用疊加原理來求撓度。（1）當(dāng)圓周力單獨(dú)作用時(shí)

29、圓周力單獨(dú)作用時(shí)的情況見圖3-3。圖3-3 主動軸受圓周力時(shí)圖中，-圓周力，即：N，mm，mm，mm因?yàn)?，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(shí)合力作用時(shí)的情況見圖3-4，圖3-4 主動軸受合力時(shí)圖中符號的含義P為F2和F´合力，其中mm，mmN·m撓度的計(jì)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(zhuǎn)角的計(jì)算轉(zhuǎn)角的計(jì)算依然采用疊加的方法。（1）當(dāng)圓周力F單獨(dú)作用時(shí)圓周力F單獨(dú)作用時(shí)的情況見圖3-3，

30、圖中全部符號含義相等且數(shù)值相等，則rad rad（2）在F2和F´合力作用時(shí)合力作用時(shí)的情況見圖3-4，圖中全部符號含義相等且數(shù)值相等，rad rad因此A，C處的轉(zhuǎn)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(jì)算由于主動軸的結(jié)構(gòu)采用了階梯軸，所以扭矩變形計(jì)算公式為 （3-2）式中，切變模量，取MPa；轉(zhuǎn)矩N·m；極慣性；軸的長度；則rad滿足要求。從動軸的強(qiáng)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(nèi)，此時(shí)軸的受力只是使軸發(fā)生純彎曲。其受力情況如圖3-510。圖3-5 從動軸受力分析圖中，靜止時(shí)活動梁與

31、行車板作用于從動軸上的力；鏈條對從動軸產(chǎn)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(nèi)的支反力按公式 得 N。（2）求水平面內(nèi)的支反力按公式 則 N。（3）計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩垂直面內(nèi)的彎矩 N·m。（4）計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩水平面內(nèi)的彎矩 N·m。（5）求合成彎矩合成的彎矩 N·m。（6）軸的轉(zhuǎn)矩從動軸的轉(zhuǎn)矩與主動軸兩端的鏈輪轉(zhuǎn)矩相同，即N·m。（7）當(dāng)量轉(zhuǎn)矩MeN·m式中，軸上所承受的最大彎矩；從動軸上的轉(zhuǎn)矩；折合系數(shù)，認(rèn)為軸上的扭應(yīng)力是脈動循環(huán)變應(yīng)力取。（8）計(jì)算從動軸的直徑軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，軸的直徑mm由表查得許用彎

32、曲應(yīng)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(yīng)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(zhì)量為1030kg。估取活動梁與行車板最大能承受的質(zhì)量為1500kg，即滿載質(zhì)量為1500kg。情況1：當(dāng)車正向進(jìn)入，反向退出時(shí)。由于一般的轎車都采用發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動。所以，故取車的質(zhì)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(jìn)入活動梁受力分析圖中，所選用的車型的重力，N時(shí)最大的負(fù)載應(yīng)為N；、活動梁和行車板

33、對車的支反力；根據(jù)公式： 得 當(dāng)車重N時(shí)，N N，而F1、F2又將力平分給同一軸上的車輪，所以每個(gè)車輪的所受的力為：N N；當(dāng)車重N時(shí)，N N；每個(gè)車輪所受的力為：N N ；情況2：當(dāng)車反向進(jìn)入，正向退出時(shí)。此時(shí)活動梁和行車板所受力見圖3-7。圖3-7 反向進(jìn)入活動梁受力分析圖中，為車重N，最大時(shí)N。、活動梁和行車板在車反向進(jìn)入正向開出時(shí)的支反力；根據(jù)公式： 得 當(dāng)車重N時(shí)，N N，同軸上的每個(gè)車輪的受力為F3、F4的一半，即N N；當(dāng)車重N時(shí)，N N，同軸上每個(gè)車輪所受的力為N N；計(jì)算當(dāng)車正向進(jìn)入情況時(shí)，作用在從動軸上的力。此時(shí)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-

