毕业设计（论文）-立体车库设计.doc

第1章 绪论1.1 概述该次毕业设计的题目是：立体车库结构设计。要求运用已学过的知识，根据具体的要求完成立体车库的整体结构设计。1.2 课题研究的意义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。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比，在许多方面都显示出优越性。首先，机械车库具有突出的节地优势。以往的地下车库由于要留出足够的行车通道，平均一辆车就要占据40平方米的面积，而如果采用双层机械车库，可使地面的使用率提高80-90，如果采用地上多层（21层）立面积与住户商用面积的矛盾，立体机械停车设备以其平均单车占地面积小的独特性，成为小区停车设备的建设潮流。机械车库与传统的自然地下车库相体式车库的话，50平方米的土地面积上便可存放40辆车，这可以大大地节省有限的土地资源，并节省土建开发成本。机械车库与地下车库相比可更加有效地保证人身和车辆的安全，人在车库内或车不停准位置，由电子控制的整个设备便不会运转。应该说，机械车库从管理上可以做到彻底的人车分流。在地下车库中采用机械存车，还可以免除采暖通风设施，因此，运行中的耗电量比工人管理的地下车库低得多。机械车库一般不做成套系统，而是以单台集装而成。这样可以充分发挥其用地少、可化整为零的优势，在住宅区的每个组团中或每栋楼下都可以随机设立机械停车楼。这对眼下车库短缺的小区解决停车难的问题提供了方便条件。 1.3 课题研究的目的设计目的为根据实际生活的需要，以在相对少的占地面积上设计一空间立体车库。该车库要达到以下要求：1.车库能满足在空间中立体存车，存车数量要提高到目前同等占地面积的3倍以上。2.能对车库里任意一辆车进行独立的存取。3.在存、取车的过程中不能对车体造成伤害（如：不能刮坏车体，使车体内物体大幅度移动）。4.存、取车的时间要控制在一定的范围内，最好能实现无人化、智能化及网络化。5.结构简单，维护保修容易实现，并且造价要低，能耗小，用380v电源提供能源。6.有一定的断电应急措施。7.结构模块化，可移动、停车辆在一定的范围内可调，停车对象为中小型轿车。1.4 国内外的研究状况立体停车设备的发展在国外，尤其在日本，德国已有近3040年的历史，无论在技术上还是在经验上均已获得了成功。我国也于90年代初开始研究开发机械立体停车设备，距今已有十年的里程。早在八年前，一些民营企业就看准了随着中国轿车市场的启动，必将带动停车产业的发展，并着手研发立体停车设备。历经数年的发展，许多单位都配备了他们的立体停车设备，有效地缓解了停车紧张局面，并给业主带来了丰厚的经济效益。但目前，立体车库在住宅小区内的应用，却还是少的可怜。其主要原因还是人们的思维观念没有转变过来，而技术上的问题已经退居其次了。可以说，当前的技术已经完全可以满足小区内建造立体车库的主要要求，急需解决的已是人们的思想观念问题。1.5 立体车库的发展前景伴随着我国住房业的迅速发展，小区式居住方式已经成为市民住房方式的主流。并且，伴随我国经济的迅速发展，人们拥有自己的“私家车”也已经成为一种必然。所以，正是由于小区与私家车的数量越来越多，一旦人们的思想方式转变过来，那么应用于小区内的立体车库必将会如雨后春笋般迅速生长起来。而且，立体车库的技术也必然在今后的若干年内有大幅度的发展,。所以，无论是立体车库技术的研究，还是立体车库工程的建造，发展前景都是非常乐观的，都必将在不久的将来得到丰厚的回报。1.6 经济性分析 该立体车库结构简单，占地面积小，造价低，能耗少。与普通车库相比，应用于存取单位车辆的造价要低得多。它花费在购买地皮方面的费用也相对很小，所以具有很高的经济性。1.7 立体车库的设计要求1.共可容纳22辆小轿车。2.平均每辆车的占地面积应小于5平方米。3.车库形式应适合在住宅小区内应用。4.存取车时间不超过100秒，可以预订存车和预订取车，尽可能减少等待存车与等待取车时间。5.有一定的安全保护措施。1.8 课题的主要工作1.主体结构设计a0图纸2张。2.双级行星减速器结构设计a0图纸2张。3.蜗轮换向器结构设计a1图纸1张。4.张紧机构结构设计a1图纸1张。5.链片结构设计a1图纸1张。第2章 总体设计2.1 车库形式的选择目前，立体车库主要有以下几种形式：升降横移式、巷道堆垛式、垂直提升式、垂直循环式、箱型水平循环式、圆形水平循环式。