家用双层立体车库系统的结构设计

I家用双层立体车库系统的结构设计摘 要我国汽车数量越来越多、在停车问题越来越不容乐观的情况下，去开发适合我国的立体车库，才是解决停车的问题的有效途径。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 1。在此设计中，首先对立体车库总体机构设计,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。选择与计算液压缸、液压泵、电动机、减速电机、链条及链轮,确定轴承的类型。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；结构设计II目 录摘 要 .I第 1 章 绪论 .11.1 课题背景 .11.2 立体车库研究意义 .11.3 立体停车设备国内外发展综述 .21.4 主要研究内容 .31.5 本章小结 .3第 2 章 方案选择及结构设计 .42.1 立体车库总体结构设计 .42.1.1 车型及车库参数 .42.1.2 车库工作流程 .42.2 液压系统部件的选择与计算 .52.2.1 液压缸的选择与计算 .52.2.2 液压泵的选择 .82.2.3 泵电动机的选择 .82.3 传动部件的选择与计算 .92.3.1 减速机的选择 .92.3.2 链条的设计 .102.3.3 链轮的设计 .122.4 轴承和轴承座的类型 .142.4.1 轴承的类型 .142.4.2 轴承座的类型 .142.5 其它主要零件的选择 .152.5.1 停车梁的选择 .152.5.2 支承梁与活动梁的选择 .152.6 本章小结 .16第 3 章 主要部件强度刚度校核 .173.1 轴的强度和刚度校核 .173.1.1 主动轴的强度校核 .173.1.2 主动轴的刚度校核 .193.1.3 从动轴的强度校核 .203.1.4 从动轴的刚度校核 .253.2 轴承和键的校核 .263.2.1 轴承的校核 .263.2.2 键的强度校核 .28III3.3 梁的强度和刚度校核 .293.3.1 梁的自由扭转计算 .293.3.2 活动梁的强度和刚度校核 .293.3.3 停车梁的强度和刚度校核 .363.4 本章小结 .39结论 .40参考文献 .41致谢 .421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 2。2011 年，我国已成为全球第一大汽车市场，国内销售总量达 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 3。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2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，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%4。31.4 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。1.5 本章小结本章主要介绍了立体停车设备的发展背景、立体车库对于各大城市大厦及小区的意义及国内外的发展现状。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，车库总图如图 2-15。960图 2-1 总装图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，5两支点的中心距为 4300mm。其受力情况见图 2-25。60m2160m160m160m50y xFy FG12Fx F图 2-2 停车梁受力分析其中， 液压缸的力在 Y 方向上的投影（N） ； 液压缸的力在x 1GX 方向上的投影（N） ； 车重作用在停车梁上的力（N） ； 支承梁2 F作用在停车梁上的力（N） ； 、 分别是停车梁静止和上升时的摩擦F2力（N） ；摩擦系数取 0.5。按计算公式 0x0y0oM计算 12sinxmFGcocs1y 12OCABC式中，当槽钢即停车梁静止时 ；当停车梁上升时 。mF2mF解得 N N N2390F360y15960N（静止时） N（上升时）x87x每侧受力 N N N 2158y17N（静止时） N（上升时）4x x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： 60m2160m160m160m650my xFy F1G12Fx F11AB图 2-3 停车梁受力分析按公式 0y0oM计算 12FOCC61Fy1G20解得 N N361637F作用在每一侧的力分别为 N N80y1890F2.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(2-1) sin0cosxyF静止时 N N N 140x68y6940F举升时 N N N38 73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 N。