小型立体车库设计【机+液【8张图纸】【优秀】【2013年最新整理毕业论文】

本科学生毕业设计 小型立体车库设计 系部名称 ： 机电工程学院 专业班级 ： 机械设计制造及其自动化 08-1 学生姓名 ： 指导教师 ： 职 称 ： 讲师 黑 龙 江 工 程 学 院 二一二年六月 The Graduation Design for Bachelors Degree Stereoscopic Garage Candidate： Specialty： Mechanical Design and Manufacture Automation Class： 08-1 Supervisor： Heilongjiang Institute of Technology 2012-06 Harbin 黑龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 在我国汽车保有量越来越大、停车问题越来越严重的情况下，开发适合我国国情的立体车库，是解决停车问题的有效途径。 车辆无处停放的问题是城市的社会、经济、交通发展到一 定程度产生的结果，我国也于 90 年代初开始研究开发机械立体停车设备，距今已有 近二十 年的历程。由于很多新建小区内住户与车位的配比为1:1，为了解决停车位占地面积与住户商用面积的矛盾，立体停车设备以其平均单车占地面积小的独特特性，已被广大用户接受。 在此设计中，通过利用杠杆和链传动曳引活动梁实现对汽车的二层存取。 在完成确保双层车辆均可自由存取的总体框架的设计后，对链传动存取车辆装置及其零部件、活动梁及停车梁等主要结构及其零部件进行计算校核。 该立体车库结构简单，操作方便，成本低廉，比较适合于家庭用户。 关 键词 ：立体车库； 杠杆 ； 链传动 ； 曳引 ；校核 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II ABSTRACT In 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 adapts 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. After 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 checked. 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 黑龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 课题背景 . 1 1.2 立体车库研究意义 . 1 1.3 立体停车设备国内外发展综述 . 2 1.4 主要研究内容 . 2 第 2 章 方案选择及结构设计 . 4 2.1 立体车库总体结构设计 . 4 2.1.1 车型及车库参数 . 4 2.1.2 车库工作流程 . 4 2.2 液压系统部件的选择与计算 . 4 2.2.1 液压缸的选择与计算 . 4 2.2.2 液压泵的选择 . 7 2.2.3 泵电动机的选择 . 8 2.3 传动部件的选择与计算 . 8 2.3.1 减速机的选择 . 8 2.3.2 链条的设计 . 9 2.3.3 链轮的设计 .11 2.4 轴承和轴承座的类型 . 13 2.4.1 轴承的类型 . 13 2.4.2 轴承座的类型 . 14 2.5 其它主要零件的选择 . 14 2.5.1 停车梁的选择 . 14 2.5.2 支承梁与活动梁的选择 . 14 2.6 本章小结 . 15 第 3 章 主要部件强度刚度校核 . 16 3.1 轴的强度和刚度校核 . 16 3.1.1 主动轴的强度校核 . 16 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.1.2 主动轴的刚度校核 . 18 3.1.3 从动轴的强度校核 . 19 3.1.4 从动轴的刚度校核 . 24 3.2 轴承和键的校核 . 25 3.2.1 轴承的校核 . 25 3.2.2 键的强度校核 . 27 3.3 梁的强度和刚度校核 . 28 3.3.1 梁的自由扭转计算 . 28 3.3.2 活动梁的强度和刚度校核 . 28 3.3.3 停车梁的强度和刚度校核 . 35 3.4 本章小结 . 38 结论 . 39 参考文献 . 40 致谢 . 41 全套 资料带 CAD 图， QQ 联系 414951605 或 1304139763 黑龙江工程学院本科生毕业设计 黑龙江工程学院本科生毕业设计 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 课题背景 我国自改革开放以来，房地产业和汽车工业两大支柱产业得到了高速发展，尤其随着我国城市建设速度的加快和人民生活水平的提高，轿车进入家庭已成为必然趋势。据统计， 2011 年 我国民用汽车保有量约 10578 万辆。其中 私人 轿车占 41%。 需要大量的 轿车泊位 ， 通过建立立体停车库来解决 我国城市停车难的问题。 2011 年，我国已成为全球第 一 大 汽 车市场，国内销售总量达到 1850.51 万辆，而汽车保有量 破亿 ，其中私人轿车的保有量就有 4322 万辆。停车难成为继行车难之后困扰各大中城市的交通难题。 我国汽车工业的高速发展和汽车销售额的高速增长，必然给城市交通（包括动态交通和静态交通）带来巨大的压力，各地政府虽已花大力支持城市交通基础设施建设，但始终难以满足汽车快速增长的需要。最近十几年来，我国城市机动车增长速度年平均在 10% 15%，而城市道路年平均增长速度只有 2% 3%。特别是大城市的机动车拥有量和交通的增长远远超过交通基础设施的增长速度。如北京市在 90 年代小汽车年平均年增长速度 达到 30%左右，但城市道路年平均增长率只有 1.2%，道路面积年增长率为 3.7%。静态交通基础设施的建设更落后于动态交通基础设施建设，全国停车位缺口平均在 60%以上。因此造成大量车辆停在道路内，形成马路停车场。随着汽车进入家庭的速度不断加快，对城市交通基础设施的压力越来越大。交通拥堵、停车难已经成为国内很多城市发展的严重制约因素，因此也引起了各级政府的重视。解决停车难的一个主要手段就是建设立体停车库。 立体停车库可以高效地利用土地面积；可以提高交通车辆的流通速度；可以保证车辆的安全有序的管理。因此，近 十多年 年 来立体停车库在我国得到了高速的发展，智能停车设备行业已经成为一个新兴的行业。从 1997 年到 2000 年，年递增速度在 30%以上， 2000 年到 2009 年，年递增速度达 50%以上。到 2009 年底，全国已有 31 个省，自治区，直辖市的 56 个城市兴建了机械式立体停车库，共 2200 个，其中，以北京、上海、江苏、浙江、广东发展较快。预计在今后五到十年间这种需求有增无减。 1.2 立体车库研究意义 随着城市建设的高速发展，城市中的商业大厦、高级写字楼、办公楼和居民小区如雨后春笋般拔地而起。各大城市对城市建设的规划都提出在这些高 楼大厦和住宅小区必须提供机动车停车场 (库 )的要求。而由于城市建筑用地的紧张和地价的居高不下，黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 这些停车场自然由过去的平面形式转为立体形式和地下形式，以期在现有面积的条件下扩大停放车位的数量 1.3 立体停车设备国内外发展综述 国外发展状况 :设备在国外最早出现日本。自 1959 年起日本开始研究，逐步进入设计和制造。 1965 年成立行业协会，发展至今有 110 家会员。目前在日本立体停车库应用普及率很高，主要集中在大城市，在东京、名古屋、大阪三大地区集中了全国 75%的车库。在这些城市，几乎每条街道都能看到不同型式的车库，所 以日本的停车问题解决得相当好。日本的车库种类很多，技术比较先进。主要种类有升降横移式，垂直循环式和垂直升降式。 国外立体停车设备的技术以日本和德国领先，其发展主要有两个特点： 一是高技术含量高。日本和德国的车库行业将机、电工业的高新技术成果随时转化和移植到车库产品中，使车库技术进步和产品更新很快。比如高速曳引机和 VVVF调速控制技术 (即高速电梯技术 )很快应用到垂直升降式车库产品，使这种电梯式车库存取速度更快，存车量更大，从而逐步替代老式的垂直循环式塔型车库。