家用雙層立體車庫系統(tǒng)的結構設計[畢業(yè)論文]

1、哈爾濱理工大學專科生畢業(yè)論文 家用雙層立體車庫系統(tǒng)的結構設計摘 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。車輛無處停放的問題是城市的社會、經(jīng)濟、交通發(fā)展到一定程度產(chǎn)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(nèi)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1。在此設計中，首先對立體車庫總體機構設計,通過利用杠桿和鏈傳動曳引活動梁實現(xiàn)對汽車的二層存取。選擇與計算液壓缸、液壓泵、電動機、減

2、速電機、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計后，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；結構設計41目 錄摘 要i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(nèi)外發(fā)展綜述21.4 主要研究內(nèi)容31.5 本章小結3第2章 方案選擇及結構設計42.1 立體車庫總體結構設計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)部件的選擇與計算52.2.1 液壓缸的選

3、擇與計算52.2.2 液壓泵的選擇82.2.3 泵電動機的選擇82.3 傳動部件的選擇與計算92.3.1 減速機的選擇92.3.2 鏈條的設計102.3.3 鏈輪的設計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 支承梁與活動梁的選擇152.6 本章小結16第3章 主要部件強度剛度校核173.1 軸的強度和剛度校核173.1.1 主動軸的強度校核173.1.2 主動軸的剛度校核193.1.3 從動軸的強度校核203.1.4 從動軸的剛度校核253.2 軸承和鍵的校核263.2.1 軸

4、承的校核263.2.2 鍵的強度校核283.3 梁的強度和剛度校核293.3.1 梁的自由扭轉計算293.3.2 活動梁的強度和剛度校核293.3.3 停車梁的強度和剛度校核363.4 本章小結39結論40參考文獻41致謝42第1章 緒論1.1 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(jù)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

5、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

6、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(nèi)，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(jīng)成為國內(nèi)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3。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(jīng)成為一個新興的行業(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50%以上。到

7、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(xiàn)有面積的條件下擴大停放車位的數(shù)量。1.3 立體停車設備國內(nèi)外發(fā)展綜述國外發(fā)展狀況:設備在國外最早出現(xiàn)日本。自19

8、59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(xié)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植到車庫產(chǎn)品中，使車庫技術進步和產(chǎn)品更新很快。比如高速曳引機和vvvf調(diào)速控制技術(即高速電梯技術)很

9、快應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。又如計算機管理、ic卡識別、計時收費系統(tǒng)一出現(xiàn)，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(chǎn)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(chǎn)品的經(jīng)濟實用性。日本經(jīng)濟經(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palis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(chǎn)品都是90年代的

10、新技術，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(xié)會，短短幾年時間就完成了從產(chǎn)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(xiàn)，協(xié)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(xiàn)了立體車庫。庫型以小型車庫為主，100個車位以下的占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)

11、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。1.4 主要研究內(nèi)容基于立體停車設備廣闊的市場前景，結合國內(nèi)立體車庫發(fā)展的現(xiàn)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。1.5 本章小結本章主要介紹了立體停車設備的發(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。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(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

12、于設計定位于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(zhì)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(nèi)，液壓泵再次工作推動柱塞上升，在停車板到達水平位置

13、后停止工作，到此完成了上層車輛的進出。通過上述動作便可實現(xiàn)雙層立體停車，車庫總圖如圖2-15。圖2-1 總裝圖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在設計初，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）；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(shù)取0.5。按計算公式 計算 式中

14、，當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(chǎn)生的力只是保持現(xiàn)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

15、力p未知，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(jù)液壓缸的理論輸出力f和系統(tǒng)選定的壓力。計算內(nèi)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，=0.9。 n缸筒內(nèi)徑 取缸徑標準值mm。根據(jù)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-6.3mpa100/56860l1f6hlq6。設定速度比，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

