自动停车系统设计 (结构及传动系统设计)--说明书

1、1第 1 章 绪论 1.11.1 课题的来源、目的及意义课题的来源、目的及意义近年来，随着经济的发展，我国的城市化水平加快和人民生活水平的提高，汽车的数量不断增加。截至 2003 年底，我国个人汽车保有量为 12427672 辆。其中，个人轿车 4890387 辆，比 2002 年增加 1462441 辆，增长率为 42.7%。但与此同时，汽车停车场地的增长却不能与之同步，汽车泊位与汽车数量严重比例失调，由此带来停车难，违章停车，停车管理困难等一系列问题。机械式立体停车设备又名立体车库，它占地空间小，并且可以最大限度的利用空间，安全方便，是解决城市用地紧张，缓解停车难的一个有效手段。国家记委已

2、明确机械立体停车设备及城市立体停车场为国家重点支持的产业。1998 年 1 月 1 日起执行的国家记委 6 号令把机械式立体车库和立体停车场列入“国家重点鼓励发展的产业，产品和技术” 。国家海关总署对机械式停车产品规定“国内投资项目给予免征进口税” 。上述措施为我国立体车库产业的成长提供了良好的条件，也为我国解决城市停车问题提供了机会。可以预见：立体车库具有广阔的市场前景。研究的目的就是开发一套实用，安全有效的垂直升降式停车设备，并进行相应的扩展研究。本项目的研究与开发，为 21 世纪初期的城市交通系统提供实用的，具有自主知识产权，国产化城市停车技术和装备，对缓解城市用地紧张，解决城市停车难的

3、问题具有重要意义。1.21.2 机械式立体停车库的概述机械式立体停车库的概述使用车辆之外其他具有动力的搬运器，完成车辆的停放，存贮的整套设备，称为机械停车库。以立体形式停放，存储车辆的机械设备叫机械式立体停车库。它包含了当前机械，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备。在中华人民共和国机械行业标准 JB/T 8713-1998 ：机械式停车设备类别、形式、基本参数要目中，对机械式停车设备进行了划分，其类别代号如下：升降横移类，代号为 SH，是指通过设备的垂直升降和水平横移进行移动，实现车辆存取功能的停车设备。垂直循环类，代号为 CX，是指通过搬运器在垂

4、直平面内做连续的循环移动，来实现车辆存取功能的停车设备。2水平循环类，代号为 SX，是指搬运器在水平平面内排列成 2 列或 2 列以上连续循环列尖转换移动，实现车辆存取功能的停车设备。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 层以上做连续移动，两端有升降机构进行循环层间转换移动，实现车辆存取的停车设备。平面移动类，代号为 PY，是指存车位与搬运器在同一水平面内，通过搬运器在水平面内做往复移动，实现车辆存取功能的停车设备。平面移动类，代号为 XD，是指存车位在巷道一边或两边多层布置，通过搬运器在巷道内做水平，垂直或水平垂直复合运动，实现车辆的存取功能的停车设备。垂直

5、升降类，代号为 CS，是指停车位分布在井道周围，通过升降搬运器在专用升降通道内做升降移动，时间车辆存取功能的停车设备。简易升降类，代号为JS，是指通过单一搬运器的升降，俯仰或二三层搬运器的整体升降，俯仰，实现车辆二三层车辆存取功能的停车设备。汽车升降机类代号为QS;是指搬运器运载车辆(或同时运载驾驶员)垂直升降运行进行多层平层对位，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停车设备。从上面对机械式停车设备的分类和定义可以看出，与以往的普通车库相比，机械式停车设备可以在同样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，同时具有存车时间短，可使用性强等优点，所以是解决城市停车

6、面积不足，停车困难的有效措施。1.2.11.2.1 几种机械停车设备的特点及比较几种机械停车设备的特点及比较(一) 升降横移式升降横移式立体车库采用模块化设计，每单元可设计成两层、三层、四层、五层、半地下等多种形式，车位数从几个到上百个。此立体车库适用于地面及地下停车场，配置灵活，造价较低。1. 产品特点：1) 节省占地，配置灵活，建设周期短。2) 价格低，消防、外装修、土建地基等投资少。3) 可采用自动控制，构造简单，安全可靠。4) 存取车迅速，等候时间短。5) 运行平稳，工作噪声低。6) 适用于商业、机关、住宅小区配套停车场的使用。（二）平面移动式3平面移动式立体车库采用堆垛机作为存取车辆

