家用双层立体车库系统的结构设计.doc

哈尔滨理工大学专科生毕业论文 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41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283.3 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42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。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。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10º。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。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，两支点的中心距为4300mm。其受力情况见图2-25。 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方向上的投影（N）；车重作用在停车梁上的力（N）；支承梁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力（N）；摩擦系数取0.5。按计算公式 计算 式中，当槽钢即停车梁静止时；当停车梁上升时。解得 N N NN（静止时）N（上升时）每侧受力 N N N N（静止时） 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：图2-3 停车梁受力分析按公式 计算 解得 N N作用在每一侧的力分别为 N N2.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)静止时 N N N 举升时 N N 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和系统选定的压力。计算内径按计算公式： (2-2)式中，理论输出力(N)；系统压力(MPa)； (2-3)式中，活塞杆的实际作用力，=7360N；负载率，取=0.6 ；液压缸的总效率，=0.9。 N缸筒内径 取缸径标准值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-6.3Mpa100/56×860L1F6HLQ6。设定速度比，已知行程为860mm，令其在30s内伸出，则 m/s m/s式中，活塞杆伸出的速度（m/s）；活塞杆收回时的速度（m/s）；则下降时需用的时间为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。 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)10056M33×2M42×2表2-2 液压缸的安装尺寸缸径（mm）TVVGBAFB10013518068222.2.2 液压泵的选择已知活塞杆伸出的速度m/s，根据计算公式 ( 2-4)式中，液压缸的流量及泵的实际流量（L/min）；液压缸活塞的有效面积（m2）；液压缸的容积效率，取；所以L/min，因此，泵的实际流量L/min估取泵的容积效率为，则泵的理论流量L/min若电动机的转速为r/min，则泵的排量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2.5MPa3MPa。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33.06.31094080%85%19.4203×152×1502.2.3 泵电动机的选择泵的输出功率 （2-5）式中，工作压力；泵的流量。已知工作压力MPa，l/min，则泵的输出功率 kW，而泵的输人功率 kW 。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kgY112M-61.5转速r/min电流A效率功率因子3.39603.9177.50.742.3 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mm，活动梁与停车板的质量约为300kg。1.链条所承受的拉力 kN，其中G为停车板与活动梁的重力。传递的功率为 kW，则其设计的功率为kW式中，工况系数，取=1.0；小链轮齿轮系数，取小链轮齿数17，则=0.887；多排链排数系数，取=2。2.链轮转速为r/min，式中，链轮线速度；分度圆半径，=50 N·m。3.中心链轮的扭矩 N·m。式中，链条所受力；分度圆半径。估取小链轮的分度圆直径mm，则电动机的扭矩N·m。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N·m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。（1）传动比计算传动比按公式计算，则。小链轮的齿数，则大链轮的齿数取22，则实际传动比，那么n2的实际转速为r/min。（2）链条节距由设计功率和小链轮的转速n1，选用0.8A型的链条，其节距mm。检验小链轮孔径dk最大可以达到34mm，而电动机输出轴mm，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。（4）链条节数Lp节取LP=60式中，、小链轮和大链轮齿数；初定中心距。 （5）链条长度Lm式中，链长节数；链条节距。（6）理论中心距amm，式中，链条节距；链长节数；、小链轮和大链轮的齿数；mm。（7）链速vm/s式中，小链轮齿数；小链轮转速；链条节距。（8）有效圆周力FN式中，传递功率，kW；链条速度(m/s)；（9）作用在轴上的拉力N；式中，有效圆周力；工况系数，取。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。（1）链条节距P链条的型号为08A，所以mm。（2）初定中心距a0由于结构需要，选用的中心距mm。（3）链条节数Lp节,取952节式中，；、大链轮的齿数；（4）链条长度Lm，式中，链条节数；链条节距。