34、8 正向進(jìn)入從動軸受力分析圖中，車對活動梁和行車板的作用力；當(dāng)N時(shí)，N N；當(dāng)N時(shí)，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(jù)力學(xué)公式 (3-3)得 則 N N N而每側(cè)所受的力為 N N N當(dāng)車重N時(shí)，N N N每側(cè)所受的力為 N N N此時(shí)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(nèi)的支反力根據(jù)得 。當(dāng)車重N時(shí)，N，當(dāng)車重N時(shí)，。（2）求水平面內(nèi)的支反力根據(jù) 得 N（3）垂直面內(nèi)的彎矩垂直面內(nèi)的彎矩為 N·m (N)N·m (N)（4）水平面內(nèi)的彎矩水平面內(nèi)的彎矩為 N

35、3;m N（5）求合成彎矩圖合成的彎矩為 N·m (N) N·m (N)（6）軸的轉(zhuǎn)矩從動軸的轉(zhuǎn)矩與主動軸兩端的鏈輪轉(zhuǎn)矩相同,即N·m。（7）當(dāng)量彎矩Me因?yàn)椋?N·m (N) N·m (N)（8）計(jì)算從動軸的直徑軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，軸的直徑mm由表查得許用彎曲應(yīng)力MPa，則從動軸直徑為N·m mm (N) N·m 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(yīng)此取軸徑mm。計(jì)算當(dāng)車反向進(jìn)入正向情況時(shí)，作用在從動軸上的力。受力情況如圖3-10所示。 圖3-10 反向進(jìn)入從動軸受力分析圖中

36、， 為車隊(duì)活動梁和行車板的作用力；N N (N)N N (N)根據(jù)公式： 得 當(dāng)N時(shí)，N N N每側(cè)受力為 N N N當(dāng)N時(shí)，N N N每側(cè)受力為 N N N從結(jié)果中可以得出無論車正向還是反向駛?cè)牖顒恿汉托熊嚢濉膭虞S直徑mm可以滿足要求。因此正向和反向駛?cè)胱饔迷趶膭虞S上的力相等，所以其強(qiáng)度和剛度校核滿足要求。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(nèi)。此時(shí)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(jì)算從動軸所受力見圖3-11 圖3-11 從動軸受力分析圖中，為所有外力作用在軸上的合力； 撓度 mm mm此值小于一般用

37、途的軸(0.00030.0005)的使用要求。（2）轉(zhuǎn)角的計(jì)算從動軸的轉(zhuǎn)角 radrad2.從動軸處于工作狀態(tài)此時(shí)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(jì)算 從動軸的受力如圖3-11所示，當(dāng)車重N時(shí)mm mm當(dāng)車重N時(shí), mm mm滿足一般用途的軸(0.00030.0005)的要求。（2）轉(zhuǎn)角的計(jì)算當(dāng)N時(shí)，radrad；當(dāng)時(shí)，rad rad，所有轉(zhuǎn)角的值均滿足向心軸承的要求。軸承和鍵的校核軸承的校核軸承的型號為7209C，基本額定載荷 kN kN，轉(zhuǎn)速r/min。1.主動軸軸承的計(jì)算（1）軸承支反力Fr根據(jù)計(jì)算公式 (3-4)式中，垂直支反力，垂直

38、支反力包括N、N；水平支反力，水平支反力包括 N、N；（2）內(nèi)部軸向力S計(jì)算公式為 ，所以 N N（3）軸向力Fa由于此軸作為一種聯(lián)接支承，考慮到槽鋼即停車梁的變形等因素會使軸產(chǎn)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(jì)算當(dāng)量動載荷P根據(jù)公式的各值與1.14比較來選擇徑向系數(shù)x和軸向系數(shù)y。因?yàn)?，所以徑向系數(shù)，軸向系數(shù) ，故當(dāng)量動載荷為 NN（6）軸承的壽命計(jì)算軸承的壽命為：h，基本額定動載荷為N，當(dāng)量動載荷為N，壽命指數(shù)為，轉(zhuǎn)速為r/min。如果按一年360天計(jì)算，每天工作24小時(shí)，則該軸承可以工作20年11。2.從動軸軸承的計(jì)算由于軸承隨著載荷的增大