又如计算机管理、 IC 卡识别、计时收 费系统一出现，立即应用于停车库，使车库溶于城市楼宇自动化管理系统中，无论是公共停车还是住宅停车变得更容易、更方便。 二是车库产品朝着性能价格比更高的方向发展。即不但重视停车密度和高性能，更讲究产品的经济实用性。日本经济经历了几次高潮和低谷，车库行业亦几起几落，在竞争中，产品越趋成熟越注重经济实用，性能价格比更高。比如日本的三菱、大幅株式会社和德国 PALIS 公司均研制成功停车密度较高，而造价较低的高层车库和无车板、无车架等先进车库。这些新产品都是 90 年代的新技术，一问世，很快替代了老产品，并且正在打入 了中国车库市场。 国内发展状况 :我国在 20 世纪 80 年代初开始研制机械式停车设备，进入 90 年代，有了突飞猛进的发展。从 1992 年进口第一座垂直循环式车库到 1996 年成立立体停车设备协会，短短几年时间就完成了从产品和技术引进到自主开发、制造的过程。几年来各种类型的车库设备相继出现，协会成员已发展到 60 多家企业和研究院所。目前上海、北京、深圳、广州、天津、成都、大连、南京、济南、福州、沈阳等城市都相继出现了立体车库。库型以小型车库为主， 100 个车位以下的占 64%； 100500 个车位的占 33%； 500 个车位以上的 大型车库占 3%，但已有增长的势头。使用地以商业住宅小区为主，用于小区配套的占 50%，单位自用停车库占 30%，公共停车库占 20%。 1.4 主要研究内容 基于立体停车设备广阔的市场前景，结合 国内立体车库发展的现状，决定研究设黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 计较为简单的家庭用双层立体车库，设计以成本低廉，操作方便为原则。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 方案选择及结构设计 2.1 立体车库总体结构设计 2.1.1 车型及车库参数 车型选择为中小型轿车，以桑塔纳 LX 为例车辆总长 4546mm，总宽 1690mm，总高 1427mm，质量 1030kg。轴距为 2548mm，轮距前 1411mm，后 1422mm。由于设计定位于低成本的简易型双层立体车库，所以决定采用结构简单的简易俯仰式立体车库。车库总长 6700mm，总宽 2330mm，停车总高度 3500mm，二层车板距地面 1900mm，二层停车板最大承受质量为 1500kg，俯仰角度为 10。 2.1.2 车库工作流程 其工作原理是二层停车板处于水平位置时，下层车辆可自由出入。当有车辆需要进出二层停车位时，启动液压泵电动机使液压缸的柱塞下降从而使停车梁整体下降。当停车梁下降到指定位置时，液压泵停止工作，停车梁尾部电 动机通过链轮带动链条使活动梁伸出直至地面，此时车辆通过活动梁进出二层停车板，随后活动梁收缩至停车板内，液压泵再次工作推动柱塞上升，在停车板到达水平位置后停止工作，到此完成了上层车辆的进出。通过上述动作便可实现双层立体停车。 9 6 0 0 图 2.1 立体车库原理图 2.2 液压系统部件的选择与计算 2.2.1 液压缸的选择与计算 1.计算受力 在设计初，所有的质量都是未知的，所以估取车辆自重 2 吨约为 20KN，停车梁与各梁的自重为 1 吨约 10KN。停车梁的长度 为 6500mm，两支点的中心距为 4300mm。其受力情况见图 2.2。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 6 0 0 m m2 1 6 0 mm1 6 0 0 mm1 6 0 0 mm6 5 0 0 mmy xF yF 11 0 G1 G 2F xF 1 F 1 图 2.2 停车梁受力分析 其中，xF-液压缸的力在 Y 方向上的投影；（ N） 1G-液压缸的力在 X 方向上的投影；（ N） 2G-车重作用在停车梁上的力；（ N） 1F-支承梁作用在停车梁上的力；（ N） 2F、 2F-分别是停车梁静止和上升时的摩擦力；（ N）摩擦系数取 0.5 按计算公式 0x 0y 0m 计算 12s i n 1 0 0xmF G G F 12c o s 1 0 c o s 1 0 0yF G G 12 0yF O C G A C G B C 式中，当槽钢即停车梁静止时2 mFF；当停车梁上升时 2 mFF。 解得 2 2390F N 13600yF N 1 15960F N xF 2820N（静止时） 7600xF N（上升时） 每侧受力 2 1195F N 6800yF N 1 7970F N 1410xF N（静止时） 3800xF N（上升时） 当液压缸工作时，认为停车梁处于水平位置，但受力的情况如图 2.3 所示： 600mm 2160mm 1600mm 1600mm6500mmyxF y F 1G 1 G 2F xF 1 F 1 A B 图 2.3 停车梁受力分析 按公式 0y 0m 计算 12 0yF O C G A C G B C 1F yF 1G 2G 0 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 解得 13620yF N 1 16370F N 作用在每一侧的力分别为 6810yF N 1 8190F N 2.作用在耳环销轴上的力 计算耳环销轴上的力的目的在于确定作用在液压 缸上的力，静止和举升时液压缸上的力按照 s i n 1 0 c o s 1 0xyF F F (2.1) 静止时 1410xF N 6800yF N 6940F N 举升时 3800xF N 6800yF N 7360F N 液压缸在工作时也就是液压缸达到最大行程时，液压缸所产生的力只是保持现有状态，此时 6810F N。因此，液压缸的计算按着最大力的情况下计算。 3.液压缸的计算 已知液压缸输出的力 7360F N，工作压力 P 未知，但按照液压元件手册上选取，考虑到负载的变化，所以选取负载 5KN 10KN 对应的工作压力 1.5MPa 2MPa，故取 2P MPa。根据液压缸的理论输出力 F 和系统选定的压力。计算内径 D 按计算公式 4FDP (2.2) 式中， F -理论输出力 (N)； P -系统压力 (MPa)； 0tFF (2.3) 式中，0F-活塞杆的实际作用力0F=7360N； -负载率；取 =0.6 t-液压缸的总效率；假设液压缸的密封采用橡胶圈则t 1（容积效率）t=0.9 0 1 3 6 2 9 . 6 3tFF N 缸筒内径 4 9 3 .1 5FDPmm 取缸径标准值 100D mm。 根据标准缸径选择液压缸，确定为冶金设备用的标准液压缸，型号为Y-HGI-6.3Mpa100/56860L1F6HLQ。 设定速度比 1.46 ，已知行程为 860mm，令其在 30s 内伸出，则 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 1 860 0 .0 2 930v m/s 21 0 .0 3 3vv m/s 式中，1v-活塞杆伸出的速度（ m/s）；2 v-活塞杆收回时的速度（ m/s） ， 则下降时需用的 时间为 860 2 5 .9 83 3 .0 9 s 4.液压缸的结构及安装尺寸 液压缸的结构和尺寸安装分别见图 2.4 和表 2.1， 2.2。 TVTV VG 图 2.4 液压缸尺寸 表 2.1 液压缸的结构尺寸 缸径 D(mm) 活塞杆直径 (mm) 油口尺寸 联接螺纹 杆端螺纹 d(mm) 100 56 33 2M 42 2M 56 表 2.2 液压缸的安装尺寸 缸径 TV VG BA FB 100 135 180 68 22 2.2.2 液压泵的 选择 已知活塞杆伸出的速度1 0.023v m/s，根据计算公式 vqv A 缸 ( 2.4) 式中， q -液压缸的流量及泵的实际流量（ L/min）； A -液压缸活塞的有效面积（ m2） v缸-液压缸的容积效率；取 1v 缸，故 1 0 .6 8q v A L/min 因此，泵的实际流量 2 2 1 .3 6qq泵L/min 估取泵的容积效率为 0.8v ，则泵的理论流量 黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 v2 6 .7 t qq 泵 L/min 若电动机的转速为 940 r/min，则泵的排量 28.4tqV n ml/r 泵的选择因根据系统的实际工况来选择，在固定设备中液压系统的正常工作压力为泵的额定压力的 70% 80%，对于系统工作压力为 2MPa，则泵的额定压力在2.5MPa 3MPa。