7、的工具，所有车辆均由堆垛机进行存取，因此对堆垛机的技术要求较高，单台堆垛机成本较高，所以平面移动式立体车库适用于车位数需要较多的客户使用。这种车库自动化水平很高，且全封闭式建造，存车安全性高。（三）垂直提升式垂直提升式立体车库类似于电梯的工作原理，在提升机的两侧布置车位，一般地面需一个汽车旋转台，可省去司机调头。垂直提升式立体车库一般高度较高（几十米） ，对设备的安全性，加工安装精度等要求都很高，因此造价较高，但占地却最小。 （四）垂直循环式产品特点：1) 占地少，两个泊位面积可停 610 辆车。2) 外装修可只加顶棚，消防可利用消防栓。3) 价格低，地基、外装修、消防等投资少，建设周期短。4

8、) 可采用自动控制，运行安全可靠。基于上述比较，根据需要现选择平面移动式立体机械停车设备进行设计。1.31.3 研究的主要内容研究的主要内容本文在查阅国内外大量资料的基础上设计了一套有效而实用的智能全自动立体停车库系统。从理论上对立体停车库的结构以及控制系统进行了研究，并完成了对立体车库的整体结构、存取车的形式及整体控制系统的设计，具体内容如下:(1)立体车库总体结构的设计分析了目前国内外同类立体车库结构的优劣，在对可靠性、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良的立体车库系统。(2)平面移动式立体停车设备的存取机构设计 在分析比较的基础上，确定车库的存取车形式，然后由此详细

9、设计停车位、载车板和存取机构。(3)立体车库运输系统的设计 通过比较与分析，设计了一套运输系统，并对运输能力进行了计算与校核，本系统完全满足设计车库的功能要求。为了提高运行速度和平层精度，运输系统采用变频变压调速电机，变频变压调速技术和矢量变换控制技术。(4)立体车库总体钢结构骨架的研究与设计4通过类比,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种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。验证设计钢结构满足刚度和强度要求。在此基础上，建立钢结构骨架优化设计模型，对钢结构骨架进行优化设计，进一步降低材料的消耗车库整体重量，提高车库的经济性。5

10、第 2 章 原理设计说明2.12.1 介绍立体停车库的整体设计思想及工作原理介绍立体停车库的整体设计思想及工作原理立体停车库的工作原理下面以一辆车进库而后另一辆车出库的过程为例，简介一下此停车库的工作原理。 首先，汽车驶入垂直升降机构中，汽车停在的轨道车上。其次，经控制系统确认找出离入口最近的空车位。然后，控制系统控制垂直升降机构停在所要停放车辆的那个层位后，此时垂直升降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，将车横移至所在停车位即完成存车过程。取车的过程同存车过程正好相反，首先，控制系统控制垂直升降结构到达要去汽车所在的层位，横移装置将车横移至机构即可。本本章章小小结

11、结通过对立体车库的类型与用途及其特点的了解，最终选择升降横移式作为选题的车库类型，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。6第 3 章 机械部分传动方式的确定与部件选择3.13.1 横向输送装置中车轮与车轴的选择横向输送装置中车轮与车轴的选择3.1.1 传动方案分析 Error!Error! NoNo bookmarkbookmark namename given.given.由于考虑存车库多设置在小区、宾馆、医院等公共场所，所以需要降低噪音，带传动有以下及特点：传动带具有弹性和挠性，可吸收振动并缓和冲击，从而使传动平稳、噪声小。当过载时，传动带与带轮之间可发生相对滑动而不损伤其他

12、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同主要分为平带、V 带和特殊带。平带以其内圆周表面为工作面，V 带传动能力比平带的大，承载能力显著高于平带，适用于传递大功率且要求结构紧凑的场合。根据以上特点选择 V 带作为传动带进行动力的传输。最终确定方案为电机带动传动带输出，再由带传动传递给下一级齿轮，由两次齿轮传动共同完成存车库横移装置的动力传输。最终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到达库位和出库的作用。这样节省空间具体结构如下图 3-1 所示： 7