39、，壽命縮短的這一情況。從動軸軸承的計(jì)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(chǎn)生的軸承支反力進(jìn)行計(jì)算。（1）軸承的支反力N由于 ，所以 N（2）內(nèi)部軸向力S內(nèi)部軸向力的計(jì)算公式為 ，所以 N（3）軸向力Fa考慮到變量會對軸產(chǎn)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(jì)算當(dāng)量動載荷因?yàn)?；，所以取徑向系?shù)：，軸向系數(shù)： ，故當(dāng)量動載荷為N N（6）軸的壽命計(jì)算h式中，當(dāng)量動載荷，其值為N。如果一年按360天計(jì)算，全天工作24小時(shí)，那么可以工作4年。每天工作8小時(shí)可工作10年。鍵的強(qiáng)度校核鍵的強(qiáng)度計(jì)算公式如下平鍵工作面擠壓應(yīng)力： (3-5)鍵的剪切應(yīng)力：

40、(3-6)式中，傳遞轉(zhuǎn)矩N·m；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(yīng)力MPa；鍵的許用切應(yīng)力MPa；滿足滿足鍵的類型：根據(jù)軸的直徑mm，以及所需要的長度選用C型鍵代號分別為10×45 GB1567-79(90)，10×36 GB1567-79(90)兩種型號的鍵。在校核鍵的強(qiáng)度時(shí)，只校核了鍵的工作長度mm的鍵。因?yàn)殒I的工作長度越長，則擠壓應(yīng)力和剪切壓力越小，所以只需校核較短鍵的強(qiáng)度。梁的強(qiáng)度和剛度校核梁的自由扭轉(zhuǎn)計(jì)算已知梁的材料為Q235A，屈服點(diǎn)MPa，抗拉強(qiáng)度375500MPa。許用應(yīng)力公式式中，極限應(yīng)力；安全系數(shù)；對

41、于塑性材料極限力一般為屈服極限，為對應(yīng)屈服極限的安全系數(shù)。在一般情況下，靜載時(shí)的安全系數(shù)1.22.5，所以梁的許用應(yīng)力應(yīng)為MPa。根據(jù)最大的剪應(yīng)力準(zhǔn)則（第三強(qiáng)度理論）認(rèn)為：促使材料達(dá)到極限狀態(tài)的因素是最大剪應(yīng)力，只要最大剪應(yīng)力達(dá)到了軸向拉伸極限應(yīng)力，材料就屈服了。因此梁的屈服應(yīng)力應(yīng)取MPa。1.計(jì)算冷彎矩形空心型鋼的自由扭轉(zhuǎn)，所以按照閉口薄壁截面桿件扭轉(zhuǎn)時(shí)，最大減應(yīng)力發(fā)生在壁厚最小處，則最大剪應(yīng)力為MPa滿足。因?yàn)榇藭r(shí)計(jì)算的行車板和活動梁只是按照空心型鋼結(jié)構(gòu)計(jì)算，而未考慮空心型鋼的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。實(shí)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(yīng)力和最大扭轉(zhuǎn)角均小于計(jì)算值。2.計(jì)算停車梁的自由扭

42、轉(zhuǎn)停車梁是有槽鋼制成，所以其自由扭轉(zhuǎn)即槽鋼的自由扭轉(zhuǎn)。由于槽鋼屬于開口薄壁截面，所以扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)角為MPa rad所以滿足。此時(shí)計(jì)算出的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)角是在槽鋼無任何聯(lián)接的情況下算出的，實(shí)際上槽鋼上還有停車板和槽鋼總成、軸等聯(lián)接件，故槽鋼扭轉(zhuǎn)角和扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力受限而小于計(jì)算值?；顒恿旱膹?qiáng)度和剛度校核1.活動梁的強(qiáng)度校核首先對梁進(jìn)行簡化，認(rèn)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(fù)荷為N。所以只需校核載車重N時(shí)的強(qiáng)度和剛度是否滿足。（1）當(dāng)汽車正向進(jìn)入反向開出時(shí)活動梁在汽車正向進(jìn)入反向開出時(shí)的受力情況見圖3-8。將圖3-8沿坐標(biāo)原點(diǎn)旋轉(zhuǎn)得到圖3-12，圖中符

