自动停车系统设计(结构传动系统设计)说明书概要

1、自动泊车系统设计(结构及传动系统设计)-说明书纲领自动泊车系统设计(结构及传动系统设计)-说明书纲领49/49自动泊车系统设计(结构及传动系统设计)-说明书纲领第1章绪论1.1课题的根源、目的及意义近来几年来，跟着经济的发展，我国的城市化水平加速和人民生活水平的提高，汽车的数目不停增添。截止2003年关，我国个人汽车保有量为12427672辆。其中，个人轿车4890387辆，比2002年增添1462441辆，增添率为42.7%。但与此同时，汽车泊车场所的增添却不可以与之同步，汽车泊位与汽车数目严重比率失调，由此带来泊车难，违章泊车，泊车管理困难等一系列问题。机械式立体泊车设施别名立体车库，它占

2、地空间小，而且能够最大限度的利用空间，安全方便，是解决城市用地紧张，缓解泊车难的一个有效手段。国家记委已明确机械立体泊车设施及城市立体泊车场为国家要点支持的家产。1998年1月1日起履行的国家记委6命令把机械式立体车库和立体泊车场列入“国家要点鼓舞发展的家产，产品和技术”。国家海关总署对机械式泊车产品规定“国内投资项目赏赐免征进口税”。上述措施为我国立体车库家产的成长供给了优秀的条件，也为我国解决城市泊车问题供给了机遇。能够预示：立体车库拥有广阔的市场远景。研究的目的就是开发一套适用，安全有效的垂直起落式泊车设施，并进行相应的扩展研究。本项目的研究与开发，为21世纪早期的城市交通系统供给适用的

3、，拥有自主知识产权，国产化城市泊车技术和装备，对缓解城市用地紧张，解决城市泊车难的问题拥有重要意义。1.2机械式立体泊车库的概括使用车辆以外其余拥有动力的搬运器，达成车辆的停放，存贮的整套设施，称为机械泊车库。以立体形式停放，储存车辆的机械设施叫机械式立体泊车库。它包括了目前机械，光学，电子，液压，磁控技术领域的成熟先进技术，是一种技术密集型的光机电一体化设施。在中华人民共和国机械行业标准JB/T8713-1998：机械式泊车设施种类、形式、基本参数要目中，对机械式泊车设施进行了区分，其种类代号以下：起落横移类，代号为SH，是指经过设施的垂直起落和水平横移进行挪动，实现车辆存取功能的泊车设施。

4、垂直循环类，代号为CX，是指经过搬运器在垂直平面内做连续的循环挪动，来实现车辆存取功能的泊车设施。1水平循环类，代号为SX，是指搬运器在水平平面内摆列成2列或2列以上连续循环列尖变换挪动，实现车辆存取功能的泊车设施。多层循环类，代号为DX，是指车辆搬运器在垂直平面内排成2层或2层以上做连续挪动，两头有起落机构进行循环层间变换挪动，实现车辆存取的泊车设施。平面挪动类，代号为PY，是指存车位与搬运器在同一水平面内，经过搬运器在水平面内做来去挪动，实现车辆存取功能的泊车设施。平面挪动类，代号为XD，是指存车位在巷道一边或两边多层部署，经过搬运器在巷道内做水平，垂直或水平垂直复合运动，实现车辆的存取功

5、能的泊车设施。垂直起落类，代号为CS，是指泊车位分布在井道四周，经过起落搬运器在专用起落通道内做起落挪动，时间车辆存取功能的泊车设施。简单起落类，代号为JS，是指经过单调搬运器的起落，俯仰或二三层搬运器的整体起落，俯仰，实现车辆二三层车辆存取功能的泊车设施。汽车起落机类代号为QS;是指搬运器运载车辆(或同时运载驾驶员)垂直起落运转进行多层平层对位，从搬运器到存车位需要驾驶员驾车入位，实现车辆存取功能的泊车设施。从上边对机械式泊车设施的分类和定义能够看出，与过去的一般车库对比，机械式泊车设施能够在相同面积的土地上停放更多的车辆，大大的提高了土地面积利用率，同时拥有存车时间短，可使用性强等长处，所