因此，液压缸的计算按着最大力的情1F况下计算。3.液压缸的计算已知液压缸输出的力 N，工作压力 P 未知，但按照液压元件7360手册上选取，考虑到负载的变化，所以选取负载 5kN10kN 对应的工作压力 1.5MPa2MPa，故取 MPa。根据液压缸的理论输出力 F 和系统2P选定的压力。计算内径 按计算公式： D(2-2)4F式中， 理论输出力 (N)； 系统压力(MPa)；F(2-3)0t式中， 活塞杆的实际作用力， =7360N； 负载率，取 =0.6 ；0 F液压缸的总效率， =0.9。ttN013629.t缸筒内径 m5.4PFD取缸径标准值 mm。10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-6.3Mpa100/56860L1F6HLQ6。设定速度比 ，已知行程为 860mm，令其在 30s 内伸出，则.467m/s1860.293vm/s2式中， 活塞杆伸出的速度（m/s） ； 活塞杆收回时的速度（ m/s） ；1v 2v则下降时需用的时间为 s。8605.93.4.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。TVG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 M332 M422 56表 2-2 液压缸的安装尺寸缸径（mm） TV VG BA FB100 135 180 68 222.2.2 液压泵的选择已知活塞杆伸出的速度 m/s，根据计算公式10.23v( 2-4)vqA缸式中， 液压缸的流量及泵的实际流量（L/min） ； 液压缸活塞的有q A效面积（m 2） ； 液压缸的容积效率，取 ；v缸 1v缸所以 L/min，因此，泵的实际流量 L/min10.68A 21.36q泵8估取泵的容积效率为 ，则泵的理论流量0.8vL/minv26.7 tq泵若电动机的转速为 r/min，则泵的排量94ml/r8.4tVn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 2.5MPa3MPa。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 GPA3-25，技术参数见表 2-3。表 2-3 液压泵技术参数压力 MPa 效率 外型尺寸排量 ml/r额定 最高转速 r/min容积 总效质量 kg长宽高33.0 6.3 10 940 80% 85% 19.4 2031521502.2.3 泵电动机的选择泵的输出功率（2-5）Ppq式中， 工作压力； 泵的流量。p已知工作压力 MPa， l/min，则泵的输出功率 224.8vnkW，而泵的输人功率 kW 。0.83Pq 0973i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 2-47。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转速 r/min 电流 A 效率 功率因子Y112M-6 1.5 960 3.91 77.5 0.74 3.392.3 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 m/s。估取大链轮的分度圆直径0.17vmm，活动梁与停车板的质量约为 300kg。10d1.链条所承受的拉力 kN，其中 G 为停车板与活sin52.9FG动梁的重力。传递的功率为 kW，则其设计的功率为810PkW.AdZMK式中， 工况系数，取 =1.0； 小链轮齿轮系数，取小链轮齿数AK17，则 =0.887； 多排链排数系数，取 =2。ZMM2.链轮转速为r/min，302.47vnr式中， 链轮线速度； 分度圆半径， =50 Nm。v r26.05Fr3.中心链轮的扭矩 Nm。6.5F式中， 链条所受力； 分度圆半径。估取小链轮的分度圆直径Frmm，则电动机的扭矩 Nm。80d20.84dM4.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 Nm 和功率.kW，选择摆线针轮减速机 8085，该减速机功率 0.18kW，输入转.5dP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 r/min，估算大链轮的转速为 r/min。143n23.47n（1）传动比 i计算传动比按公式 计算，则 。小链轮的齿数 ，则121.3i1z大链轮的齿数 取 22，则实际传动比 ，那么 n2 的实际2.5zi .9i转速为 r/min。3.10（2）链条节距 p由设计功率 和小链轮的转速 n1，选用 0.8A 型的链条，其节距dmm。检验小链轮孔径 dk 最大可以达到 34mm，而电动机输出轴1.7pmm， 所以满足使用要求。