此外泵的流量须大于液压系统工作时的最大流量，以保证有足够的寿命，泵的类型应选用内啮合齿轮泵。根据额定压力和排量确定泵的型号为 G（ P） A3-25，技术参数见表 2.3 表 2.3 液压泵技术参数 排量 ml/r 压力 MPa 转速 r/min 效率 质量 kg 外型尺寸 额定 最高 容积 总效 长 宽 高 33.0 10 940 80% 85% 19.4 203152150 2.2.3 泵电动机的选择 泵的输出功率 P p q （ 2.5） 式中， p -工作压力 q -泵的流量 已知工作压力 2p MPa， 2 4 . 8 2vq v n l/min， 则泵的输出功率 0 .8 3P p q kw 而泵的输人功率 0 .9 7 3iPpkw 因为泵的输人功率即为电动机的机械功率，故电动机的功率为 0.973kw。选用 R系列三相异步电动机，其技术参数见表 2.4 表 2.4 三相异步电动机技术参数 型号 额定功率 kw 满载时 重量 kg Y112M-6 1.5 转速 r/min 电流 A 效率 功率因子 3.3 940 3.91 77.5 0.74 2.3 传动部件的选择与计算 2.3.1 减速机的选择 通过测量可以初步知道活动梁所走的长度约为 5000mm。如果要在 30s 内收回，则链轮的线速度 0.17v m/s。估取大链轮的分度圆直径 100d mm，活动梁与停车板的质量约为 300kg。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 1.链条所承受的拉力 s i n 1 0 5 2 0 . 9 5FG KN，其中 G 为行车板与活动梁的重力。传递功率 0 .0 8 81000FvP kw， 则设计功率为 0 . 0 5AdZMKPP KK kw，此功率即为电动机功率。式中，AK-工况系数；取AK=1.0；ZK-小链轮齿轮系数，取小链轮齿数 17，则ZK=0.887；MK-多排链排数系数；取MK=2 2.链轮转速为 30 3 2 .4 7vnrr/min， 式中， v -链轮线速度； r -分度圆半径， r =50 2 6 .0 5M F r Nm。 3.中心链轮的扭矩 2 6 .0 5M F r Nm。式中， F -链条所受力； r -分度圆半径。估取小链轮的分度圆直径 80d mm，则电动机的扭矩 2 0 . 8 42dMF Nm。 4.根据设计摆线针轮减速机， 该减速机传动比范围大、体积小、重量轻、效率高、运转平稳。 选用电动机的扭矩 M 20.84 Nm 和功率 0.05dP kw， 选择摆线针轮减速机 8085，该减速机功率 0.18kw，输入转速 1500r/min， 输出转速 43r/min，输出轴直径18mm，重量 1.1kg。 2.3.2 链条的设计 1.小链轮上的链条计算 小链轮的转速1 43n r/min，估算大链轮的转速为2 32.47n r/min。 （ 1） 传动比 i 计算传动比按公式12ni n 计算，则 1.32i 。 小链轮的齿数 1 17z ，则大链轮的齿数212 2 .5z i z 取 22，则实际传动比 1.29i ，那么 n2 的实际转速为 33.33 r/min。 （ 2）链条节距 p 由设计功率dp和小链轮的转速 n1，选用 0.8A 型的链条，其节距 12.7p mm。检验小链轮孔径孔径 dk 最大可以达到 34mm，而电动机输出轴 30D mm，maxkdD所以满足使用要求。 （ 3）初定中心距 小链轮与大链轮之间的中心距暂取0 20ap （ 4）链条节数 Lp 12002 5 9 . 5 22pppzz cLaa 节 式中，1z、2z-小链轮和大链轮齿数；0a-初定中心距；所以取 60 节。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 （ 5）链条长度 L 0 .7 61000PLpL m 式中，PL-链长节数； p -链条节距 （ 6）理论中心距 a 21( 2 ) 2 5 6 . 9 8paa P L z z K mm， 式中， P -链条节距；pL-链长节数；1z、2z-小链轮和大链轮的齿数；aK通过查表得256.98aK mm； （ 7）链速 v 11 0 . 1 5 56 0 1 0 0 0z n pv m/s 式中，1z-小链轮齿数；1n-小链轮转速； p -链条节距； （ 8）有效圆周力 F 1000 1200pF vN 式中， p - 传递功率， 0.18p kw； v - 链条速度 (m/s) ； 作用在轴 上的拉力FQ 1 . 2 1 4 4 0FAQ K F N 式中， F -有效圆周力；AK-工况系数；取 1.0AK 2.大链轮上链条的计算 因为分度圆直径相同且齿数均等于 22 个齿，所以传动比 1i 。 （ 1）链条节距 P 链条的型号为 08A，所以 12.7p mm。 （ 2）初定中心距 a0 由于结构需要，选用的中心距0 5900a mm （ 3）链条节数 Lp 12002 9 5 1 . 7 32pppzz cLaa 节 ,取 952 节 式中，00p aa p； 2212zzc ；1z,2z大链轮的齿数1222zz； （ 4）链条长度 L 1 2 .0 91000PLpL m， 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 式中，PL-链条节数； p -链条节距。 （ 5）理论中心距 a 因1222zz，故理论中心距 ( ) 5 9 0 5 . 52 ppa L z mm，式中，pL-链条节数； p -链条节距； z -链轮齿数。 （ 6）链速 v 22 0 . 1 5 56 0 1 0 0 0z n pv m/s， 式中，2z-链轮齿数，2 22z ；2n-链轮转速，2 33.33n r/min； p -链轮节距 ， 12.7p mm 3.链条的结构 链条的结构如图 2.5，传动用短节 距精密滚子链，其基本参数和尺寸见表 2.7。由于链轮的中心距较大，所以链条的支承采用托板式支承方式，托板上可以衬以软钢、塑料或耐油橡胶，滚子可以在其上滚动。由于中心距较大采用 4 段且两段之间留有一定的距离，利用链条的自重下垂张紧。 Ph3h2L 1C 1L 2C 2 图 2.5 链条的结构 2.3.3 链轮的设计 1.链轮基本参数 链轮齿数：小链轮齿数1 17z ，大链轮齿数2 22z 。链条的节距 12.7p mm。链条的滚子外径 6rd mm。 2.链轮的主要尺寸 （ 1）分度圆的直径按照公式 180sin zpd （ 2.5） 式中， p -链条节距； z -链条齿数； 小链轮分度圆直径1 69.12d mm 大链轮分度圆直径2 89.24d mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 （ 2）齿顶圆直径按公式 m a x 1 . 2 5ard d p d m i n 1 . 6( 1 )d d dz （ 2.6） 则小链轮 1 m a x 7 8 .9 9ad mm 1 m in 7 4 .6 2ad mm 取 小链轮齿顶圆 1 75ad mm 而大链轮齿顶圆 2 m a x 9 9 .1 2ad mm 2 m in 9 5 .0 2ad mm 大链轮齿顶圆取 2 95ad mm （ 3）齿根圆直径按公式 frd d d （ 2.7） 式中， d -分度圆直径；rd-滚子外径； 小链轮 1 63.12fd mm 大链轮 2 83.24fd mm 3.链轮材料的热处理 由于链轮的工作条件需要耐磨损而且无剧烈冲击振动，所以链轮材料为 45 钢淬火处理表面硬度达到 40 50HRC。 4.链轮结构 由于链轮的齿数较少且分度圆直径较小，所以采用整体式钢制小链轮。主要结构见图 2.6。 dh dk hb fL 图 2.6 链轮结构 （ 1） 轮毂厚度 H 0 . 