1.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。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。2.巷道堆垛式巷道堆垛式立体车库采用堆垛机作为存取车辆的工具，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，所以巷道堆垛式立体车库适用于车位数需要较多的客户使用。3.垂直提升式立体车库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。4.垂直循环式产品特点：(1)占地少，两个泊位面积可停6-10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)可采用自动控制，运行安全可靠。综上所述，并结合课题的要求，选择垂直循环式立体车库作为设计对象。2.2 垂直循环式立体车库的系统组成垂直提升式立体车库包括机械系统与自动控制系统。机械系统完成车辆的运输工作，而自动控制系统完成对机械系统运动的控制工作。立体车库系统组成见图2-1。图2-1 立体车库系统组成2.3 垂直循环式立体车库的机械系统组成与工作原理2.3.1 整体框架车库的整体呈楼房状，中间为钢筋支架，支架两侧为轿车载车台。车库顶端与底端设有角轮导轨，车库两边设有托架边轨，载车台在这些轨道上完成升降运动。车库内还设有两个平台，平台上安装了车库的升降机构主要部分。车库整体框架见图2-2。图2-2 立体车库整体框架1.角轮导轨 2.托架边轨 3.支架 4.第一平台 5.第二平台2.3.2 升降机构升降机构是该车库的灵魂，也是该次设计的核心部分。车库内设有两个平台，第一平台上安装有电动机、制动器、双级行星减速器、联轴器、手动机构锥齿轮、齿轮、链轮等升降机构的主要部分。链轮上安装有链条，链条上面则连接着载车台。 车库内一共设有22个轿车载车台，每个载车台都有自己的编号，统一受计算机控制。 当车库自动控制系统发出信号后，电动机转动，通过双级行星齿轮减速器减速，进而通过联轴器带动齿轮转动。由于齿轮与链轮同轴，链轮便同时跟着齿轮转动，通过链条带动着载车台完成升降运动。电机正转或者反转，可使载车台顺时针或者逆时针转动。具体需要电机正转或者反转，需视目标载车台的位置所定。 车库内的第二平台上设有手动升降机构。当车库的电力系统遇到无法预测的突发故障时，可以用手动机构将载车台摇动到车库底端。手动机构齿轮箱与第一平台上的手动机构锥齿轮通过长轴相连。摇动手动机构手柄时，齿轮箱内齿轮转动，带动长杆绕竖直方向轴转动，进而带动楔齿轮运动，从而带动链轮轴转动，通过链条带动着载车台完成升降运动。由于链条经过长时间的运动，会出现松动状况。这不但会造成运动的不准确性，而且严重的时候还会对车库结构造成损害。所以车库底端设置了一个手动张紧机构。张紧机构下部与链轮同轴。转动张紧机构手柄时，压下丝杠向下运动，带动链轮向下运动，拉动链条，完成张紧功能。升降机构工作流程简图见图2-3。图2-3 升降机构工作流程简图2.3.3 换向机构由于一般的小区内空间都很有限，不可能在车库前方留给车辆以足够的调头空间，故需要在车库前面设计一个转向机构，使车辆可以顺利的进入和离开车库。换向机构全部安装在地面以下，主要组成部分是电机、蜗轮蜗杆减速器、带轮、皮带、联轴器、转台等。转台的上表面与地表相平，以便司机将车倒上转台。电机轴与蜗杆轴通过带传动相连接，蜗轮轴与转台轴通过联轴器连接。电机转动，通过带传动带动蜗轮蜗杆减速器转动，进而通过联轴器带动转台转动，完成换向功能。换向机构见图2-4。图2-4 换向机构1.电动机 2.转台 3.带轮 4.带 5.带轮 6.联轴器 7.蜗轮蜗杆减速器2.4 机械系统整体工作原理 当立体车库未满载时，总有一个空载载车台处于车库最底端。存车时，司机将车开上该空载载车台，然后下车离开车库。此时车库自动控制系统发出指令，使提升机构的电机转动，带动载车台上升，并使最近的一个空载载车台运动到车库最底端。取车时，将目标载车台的编号输入自动控制系统，自动控制系统发出指令，使提升机构的电机正转或者反转，带动目标载车台下降到车库最底端。司机进入车内，将车倒出载车台，倒到换向机构的转台之上。此时自动控制系统再次发出指令，使换向机构的电机转动，带动转台完成180度转动。