43、號含義與3.8中的符號含義相同。圖3-12 正向進(jìn)入活動梁受力分析由前面的計(jì)算公式可知：當(dāng)N時(shí)，N N NN N；彎矩圖見圖3-13。(a) (b)(c) (d)圖3-13 彎矩圖1) 剪力與彎矩方程式OA段如圖3-13a 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N N·m OB段如圖3-13b 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N N·m (mm) N·m (mm)OC段如圖3-13c 利用截面

44、法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NN (mm)N·m (mm)CD段如圖3-13d 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N N·m (mm) N·m (mm)2）剪力Q、彎矩M 根據(jù)各剪力Q、彎矩M可見，最大剪應(yīng)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 N·m。3）活動梁的強(qiáng)度條件梁的彎曲正應(yīng)力強(qiáng)度條件MPa考慮

45、到活動梁的結(jié)構(gòu)是由雙層空心型鋼鑲套而成，所以將其看作一體許用正應(yīng)力MPa所以彎曲正應(yīng)力強(qiáng)度條件滿足條件。梁的彎曲剪應(yīng)力強(qiáng)度條件：MPa所以活動梁的彎曲剪應(yīng)力強(qiáng)度條件MPa滿足要求11。（2）當(dāng)汽車反向進(jìn)入正向開出時(shí)活動梁在汽車反向進(jìn)入正向開出時(shí)的受力情況見圖3-10。將圖3-10沿坐標(biāo)原點(diǎn)旋轉(zhuǎn)得到圖3-14，圖中符號含義與圖3-10種的符號含義相同。圖3-14 反向進(jìn)入活動梁受力分析由前面的計(jì)算公式可知： 當(dāng)N，N N N N N；彎矩圖見圖3-15。(a) (b)(c) (d)圖3-15 彎矩圖1）剪力與彎矩方程式OA段如圖3-15a 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對

46、象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為N N·m OB段如圖3-15b 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m (mm)N·m (mm)OC段如圖3-15c 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為NN·m (mm)N·m (mm)CD段如圖3-15d 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平

47、衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 NN·m ()N·m ()2）剪力Q、彎矩M 根據(jù)各剪力Q、彎矩M可知，最大剪應(yīng)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 N·m3）活動梁的強(qiáng)度條件梁的彎曲正應(yīng)力強(qiáng)度條件 MPa式中，彎矩N·m；mm3所以梁的彎曲正應(yīng)力強(qiáng)度條件MPa滿足條件。 梁的彎曲剪應(yīng)力強(qiáng)度條件 MPa式中，剪力N；許用剪應(yīng)力MPa，所以活動梁的彎曲剪應(yīng)力強(qiáng)度條件滿足要求12。2.活動梁的剛度校核（1）當(dāng)汽車正向進(jìn)入反向開出時(shí)由于梁上作用的力并非單獨(dú)作用，所以采用疊加原理來求，將活動梁的各力單獨(dú)作用在活動