0 16kdh k d （ 2.8） 式中， k -常数，取 4.8k 孔径； d -分度圆直径； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 小链轮轮毂厚度为 1 8.49h mm 大链轮轮毂厚度为 2 11.53h mm 中心处大链轮 50kd mm，2 8 9 .2 4ddmm 则 14.03h mm （ 2） 轮毂长度 L 3.3Lh （ 2.9） 小链轮 1 28.02L mm 大链轮 2 38.03L mm 中心链轮 46.28L mm （ 3）轮毂直径 dh 按公式 2hkd d h计算，式中，kd-孔径； h -轮毂厚度； 小链轮 1 34.98hd mm 大链轮 2 58.06hd mm 中心链轮 78.06hd mm （ 4）齿宽 bf 由于节距 12.7p mm，所以按10.93fbb计算，式中，1b-链条的内节内宽； 1min 7.85b mm 所以min 0.93fb mm，1min 7.30b mm 取齿宽 8.00fb mm。 （ 5）齿侧倒角 ba 0 . 1 3 1 . 6 5abp公称 mm 式中， p -节距； （ 6）齿侧半径 Y 1 2 .7xYp公称 mm （ 7）齿全宽 bfm 1( 1 ) 2 2 . 3 8mf t fb m p b mm 式中， m -排数；1fb-齿宽；tp-排距 2.4 轴承和轴承座的类型 2.4.1 轴承的类型 根据链轮的轴径来选用轴承，考虑到主、从动轴可能会受到轴向力，所以轴承选用既能承受轴向力又能承受径向力的角接触球轴承，其外形尺寸见图 2.7。 基本尺寸： 45d mm 85D mm 19B mm 安装尺寸：min 52aD mm max 78aD mm max 1asY mm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 轴承代号： 7209C 基本额定动载荷 38.5rC KN 0 28.5rC KN 2.4.2 轴承座的类型 轴承座是固定和限制轴承运动的机件，所以轴承座要与轴承相匹配。其选用轴承座结构图 2.8。 dD da Da 图 2.7 轴承 尺寸 2.5 其它主要零件的选择 2.5.1 停车梁的选择 停车梁作为主要承重的梁，需要有良好的机械性能和力学性能，以及能够使 1 其外观设计美观简洁。所以可选用槽钢，其外形尺寸见表 2.5。 2.5.2 支承梁与活动梁的选择 支承梁作为一个主要支承，要考虑到各个方向的受力情况，所受力能够得到有效支撑而不发生变形和断裂，但要尽可能减小自身的重量，所以采用冷弯矩形空心型钢，其规格见表 2.6。 活动梁的重量不能过重，这会给电动机带来较大的负荷，在保证强度和刚度的情况下减小自重。所以，活动梁也采用冷弯矩形空心型钢。为了保证有足够的强度和刚度决定采用双层冷弯矩形空心型钢。其结构示意图见图 2.9，规格见表 2.11。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 ABL 图 2.8 轴承座尺寸 图 2.9 空心型钢结构 表 2.5 冷弯矩形空心型钢规格 边长 壁厚 mm 理论重量 kg/m 截面面积 cm2 A B 150 100 5.0 18.334 23.356 表 2.6 冷弯矩形空心型钢规格 边长 壁厚 mm 理论重量 kg/m 截面面积 cm2 A B 100 50 5.0 10.484 13.356 80 40 5.0 6.710 8.547 2.6 本章小结 本章主要根据要设计的各项数据对 液压系统部件 、 传动 部件进行 选择与计算，其中主要是对液压缸、液压泵、电动机、减速电机、链条及链轮的选择和计算，另外通过是上述零部件的选择确定了轴承的类型及梁的选择。 D d2Ag黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 第 3 章 主要部件强度刚度校核 3.1 轴的强度和刚度校核 在设计过程中随 着计算的深入，其结构形式以明确。梁的重量可以初步确定，活动梁的总成重量约为 300kg。这个力作用在两根轴的两侧，若假设将质量看作一个质点，作用在中心处。并把梁看作一个直杆，则所受的力如图 3.1 5 9 0 0 mmyxF 1F 2ACB2 9 5 0 mm10 图 3.1 活动梁受力分析 图中，1F-从动轴对活动梁的支承力；2F-主动轴对活动梁的支承力； G -活动梁与 行车板的自重； 按照公式： 0y 0AM (3.1) 计算 12 c o sF F G 2c o s 0G A B F A C 解得 1 1477.21F N 2 1477.20F N 每一侧轴上的力为 1 738.6F N 2 738.6F N 3.1.1 主动轴的强度校核 首先将主动轴简化，受力情况如图 3.2。 F 2F F V1 F H1 F V2 F H2 F 2 FTTT1694mm54mm20mm 60mm 54mm 20mmO A B C D 图 3.2 主动轴受力分析 图中，2F-活动梁作用在主动轴上的力；2 738.6F N F -链条通过链轮作用在主动轴上的力； 600F N F -有效圆周力； 1200F N HF，VF-垂直面、水平面的轴承支反力； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 T -主动轴中心轮上的扭矩； 53.54T Nm T -主动轴两侧链轮上的扭矩； 2 2 6 .7 8TT Nm 1.求垂直面内的支反力 根据公式 ： 0y 0AM 计算 1212 s i n 1 0 0VVF F F F 222s i n 1 0 0VF O A F A B F A C F A D 解得 2 537.35VF N 1 731.47VF N 2.求水平面内的支反力 根据公式 ： 0x 0AM 计算 122 c o s 1 0 0HHF F F F 2 c o s 1 0 0HF A C F A B F O A F A B 解得 1 559.57HF N 2 5 4 1 .3 4HF N 3.计算垂直面内的弯矩 A 点弯矩 ： 2 3 9 . 8 8AVM F O A Nm B 点弯矩 ： 12 5 1 . 9 6B V VM F O B F A B Nm C 点弯矩 ： 12 s i n 1 0 3 9 . 8 8C V VM F O C F A C F B C Nm 4.计算 水平面内的弯矩 A 点弯矩 ： 3 2 . 4AHM F O A Nm B 点弯矩 ： 1 1 0 0 . 8 9B H HM F O B F A B Nm C 点弯矩 ： 1 c o s 1 0 3 2 . 4C H HM F O C F A C F B C Nm 5.求合成弯矩 A 点合成弯矩 ： 22 5 1 . 3 8A A V A HM M M Nm B 点合成弯矩 ： 22 1 1 3 . 4 8B B V B HM M M Nm C 点合成弯矩 ： 22 5 1 . 3 8C C V C HM M M Nm 6.轴的转矩 T 由已知条件可知主动轴的转矩 53.54T Nm 7.求危险截面的当量弯矩 Me 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 从 上式中 可以看出 B 截面最危险，认为轴的扭切力为脉动循环应变力，取折合系数 0.6 ，则有 22( ) 1 1 7 . 9 2eM M T Nm 8.计算轴危险截面处的直径 轴的材料选用 45 钢调质处理，轴的直径 3 2 6 . 9 90 . 1 1 6 Md mm 由表查得许用弯曲应力 16 60 MPa，因此在危险截面处选用 50d mm 强度够用。 3.1.2 主动轴 的刚度校核 1.挠度 y 的计算 由于作用在轴上的力并非单独得，所以需用叠加原理来求挠度。 （ 1）当圆周力 F 单独作用时 圆周力 F 单独作用时的情况见图 3.3。 A CPaLb c 图 3.3 主动轴受圆周力时 图中， F -圆周力，即 1200PF N, 1694a mm, 60b mm, 1754L mm 因为 ab ，所以挠度 322 2m a x() 0 . 3 5 293p b L byE I Lmm 式中， E -为弹性模量，取 52 10E MPa； I -惯性矩 。 在该力 P 的作用下中间位置的挠度 2212( 3 4 ) 0 . 3 4 348p b L byEImm， （ 2）在 F2 和 F合力作用时 合力作用时的情况见图 3-6， A CL 2 c O DL 1L 1P PO D 图 3-4 主动轴受合力时 黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 图中符号的含义 P 为 F2 和 F合力，其中1 54L mm，2 1754L mm 2 22 9 5 1 . 