（5）理论中心距a因，故理论中心距mm，式中，链条节数；链条节距；链轮齿数。（6）链速v m/s，式中，链轮齿数，；链轮转速，r/min；链轮节距，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。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，大链轮齿数。链条的节距mm。链条的滚子外径mm。2.链轮的主要尺寸（1）分度圆的直径按照公式 （2-5）式中，链条节距；链条齿数；小链轮分度圆直径mm；大链轮分度圆直径mm。（2）齿顶圆直径按公式 （2-6）则小链轮齿顶圆 mm mm，取小链轮的齿顶圆 mm；而大链轮齿顶圆 mm mm，取大链轮的齿顶圆 mm。（3）齿根圆直径按公式 （2-7）式中，分度圆直径；滚子外径；小链轮 mm；大链轮 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。图2-6 链轮结构（1）轮毂厚度H （2-8） 式中，常数，取孔径；分度圆直径；小链轮轮毂厚度为mm；大链轮轮毂厚度为mm；中心处大链轮 mm，mm 则mm。（2）轮毂长度L （2-9）小链轮mm；大链轮mm；中心链轮mm。（3）轮毂直径dh （2-10）式中，孔径；轮毂厚度；小链轮mm；大链轮mm；中心链轮mm。（4）齿宽bf由于节距mm，所以式中，链条的内节内宽；mm 所以mm， mm；所以取齿宽mm。（5）齿侧倒角ba mm式中，节距；（6）齿侧半径Ymm（7）齿全宽bfm mm式中，排数；齿宽；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。图2-7 轴承尺寸基本尺寸：mm mm mm安装尺寸：mm mm mm轴承代号：7209C 基本额定动载荷 ：kN 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。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。 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cm2AB1501005.018.33423.356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cm2AB100505.010.48413.35680405.06.7108.5472.6 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。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。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；活动梁与行车板的自重；按照公式： (3-1)计算 解得 N N每一侧轴上的力为 N N3.1.1 主动轴的强度校核首先将主动轴简化，受力情况如图3-2。 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；链条通过链轮作用在主动轴上的力N；有效圆周力，；，垂直面、水平面的轴承支反力；主动轴中心轮上的扭矩，N·m；主动轴两侧链轮上的扭矩，N·m。1.求垂直面内的支反力根据公式： 计算 解得 NN2.求水平面内的支反力根据公式： 计算 解得 N N3.计算垂直面内的弯矩 A点弯矩： N·m B点弯矩： N·m C点弯矩： N·m4.计算水平面内的弯矩 A点弯矩： N·m B点弯矩： N·m C点弯矩： N·m5.求合成弯矩 A点合成弯矩： N·m B点合成弯矩： N·m C点合成弯矩： N·m6.轴的转矩T由已知条件可知主动轴的转矩N·m 。7.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 N·m8.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mm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。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）当圆周力单独作用时圆周力单独作用时的情况见图3-3。图3-3 主动轴受圆周力时图中，-圆周力，即：N，mm，mm，mm因为，所以挠度mm式中，为弹性模量，取MPa；惯性矩。在该力的作用下中间位置的挠度mm，（2）在F2和F´合力作用时合力作用时的情况见图3-4，图3-4 主动轴受合力时图中符号的含义P为F2和F´合力，其中mm，mmN·m挠度的计算公式分别为mm mm挠度在中心处的y值为 mm，满足一般用途的轴(0.00030.0005),轴的总长0.57060.9510mm。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rad rad（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 rad因此A，C处的转角为：rad rad两值均小于向心球轴承的许用值。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 （3-2）式中，切变模量，取MPa；转矩N·m；极惯性；轴的长度；则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3-510。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；链条对从动轴产生的力；、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按公式 得 N。（2）求水平面内的支反力按公式 则 N。（3）计算垂直面内的弯矩垂直面内的弯矩 N·m。（4）计算水平面内的弯矩水平面内的弯矩 N·m。（5）求合成弯矩合成的弯矩 N·m。（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N·m。（7）当量转矩MeN·m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。