小型立體車庫設計【家庭用雙層立體車庫】

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本科學生畢業(yè)設計 小型立體車庫設計 系部名稱： 機電工程學院 專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化08-1 學生姓名： 指導教師： 職 稱： 二○一二年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Stereoscopic Garage Candidate： Specialty：Mechanical Design and Manufacture ＆ Automation Class： Supervisor： 2012-06 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 在我國汽車保有量越來越大、停車問題越來越嚴重的情況下，開發(fā)適合我國國情的立體車庫，是解決停車問題的有效途徑。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(jié)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。 在此設計中，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。 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(jié)構(gòu)及其零部件進行計算校核。 該立體車庫結(jié)構(gòu)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  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 II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1課題背景 1 1.2立體車庫研究意義 1 1.3立體停車設備國內(nèi)外發(fā)展綜述 2 1.4主要研究內(nèi)容 2 第2章 方案選擇及結(jié)構(gòu)設計 3 2.1立體車庫總體結(jié)構(gòu)設計 3 2.1.1車型及車庫參數(shù) 3 2.1.2 車庫工作流程 3 2.2 液壓系統(tǒng)部件的選擇與計算 3 2.2.1液壓缸的選擇與計算 3 2.2.2液壓泵的選擇 6 2.2.3泵電動機的選擇 7 2.3傳動部件的選擇與計算 7 2.3.1減速機的選擇 7 2.3.2鏈條的設計 8 2.3.3鏈輪的設計 10 2.4軸承和軸承座的類型 12 2.4.1軸承的類型 12 2.4.2軸承座的類型 12 2.5其它主要零件的選擇 13 2.5.1停車梁的選擇 13 2.5.2支承梁與活動梁的選擇 13 2.6本章小結(jié) 14 第3章 主要部件強度剛度校核 15 3.1軸的強度和剛度校核 15 3.1.1主動軸的強度校核 15 3.1.2主動軸的剛度校核 17 3.1.3從動軸的強度校核 18 3.1.4從動軸的剛度校核 23 3.2軸承和鍵的校核 24 3.2.1軸承的校核 24 3.2.2鍵的強度校核 26 3.3梁的強度和剛度校核 27 3.3.1梁的自由扭轉(zhuǎn)計算 27 3.3.2活動梁的強度和剛度校核 27 3.3.3停車梁的強度和剛度校核 34 3.4本章小結(jié) 38 結(jié)論 39 參考文獻 40 致謝 41 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 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。 2011年，我國已成為全球第一大汽車市場，國內(nèi)銷售總量達到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。 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(zhuǎn)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1959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(shù)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(shù)以日本和德國領先，其發(fā)展主要有兩個特點： 一是高技術(shù)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(shù)成果隨時轉(zhuǎn)化和移植到車庫產(chǎn)品中，使車庫技術(shù)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(shù)(即高速電梯技術(shù))很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年代的新技術(shù)，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(shù)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%；100~500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)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%。 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(jié)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。 43 第2章 方案選擇及結(jié)構(gòu)設計 2.1立體車庫總體結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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10o。 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。 圖2.1立體車庫原理圖 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 1.計算受力 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2.2。 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，當槽鋼即停車梁靜止時；當停車梁上升時。 解得 N N N N（靜止時）N（上升時） 每側(cè)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(cè)的力分別為 N N 2.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5KN～10KN對應的工作壓力1.5MPa～2MPa，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；假設液壓缸的密封采用橡膠圈則1（容積效率）=0.9 N 缸筒內(nèi)徑 mm 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-6.3Mpa100/56×860L1F6HLQ。 