6P F F Nm 挠度的计算公式分别为 3 21113( 2 )0 . 1 6 96LpLLyEI mm 2122 0 . 4 9 18p L Ly EImm 挠度在中心处的 y 值为 122 0 . 8 3 4y y y mm， 满足一般用途的轴 (0.0003 0.0005),轴的总长 L 0.5706 0.9510mm。 2.转角的计算 转角的计算依然采用叠加的方法。 （ 1）当圆周力 F 单独作用时 圆周力 F 单独作用时的情况见图 3.3，图中全部符号含义相等且数值相等，则 () 0 . 0 0 1 46A p a b L bE I L rad () 0 . 0 0 2 86C p a b L aE I L rad （ 2）在 F2 和 F合力作用时 合力作用时的情况见图 3.6，图中全部符号含义相等且数值相等， 1 1 2() 0 . 0 0 3 22OD p L L LEI rad 12 0 . 0 0 3 12AC p L LEI rad 因此 A， C 处的转角为： 0 . 0 0 4 5A O A A rad 0 . 0 0 5 9C O C C rad， 两值均小于向心球轴承的许用值 0.05 。 3.扭矩的变形计算 由于主动轴的结构采用了阶梯轴，所以扭矩变形计算公式为 11 n iii piTLGI （ 3.2）式中， G -为切变模量，取 58.0 10G MPa；转矩 - 53.54T Nm；pI-极惯性 432p dI ； L -轴的长度；则11 0 . 0 0 0 3 6n iii piTLGI rad 满足要求。 3.1.3 从动轴的强度校核 1.活动梁与行车板处于非工作状态 非工作状态是指活动梁与行车板在停车梁和行车板组成的空间内，此时轴的受力只是使轴发生纯弯曲。其受力情况如图 3.5。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 20 F 2 F F V1 F H1 F V2 F H2 F 2 FT T1754mm54mm20mm 54mm 20mmE F I H 图 3.5 从动轴受力分析 图中，1F-静止时活动梁与行车板作用于从动轴上的力； F -链条对从动轴产生的力； F 、HF-轴承给轴的垂直面和水平面的支反力； （ 1）求垂直面内的支反力VF 按公式 0y 得 112 2 0VFF 117 3 8 .6VFFN。 （ 2） 求水平面内的支反力 按公式 0x 则 112 2 0HFF 11600HFFN。 （ 3） 计算 垂直面内的弯矩 垂直面内的弯矩 1 3 9 . 8 8E V I VM M F E F Nm （ 4） 计算 水平面内的弯矩 水平面内的弯矩 3 2 . 4E H I HM M F E F Nm （ 5）求合成弯矩 合成的弯矩 22 5 1 . 3 8F I E H E VM M M M Nm （ 6）轴的转矩 从动轴的转矩与主动轴两端的链轮转矩相同，即 26.78T Nm。 （ 7）当量转矩 Me 22( ) 5 3 . 8 4eM M T Nm 式中， M -轴上所承受的最大弯矩； T -从动轴上的转矩； -折合系数，认为轴上的扭应力是脉动循环变应力取 0.6 。 （ 8）计算从动轴的直径 轴的材料选用 45 钢调质处理，轴的直径 3 2 0 . 7 8. 0 1 1 6 Md mm 由表查得许用弯曲应力 16 30 MPa，考虑到键的作用会对轴有所削弱，故将轴径d 增大 4%，即 21.61d mm，应此取轴径 35d mm。 2.活动梁与行车板处于工作状态 车型以桑塔纳 LX 为例。已知轴距为 2548mm，轮距前 1414mm，后 1422mm，总长 4546mm，总宽 1690mm，总高 1427mm，质量为 1030kg。估取活动梁与行车板最黑龙江工程学院本科生毕业设计 21 大能承受的质量为 1500kg，即满载质量为 1500kg。 情况 1：当车正向进入，反向退出时。 由于一般的轿车都采用发动机前置前轮驱动。所以，故取车的质心在离前轮中心1000mm处。因此活动梁和行车板的受力如图 3.6。 yxF 1F 2AB2 5 4 8 m m1 0 10 0 0 m mG 图 3.6 正向进入活动梁受力分析 图中， G -所选用车型的重力， 10300G N 最大负载时m ax 15000G N； 2F、1F-活动梁和行车板对车的支反力； 根据公式 0y 0BM 得 12 c o sF F G 1 c o sF A B G O B 当车重 10300G N 时，1 3980.97F N，2 6162.55F N 而 F1、 F2 又将力平分给同一轴上的车轮， 所以每个车轮的所受的力为 1 1990.49F N 2 3081.27F N 当车重 15000G N 时，1 5797.53F N 2 8974.58F N 每个车轮所受的力为 1 2898.77F N 2 4487.29F N 情况 2：当车反向进入，正向退出时。此时活动梁和行车板所受力见图 3.7。 yxF 3F 4AB2 5 4 8 m m1 0 1 0 0 0 m mG 图 3.7 反向进入活动梁受力分析 图中， G -为车重 10300G N，最大时 15000G N。 3F、4F-活动梁和行车板在车反向进入正向开出时的支反力； 根据公式 0y 0AM 得 34 c o sF F G 4 c o sF A B G O A 黑龙江工程学院本科生毕业设计 22 当车重 10300G N 时，3 6162.55F N 4 3980.97F N， 同轴上的每个车轮的受力为 F3、 F4 的一半，即3 3081.27F N，4 1990.49F N 当车重 15000G N 时，3 8974.58F N 4 5797.53F N， 同轴上每个车轮所受的力为 3 4487.29F N 4 2898.77F N 计算当车正向进入情况时，作用在从动轴上的力。此时活动梁与停车板处于工作状态，其受力情况如图 3.8 所示。 y xF yF 12500mm26mmF x A B CDG sin2500mm1548mm 1000mmG 梁 图 3.8 正向进入从动轴受力分析 图中， 1F， 2F-车对活动梁和行车板的作用力； 当 10300G N 时， 113 9 8 0 . 9 7FF N 22 6 1 6 2 . 5 5FF N 当 15000G N 时， 115 7 9 7 . 5 3FF N 22 8 9 7 4 . 5 8FF N 其中， F支-从动轴对活动梁和行车板的支承力； G梁-活动梁和行车板的重力； Fx yF -翻板铰接处对于活动梁和行车板的支反力； 根据力学公式 0x 0y 0 0M (3.3) 得 s i n s i nF G Gx 梁 12 c o s 0yF F F F G 梁支 12 c o s s i n 0F O A F O C F O E G O B G h 梁支 则 2309.52F xN 6 9 1 9 .6 0yF N 6 1 7 8 .3 4F 支N 而每侧所受的力为 1154.76F xN 3459.80yF N 3 0 8 9 .1 7F 支N 当车重 15000G N 时， 3125.67F xN 9369.71yF N 8 3 5 6 .8 2F 支N 每侧所受的力为 1562.84F xN 4 6 8 4 .8 6yF N 4 0 7 8 .4 7F 支N 此时从动轴所受的力如图 3.9 所示 F 支 F F V F H F V F H F支 FT T1754mm54mm20mm 54mm 20mmE F I H 图 3.9 从动轴受力分析 （ 1） 求垂直面内的支反力 黑龙江工程学院本科生毕业设计 23 根据 0y 得 2 2 0FFv支。 当车重 10300G N 时， 3 0 8 9 .1 7F 支N，当车重15000G N 时， 4 1 7 8 .4 1F 支 。 （ 2） 求水平面内的支反力 根据 0x 得 2 2 0FFH 600FFHN （ 3） 垂直面内的弯矩 垂直面内的弯矩为 VM F E F支 1 6 6 . 8 2F V I VM M F E F 支Nm（ 10300G N） 2 2 5 . 6 3F V I VM M F E F 支Nm（ 15000G N） （ 4） 水平面内的弯矩 水平面内的弯矩为 3 2 . 