6、以是解决城市泊车面积不足，泊车困难的有效措施。几种机械泊车设施的特色及比较(一)起落横移式起落横移式立体车库采纳模块化设计，每单元可设计成两层、三层、四层、五层、半地低等多种形式，车位数从几个到上百个。此立体车库合用于地面及地下泊车场，配置灵巧，造价较低。产品特色：节俭占地，配置灵巧，建设周期短。价钱低，消防、外装饰、土建地基等投资少。可采纳自动控制，结构简单，安全靠谱。存取车快速，等候时间短。运转安稳，工作噪声低。合用于商业、机关、住所小区配套泊车场的使用。（二）平面挪动式2平面挪动式立体车库采纳堆垛机作为存取车辆的工具，全部车辆均由堆垛机进行存取，所以对堆垛机的技术要求较高，单台堆垛机成本

7、较高，所以平面挪动式立体车库合用于车位数需要许多的客户使用。这类车库自动化水平很高，且全关闭式建筑，存车安全性高。（三）垂直提高式垂直提高式立体车库近似于电梯的工作原理，在提高机的双侧部署车位，一般地面需一个汽车旋转台，可省去司机调头。垂直提高式立体车库一般高度较高（几十米），对设施的安全性，加工安装精度等要求都很高，所以造价较高，但占地却最小。（四）垂直循环式产品特色：占地少，两个泊位面积可停610辆车。外装饰可只加顶棚，消防可利用消防栓。价钱低，地基、外装饰、消防等投资少，建设周期短。可采纳自动控制，运转安全靠谱。鉴于上述比较，依据需要现选择平面挪动式立体机械泊车设施进行设计。1.3研究的

8、主要内容本文在查阅国内外大批资料的基础上设计了一套有效而适用的智能全自动立体泊车库系统。从理论上对峙体泊车库的结构以及控制系统进行了研究，并达成了对峙体车库的整体结构、存取车的形式及整体控制系统的设计，详尽内容如下:立体车库整体结构的设计分析了目前国内外同类立体车库结构的好坏，在对靠谱性、经济性以及技术可行性分析比较的基础上设计了一套性能相对优秀的立体车库系统。平面挪动式立体泊车设施的存取机构设计在分析比较的基础上，确立车库的存取车形式，而后由此详尽设计泊车位、载车板和存取机构。立体车库运输系统的设计经过比较与分析，设计了一套运输系统，并对运输能力进行了计算与校核，本系统完整满足设计车库的功能

9、要求。为了提高运转速度和平层精度，运输系统采纳变频变压调速电机，变频变压调速技术和矢量变换控制技术。立体车库整体钢结构骨架的研究与设计3经过类比,设计了立体车库的钢结构骨架，运用有限元方法对钢结构骨架进行了各样工况的受力分析和变形分析，找出了钢结构骨架的最大应力作用单元和最大变形单元。考证设计钢结构满足刚度和强度要求。在此基础上，成立钢结构骨架优化设计模型，对钢结构骨架进行优化设计，进一步降低资料的耗费车库整体重量，提高车库的经济性。4第2章原理设计说明2.1介绍立体泊车库的整体设计思想及工作原理立体泊车库的工作原理下边以一辆车进库此后另一辆车出库的过程为例，简介一下此泊车库的工作原理。第一，

10、汽车驶入垂直起落机构中，汽车停在的轨道车上。其次，经控制系统确认找出离进口近来的空车位。而后，控制系统控制垂直起落机构停在所要停放车辆的那个层位后，此时垂直起落机构中的轨道与横向输送装置的轨道相对接。随后，横移装置发挥作用，将车横移至所在泊车位即达成存车过程。取车的过程同存车过程正好相反，第一，控制系统控制垂直起落结构抵达要去汽车所在的层位，横移装置将车横移至机构即可。本章小结经过对峙体车库的种类与用途及其特色的认识，最后选择起落横移式作为选题的车库种类，并对研究的对象与工作环境总结出了整体思想和工作原理。5第3章机械部分传动方式的确定与零件选择3.1横向输送装置中车轮与车轴的选择传动方案分析

11、错误！未指定书签。因为考虑存车库多设置在小区、酒店、医院等公共场所，所以需要降低噪音，带传动有以下及特色：传动带拥有弹性和挠性，可汲取振动并和缓冲击，从而使传动安稳、噪声小。当过载时，传动带与带轮之间可发生相对滑动而不伤害其余零件，起过载保护作用。适合于主、从动轴间中心距较大的传动。综合以上3点，一级传动选择带传动。二级传动为保证传动比与效率选择齿轮传动。靠摩擦力工作的传动带按截面形状不一样主要分为平带、V带和特别带。平带以其内圆周表面为工作面，V带传动能力比平带的大，承载能力明显高于平带，合用于传达大功率且要求结构紧凑的场合。依据以上特色选择V带作为传动带进行动力的传输。最后确立方案为电机带