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）；-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(jié)構(gòu)及安裝尺寸 液壓缸的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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) 100 56 表2.2液壓缸的安裝尺寸 缸徑 TV VG BA FB 100 135 180 68 22 2.2.2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，故L/min 因此，泵的實際流量L/min估取泵的容積效率為，則泵的理論流量 L/min 若電動機的轉(zhuǎn)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2.5MPa～3MPa。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G（P）A3-25，技術(shù)參數(shù)見表2.3 表2.3液壓泵技術(shù)參數(shù) 排量ml/r 壓力MPa 轉(zhuǎn)速r/min 效率 質(zhì)量kg 外型尺寸 額定 最高 容積 總效 長×寬×高 33.0 10 940 80% 85% 19.4 203×152×150 2.2.3泵電動機的選擇 泵的輸出功率 （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(shù)參數(shù)見表2.4 表2.4三相異步電動機技術(shù)參數(shù) 型號 額定功率kw 滿載時 重量kg Y112M-6 1.5 轉(zhuǎn)速r/min 電流A 效率 功率因子 3.3 940 3.91 77.5 0.74 2.3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。 1.鏈條所承受的拉力 KN，其中G為行車板與活動梁的重力。傳遞功率 kw，則設計功率為 kw，此功率即為電動機功率。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(zhuǎn)速為 r/min，式中，-鏈輪線速度；-分度圓半徑，=50 N·m。 3.中心鏈輪的扭矩 N·m。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N·m。 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(zhuǎn)平穩(wěn)。選用電動機的扭矩N·m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(zhuǎn)速1500r/min，輸出轉(zhuǎn)速43r/min，輸出軸直徑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(zhuǎn)速r/min，估算大鏈輪的轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速為r/min。 （2）鏈條節(jié)距 由設計功率和小鏈輪的轉(zhuǎn)速n1，選用0.8A型的鏈條，其節(jié)距mm。檢驗小鏈輪孔徑孔徑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) 式中，、-小鏈輪和大鏈輪齒數(shù)；-初定中心距；所以取60節(jié)。 （5）鏈條長度L m 式中，-鏈長節(jié)數(shù)；-鏈條節(jié)距 （6）理論中心距a mm， 式中，-鏈條節(jié)距；-鏈長節(jié)數(shù)；、-小鏈輪和大鏈輪的齒數(shù)；通過查表得mm； （7）鏈速v m/s 式中，-小鏈輪齒數(shù)；-小鏈輪轉(zhuǎn)速；-鏈條節(jié)距； （8）有效圓周力F N 式中，-傳遞功率，kw；-鏈條速度(m/s)；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(jié)構(gòu)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L m， 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/s， 式中，-鏈輪齒數(shù)，；-鏈輪轉(zhuǎn)速，r/min；-鏈輪節(jié)距，mm 3.鏈條的結(jié)構(gòu) 鏈條的結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu) 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）齒頂圓直徑按公式 （2.6） 則小鏈輪 mm mm 取小鏈輪齒頂圓 mm 而大鏈輪齒頂圓 mm mm 大鏈輪齒頂圓取 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40～50HRC。 4.鏈輪結(jié)構(gòu) 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(jié)構(gòu)見圖2.6。 圖2.6鏈輪結(jié)構(gòu) （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）輪轂長度L （2.9） 小鏈輪 mm 大鏈輪 mm 中心鏈輪 mm （3）輪轂直徑dh 按公式計算，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，所以按計算，式中，-鏈條的內(nèi)節(jié)內(nèi)寬； mm 所以mm， mm取齒寬mm。 （5）齒側(cè)倒角ba mm 式中，-節(jié)距； （6）齒側(cè)半徑Y(jié) 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。 基本尺寸：mm mm mm 安裝尺寸：mm mm mm 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(jié)構(gòu)圖2.8。 圖2.7軸承尺寸 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1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(jié)構(gòu)示意圖見圖2.9，規(guī)格見表2.11。 圖2.8軸承座尺寸 圖2.9空心型鋼結(jié)構(gòu) 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cm2 A B 150 100 5.0 18.334 23.356 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 cm2 A B 100 50 5.0 10.484 13.356 80 40 5.0 6.710 8.547 2.6本章小結(jié) 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(jié)構(gòu)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(cè)，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3.1 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(cè)軸上的力為 N N 3.1.1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，-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；N ，-垂直面、水平面的軸承支反力； -主動軸中心輪上的扭矩；N·m -主動軸兩側(cè)鏈輪上的扭矩；N·m 1.