4HM F E F Nm 600F N （ 5） 求合成弯矩图 合成的弯矩为 22 1 6 9 . 9 4V H F IM M M M M Nm （ 10300G N） 22 2 2 7 . 9 4V H F IM M M M M Nm （ 15000G N） （ 6） 轴的转矩 从动轴的转矩与主动轴两端的链轮转矩相同 ,即 26.78T Nm 。 （ 7） 当量弯矩 Me 因为 22()eM M T，所以 170.70eM Nm（ 10300G N） eM 228.51Nm（ 15000G N） （ 8） 计算从动轴的直径 轴的材料选用 45 钢调质处理，轴的直径 3 3 0 . 5 30 . 1 1 6 eMd mm 由表查得许用弯曲应力 16 60 MPa，则从动轴直径为 170.70eM Nm 31.75d mm（ 10300G N） eM 228.51Nm d 34.99 mm（ 15000G N） 考虑到键的作用会对轴有所削弱，故将轴径 d 增大 4%，即 33.64d mm 应此取轴径35d mm。 计算当车反向进入正向情况时，作用在从动轴上的力。受力情况如图 3.10 所示。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 24 y xF yF 4 2 5 0 0 m m2 6 m mF x A B CDG s i n 2 5 0 0 m m1 5 4 8 m m 10 0 0 m mG 梁F 3 F 支 图 3.10 反向进入从动轴受力分析 图中， 3F 4F-为车队活动梁和行车板的作用力； 33 6 1 6 2 . 5 5FF N 44 3 9 8 0 . 9 7FF N（ 10300G N） 33FF 8974.58 N 44FF 5797.53 N（ 15000G N） 根据公式 0x 0y 0M 得 s i n s i nxF G G 梁 34 0yF F F F G 梁支 43c o s s i n 0F O E F O C G O B F O A G h 梁支 当 10300G N 时， 2309.52xF N 6 9 1 9 .6 0yF N 6 1 7 8 .3 4F 支N 每侧受力为 1154.76xF N 3459.80yF N 3 0 8 9 .1 7F 支N 当 15000G N 时， 3125.67xF N 9369.71yF N 8 3 5 6 .8 2F 支N 每侧受力为 1562.84xF N 4 6 8 4 .8 6yF N 4 1 7 8 .4 1F 支N 从结果中可以得出无论车正向还是反向驶入活动梁和行车板。从动轴直径35d mm 可以满足要求。因此正向和反向驶入作用在从动轴上的力相等，所以其强度和刚度校核满足要求。 3.1.4 从动轴的刚度校核 1、 从动轴处于非工作状态 非工作状态是指活动梁和停车板组成的空 间内。此时从动轴对活动梁和行车板只是起到支承作用，而没有外力作用在从动轴上。 （ 1）挠度 y 的计算 从动轴所受力见图 3.11 F I FL 2 I E HL 1L 1P PE Hy 2 y 1 图 3.11 从动轴受力分析 图中， P -为所有外力作用在轴上的合力； 黑龙江工程学院本科生毕业设计 25 挠度 3 21113( 2 )0 . 1 6 96LPLLyEI mm 2122 0 . 1 5 58P L Ly EImm 此值小于一般用途的轴 (0.0003 0.0005)的使用要求。 （ 2）转角 的 计算 从动轴的转角 1 1 2() 0 . 0 0 3 22EH P L L LEI rad 11 0 . 0 0 3 12FI P L LEI rad 2.从动轴处于工作状态 此时车自身的重量通过活动梁和行车板传递给从动轴，从而有外力作用在从动轴上。 （ 1）挠度 y 的计算 从动轴的受力如图 3.11 所示，当车重 10300G N 时 3 21113( 2 )0 . 5 66LPLLyEI mm 2122 0 . 5 18P L Ly EImm 当车重 15000G N 时 , 1 0.75y mm 2 0.69y mm 满足一般用途的轴 (0.0003 0.0005)的要求。 （ 2）转角 的计算 当 10300G N 时， 1 1 2() 0 . 0 1 02EH P L L LEI rad 11 0 . 0 12FI P L LEI rad； 当 15000GN 时， 0 .0 1 4EHrad 0 .0 1 4FI rad， 所有转角 的值均满足向心轴承 0.05 的要求。 3.2 轴承和键的校核 3.2.1 轴承的校核 轴承的型号为 7209C，基本额定载荷 38.5rC KN 0 28.5rC KN， 转速 33.33n r/min。 1.主动轴轴承的计算 （ 1）轴承支反力 Fr 根据计算公 式 22r V HF F F (3.4) 黑龙江工程学院本科生毕业设计 26 式中，VF-垂直支反力，垂直支反力包括 1 731.47VF N 和2 537.35VF N； HF-水平支反力，水平支反力包括 1 559.57HF N 和2 541.34HF N； （ 2）内部轴向力 S 计算公式为 1.14rSF， 所以 1 1049.89S N 2 869.54S N （ 3）轴向力 Fa 由于此轴作为一种联接支承，考虑到槽钢即停车梁的变形等因素会使轴产生轴向的拉伸与压缩，故取 5000aF N。 （ 4）比较 S1 Fa 和 S2 轴向力 1 1 6 0 4 9 . 8 9aaF S F N 轴向力 2 1 1 0 4 8 . 8 9aFSN （ 5）计算当量动载荷 P 根据公式iiarFF的各值与 1.14 比较来选择径向系数 x 和轴向系数 y。 因为 116 .5 7 1 .1 4arFF 221 .3 8 1 .1 4arFF ， 所以径向系数120 .3 5xx，轴向系数 120 .5 7yy，故当量动载荷为 111 1 1 3 7 7 0 . 7 7raP x F y F N 222 2 2 8 6 5 . 4 0raP x F y F N （ 6）轴承的寿命计算 轴承寿命 610 1 8 3 5 7 5 . 4 560hCLnPh， 基本额定动载荷 27000C N，当量动载荷3770.77P N，寿命指数 3 ，转速 33.33n r/min。如果按一年 360 天计算，每天工作 24 小时，则该轴承可以工作 20 年。 2.从动轴轴承的计算 由于轴承随着载荷的增大，寿命缩短的这一情况。从动轴轴承的计算按照车的自重通过活动梁和停车板作用在轴上的力，而产生的轴承支反力进行计算。 （ 1）轴承的支反力 22 4 2 2 1 . 2 7r V HF F F N 由于 12VVFF，12HHFF，所以 12 4 2 2 1 . 2 7rrFFN （ 2）内部轴向力 S 黑龙江工程学院本科生毕业设计 27 内部轴向力的计算公式为 1.14SF ，所以 12 4 8 1 2 .2 5SSN （ 3）轴向力 Fa 考虑到变量会对轴产生拉伸和压缩，所以初选 5000aF N。 （ 4）比较 S1 Fa 和 S2 轴向力 1 1 9 8 1 2 . 2 5aaF S F N 轴向力 2 1 4 8 2 1 . 2 5aFSN （ 5）计算当量动载荷 因为112 .3 2 1 .1 4arFF ；221.14arFF ，所以取径向系数1 0.35x ，2 0x ，轴向系数 1 0.57y ，2 0y 故当量动载荷为 111 1 1 7 0 7 0 . 4 3raP x F y F N 222 2 2 4 2 2 1 . 2 7raP x F y F N （ 6）轴的寿命计算 610 2 7 8 4 6 . 2 860hCLnPh 式中， P -为当量动载荷，其值 为 7070.43P N。如果一年按 360 天计算，全天工作 24小时，那么可以工作 4 年。每天工作 8 小时可工作 10 年。 3.2.2 键的强度校核 键的强度计算公式如下 平键工作面挤压应力： 2000 c c pMdbl (3.5) 键的剪切应力： 2000 cpMIIdbl (3.6) 式中，传递转矩 26.78M Nm；轴的直径 35d mm；键的工作长度 36L mm；键与毂的接触高度 k h t；键的宽度 10b mm；键的许用挤压应力 200cp MPa；键的许用切应力 120cpI MPa 2000 1 4 . 