12、动传动带输出，再由带传动传达给下一级齿轮，由两次齿轮传动共同达成存车库横移装置的动力传输。最后把动力输送到驱动轴上带动驱动轮在轨道上行走起到运送车辆抵达库位和出库的作用。这样节俭空间详尽结构以以下图3-1所示：6图3-1横移装置传达图已知工作条件：车轮直径400mm，平板车运转速度1m/s。为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择适合的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算鼓轮的转速，即：601000vnwD（3.1）10001400=47.7r/min一般常采纳同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，所以传动装置总的传动比约为22或34，依据总传动比，可初步拟

13、定以两级传动为主的多种传动方案。3.2选择电动机1、电动机种类选择依据电源及工作机工作条件，采纳卧式关闭型YZ132M1-6减速电动机。2、电动机功率的选择7）、工作机所需功率FN22000N0.051100N（3.2）PdFv1100N1m/s1.1kW（3.3）2）、电动机输出功率为PdPw（3.4）传动装置的总效率3.5）2123式中1、2、3、为从动机至工作机之间的个传动机构和轴承的效率。查机械设计手册得：V带传动效率1=0.95，转动轴承效率2=0.99，圆柱齿轮传动效率为3=0.97。则：321230.950.9930.9720.86故PdPw=1.1kw1.28kw0.86依据电

14、动机输出功率Pd1.28kw，查表选择电动机的额定功率Ped2.2kw。3）、电动机转速的选择为了便于选择电动机转速，先计算电动机转速的可选范围。由机械设计手册查得V带的传动比范围为iv24，因车轮转速应保持1m/s的速度，转速为47.77r/min.则传动装置的总的传动比为:iivi1iviFis12131（3-6）故电动机转速范围为8ndnwi5355798r/min（3-7）可见同步转速为750r/min,1000r/min,1500r/min3000r/min的电动机均符合要求。因为3000r/min的电动机体积小，转速高，传动不安稳；而750r/min的电动机体积大、重量大、价钱昂贵

15、，所以初步选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，以下表：表3-1电机参数比较方电动额电动机电传动装置的传动比案机定功转速r/min动机型号率kw同满质量总V齿轮传动步转kg传动带比1Y11221143310.7M-450044032.225M1-60006031.5由表中数据可知，双方案均可行。对比之下，方案2比较适合，选定电动机型号为YZ132M1-6.图3-2YZ132M1-6型电动机93.3其余构件的选择依据车速1m/s；车轮转速为47.77r/min.计算出车轮直径d=400mm,初步选型以以下图：(a)(b)图3-3轻轨

16、车轮由工作条件与所需用途最后选定，因为车板与库位地面高度应当向平，才能使得车辆安稳、快捷的进入。所以依照需要应把载车板的地点降低，其余因为存车库整体思想就是节俭空间，所以高度限制在1.7M这就使得承载车载车板以下的部分不宜过高，依据结构上的安排选择上图（a）中的车轮作为横移装置的行走轮。载车板用来承载运送车辆，按结构形式有框架式和拼版式两种。框架式载车板是用型钢和钢板焊接成为承载框架，这类载车板的长处是可按需要设置行车通道宽度，并拥有较好的导入功能，适合车型变化许多的状况。钢板是用镀锌钢板一次冲压或滚压成件，安装前能够先对钢板进行各样表面办理，如电镀、烤漆等，使载车板轻盈、雅观。10因库位宽度

17、为3m,所以选择车板的宽度也为3m，长度3m，厚度为5mm，可保证在车辆运送时装置的稳固性和安全性。依照载车板的尺寸选得横移装置中的平板车轴距为3.5m，因车辆的长度一般不超出5m，所以初选载车板的宽度为5m。考虑到驱动轴强度与刚度的要求及加工方便的问题，应尽量减短轴的长度，所以最后确立载车钢板宽为3m，驱动轴与从动轴的长度也为3m。这就使得车辆在钢板上时，两头会有快要1m的是悬空的，为了车辆使车辆不与车库发生刮碰而且进、出库方便，在库位前延出1m的距离保证装置的正常运转。本章小结本章对峙体存车库横向输送装置的传动方式与电机的型号参数进行了确立。特别是传动方式的选择，考虑到空间的安排与工作环境