求垂直面內(nèi)的支反力 根據(jù)公式： 計算 解得 N N 2.求水平面內(nèi)的支反力 根據(jù)公式： 計算 解得 N N 3.計算垂直面內(nèi)的彎矩 A點彎矩： N·m B點彎矩： N·m C點彎矩： N·m 4.計算水平面內(nèi)的彎矩 A點彎矩： N·m B點彎矩： N·m C點彎矩： N·m 5.求合成彎矩 A點合成彎矩： N·m B點合成彎矩： N·m C點合成彎矩： N·m 6.軸的轉(zhuǎn)矩T 由已知條件可知主動軸的轉(zhuǎn)矩N·m 7.求危險截面的當量彎矩Me 從上式中可以看出B截面最危險，認為軸的扭切力為脈動循環(huán)應變力，取折合系數(shù)，則有 N·m 8.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。 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3-6， 圖3-4主動軸受合力時 圖中符號的含義P為F2和F′合力，其中mm，mm N·m 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(0.0003～0.0005),軸的總長0.5706～0.9510mm。 2.轉(zhuǎn)角的計算θ 轉(zhuǎn)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3.6，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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)采用了階梯軸，所以扭矩變形計算公式為 （3.2）式中，-為切變模量，取MPa；轉(zhuǎn)矩-N·m；-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3.5。 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 N·m （4）計算水平面內(nèi)的彎矩 水平面內(nèi)的彎矩 N·m （5）求合成彎矩 合成的彎矩 N·m （6）軸的轉(zhuǎn)矩 從動軸的轉(zhuǎn)矩與主動軸兩端的鏈輪轉(zhuǎn)矩相同，即N·m。 （7）當量轉(zhuǎn)矩Me N·m 式中，-軸上所承受的最大彎矩；-從動軸上的轉(zhuǎn)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。 由于一般的轎車都采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)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，-所選用車型的重力，N最大負載時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(cè)所受的力為 N N N 當車重N時，N N N 每側(cè)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 N·m（N） N·m（N） （4）水平面內(nèi)的彎矩 水平面內(nèi)的彎矩為 N·m N （5）求合成彎矩圖 合成的彎矩為 N·m （N） N·m （N） （6）軸的轉(zhuǎn)矩 從動軸的轉(zhuǎn)矩與主動軸兩端的鏈輪轉(zhuǎn)矩相同,即N·m。 （7）當量彎矩Me 因為，所以 N·m（N） N·m（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 N·m mm（N） N·m 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，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(cè)受力為 N N N 當N時，N N N 每側(cè)受力為 N N N 從結(jié)果中可以得出無論車正向還是反向駛?cè)牖顒恿汉托熊嚢?。從動軸直徑mm可以滿足要求。因此正向和反向駛?cè)胱饔迷趶膭虞S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3.11 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(0.0003～0.0005)的使用要求。 （2）轉(zhuǎn)角θ的計算 從動軸的轉(zhuǎn)角 rad rad 2.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(0.0003～0.0005)的要求。 （2）轉(zhuǎn)角θ的計算 當N時，rad rad； 當時，rad rad，所有轉(zhuǎn)角θ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，基本額定載荷 KN KN， 轉(zhuǎn)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和N； -水平支反力，水平支反力包括 N和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S1＋Fa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 N N （6）軸承的壽命計算 軸承壽命h，基本額定動載荷N，當量動載荷N，壽命指數(shù)，轉(zhuǎn)速r/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。 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S1＋Fa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，-為當量動載荷，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(zhuǎn)矩N·m；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10×45 GB1567-79(90)，10×36 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梁的自由扭轉(zhuǎn)計算 已知梁的材料為Q235A，屈服點MPa，抗拉強度375～500MPa。根據(jù)得，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)。一般情況下，靜載時1.2～2.5，所以梁的許用應力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。因此屈服應力取MPa。 1.計算冷彎矩形空心型鋼的自由扭轉(zhuǎn)，所以按照閉口薄壁截面桿件扭轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)計算，而未考慮空心型鋼的內(nèi)部結(jié)構(gòu)。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(zhuǎn)角均小于計算值。 2.計算停車梁的自由扭轉(zhuǎn) 停車梁是有槽鋼制成，所以其自由扭轉(zhuǎn)即槽鋼的自由扭轉(zhuǎn)。