48、梁上，受力見圖3-16。(a)(b)(c)圖3-16 正向進(jìn)入活動梁受力分析1）作用力如圖3-16a 時(shí)撓度的計(jì)算作用力如圖3-16a，圖中a=3500mm，b=1500mm，因?yàn)樗該隙?mm由力引起的活動梁中間處的撓度變形 mm 轉(zhuǎn)角的計(jì)算圖3-16a所示的O、D即為所求的轉(zhuǎn)角rad rad2）作用力如圖3-16b時(shí)撓度y的計(jì)算圖中的撓度計(jì)算公式為 (3-7)當(dāng)mm時(shí)， mm當(dāng)mm時(shí)，即梁中間處的撓度，mm轉(zhuǎn)角的計(jì)算公式為rad rad3）作用力如圖3-16c所示時(shí)此圖表示的是活動梁不受外力時(shí)，在自重作用情況。圖中p代表的含義是梁的理論重量q，值為N/m，則撓度y和轉(zhuǎn)角分別為mm rad因

49、此活動梁的撓度y和轉(zhuǎn)角為這三種情況時(shí)轉(zhuǎn)角和撓度之和，所以梁的中間處的撓度為 ，轉(zhuǎn)角 故活動梁中間處的撓度和兩端的轉(zhuǎn)角分別為mmmm mm（2）當(dāng)汽車反向進(jìn)入正向開出時(shí)由于梁上的力并非單獨(dú)作用的，所以采用疊加原理求撓度和轉(zhuǎn)角。各力單獨(dú)作用在活動梁上的形式是圖3-16所示。1）作用力如圖3-16a所示撓度y的計(jì)算由于，所以撓度 mm中間處的撓度 mm轉(zhuǎn)角的計(jì)算rad rad2）作用力如圖3-16b所示撓度y的計(jì)算圖3-16b中的撓度 其中，mm mm N當(dāng)mm時(shí)，mm當(dāng)mm時(shí)，mm轉(zhuǎn)角的計(jì)算mm mm3）作用力如圖3-16c所示通過計(jì)算已知了在自重情況下的撓度和轉(zhuǎn)角值，即mm mm由于活動梁的撓度

50、和轉(zhuǎn)角是1，2，3這三種情況的總和。所以梁的撓度和轉(zhuǎn)角分別為 所以活動梁中間處的撓度 mm活動梁兩端的轉(zhuǎn)角 radrad停車梁的強(qiáng)度和剛度校核對停車梁的結(jié)構(gòu)簡化，并對其受力進(jìn)行分析。如圖3-17所示車正向進(jìn)入反向開出時(shí)， 圖3-17 停車梁受力分析停車梁所受的力。圖中，液壓缸的力在y方向投影；液壓缸的力在x向投影；汽車的重量作用在停車梁上的力，當(dāng)車重為N時(shí)，N N；支承梁對停車梁的反作用力；停車梁與其他元件的自重；車重(N)；N。如圖3-18所示車反向進(jìn)入正向開出時(shí)，停車梁所受的力13：圖3-18 反向進(jìn)入停車梁受力分析 圖中，汽車的自重作用在停車梁上的力；當(dāng)車重N時(shí)，N N（1）計(jì)算車正向進(jìn)

51、入反向開出的情況車正向進(jìn)入反向開出的受力如圖3-18?？紤]到停車梁的自重和其他元件的重力，估取N，根據(jù)公式 得 解得N N N根據(jù)Fx和Fy就可以確定作用在液壓缸的力，也就是液壓缸需要輸出多大的力F液N ()根據(jù)此力驗(yàn)算液壓缸的缸徑 mm式中，輸出力 N；系統(tǒng)壓力 MPa；所以，選用缸徑mm合適。將圖3-18繞坐標(biāo)圓點(diǎn)旋轉(zhuǎn)得到圖3-19。圖3-19 正向進(jìn)入停車梁受力分析1）列剪力與彎矩方程，彎矩圖見圖3-20(a) (b)(c) (d)圖3-20 彎矩圖OA段如圖3-20a 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪力方程和彎矩方程N(yùn)N·mOB段如圖3-20b 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開，并以左段為研究對象由左段平衡條件得剪力方程和彎矩方程為NN·m (mm)N·m (mm)OC段如圖3-20c 利用截面法，沿距O點(diǎn)為的任意截面將梁切開，并以左段為研究對象由左段平衡條件得剪力方程和彎矩方程為N N·m