30DmaxkD（3）初定中心距小链轮与大链轮之间的中心距暂取 。02ap（4）链条节数 Lp节100259.ppzc取 LP=60式中， 、 小链轮和大链轮齿数； 初定中心距。 1z2 a（5）链条长度 Lm0.761Pp式中， 链长节数； 链条节距。P（6）理论中心距 amm，21()5.98paLzK式中， 链条节距； 链长节数； 、 小链轮和大链轮的齿数；2zmm。25.98aK（7）链速 vm/s10.56znp式中， 小链轮齿数； 小链轮转速； 链条节距。1z（8）有效圆周力 FN120pv式中， 传递功率， kW； 链条速度 (m/s)；p.8（9）作用在轴上的拉力N；FQ.4AK式中， 有效圆周力； 工况系数，取 。FA1.0A2.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 mm。12.7p11（2）初定中心距 a0由于结构需要，选用的中心距 mm。059a（3）链条节数 Lp节,取 952 节12001.73pzc式中， ； ； 、 大链轮的齿数 ；0pa21c212z（4）链条长度 Lm，1.09Pp式中， 链条节数； 链条节距。P（5）理论中心距 a因 ，故理论中心距 mm，12z()590.2pLz式中， 链条节数； 链条节距； 链轮齿数。pLp（6）链速 v m/s，20.156znv式中， 链轮齿数， ； 链轮转速， r/min； 链2z2 23.np轮节距， mm。1.7p3.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。 Ph32L1C图 2-5 链条的结构122.3.3 链轮的设计1.链轮基本参数链轮齿数：小链轮齿数 ，大链轮齿数 。链条的节距17z2zmm。链条的滚子外径 mm。12.7p6rd2.链轮的主要尺寸（1）分度圆的直径按照公式（2-5）180sinzp式中， 链条节距； 链条齿数；pz小链轮分度圆直径 mm；169.2d大链轮分度圆直径 mm。4（2）齿顶圆直径按公式max.5rpd（2-6）in16()dz则小链轮齿顶圆 mm mm，取小链轮的齿顶1ax78.91min74.2a圆 mm；175ad而大链轮齿顶圆 mm mm，取大链轮的齿2max.d2in95.0ad顶圆 mm。29a（3）齿根圆直径按公式（2-7）fr式中， 分度圆直径； 滚子外径；drd小链轮 mm；163.2f大链轮 mm。284f3.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 4050HRC。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。13dhkbfL图 2-6 链轮结构（1）轮毂厚度 H（2-8） 0.16kdh式中， 常数，取 孔径； 分度圆直径；k4.8k小链轮轮毂厚度为 mm；19大链轮轮毂厚度为 mm；2.53中心处大链轮 mm， mm 则 mm。0kd289.4d14.03h（2）轮毂长度 L（2-9）.h小链轮 mm；18.2大链轮 mm；30中心链轮 mm。46.（3）轮毂直径 dh（2-10）2hk式中， 孔径； 轮毂厚度；kd小链轮 mm；14.98h大链轮 mm；2506中心链轮 mm。7.h（4）齿宽 bf由于节距 mm，所以1.p10.93fb式中， 链条的内节内宽；1mm 所以 mm， mm；所以取齿宽min7.85min.f 1min7.0mm。.0fb（5）齿侧倒角 ba 14Dd2Agmm0.13.65abp公 称式中， 节距；p（6）齿侧半径 Ymm2.7x公 称（7）齿全宽 bfmmm1().38mftfpb式中， 排数； 齿宽； 排距。m1f t2.4 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。 dDa图 2-7 轴承尺寸基本尺寸： mm mm mm45d8D19B安装尺寸： mm mm mmmin2amax7maxsY轴承代号：7209C 基本额定动载荷 ： kN kN。3.rC028.5r2.4.2 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。15图 2-8 轴承座尺寸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 2-118。 ABL图 2-9 空心型钢结构表 2-5 冷弯矩形空心型钢规格16边长A B 壁厚 mm 理论重量 kg/m 截面面积 cm2150 100 5.0 18.334 23.356表 2-6 冷弯矩形空心型钢规格边长A B壁厚mm理论重量kg/m截面面积cm2100 50 5.0 10.484 13.35680 40 5.0 6.710 8.5472.6 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。