由于槽鋼屬于開口薄壁截面，所以扭轉(zhuǎn)剪應力和扭轉(zhuǎn)角為 MPa rad 所以滿足。此時計算出的扭轉(zhuǎn)剪應力和扭轉(zhuǎn)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(zhuǎn)角和扭轉(zhuǎn)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。 （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(zhuǎn)得到圖3.12，圖中符號含義與3.8種的符號含義相同。 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 N N N a.剪力與彎矩方程式 OA段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m OB段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m（mm） N·m（mm） OC段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m（mm） N·m（mm） CD段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m（mm） N·m（mm） b.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，N·m。 c.活動梁的強度條件 梁的彎曲正應力強度條件MPa考慮到活動梁的結(jié)構(gòu)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 （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(zhuǎn)得到圖3.13，圖中符號含義與圖3.10種的符號含義相同。由前面的計算公式可知： 當N，N N N N N 圖3.13反向進入活動梁受力分析 a.剪力與彎矩方程式 OA段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m OB段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m（mm） N·m（mm） OC段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N N·m（mm） N·m（mm） CD段 利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程。由左側(cè)的平衡條件得剪力方程和彎矩方程分別為 N； N·m（） N·m（） b.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 N·m c.活動梁的強度條件 梁的彎曲正應力強度條件 MPa 式中,彎矩N·m；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 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3.14。 a b c 圖3.14正向進入活動梁受力分析 ①作用力如圖3.14a 時 a.撓度的計算 作用力如圖3.14a，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 b.轉(zhuǎn)角θ的計算 圖3.14a所示的θO、θD即為所求的轉(zhuǎn)角。 rad rad ②作用力如圖3.14b時 a.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 b.轉(zhuǎn)角θ的計算公式為 rad rad ③作用力如圖3.14c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(zhuǎn)角θ分別為 mm rad 因此活動梁的撓度y和轉(zhuǎn)角θ為1.2.3這三種情況時轉(zhuǎn)角和撓度之和，所以梁的中間處的撓度為 ，轉(zhuǎn)角 故活動梁中間處的撓度和兩端的轉(zhuǎn)角分別為 mm mm 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(zhuǎn)角。各力單獨作用在活動梁上的形式是圖3.14所示。 ①作用力如圖3.14a所示 a.撓度y的計算 由于，所以撓度 mm 中間處的撓度 mm b.轉(zhuǎn)角θ的計算 rad rad ②作用力如圖3.14b所示 a.撓度y的計算 圖3.23b中的撓度 其中，mm mm N 當mm時，mm 當mm時，mm b.轉(zhuǎn)角θ的計算 mm mm ③作用力如圖3.14c所示 通過計算已知了在自重情況下的撓度和轉(zhuǎn)角值，即mm,mm 由于活動梁的撓度和轉(zhuǎn)角θ是1，2，3這三種情況的總和。所以梁的撓度和轉(zhuǎn)角分別為 所以活動梁中間處的撓度 mm 活動梁兩端的轉(zhuǎn)角 rad rad 3.3.3停車梁的強度和剛度校核 對停車梁的結(jié)構(gòu)簡化，并對其受力進行分析。如圖3.15所示車正向進入反向開出時， 圖3.15停車梁受力分析 停車梁所受的力。圖中，-液壓缸的力在y方向投影；-液壓缸的力在x向投影；-汽車的重作用在停車梁上的力，當車重為N時，N N；-支承的支承梁對停車梁的支反力；-停車梁與其他元件的自重；-車重；（N）N。如圖3.16所示車反向進入正向開出時，停車梁所受的力 圖3.16反向進入停車梁受力分析 圖中，-汽車的自重作用在停車梁上的力；當車重N時，N N （1）計算車正向進入反向開出的情況 車正向進入反向開出的受力如圖3.16?？紤]到停車梁的自重和其他元件的重力，估取N，根據(jù)公式 得 解得 N N N 根據(jù)Fx和Fy就可以確定作用在液壓缸的力，也就是液壓缸需要輸出多大的力F液 N（） 根據(jù)此力驗算液壓缸的缸徑 mm 式中輸出力 N；系統(tǒng)壓力 MPa；所以，選用缸徑mm合適。 將圖3-16繞坐標圓點旋轉(zhuǎn)得到圖3.17。 圖3.17正向進入停車梁受力分析 a.列剪力與彎矩方程 OA段利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開。以左側(cè)為研究對象的剪 力方程和彎矩方程 N N·m OB段利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開，并以左段為研究對象由 左段平衡條件得剪力方程和彎矩方程為 N N·m（mm） N·m（mm） OC段利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開，并以左段為研究對象由 左段平衡條件得剪力方程和彎矩方程為 N] N·m(mm) N·m (mm) CD段利用截面法，沿距O點為的任意截面將梁切開，并以右段為研究對象由 右段平衡條件得剪力方程和彎矩方程為 N N·m（mm） N·m（mm） b.剪力Q和彎矩M 根據(jù)各剪力和彎矩可知，最大剪應力發(fā)生在CD段的各截面上。其值分別為 N N·m c.停車梁的強度條件 停車梁的彎曲正應力強度條件 MPa 查表得MPa，所以 滿足要求。停車梁的彎曲剪應力強度條件 MPa 因為MPa，所以滿足要求。 （2）計算車反向進入正向開出的情況 車正向開出反向進入的受力情況如圖3.16， 根據(jù)公式 得 解得 N N N 根據(jù)Fx和Fy可以確定液壓缸需要輸出的力 N 根據(jù)此力驗算液壓缸的缸徑 mm所以選用缸徑mm合適。 3.4本章小結(jié) 本章對從動軸、主動軸、停車梁、活動梁等主要部件的強度和剛度進行校核確保其使