转动结束后，司机便可以开车离开。2.5 垂直循环式立体车库的自动控制系统组成立体车库自动化控制系统主要包含以下五个子系统：自动收费管理系统，自动存取车系统，远程诊断系统，自动道闸， 监控安保系统。以上子系统均由中央控制室统一控制，可为客户规划停车库管理形式，发布车库库存容量，控制车流方案。2.6 本章结论1.车库形式选定为垂直循环式立体车库。2.车库的系统组成为机械系统与自动控制系统两大系统。3.机械系统包括：整体框架、升降系统、换向系统。4.自动控制系统主要包含以下五个子系统：自动收费管理系统，自动存取车系统，远程诊断系统，自动道闸， 监控安保系统。第3章 整体框架设计3.1 载车台结构尺寸设计本车库主要是为了存取小轿车而设计的，故车库内的载车台大小要依小轿车而定。小轿车外形尺寸为：长5050宽1850高1650。根据车库设计的技术要求，将载车台内壁的尺寸定为：长5250宽2100高1700。这样的尺寸，不仅可以满足轿车出入时的安全性，还最大限度的减少了停车所用的空间，十分符合建在小区内的车库的技术要求，并且提高了工程的经济性。3.2 车库总体尺寸设计 本车库一共可以容纳22辆小轿车，即拥有22个小轿车载车台。在任何时刻，车库的最顶端与最底端都要有一个载车台，其余20个载车台平均分配在车库的两边。根据载车台内壁尺寸、建材尺寸、链片尺寸的大小，将每两个载车台之间的距离定为1945毫米。根据处在车库内第一平台上的属于提升机构的一些机械设备的具体尺寸，以及车库边轨、建材的尺寸，将车库总长度定为9360毫米，即93.6米。根据载车台的具体尺寸、车库中部支架的具体尺寸、车库边轨及建材的具体尺寸，将车库总宽度定为6287毫米，即62.87米。3.3 车库建材的选用 本车库对建材并没有极特殊的要求，故应选用工程上普遍应用的建材。经过比较，将车库建材定为各种型钢。 型钢又称型材，是通过型钢轧机轧制成的具有一定截面形状和尺寸的条形钢材。型钢产量占我国钢材总产量的一半以上，是数量最大的重要钢材。按截面形状来分，可将型钢分为圆钢、方钢、扁钢、六角钢、等边角钢、不等边角钢、工字钢、槽钢与异型钢。本车库建材大量应用了角钢、工字钢与槽钢。3.4 本章结论1.载车台具体尺寸为长5250宽2100高1700。2.车库总体尺寸为长9360宽5660高23736。3.车库建材选为型钢，并大量应用了其中的角钢、工字钢与槽钢。第4章 升降机构设计4.1 电机的选择1.链轮速度的选定 链轮速度不可太快，否则不但对车库整体机构造成损害，降低车库使用寿命，而且会对轿车本身造成一定的危害；链轮速度也不可太慢，否则会使车库工作效率降低。综合两方面考虑，将链轮速度，即载车台提升速度定为0.22m/s。 2.电机功率计算小轿车的重量为1.6吨。根据车库的整体结构得左右两边最大重量差为 101.6=16吨。由于链轮速度为0.22m/s，故电机所需的功率 n=44kw (4-1)式中 n电机所需功率（kw）； f拉力（n）； v线速度（m/s）； 效率，为从链轮到电机之间所有设备的效率之积。3.电机型号的选择 由文献3表15-1查得选用y280s-6型电机。其主要参数为：额定功率45kw，同步转速1000r/min，满载转速980r/min。4.2 制动器的设计制动器的类型很多，现在广泛被采用的是电力液压瓦块制动器（代号为ywz），有标准产品，可以买到。这种制动器动作平稳，噪声很小，寿命长，尺寸小，重量轻，不易渗漏，而且省电，交流供电方便，可用于操作每小时720-1200次。 由于电机外伸轴直径为75mm，由文献4表19-3查得选用制动器型号为ywz2-10/10。该制动器制动力大，能在很短时间之内使电机停止转动。而且它工作平稳，对车库的冲击小。本车库内制动器的液压控制系统受自动控制系统控制，当存取车时，计算机同时向电机与制动器液压控制系统发送信息，液压控制系统使制动器瓦片打开，电机便可以开始转动。当需要电机停止时，自动控制系统发信号给制动器液压控制系统，制动器瓦片抱紧，电机停止转动。4.3 双级行星齿轮减速器结构设计4.3.1 行星齿轮减速器的选用 这里选用行星齿轮减速器而不用一般减速器，主要是因为其具有以下一些优点：1.由于采用内啮合和共轴式传动，并采用了多个行星齿轮同时啮合受载，实现了功率分流而使承载能力大为提高，故结构紧凑，尺寸小，重量轻，惯性质量小，在传动功率相同的情况下，其体积只相当于一般齿轮传动的1/2-1/3；2.