18、、设施四周的环境要求。并按行走速度与电机转速确立了车轮的型号与参数，这使得接下来的总传动比的计算与各级传动比的分派计算更顺利的进行。11第4章横向输送装置动力传输部分的设计与校核4.1计算总传动比及分派各级的传动比1、传动装置总传动比nm100020.93i47.77nw(4.1)2、分派各级传动比取V带传动的传动比为iv2，则齿轮传动部分的传动比为i120.9310.472齿轮传递部分高速齿轮传动比为iF，低速齿轮传动比为is，则：i1iFisiF2（4.2）1.11.5故iF3.444.62取iF3.49则is3.1254.2计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为0轴，减速器高

19、速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III轴，则各轴转速分别为：n0nm1000r/min（4-3）nIn01000（4-4）iv500r/min2nIInI500143.266r/miniF3.49（4-5）12nIIInII143.266（4-6）is47.77r/min3.1252、各轴输入功率按电动机额定功率ped计算各轴输入功率即P0Ped2.2kW（4-7）PIPed12.20.952.09kW(4-8)PIIP1232.090.990.972.01kW(4-9)PIIIPII232.010.990.971.93kW（4-10）3、各轴转矩T0P02.221.01(4-11)955

20、09550Nmn01000T19550P195502.09(4-12)n139.919Nm500TII9550PII95502.01133.985(4-13)nII143.266NmTIII9550PIII1.93411.69955047.77NmnIII(4-14)4、各轴输入转速、功率、转矩以下表所示：表3-2齿轮传递装置中各轴的转速项目电动高速中间低速机轴轴轴轴13转速1000500143.247.77r/min66功率2.22.092.011.93kW转矩21.039.91133.9411.6Nm198594.3V带传动设计计算电动机转速n0nm1000r/min，带轮所连齿轮传动装置

21、高速轴转速为n1500r/min。输送1、求计算功率pc由机械设计基础（第五版）查表13-8得kA1.1，故计算功率为：PckAp1.11.1kw1.21kW(4-15)2、选择V带型号依据Pc1.21kw，n01000r/min，由机械设计基础（第五版）查图13-15得坐标点位于A型界内，故初选一般A型V带。2、计算大、小带轮基准直径d1、d2由机械设计基础（第五版）查表13-9可知，d1应不小于80mm，现取d1=100mm。n0d2由i得nIId1(1)(4-16)14n0d1(1)d2n1100090(10.02)500=196mm4、验算带速Vvd1n0100060(4-17)3.1

22、41001000601000=5.23m/s带速在525m/s范围内，符合要求5、求V带基准长度Ld和中心距a初步采纳中心距0.7(d1d2)a02(d1d2);(4-18)取中心距a0300mm由式L02a0(d1d2)(d1d2)2(4-19)24a0得带长L02300(90196)(19690)423001072.4mm查机械设计基础（第五版）表13-2，对A型V带采纳Ld1120mm。由式LdL0(4-20)aa0得2a30011201072.4215=347.6mm6、验算小带轮包角由1d2d157.3得(4-21)1180a9618057.3347.6164.175120故包角1适

23、合7、计算V带根数zzPd(4-22)P0)KaKL(P0而n01000r/min，d1100mm。查机械设计基础（第五版）表13-3得P01.07kWP00.95kW带传动的传动比ivd2(1)d1196(4-23)100(10.02)2查机械设计基础（第五版）表13-2得KL0.89查机械设计基础（第五版）表13-5得P0=0.17kw查机械设计基础（第五版）表13-7得K0.95，由此可得取3根V带，即z=3168、求作用在带轮轴上的压力FQ查机械设计基础（第五版）表13-1得q=0.1kg/m由式F0500Pc(2.51)qv2zvK(4-24)5002.2(2.50.98)0.15.

24、235.2345.230.9884.23N作用在轴上的压力FQF2zF0sin122484.23sin164.175N2668.51N(4-25)9、带轮结构设计小带轮设计制造成实心式带轮大带轮设计制造成实心式带轮4.4齿轮传动装置设计计算选择齿轮资料，热办理方式和精度等级，考虑到平板车驱动为一般机械，故大小齿轮均采纳45钢，采纳软齿面，齿面强度为217255HBW。均匀硬度为236HBW，大齿轮调制办理，齿面硬度为190HBW。大、小齿轮齿面均匀硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。采纳8级精度。减速器高速级齿轮传动比为iF3.49，高速轴转速nI480r/min，传动功率为PI2.2