13、图 3-1 横移装置传递图已知工作条件：车轮直径 400mm，平板车运行速度 1m/s。为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适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： （3.1）4001100060100060Dvnw=47.7r/min 一般常选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总的传动比约为 22 或 34，根据总传动比，可初步拟定以两级传动为主的多种传动方案。3.23.2 选择电动机选择电动机1、电动机类型选择 根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型 YZ132M1-6 减速电动机。82、电动机功率的选择

14、 1） 、工作机所需功率 NNNF110005. 022000（3.2） kW 1 . 1/11100smNvFPd（3.3）2） 、电动机输出功率为 wdPP （3.4）传动装置的总效率 23321（3.5）式中、为从动机至工作机之间的个传动机构和轴承的效率。查123机械设计手册得：V 带传动效率=0.95，滚动轴承效率=0.99，12圆柱齿轮传动效率为=0.97。则：32332186. 097. 099. 095. 023故 =1.28kwwdPP 86. 01 . 1 kw根据电动机输出功率kw，查表选择电动机的额定功率28. 1dPkw。2 . 2edP3） 、电动机转速的选择 为了便

15、于选择电动机转速，先推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，因车轮转速应保持 1m/s 的速42vi度，转速为 47.77r/min.则传动装置的总的传动比为: 9 （3-6）131121sFvviiiiii故电动机转速范围为 r/min 5798535innwd（3-7） 可见同步转速为 750r/min,1000r/min ,1500r/min 3000r/min 的电动机均符合要求。由于 3000r/min 的电动机体积小，转速高，传动不平稳；而 750r/min 的电动机体积大、重量大、价格昂贵，因此初步选同步转速分别为 1000r/min 和 1500r/

16、min 的两种电动机进行比较，如下表：表 3-1 电机参数对比电动机转速 r/min传动装置的传动比方案电动机型号额定功率kw同步满转电动机质量kg总传动比V带齿轮传动1Y112M-42150014404332.2310.72Y132M1-6210009607321.5210.5由表中数据可知，两方案均可行。相比之下，方案 2 比较适合，选定电动机型号为 YZ132M1-6. 10图 3-2 YZ132M1-6 型电动机3.33.3 其他构件的选择其他构件的选择 根据车速 1m/s；车轮转速为 47.77r/min .推算出车轮直径 d=400mm,初步选型如下图： (a) (b)图 3-3

17、轻轨车轮由工作条件与所需用途最终选定，因为车板与库位地面高度应该向平，才能使得车辆平稳、快捷的进入。所以按照需要应把载车板的位置降低，另外因为存车库整体思想就是节省空间，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，根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，这种载车板的优点是可按需要设置行车通道宽度，并具有较好的导入功能，适合车型变化较多的情况。钢板是用镀11锌钢板一次冲压或滚压成件，安装前可以先对钢板进行各种表面处理，如电镀、烤漆等，使载车板轻巧、美观。因

18、库位宽度为 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定性和安全性。按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过 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，所以最终确定载车钢板宽为 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，两端会有将近 1m 的是悬空的，为了车辆使车辆不与车库发生刮碰并且进、出库方便，在库位前延出1m 的距离保证装置的正常运行。 本章小结本章小结 本章对立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定。尤其

19、是传动方式的选择，考虑到空间的安排与工作环境、设备周围的环境要求。并按行走速度与电机转速确定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配计算更顺利的进行。12第 4 章 横向输送装置动力传输部分的设计与校核向输送装置动力传输部分的设计与校核4.14.1 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置总传动比 93.2077.471000nwnim(4.1)2、分配各级传动比 取 V 带传动的传动比为，则齿轮传动部分的传动比为2vi47.10293.201i齿轮传送部分高速齿轮传动比为，低速齿轮传动比为，则：Fisi （4.2） 5 . 11 .

20、121FsFiiii 故 62. 444. 3Fi取 则 49. 3Fi125. 3si4.24.2 计算传动装置的运动和动力参数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： r/min （4-10000mnn3） r/min （4-4） 500210000vIinn13 r/min （4-266.14349. 3500FIIIinn5） r/min （4-6） 77.47125. 3266.143sIIIIIinn2、各轴输入功率 按电动机额定功率计算各轴输入功率即edp kW （4-2 .