效率较高；3.能实现较大的单级传动比。 目前国内外应用最多的行星齿轮减速器是ngw型行齿轮星减速器，因为它结构最简单，最容易制造，而且效率最高。 ngw行星齿轮减速器有单级、两级和三级共三个系列，均为共轴线，轴线水平。根据本设计的要求和具体传动比的情况，确定选用两级结构。两级行星齿轮减速器是由两个一级串联而成，共有9种规格，传动比14-160，输入功率为0.4-517kw，输出转矩为2276-47667nm。4.3.2 均载机构设计 行星齿轮传动的承载能力和可靠性在很大程度上取决于能否使载荷在各个行星齿轮之间均匀分配。虽然在理论上可以靠提高制造精度和安装精度来提高载荷分配的均匀性，但在实际上还由于受载和温度的变化引起形变，以及经济上的原因，很难实现。因此，一般都在机构上采用均载机构。 均载机构按工作原理可以分为三类：1)使基本构件（太阳轮、内齿轮或转臂）“浮动”；2）采用弹性元件；3）使行星轮的位置可以通过杠杆系统自动调整。选用均载机构的标准为：1）补偿效果好，各行星之间的载荷分配与沿齿宽方向的载荷分布平均。2)摩擦损失小，效率高。3）灵敏度高，即均载构件所受的力与齿轮上的圆周力之比要大。4）浮动构件的重量轻，离心力的影响小。5）结构简单，制造容易，拆装方便。采用均载机构后，一般各行星轮之间的载荷分配不均匀系数可达到kp1.051.2。 根据均载机构的工作原理并结合均载机构的选用标准，将本双级行星齿轮减速器的均载方式定为：第一级即高速级行星架浮动，第二级即低速级太阳轮与内齿圈均浮动。行星架浮动，行星架通过双齿轮联轴器或单齿联轴器与低速轴连接，行星架不要支撑，受力大，浮动灵敏，结构简单，尤其是对多级行星传动。太阳轮与内齿轮同时浮动，内齿轮通过两个齿套与箱体连接，太阳轮不装轴承。内齿轮常常做得很薄，以增加柔性，提高均载效果。主要用于高速行星传动。其噪声小，运转平稳，均载效果好，工作可靠。传动示意图见图4-1。图4-1 传动示意图1.高速级内齿圈 2.高速级行星轮 3.高速级太阳轮 4.低速级太阳轮 5.低速级行星轮 6.低速级内齿圈4.3.3 高速级设计1. 高速级结构确定高速级采用2z-x形式，即有两个中心轮和一个转臂，行星轮的个数定为3。该结构也可称为ngw形式，即内啮合n经过公用行星齿轮g到外啮合w。2. 齿轮齿数与模数的确定根据具体尺寸及设计要求，定太阳轮齿数za=15，内齿圈齿轮齿数zb=117，行星轮齿数zg=51，模数m=4。具体结构见图4-2。图4-2 高速级结构3. 传动比i1的确定由文献4表12-2得2z-x行星齿轮传动当太阳轮a固定时的传动比公式为： i=1+za/zb (4-2)故高速级传动比为：i1=1+117/15=8.84. 齿轮材料的确定齿轮一律采用45号钢高频淬火。4.3.4 低速级设计1. 低速级结构确定低速级也采用2z-x形式，有两个中心轮和一个转臂，行星轮的个数定为4。该结构也为ngw形式。2. 齿轮齿数与模数的确定根据具体尺寸及设计要求，定太阳轮齿数za=16，内齿圈齿轮齿数zb=56，行星轮齿数zg=20，模数m=9。具体结构见图4-3。图4-3 低速级结构3. 传动比i2的确定高速级传动比为i=1+za/zb=1+56/16=4.54. 齿轮材料的确定和高速级一样，齿轮一律采用45号钢高频淬火。4.3.5 高速级行星齿轮强度校核此处主要是校核齿轮的齿根弯曲疲劳强度。齿根弯曲疲劳强度校核公式为： f=yfysyf mpa （4-3）式中 yf齿形系数； ys应力修正系数；y重合度系数；f齿根弯曲应力（mpa）；f许用齿根弯曲应力（mpa）；b齿宽(mm)；m模数（mm）；k载荷系数，k=kakvkk，其中ka为使用系数，kv位动载系数，k齿向载荷分布系数，k为齿间载荷分配系数；t1-小齿轮传递的名义转矩(nm)；d1-小齿轮分度圆直径(mm)。1太阳轮校核 （1）载荷系数k=kakvkk （4-4） 由文献1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故 k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38 （2）小齿轮传递的名义转矩t1=9.55106p1/n （4-5） t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.98/980=420000nm 式中 t1小齿轮传递的名义转矩（nm）；p1电机输入功率（kw）； n1小齿轮转速（r/min）。