（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mm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。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。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N；、活动梁和行车板对车的支反力；根据公式： 得 当车重N时，N 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：N N；当车重N时，N N；每个车轮所受的力为：N 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。图3-7 反向进入活动梁受力分析图中，为车重N，最大时N。、活动梁和行车板在车反向进入正向开出时的支反力；根据公式： 得 当车重N时，N N，同轴上的每个车轮的受力为F3、F4的一半，即N N；当车重N时，N N，同轴上每个车轮所受的力为N 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。 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；当N时，N N；当N时，N N；其中，从动轴对活动梁和行车板的支承力；活动梁和行车板的重力；翻板铰接处对于活动梁和行车板的支反力；根据力学公式 (3-3)得 则 N N N而每侧所受的力为 N N N当车重N时，N N N每侧所受的力为 N N N此时从动轴所受的力如图3-9所示图3-9 从动轴受力分析（1） 求垂直面内的支反力根据得 。当车重N时，N，当车重N时，。（2）求水平面内的支反力根据 得 N（3）垂直面内的弯矩垂直面内的弯矩为 N·m (N)N·m (N)（4）水平面内的弯矩水平面内的弯矩为 N·m N（5）求合成弯矩图合成的弯矩为 N·m (N) N·m (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N·m。（7）当量弯矩Me因为，所以 N·m (N) N·m (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mm由表查得许用弯曲应力MPa，则从动轴直径为N·m mm (N) N·m mm (N)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。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。 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；N N (N)N N (N)根据公式： 得 当N时，N N N每侧受力为 N N N当N时，N N N每侧受力为 N N 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 图3-11 从动轴受力分析图中，为所有外力作用在轴上的合力； 挠度 mm mm此值小于一般用途的轴(0.00030.0005)的使用要求。（2）转角的计算从动轴的转角 radrad2.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N时mm mm当车重N时, mm mm满足一般用途的轴(0.00030.0005)的要求。（2）转角的计算当N时，radrad；当时，rad rad，所有转角的值均满足向心轴承的要求。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 kN kN，转速r/min。1.主动轴轴承的计算（1）轴承支反力Fr根据计算公式 (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）内部轴向力S计算公式为 ，所以 N 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N。（4）比较S1Fa和S2轴向力 N轴向力 N（5）计算当量动载荷P根据公式的各值与1.14比较来选择径向系数x和轴向系数y。因为 ，所以径向系数，轴向系数 ，故当量动载荷为 NN（6）轴承的寿命计算轴承的寿命为：h，基本额定动载荷为N，当量动载荷为N，寿命指数为，转速为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11。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N由于 ，所以 N（2）内部轴向力S内部轴向力的计算公式为 ，所以 N（3）轴向力Fa考虑到变量会对轴产生拉伸和压缩，所以初选N。（4）比较S1Fa和S2轴向力 N轴向力 N（5）计算当量动载荷因为；，所以取径向系数：，轴向系数： ，故当量动载荷为N N（6）轴的寿命计算h式中，当量动载荷，其值为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： (3-5)键的剪切应力： (3-6)式中，传递转矩N·m；轴的直径mm；键的工作长度mm；键与毂的接触高度；键的宽度mm；键的许用挤压应力MPa；键的许用切应力MPa；满足满足键的类型：根据轴的直径mm，以及所需要的长度选用C型键代号分别为10×45 GB1567-79(90)，10×36 GB1567-79(90)两种型号的键。在校核键的强度时，只校核了键的工作长度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MPa，抗拉强度375500MPa。许用应力公式式中，极限应力；安全系数；对于塑性材料极限力一般为屈服极限，为对应屈服极限的安全系数。在一般情况下，静载时的安全系数1.22.5，所以梁的许用应力应为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，只要最大剪应力达到了轴向拉伸极限应力，材料就屈服了。因此梁的屈服应力应取MPa。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