16、）；活塞桿收回時的速度（m/s）；則下降時需用的時間為s。4.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(lián)接螺紋桿端螺紋d(mm)10056m332m422表2-2 液壓缸的安裝尺寸缸徑（mm）tvvgbafb10013518068222.2.2 液壓泵的選擇已知活塞桿伸出的速度m/s，根據(jù)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；所以l/min，因此，泵的實際流量l/min估取泵的容積效率為

17、，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(jù)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(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，技術參數(shù)見表2-3。 表2-3 液壓泵技術參數(shù)排量ml/r壓力mpa轉速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%19.42031521502.2.3 泵電動機的選擇泵的輸出功

18、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(shù)見表2-47。表2-4 三相異步電動機技術參數(shù)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3.39603.9177.50.742.3 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(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

19、。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，則其設計的功率為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(jù)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43r/min，輸

20、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(shù)，則大鏈輪的齒數(shù)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(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

21、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.大鏈輪上鏈條的計算因為分度圓直徑相同且齒數(shù)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(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/

22、s，式中，鏈輪齒數(shù)，；鏈輪轉速，r/min；鏈輪節(jié)距，mm。3.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(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 鏈條的結構2.3.3 鏈輪的設計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

23、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到4050hrc。4.鏈輪結構由于鏈輪的齒數(shù)較少且分度圓直徑較小，所以采用整體式鋼制小鏈輪。主要結構見圖2-6。圖2-6 鏈輪結構（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

24、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）齒側倒角ba mm式中，節(jié)距；（6）齒側半徑y(tǒng)mm（7）齒全寬bfm mm式中，排數(shù)；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(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 m

25、m軸承代號：7209c 基本額定動載荷 ：kn kn。2.4.2 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2-8 軸承座尺寸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。活動梁的重量不能過重，這會給電動機帶來較大的

26、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2-118。 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(jù)要設計的各項數(shù)據(jù)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、減速電機、鏈

27、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(zhì)量看作一個質(zhì)點，作用在中心處。并把梁看作一個直桿，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： (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 主動軸受力分析圖中

28、，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，nm；主動軸兩側鏈輪上的扭矩，nm。1.求垂直面內(nèi)的支反力根據(jù)公式： 計算 解得 nn2.求水平面內(nèi)的支反力根據(jù)公式： 計算 解得 n n3.計算垂直面內(nèi)的彎矩 a點彎矩： nm b點彎矩： nm c點彎矩： nm4.計算水平面內(nèi)的彎矩 a點彎矩： nm b點彎矩： nm c點彎矩： nm5.求合成彎矩 a點合成彎矩： nm b點合成彎矩： nm c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

29、最危險，認為軸的扭切力為脈動循環(huán)應變力，取折合系數(shù)，則有 nm8.計算軸危險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力mpa，因此在危險截面處選用mm強度夠用9。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3-4，圖3-4 主動軸受合力時圖中符號的含義p為

30、f2和f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(shù)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3-4，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，切變模量，取mpa

31、；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(nèi)，此時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，靜止時活動梁與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）計算垂直面內(nèi)的彎矩垂直面內(nèi)的彎矩 nm。（4）計算水平面內(nèi)的彎矩水平面內(nèi)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

32、輪轉矩相同，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(shù)，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(diào)質(zhì)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(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：當車正向進入，反向退出時。由于一般的

33、轎車都采用發(fā)動機前置前輪驅動。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 正向進入活動梁受力分析圖中，所選用的車型的重力，n時最大的負載應為n；、活動梁和行車板對車的支反力；根據(jù)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(jù)公式： 得 當車重n時，n n，同軸上

34、的每個車輪的受力為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(jù)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(nèi)的支反力根

35、據(jù)得 。當車重n時，n，當車重n時，。（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 nm (n)nm (n)（4）水平面內(nèi)的彎矩水平面內(nèi)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(diào)質(zhì)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

36、，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(jù)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(nèi)。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