25、kW，支持圆柱齿轮采纳软齿面制造。1、选择资料及确立许用应力小齿轮用40MnB调质，齿面硬度241-286HBS，Hlim570MPa17FE1600MPa；大齿轮用ZG35SiMn调质，齿面硬度为241-269HBSHlim2390，510MPaMPaFE2查机械设计基础（第五版）表11-5取SH1.1,SF1.252、按齿面接触疲惫强度设计设齿轮按8级精度制造，取载荷系数K=1.5（见机械设计基础（第五版）表11-3），齿宽系数d0.8（见机械设计基础（第五版）表11-6）,小齿轮上的转矩6PT19.5510n162.29.5510500(4-26)=42457.71Nmm(机械设计基础（

26、第五版)表11-4），d1t2KtT1(1)ZEZHZZ33(4-27)duH(2)设计时，因可初选v值未知，Kv不可以确立，故可初选Kv1.11.8，初取Kt1.4。（3）由机械设计手册查得：齿宽系数d1.1弹性系数ZE189.8PMa节点地区系数ZH2.4618齿数比iI3.49初选z121，则z2z13.492173.29，取z274。有式1.883.2(11)cosz1z21.883.2(11)cos12(4-28)21741.650.318dz1tan0.3181.1721tan121.66(4-29)查得重合度系数z0.775许用接触应力由式HHlimZN得:(4-30)SHHli

27、m570MPaHlim2390MPa小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为：N160n1alh1.778109(4-31)604801.01636558.4094108N2N12.40957108(4-32)3.4919ZN11.0;ZN21.06查得取安全系数SH1.0H1Z1N1Hlim11.0570(4-33)/MPa570MPaSH1.0Z2N2Hlim21.06390H2/MPa413MPaSH1.0初算小齿轮1分度圆d1t32KtT1(1)3(ZEZHZZ)2(4-34)duH321.44257.733.4913(189.82.460.7750.99)21.173.4941346.

28、159mm3、确立传递尺寸（1）计算载荷系数。查的使用系数KA1.0v/(ms1)d1tn11.16(4-35)601000Kv1.09查得齿向载荷分布系数K1.09齿间载荷分派系数K1.1KKAKtKK(4-36)1.01.091.091.11.3720（2）确立模数mn。d1cosmn/mm=2.24(取mn=2.5)(3-37)z1（3）计算传动中心距a/mm=2.5(2174)127.5mm(4-38)2cos（4）计算螺旋角arccos2.5(2174)18.19487(4-39)2125因为值与初选值相差不大，故与值相关的数值无需修正。mnz157.46mm47.75mm(4-40

29、)d1/mm=cosd2/mm=2.574=197mm(4-41)b2/mm=dd11.147.75=51.985mm取b252mmb1b2(410)60mm(4-42)校核齿根曲折疲惫强度：F2KT1YFYSYYF(4-43)bmnd1式中个参数：1.K、T、mn、d1值同前。212.齿宽87。bb2mm齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数z121zv1cos3cos324.5(4-44)18.19zv2z274(4-45)cos3cos386.318.19查得YF12.68,YF22.31YS11.58,YS21.71重合度系数Y0.72螺旋角系数Y0.86许用应力可有式FYNFli算

30、m得。SF(4-46)查得曲折疲惫极限应力Flim1220MPa,Flim2170MPa查得寿命系数YN1YN21.0.查得安全系数SF1.25,故F1/MPa2DT1YF1YS1YYbmnd1(4-47)21.5542457.718732.681.580.720.8624F157.4622F2/MPa44F2满足齿根曲折疲惫强度。校核齿面接触疲惫强度2KT1u1(4-48)HZEZHZZHbd12u式中各参数：（1）K、T1、b、d1值同前。齿数比u=iI3.49。弹性系数ZE189.8MPa节点地区系数ZH2.45重合度系数Z0.84螺旋角系数Z0.987许用接触应力可由HZHHlim算得

31、。(4-49)SH查得接触疲惫极限应为Hlim1Hlim21200MPa(4-50)寿命系数ZN1ZN21.0,查得安全系数SH1.0,故1.01200(4-51)H/MPa1200MPa1.023H/MPa2KT1u1ZEZHZZubd121.5742457.713.491189.82.450.840.9878757.4623.49(4-52)297.9H满足齿面接触疲惫强度。同理低速级齿轮的计算获取：齿数比：3.125z124；z275m=3d175mmd2255mm中心距a=150mm经校核齿轮满足曲折强度和接触强度。4.5转动轴承的选择及校核计算由条件知，轴承的估计寿命:1636510