21、20edPP7） kW (4-8)09. 295. 02 . 21edIPP kW (4-9)01. 297. 099. 009. 2321PPII kW （4-10）93. 197. 099. 001. 232IIIIIPP3、各轴转矩 Nm (4-11)01.2110002 . 295509550000nPTNm (4-12) 919.3950009. 295509550111nPT Nm (4-13)985.133266.14301. 295509550IIIIIInPT Nm (4-69.41177.4793. 195509550IIIIIIIIInPT14)4、各轴输入转速、功率、转

22、矩如下表所示：表 3-2 齿轮传送装置中各轴的转速14项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速r/min1000500143.26647.77功率kW2.22.092.011.93转矩N m21.0139.919133.985411.694.34.3 V V 带传动设计计算带传动设计计算电动机转速r/min，带轮所连齿轮传动装置高速轴转速为10000mnnr/min。输送5001n1、 求计算功率cp由机械设计基础 （第五版）查表 13-8 得，故计算功率为：1.1Ak kW (4-21. 11 . 11 . 1kwpkPAc15)2、选择 V 带型号 根据，由机械设计基础 （第五版）查kwPc21

23、. 1min/10000rn 图 13-15 得坐标点位于 A 型界内，故初选普通 A 型 V 带。2、 计算大、小带轮基准直径、1d2d由机械设计基础 （第五版）查表 13-9 可知，应不小于 80mm，现1d取=100mm。1d 15 由得 (4-021(1)IIndind16)02. 01 (905001000)1 (1102dnnd =196mm 4、验算带速 V (4-17)100060100010014. 310006001ndv=5.23m/s 带速在范围内，符合要求5 25/m s5、求 V 带基准长度和中心距 a dL 初步选取中心距 ; (4-18)120120.7()2(

24、)ddadd取中心距mma3000由式 (4-19)21200120()2()24ddLadda得带长 3004)90196()19690(230020Lmm4 .1072查机械设计基础 （第五版）表 13-2，对 A 型 V 带选用。mmLd112016由式 得 (4-20)002dLLaa24 .10721120300a =347.6mm6、验算小带轮包角1由 得 (4-21)21118057.3dda3 .576 .34796180120175.164故包角合适17、计算 V 带根数 z (4-22)LadKKPPPz)(00而r/min，10000nmm1001d。 查机械设计基础 （

25、第五版）表 13-3 得 kW kW07. 10P95. 00P 带传动的传动比 (4-23)2)02. 01 (100196)1 (12ddiv查机械设计基础 （第五版）表 13-2 得 89. 0LK查机械设计基础 （第五版）表 13-5 得 =0.17kw0P查机械设计基础 （第五版）表 13-7 得 ，0.95K17由此可得取 3 根 V 带，即 z=38、求作用在带轮轴上的压力QF 查机械设计基础 （第五版）表 13-1 得q=0.1kg/m 由式 (4-205002.5(1)cPFqvzvK24)23. 523. 51 . 0)98. 098. 05 . 2(23. 542 . 2

26、500N23.84 作用在轴上的压力QF (4-N51.668N2175.164sin23.84422sin210zFF25)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4.44.4 齿轮传动装置设计计算齿轮传动装置设计计算选择齿轮材料，热处理方式和精度等级，考虑到平板车驱动为一般机械，故大小齿轮均选用 45 钢，采用软齿面，齿面强度为 217255HBW。平均硬度为236HBW，大齿轮调制处理，齿面硬度为 190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在 3050HBW 范围内。选用 8 级精度。减速器高速级齿轮传动比为，高速轴转速，传动功49. 3Fi48

27、0 / minInr率为kW，支持圆柱齿轮采用软齿面制造。2 . 2IP181、 选择材料及确定许用应力小齿轮用 40MnB 调质，齿面硬度 241-286HBS，MPa570limH,；大齿轮用 ZG35SiMn 调质，齿面硬度为 241-269HBS1600FEaMPMPa，MPa3902limH5102FE查机械设计基础 （第五版）表 11-5 取,1.1HS1.25FS 2、按齿面接触疲劳强度设计 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（见机械设计基础 （第五版）表 11-0.8d6）,小齿轮上的转矩 (4-5002 .