37、-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

38、載荷 kn kn，轉速r/min。1.主動軸軸承的計算（1）軸承支反力fr根據(jù)計算公式 (3-4)式中，垂直支反力，垂直支反力包括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）計算當量動載荷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。因為 ，所以徑向系數(shù)，軸向系數(shù) ，故當量動載荷為 nn（6）軸承的壽命計算軸承的壽命為：h，基本額定動載荷為n，當量動載荷為n，壽命指數(shù)為，轉速為r/

39、min。如果按一年360天計算，每天工作24小時，則該軸承可以工作20年11。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(chǎn)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(nèi)部軸向力s內(nèi)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(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）計算當量動載荷因為；，所以取徑向系數(shù)：，軸向系數(shù)： ，故當量動載荷為n n（6）軸的壽命計算h式中，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

40、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(jù)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

41、扭轉計算已知梁的材料為q235a，屈服點mpa，抗拉強度375500mpa。許用應力公式式中，極限應力；安全系數(shù)；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(shù)。在一般情況下，靜載時的安全系數(shù)1.22.5，所以梁的許用應力應為mpa。根據(jù)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。因此梁的屈服應力應取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

42、的內(nèi)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。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(lián)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(lián)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。

43、（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沿坐標原點旋轉得到圖3-12，圖中符號含義與3.8中的符號含義相同。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 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段如圖3-13b 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

44、條件得剪力方程和彎矩方程分別為n nm (mm) nm (mm)oc段如圖3-13c 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nn (mm)nm (mm)cd段如圖3-13d 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)2）剪力q、彎矩m 根據(jù)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。3）活動梁的強度條

45、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11。（2）當汽車反向進入正向開出時活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3-14，圖中符號含義與圖3-10種的符號含義相同。圖3-14 反向進入活動梁受力分析由前面的計算公式可知： 當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點為

46、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段如圖3-15b 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段如圖3-15c 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段如圖3-15d 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

47、分別為 nnm ()nm ()2）剪力q、彎矩m 根據(jù)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 nm3）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 mpa式中，剪力n；許用剪應力mpa，所以活動梁的彎曲剪應力強度條件滿足要求12。2.活動梁的剛度校核（1）當汽車正向進入反向開出時由于梁上作用的力并非單獨作用，所以采用疊加原理來求，將活動梁的各力單獨作用在活動梁上，受力見圖3-16。(a)(b)(c)圖3-16 正向進入活動梁受力分析1）作用力

48、如圖3-16a 時撓度的計算作用力如圖3-16a，圖中a=3500mm，b=1500mm，因為所以撓度 mm由力引起的活動梁中間處的撓度變形 mm 轉角的計算圖3-16a所示的o、d即為所求的轉角rad rad2）作用力如圖3-16b時撓度y的計算圖中的撓度計算公式為 (3-7) 當mm時， mm當mm時，即梁中間處的撓度，mm轉角的計算公式為rad rad3）作用力如圖3-16c所示時此圖表示的是活動梁不受外力時，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和轉角分別為mm rad因此活動梁的撓度y和轉角為1.2.3這三種情況時轉角和撓度之和，所以梁的中間處的撓度為

49、 ，轉角 故活動梁中間處的撓度和兩端的轉角分別為mmmm mm（2）當汽車反向進入正向開出時由于梁上的力并非單獨作用的，所以采用疊加原理求撓度和轉角。各力單獨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的計算由于，所以撓度 mm中間處的撓度 mm轉角的計算rad rad2）作用力如圖3-16b所示撓度y的計算圖3-16b中的撓度 其中，mm mm n當mm時，mm當mm時，mm轉角的計算mm mm3）作用力如圖3-16c所示通過計算已知了在自重情況下的撓度和轉角值，即mm mm由于活動梁的撓度和轉角是1，2，3這三種情況的總和。所以梁的撓度和轉角分別為 所以活動梁中間處的撓度 mm活動梁兩端的轉角 radrad3.3.3 停車梁的強度和剛度校核對停車梁的結構簡化，并對其受力進行分析。如圖3-17所示車正向進入反向開出時， 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