17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 3-18。 590myxF1 F2ACB210图 3-1 活动梁受力分析图中， 从动轴对活动梁的支承力； 主动轴对活动梁的支承力；1 2F活动梁与行车板的自重；G按照公式：(3-1)0yF0AM计算 12cosF2ABC解得 N N147.147.每一侧轴上的力为 N N386238.6F3.1.1 主动轴的强度校核首先将主动轴简化，受力情况如图 3-2。F2V1HV2HF2TT9m50054mOD图 3-2 主动轴受力分析图中， 活动梁作用在主动轴上的力， N； 链条通2 2738.6F18过链轮作用在主动轴上的力 N； 有效圆周力， ；60FN120F， 垂直面、水平面的轴承支反力； 主动轴中心轮上的扭矩，HFV TNm； 主动轴两侧链轮上的扭矩， Nm。53.4TT 6.781.求垂直面内的支反力根据公式： 0y0AM计算 12sin1VF22 20VOABCFD解得 N537.N14V2.求水平面内的支反力根据公式： 0x0AM计算 122cos1HF ACBFOB解得 N N159.7254.3H3.计算垂直面内的弯矩A 点弯矩： Nm9.8AVB 点弯矩： Nm125.6BVMAC 点弯矩： Nmsin039.8CFOCFB 4.计算水平面内的弯矩A 点弯矩： Nm3.4AHB 点弯矩： Nm1 .8BHC 点弯矩： Nm cos1032.4CA 5.求合成弯矩 A 点合成弯矩： Nm225.3AVHMB 点合成弯矩： Nm48BBC 点合成弯矩： Nm221.CVC6.轴的转矩 T由已知条件可知主动轴的转矩 Nm 。53.T7.求危险截面的当量弯矩 Me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 ，则有0.619Nm22()17.9eMT8.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mm326.0.1d由表查得许用弯曲应力 MPa，因此在危险截面处选用mm 强度够用 9。50d3.1.2 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 单独作用时F圆周力 单独作用时的情况见图 3-3。A CPaLbc图 3-3 主动轴受圆周力时图中， -圆周力，即：FN， mm， mm， mm120P1694a60b1754L因为 ，所以挠度 mmb32max().2pyEI式中， 为弹性模量，取 MPa； 惯性矩。E5在该力 的作用下中间位置的挠度mm，212(34)0.38pbLyI（2）在 F2 和 F合力作用时合力作用时的情况见图 3-4，AC2cO DL1L1PP图 3-4 主动轴受合力时20图中符号的含义 P 为 F2 和 F合力，其中 mm， mm154L21754Nm29.6挠度的计算公式分别为mm mm321()0.16LpyEI2120.498pLyEI挠度在中心处的 y 值为 mm，满足一般用途的轴20.3y(0.00030.0005),轴的总长 0.57060.9510mm。L2.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rad rad()0.146ApabLEI ()0.286CpabLEI（2）在 F2 和 F合力作用时合力作用时的情况见图 3-4，图中全部符号含义相等且数值相等，rad rad12().3ODI12.3ACI因此 A，C 处的转角为：rad rad0.45 0.59O两值均小于向心球轴承的许用值 。0.53.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（3-2）1nipTLGI式中， 切变模量，取 MPa；转矩 Nm； 极G58.053.4pI惯性 ； 轴的长度；则 rad 满足要求。432pdIL106nipI3.1.3 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 3-510。21F2 FFV1 FH1 FV2 FH2 F2 FT T1754m54m20m 54m20mE F I H图 3-5 从动轴受力分析图中， 静止时活动梁与行车板作用于从动轴上的力； 链条对1从动轴产生的力； 、 轴承给轴的垂直面和水平面的支反力；H（1）求垂直面内的支反力 VF按公式 得 N。0yF1201738.6VF（2）求水平面内的支反力按公式 则 N。xH0H（3）计算垂直面内的弯矩垂直面内的弯矩 Nm。139.8EVIM（4）计算水平面内的弯矩水平面内的弯矩 Nm。2.4HIF（5）求合成弯矩合成的弯矩 Nm。251.38FIEV（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 Nm。