28、255. 955. 910106161nPT26)=42457.71Nmm (机械设计基础 （第五版)表 11-4） ， (4-27)3311) 1(2HHEttZZZZudTKd(2) 设计时，因可初选 v 值未知，不能确定，故可初选，vK8 . 11 . 1vK初取。4 . 1tK（3）由机械设计手册查得：齿宽系数 1 . 1d19弹性系数 PMaZE8 .189节点区域系数2.46ZH齿数比 49. 3Ii初选，则，取。211z29.732149. 312zz742z有式 (4-28)65. 112cos)741211(2 . 388. 1 cos)11(2 . 388. 1 21zz

29、(4-29)66. 112tan2117. 1318. 0tan318. 01zd查得重合度系数 775. 0z许用接触应力由式 得: (4-30) HNHHSZlimMPa570limHMPa3902limH小齿轮 1 与大齿轮 2 的应力循环次数分别为： (4-31)91110778. 160halnN 8104094. 85365160 . 14806020 (4-32)8121040957. 249. 3NN ; 0 . 11NZ06. 12NZ查得取安全系数 0 . 1HS MPa (4-33) 5700 . 15700 . 1/1lim111HHHSNZMPaMPa 4130 .

30、139006. 1/2lim222HHHSNZMPa初算小齿轮 1 分度圆 (4-34)32311)() 1(2HHEttZZZZudTKdmm159.46)41399. 0775. 046. 28 .189(49. 3149. 317. 17 .42574 . 1232333、确定传送尺寸（1）计算载荷系数。查的使用系数0 . 1AK (4-35)16. 1100060)/(111ndsmvt 查得 齿向载荷分布系数09. 1vK09. 1K齿间载荷分配系数1 . 1K21 (4-36) 37. 11 . 109. 109. 10 . 1KKKKKtA（2）确定模数。nm /mm=2.24

31、(取=2.5) (3-37)nm11coszdnm（3）计算传动中心距 a/mm=mm (4-38)5 .127cos2)7421(5 . 2（4）计算螺旋角 (4-39)19487.181252)7421(5 . 2arccos因为值与初选值相差不大，故与值有关的数值无需修正。 /mm=57.46mm47.75mm (4-40)1dcos1zmnmm=2.5 74=197mm (4-41)/2d mm= =51.985mm 取mm/2b75.471 . 11dd522bmm (4-42) 60)104(21 bb(5) 校核齿根弯曲疲劳强度： (4-43) FSFnFYYYYdbmKT112

32、22式中个参数：1. K、T、值同前。nm1d2. 齿宽mm。872 bb3. 齿形系数和应力修正系数。FYSY当量齿数 (4-44)5 .2419.18cos21cos3311zzv (4-45)3 .8619.18cos74cos3322zzv查得 31. 2,68. 221FFYY71. 1,58. 121SSYY重合度系数 72. 0Y螺旋角系数 86. 0Y许用应力可有式算得。 (4- FFNFSYlim46)查得弯曲疲劳极限应力MPa , MPa2201limF1702limF查得寿命系数 .0 . 121NNYY查得安全系数 ,故25. 1FS23 (4-47) 11111124

33、86. 072. 058. 168. 246.5738771.4245755. 122/FSFnFYYYYdbmDTMPa 2244/FFMPa满足齿根弯曲疲劳强度。(6) 校核齿面接触疲劳强度 (4-48) HHEHuubdKTZZZZ12211 式中各参数：（1）K、b、值同前。1T1d齿数比 u=。49. 3Ii弹性系数MPaZE8 .189节点区域系数45. 2HZ重合度系数84. 0Z螺旋角系数987. 0Z许用接触应力可由 算得。 (4-49) HHHHSZlim查得接触疲劳极限应为MPa (4-50)12002lim1limHH24寿命系数,查得安全系数,故0 . 121NNZZ

34、0 . 1HS MPa (4-51) 12000 . 112000 . 1/MPaH (4-52) H2119 .29749. 3149. 346.578771.4245757. 12987. 084. 045. 28 .18912/uubdKTZZZZMPaHEH满足齿面接触疲劳强度。同理 低速级齿轮的计算得到：齿数比：125. 3 ； m=3241z752zmm 751dmm 2552d中心距 a=150mm经校核齿轮满足弯曲强度和接触强度。4.54.5 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算由条件知，轴承的预计寿命 : h584001036516（一） 、对高速轴上滚动轴承的选