32、58400h（一）、对高速轴上转动轴承的选择及核计算1、高速轴转动轴承的采纳深沟球轴承，如图4-1所示图4-1242、对轴承进行受力分析计算轴承在齿轮传递系统工作时，只遇到径向反力，而好手轴径向反力和圆周力均作用其上，径向反力的合力即为轴承所遇到的径向力。）、径向力作用时由FtT1242457.7(4-53)22122.885Nd140径向力FrFttan(4-54)2122.885tan20=772.667N受力以以下图所示：图4-2轴承受力表示图l164mm，l2171mmF1VFrl2772.667171l1l264171(4-55)=562.239N、圆周力作用时，受力以以下图：图4-

33、3轴承圆周力表示图25F1HFtl22122.885171l1l264171(4-56)1544.738NF2HFtF1H2122.8851544.738(4-57)578.137N则作用于轴承的反力分别为Fr1F1V2F12H562215452(4-58)=1644NFr2F1V2F1H2(4-59)21025782=614N由轴承只遇到径向载荷作用，故P1Fr11644NP2Fr2614NP1、P2分别为左右两轴承所受当量动载荷。3）、计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两头选择相同尺寸的轴承，今P1P2,故应以轴承的径向当量动载荷P1为计算依照，因受中等冲击载荷，查机械设计基础

34、（第五版）表16-9得fp1.5，工作温度正常，26查表16-8得ft1，故：fP1Cr160n6Lh3p1ft10(4-59)1.516446050058400131106=30.01k4、由机械设计手册（单行本）轴承查得型号为6208的轴承符合强度要求，所以高速轴上轴承采纳6208型号轴承。（二）、中间轴II上的轴承采纳型号为6208轴承；低速轴III上的轴承采纳型号为6017轴承。见机械设计手册（单行本）轴承4.6轴的结构设计计算与校核（一）高速轴的机构设计计算因为高速轴上的齿轮直径凑近于轴径，故将轴设计为齿轮轴。1、高速轴的结构以以下图所示：图4-4高速轴的结构图2）、轴的转矩27T1

35、9.55106Pn1(4-60)9.551062.250039.919Nm齿轮上的受力圆周力：Ft2T11277.408N(4-61)d1径向力:FrFttan(4-62)1277.408tan20=464.938N轴的受力以以下图所示图4-6高速轴的受力力矩图3）、a、求垂直面的支承反力28Frl2F1Vl2l1464.93817164171338.317N(4-63)F2VFrF1V(4-64)464.938338.317N126.621Nb、求水平面的支承反力F1HFtl2(4-65)l1l21277.408171F1H64171929.518NF2HFtF1H(4-66)1277.40

36、8929.518=347.89Nc力F1FFQl3、FQ力在支点产生的反l1l250113017174(4-67)=265.93NFQl1l2l3F1Fl1l2(4-68)265.83641711306417129=412.885Nd、直面的弯矩图（图b）MaV1F1Vl1(4-69)338.31764103=21.65Nme、绘水平面的弯矩图（图c）MaHF1Hl1929.51864103Nm(4-70)59.49Nmf、FQ力产生的弯矩图（图d）M2FFQl3501130103Nm(4-71)=65.13Nm截面反力产生的弯矩图为MaFF1Fl1(4-72)265.9364103=17.0

37、2Nmg、求合成弯矩图（图e）MaMaV22MaHMaF(4-73)21.65259.49217.02=80.33Nm3022MaF(4-74)Ma1MaV1MaH21.65259.49217.1280.33NmM2M2F65Nm(4-75)h、q求轴传达的转矩（图f）Td1Ft262.5(4-76)1277.4081032=39.919Nmi、求危险截面的当量弯矩（图g）a-a截面最危险，其当量弯矩为MeMa(T)2(4-77)轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数0.6，代入上式得Me80.3320.639.9192Nm(4-78)=83.82Nm、计算危险截面处轴的直径轴的资料采纳40

38、Mn调质办理，由机械设计基础（第五版）表14-1查得B750MPa，表14-3查得1b70MPa，则：dMe30.11b(4-79)83.8210330.160=24mm31因为轴做成齿轮轴，齿根圆直径df59.375。因df，故轴的设计mm24mm尺寸符合要求。转度最低的平板车驱动轴的轴的尺寸校核：9.55106P3nd0.2C3P(4-80)n11531.20547.7=37.47mm齿根圆直径dmm。因df，故轴的设计尺寸符合要求。f78mm37.47mm由变速器结构部署考虑到加工和装置而确立的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。关于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和