26.7T（7）当量转矩 MeNm22()53.84T式中， 轴上所承受的最大弯矩； 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mm32.78.016d由表查得许用弯曲应力 MPa，考虑到键的作用会对轴有所削弱，故将轴径 增大 4%，即 mm，应此取轴径 mm。. 35d2.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。22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。yxF12AB548m0G图 3-6 正向进入活动梁受力分析图中， 所选用的车型的重力， N 时最大的负载应为G103N； 、 活动梁和行车板对车的支反力；max1502F1根据公式： yBM得 12cosABO当车重 N 时， N N，而 F1、F 2 又03G13980.7F261.5F将力平分给同一轴上的车轮，所以每个车轮的所受的力为： N 90.4N；2381.7F当车重 N 时， N N；每个车轮所受的515.294.8力为： N N ；19.24879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。y xF3 F4AB258m10G图 3-7 反向进入活动梁受力分析图中， 为车重 N，最大时 N。 、 活动G103103F4梁和行车板在车反向进入正向开出时的支反力；根据公式： yFAM得 34cosFABOA当车重 N 时， N N，同轴上的每个10G3612.543980.7F23车轮的受力为 F3、F 4 的一半，即 N N；3081.27F490.当车重 N 时， N N，同轴上每个车150G94553轮所受的力为 N N；387.2.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 xy 1250m26mFxABCDsin50支图 3-8 正向进入从动轴受力分析图中， ， 车对活动梁和行车板的作用力；12当 N 时， N N；03G13980.7F2612.5F当 N 时， N N；5 5 8974其中， 从动轴对活动梁和行车板的支承力； 活动梁和行车支 G梁板的重力； 翻板铰接处对于活动梁和行车板的支反力；xy根据力学公式(3-3)0F0y0oM得 siniGx梁12cosy梁支 sinOACEGOBh梁支则 N N N309.5Fx691.0yF6178.34F支而每侧所受的力为 N N N47x 590y 89.17支当车重 N 时， N N N1G32.x .y 3562F支每侧所受的力为 N N N.8xy .支此时从动轴所受的力如图 3-9 所示支VHVH支TTmI图 3-9 从动轴受力分析（1）求垂直面内的支反力24根据 得 。0yF20Fv支当车重 N 时， N，当车重 N 时，13G389.17支 150G。478.支（2）求水平面内的支反力根据 得 N0x20H6H（3）垂直面内的弯矩垂直面内的弯矩为 VMFE支Nm ( N)1.82FI支 103GNm ( N)563支 5（4）水平面内的弯矩水平面内的弯矩为 Nm N.4H 6F（5）求合成弯矩图合成的弯矩为 Nm ( N)219.VFIMM103GNm ( N)274H5（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 Nm。26.78T（7）当量弯矩 Me因为 ，所以 Nm ( N)22()eT170.e103GNm ( N)2855（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mm330.0.16ed由表查得许用弯曲应力 MPa，则从动轴直径为Nm mm ( N)7.eM.75130GNm mm ( N)285d495考虑到键的作用会对轴有所削弱，故将轴径 d 增大 4%，即： mm 应此取轴径 mm。3.64d3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。25yxFyF4250m26xABCDGsin18支3 支图 3-10 反向进入从动轴受力分析图中， 为车队活动梁和行车板的作用力；34N N ( N)361.F43980.7F103N N ( N) 8975 55G根据公式： 0xyAM得 sinsixG梁34yF梁支 3cosin0OECOBFh梁支当 N 时， N N N10209.5x 691.y 6178.34F支每侧受力为 N N N5.76x 48y 8支当 N 时， N N NG1.7x.7y 5.2支每侧受力为 N N N.8xFyF4支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 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35d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