35、择及核计算1、高速轴滚动轴承的选用深沟球轴承，如图 4-1 所示25 图 4-12、对轴承进行受力分析计算 轴承在齿轮传送系统工作时，只受到径向反力，而高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受到的径向力。 1） 、径向力作用时由 N (4-53)885.2122407 .424572211dTFt径向力 (4-54)20tan885.2122tantrFF =772.667N受力如下图所示：图 4-2 轴承受力示意图mm ，mm641l1712l (47722121lllFFrV55) =562.239N 2)、圆周力作用时，受力如图所示：26图

36、4-3 轴承圆周力示意图21222121lllFFtH(4-56)N738.1544 738.1544885.212212HtHFFF(4-57)N137.578则作用于轴承的反力分别为 22212111545562 HVrFFF(4-58)=1644N (4-59)2221212578210 HVrFFF=614N 由轴承只受到径向载荷作用，故N 164411rFPN61422rFP 、分别为左右两轴承所受当量动载荷。1P2P273） 、计算所需的径向基本额定动载荷rC因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今,1P2P故应以轴承的径向当量动载荷为计算依据，因受中等冲

37、击1P载荷，查机械设计基础 （第五版）表 16-9 得，工作温度正常，1.5pf 查表 16-8 得，故：1tf (4-59)584001050060116445 . 1106031631611htprLnfPfC=30.01k 4、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，因此高速轴上轴承选用 6208 型号轴承。（二） 、中间轴 II 上的轴承选用型号为 6208 轴承； 低速轴 III 上的轴承选用型号为 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 由于高速轴上的齿轮直径接近于轴径，故将轴设计为齿轮轴。

38、1、 高速轴的结构如下图所示：28图 4-4 高速轴的结构图2） 、轴的转矩 (4-60)5002 . 21055. 91055. 96161nPTNm919.39齿轮上的受力圆周力： N (4-61)408.1277211dTFt径向力: (4-62)20tan408.1277tantrFF=464.938N 轴的受力如下图所示29图 4-6 高速轴的受力力矩图3） 、a、求垂直面的支承反4642121llFrlFVN (4-63)317.338 (4-64)VrVFFF12 N 317.338938.464N621.126b、求水平面的支承反力 (4-65)212

39、1lllFFtH12771HFN518.929 (4-66)518.929408.127712HtHFFF30=347.89N c、力在支点产生的反QF力 741711305012131lllFFQF(4-67)=265.93N (4-68)171641301716483.265213211lllllFFQF=412.885N d、直面的弯矩图（图 b） (4-69) 31111064317.338lFMVaV =21.65Nme、绘水平面的弯矩图（图 c）11lFMHaH (4-70)mN 31064518.929Nm49.59f、力产生的弯矩图（图 d）QF (4

40、-71)mNlFMQF33210130501=65.13Nm 31a 截面反力产生的弯矩图为 (4-72)311106493.265lFMFaF=17.02Nm g、求合成弯矩图（图 e） (4-73)02.1749.5965.212222aFaHaVaMMMM=80.33Nm (4-74)aFaHaVaMMMM2211 12.1749.5965.2122Nm33.80 Nm (4-75)6522FMMh、q 求轴传递的转矩（图 f） (4-76)311025 .62408.12772dFTt=39.919Nm i、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 (4-2()e

41、aMMT77) 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，代入上式得0.6 (4-mNMe22919.396 . 033.803278)=83.82Nm j、计算危险截面处轴的直径轴的材料选用 40Mn 调质处理，由机械设计基础 （第五版）表 14-1 查得，表 14-3 查得，则：750BaMP170baMP (4-79)3331601 . 01082.831 . 0 beMd=24mm 由于轴做成齿轮轴，齿根圆直径mm。因mm，故轴的设计375.59fd24fd尺寸符合要求。转度最低的平板车驱动轴的轴的尺寸校核： (4-80) 33367 .47205. 11152 . 01055. 9nPCnPd =37.47mm齿根圆直径mm。因mm，故轴的设计尺寸符合要求。mmdf7847.37fd由变速器结构