2 c c pM Md k l 满足 2000 4 . 2 5 cpMI M Id k l 满足 键的类型：根据轴的直径 35d mm， 以及所需要的长度选用 C 型键代号分别为1045 GB1567-79(90)， 1036 GB1567-79(90)两种型号的键。在校核键的强度时，只校黑龙江工程学院本科生毕业设计 28 核了键的工作长度 36L mm 的键。因为键的工作长度越长，则挤压应力和剪切压力越小，所以只需校核较短键的强度。 3.3 梁的强度和刚度校核 3.3.1 梁的自由扭转计算 已知梁的材料为 Q235A，屈服点 235s MPa，抗拉强度b375 500MPa。根据 mn 得，式中，m-极限应力； n -安全系数；对于塑性材料m极限力一般为屈服极限s，sn为对应屈服极限的安全系数。一般情况下，静载时sn1.2 2.5，所以梁的许用应力 1 9 5 .8 3ssn MPa。根据最大的剪应力准则（第三强度理论）认为 ： 促使材料达到极限状态的因素是最大剪应力B，只要最大剪应力达到了轴向拉伸极限应力n，材料就屈服了。因此屈服应力取 1 1 7 .5abMPa。 1.计算冷弯矩形空心型钢的自由扭转，所以按照闭口薄壁截面杆件扭转时，最大减应力发生在壁厚最小处，则最大剪应力为 m a x m i n 3 3 . 9 32TWt MPa 满足。 因为此时计算的行车板和活动梁只是按照空心型钢结构计算，而未考虑空心型钢的内部结构。实际上活动梁是由双层空心型钢镶套在一起的，所以最大剪应力和最大扭转角均小于计算值。 2.计算停车梁的自由扭转 停车梁是有槽钢制成，所以其自由扭转即槽钢的自由扭转。由于槽钢属于开口薄壁截面，所以扭转剪应力和扭转角为 m a xm a x 1 1 6 . 4tTtI MPa 0 .6 8tTLGI rad 所以max 满足。此时计算出的扭转剪应力和扭转角是在槽钢无任何联接的情况下算出的，实际上槽钢上还有停车板和槽钢总成、轴等联接件，故槽钢扭转角和扭转剪应力受 限而小于计算值。 3.3.2 活动梁的强度和刚度校核 1.活动梁的强度校核 首先对梁进行简化，认为钢板的弯曲变形很小，作用在钢板上的力通过钢板传递到梁上没，而且估取梁的最大负荷为 15000G N。所以只需校核载车重 15000G N 时的强度和刚度是否满足。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 29 （ 1）当汽车正向进入反向开出时 活动梁在汽车正向进入反向开出时的受力情况见图 3.8。将图 3.8 沿坐标原点旋转10 得到图 3.12， 图中符号含义与 3.8 种的符号含义相同。 F y F 1 F 2 F 支G 梁 c o s O A B C D952mm2500mm3500mm5000mmx 1x 2x 3x 4 图 3.12 正向进入活动梁受力分析 由前面的计算公式可知： 当 15000G N 时， 2 4 0 2 .0 9yF N 1 2 8 9 8 .7 7F N 2 4487.29F N 4 1 4 6 .8 8F 支 N 3000G 梁 N a.剪力与弯矩方程式 OA 段 利用截面法，沿距 O 点为1x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 1 2 4 0 2 . 0 9yQ x F N 1(0 9 5 2 )x 11 2 2 8 6 . 7 9yM x F x Nm 1(0 9 5 2 )x F y x 1G ( x 1)M ( x 1) OB 段 利用截面法，沿距 O 点为2x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 21 4 9 6 . 6 8yQ x F F N 2( 9 5 2 2 5 0 0 )x 2 2 1 2( 9 5 2 )yM x F x F x 2( 9 5 2 2 5 0 0 )x 2 2 2 8 6 .7 9Mx Nm（ 2 952x mm） 2 1 5 1 7 .9 3Mx Nm（ 2 2500x mm） F y x2G ( x 2)M ( x 2)F 1 OC 段 利用截面法，沿距 O 点为3x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 31 c o s 3 4 5 1 . 1 0yQ x F F G 梁N 3( 2 5 0 0 3 5 0 0 )x 黑龙江工程学院本科生毕业设计 30 3 3 1 3 3( 9 5 2 ) c o s ( 2 5 0 0 )yM x F x F x G x 梁3( 2 5 0 0 3 5 0 0 )x 3 1 5 1 7 .9 3Mx Nm（ 3 2500x mm） 3 1 9 3 3 .1 7Mx Nm（ 3 3500x mm） F y x2G ( x 2)M ( x 2)F 1 CD 段 利用截面法，沿距 O 点为4x的任意截面 将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 4 4 1 4 6 . 8 8Q x F 支 N 4( 3 5 0 0 5 0 0 0 )x 44( 5 0 0 0 )M x F x支 4( 3 5 0 0 5 0 0 0 )x 4 6 2 2 0 .3 2Mx Nm（ 4 3500x mm） 4 0Mx Nm（ 4 5000x mm） x 4G ( x 4)M ( x 4)F 支 b.剪力 Q、弯矩 M 根据各剪力 Q、弯矩 M 可见，最大剪应力发生在 CD 段的各截面上，最大弯矩发生在 /作用的 C 截面上，最大弯矩发生在 F2作用的 C 截面上，其值分别为 m a x 4 1 4 6 .8 8Q N，m a x 6 2 2 0 .3 2M Nm。 c.活动梁的强度条件 梁的弯曲正应力强度条件m a x 9 3 . 9 9zMW MPa 考 虑到活动梁的结构是由双层空心型钢镶套而成，所以将其看作一体许用正应力 195.83 MPa 所以弯曲正应力强度条件max 满足条件。梁的弯曲剪应力强度条件 1m a x 1 2426 . 7 52Qh b t h ttI MPa 所以活动梁的弯曲剪应力强度条件 1 1 7 .5 MPa 满足要求 （ 2）当汽车反向进入正向开出时 活动梁在汽车反向进入正向开 出时的受力情况见图 3.10。将图 3.10 沿坐标原点旋转 10 得到图 3.13，图中符号含义与图 3.10 种的符号含义相同。由前面的计算公式可知： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 31 当 15000G N， 4 6 8 4 .8 6yF N 3 4487.29F N 4 2 8 9 8 .7 7F N 4 1 7 8 .4 1F 支 N 3000G 梁 N F y F3 F 4 F 支O A B C D952mm2500mm3500mm5000mmx 1x 2x 3x 4 图 3.13 反向进入活动梁受力分析 a.剪力与弯矩方程式 OA 段 利用截面法，沿距 O 点为1x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 1 4 6 8 4 . 8 6yQ x F N 1(0 9 5 2 )x 11 4 4 5 9 . 9 9yM x F x Nm 1(0 5 2 )x F y x 1G ( x 1)M ( x 1) OB 段 利用截面法，沿距 O 点为2x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 23 1 9 7 . 5 7yQ x F F N 1( 9 5 2 2 5 0 0 )x 2 2 3 2( 9 5 2 )yM x F x F x 2( 9 5 2 2 5 0 0 )x 2 4 4 5 9 .9 9Mx Nm（ 2 952x mm） 2 4 7 6 5 .8 3Mx Nm（ 2 2500x mm） F y x2G ( x 2)M ( x 2)F 3 OC 段 利用截面法，沿距 O 点为3x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象 的 剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程 分别为 33 c o s 2 7 5 6 . 8 6yQ x F F G 梁N 3( 2 5 0 0 3 5 0 0 )x 3 3 3 3 3( 9 5 2 ) c o s ( 2 5 0 0 )yM x F x F x G x 梁3( 2 5 0 0 3 5 0 0 )x 黑龙江工程学院本科生毕业设计 32 3 4 7 6 5 .8 3Mx Nm（ 3 2500x mm） 3 2 0 0 8 .9 7Mx Nm（ 3 3500x mm） G 梁 c o s F y x3G ( x 3)M ( x 3)F 3 CD 段 利用截面法，沿距 O 点为4x的任意截面将梁切开。以左侧为研究对象的剪 力方程和弯矩方程。由左侧的平衡条件得剪力方程和弯矩方程分别为 4 4 1 7 8 . 4 1Q x F 支 N 4( 3 5 0 0 5 0 0 0 )x ； 44( 5 0 0 0 )M x F x支 4( 3 5 0 0 5 0 0 0 )x 4 6 2 6 7 .6 2Mx Nm（ 4 3500x ） 4 0Mx Nm（ 4 5000x ） x 4G ( x 4)M ( x 4)F 支 b.剪力 Q、弯矩 M 根据各剪力 Q、弯矩 M 可 知 ，最大剪应力发生在 OA 段的各截面上，最大弯矩发 生在 F3作用的 A 截面上。其值分别为m a x 4 6 8 4 .8 6Q N m a x 6 2 6 7 .6 2M Nm c.活动梁的强度条件 梁的 弯曲正应力强度条件 m a x 9 4 . 7 0zMW MPa 式中 ,弯矩 6267.62M Nm； 33 6 6 1 8 3 . 36z B H b hW Hmm3 所以梁的弯曲正应力强度条件max 195.83MPa 满足条件 梁的弯曲剪应力强度条件 1m a x 1 2427 . 6 32Qh b t h ttI MPa 式中 ,剪力 4684.86Q N；许用剪应力 117.5 MPa，所以活动梁的弯曲剪应力强度条件max 满足要求 2.活动梁的刚度校核 （ 1）当汽车正向进入反向开出时 由于梁上作用的力并非单独作用，所以采用叠加原理来求，将活动梁的各力单独作用在活动梁上，受力见图 3.14。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 33 A Oa=3500mmy POD Ob=1500mmPL=5000mm a A Oa=952mmy PO D Db=4048mmPL=5000mm b a=2500mmy PODb=2500mmL=5000mm c 图 3.14 正向进入活动梁受力分析 作用力如图 3.14a 时 a.挠度的计算 作用力如图 3.14a，图中 a=3500mm， b=1500mm，因为 ab 所以挠度 322 2m a x() 1 4 . 293p b L byE I L mm 由力 P 引起的活动梁中间处的挠度变形 2212( 3 4 ) 1 3 . 9 848p b L byEI mm b.转角 的计算 图 3.14a 所示的 O、 D 即为所求的转角。 () 0 . 0 0 7 76O p a b L bE I L rad () 0 . 0 1 06D p a b L aE I L rad 作用力如图 3.14b 时 a.挠度 y 的计算 图中的挠度计算公式为 2 2 26 pbxy L x bE I L (0 )xa (3.7) 3 2 2 3 ( ) ( ) 6 p b Ly x a L b x xE I L b ()a x L 黑龙江工程学院本科生毕业设计 34 当 952x mm 时， 2 2 2 4 . 36 pbxy L x bE I L mm 当 2500x mm 时，即梁中间处的挠度， 3 2 2 3 ( ) ( ) 6 . 26 p b Ly x a L b x xE I L b mm b.转角 的计算公式为 () 0 . 0 0 5 16O p a b L bE I L rad () 0 . 0 0 3 36D p a b L aE I L rad 作用力如图 3.14c 所示时 此图表示的是活动梁不受外力时，在自重作用情况。图中 p 代表的含义是梁的理论重量 q，值为 3 4 3 .8 8pq N/m， 则挠度 y 和转角 分别为 45 4 . 2 3384qLy EI mm 3 0 . 0 0 2 724OD qL EI rad 因此活动梁的挠度 y 和转角 为 1.2.3 这三种情况时转角和挠度之和，所以梁的中间处的挠度为 iyy，转角 i故活动梁中间处的挠度和两端的转角分别为 2 4 .4 6iyy mm 0 . 0 1 5 5iOO mm 0 .0 1 6iDD mm （ 2）当汽车反向进入正向开出时 由于梁上的力并非单独作用的，所以采用叠加原理求挠度和转角。各力单独作用在活动梁上的形式是图 3.14 所示。 作用力如图 3.14a 所示 a.挠度 y 的计算 由于 ab ， 所以挠度 322 2m a x() 9 . 1 593p b L byE I L mm 中间处的挠度 2212( 3 4 ) 9 . 0 348p b L byEI mm b.转角 的计算 () 0 . 0 0 4 96O p a b L bE I L rad () 0 . 0 0 6 56D p a b L aE I L rad 作用力如图 3.14b 所示 a.挠度 y 的计算 黑龙江工程学院本科生毕业设计 35 图 3.23b 中的挠度 2 2 26 pbxy L x bE I L (0 )xa 3 2 2 3 ( ) ( ) 6 p b Ly x a L b x xE I L b ()a x L 其中， 952a mm 4048b mm 4487.29P N 当 952x mm 时， 2 2 2 6 . 7 16 pbxy L x bE I L mm 当 2500x mm 时， 3 2 2 3 ( ) ( ) 9 . 6 06 p b Ly x a L b x xE I L b mm b.转角 的计算 () 0 . 0 0 7 96O p a b L bE I L mm () 0 . 0 0 5 26D p a b L aE I L mm 作用力如图 3.14c 所示 通过 计算已知了在自重情况下的挠度和转角值，即 4.23y mm, 0.0027 mm 由于活动梁的挠度和转角 是 1， 2， 3 这三种情况的总和。所以梁的挠度和转角分别为 iyy i 所以活动梁中间处的挠度 2 2 .3 6iyy mm 活动梁两端的转角 0 . 0 1 5 5iOO rad 0 . 0 1 4 4iDD rad 3.3.3 停车梁的强度和刚度校核 对停车梁的结构简化，并对其受力进行分析。如图 3.15 所示车正向进入反向开出时， y xF yF 2 2 5 0 0 m m2 6 m mF x A B CDG s i n 2 5 0 0 m m1 5 4 8 m m 1 00 0 m mGF 1 图 3.15 停车梁受力分析 停车梁所受的力。图中，yF-液压缸的力在 y 方向投影；xF-液压缸的力在 x 向投影；1F 2F -汽车的重作用在停车梁上的力，当车重为 15000G N 时， 1 2 8 9 8 .7 7F N 2 4 4 8 7 .2 9F N； F -支承的支承梁对停车梁的支反力； G -停车梁与其他元件的自重；G -车重；（ N） 15000G N。 如图 3.16 所示车反向进入正向开出时，停车梁所受的力 黑龙江工程学院本科生毕业设计 36 y xF yF 4 2500mm26mmF x A B CDG sin2500mm1548mm 1000mmGF 3 图 3.16 反向进入停车梁受力分析 图中， 3F 4F-汽车的自重作用在停车梁上的力；当车重 15000G N 时， 3 4 4 8 7 .2 9F N 4 2 8 9 8 .2 7F N （ 1）计算车正向进入反向开出的情况 车正向进入反向开出的受力如图 3.16。考虑到停车梁的自重和其他元件的重力，估取 1000G N， 根据公式 0x 0y 0 0M 得 12 c o s 0yF F F F G s i n s i n 0xF G G 12 c o s s i n 0F O A F O C G O B F O D G h 解得 4341.2xF N 6776.85yF N 10457.28F N 根据 Fx 和 Fy 就可以确定作用在