（3）小齿轮分度圆直径d1=mza （4-6） d1=mza=415=60mm （4）齿宽b由文献13公式（2-8）得齿宽 b=8m=84=32mm （4-7） （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.5。 （6）应力修正系数ys 由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.55。 （7）重合度系数y 由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f 由文献1式（8-28）得 f= （4-8）式中 flim记入了齿根应力修正系数（2.0）后，试验齿根的齿根弯曲疲劳极限应力（mpa）；yn弯曲强度计算的寿命系数；sf齿根弯曲强度计算的安全系数。由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1500mpa由文献1图8-30查得寿命系数yn=1.0由文献1表8-7查的安全系数sf=1.25故 f=1200mpa故由公式（4-3）f=yfysy=2.51.550.69=384.4mpaf，故满足齿根弯曲疲劳强度。2. 行星轮校核（1）载荷系数k 由文献1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故由公式（4-4） k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38 （2）小齿轮传递的名义转矩t1由公式（4-5） t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.980.98/980=400000nm（3）小齿轮分度圆直径d1由公式（4-6） d1=mza=415=60mm （4）齿宽b由公式（4-7） b=8m=84=32mm （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.2。 （6）应力修正系数ys 由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.1。 （7）重合度系数y 由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1420mpa由文献1图8-30查得寿命系数yn=1.0由文献1表8-7查的安全系数sf=1.25故由公式（4-8） f=1136mpa由公式（4-3）f=yfysy=2.21.10.69=240mpa f，故满足齿根弯曲疲劳强度。3. 内齿圈校核（1）载荷系数k由文献 1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故由公式（4-4）k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38（2）小齿轮传递的名义转矩t1由公式（4-5）t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.980.980.95/（98015/51）=1.33106nm （3）小齿轮分度圆直径d1 由公式（4-6） d1=mzg=451=204mm （4）齿宽b 由公式（4-7） b=8m=84=32mm （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.5。（6）应力修正系数ys由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.55。（7）重合度系数y由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1500mpa由材料1图8-30查得寿命系数yn=1.0由材料1表8-7查的安全系数sf=1.25故由公式（4-8） f=1200mpa由公式（4-3）f=yfysy=2.51.550.69=375.8mpa f，故满足齿根弯曲疲劳强度。4.3.6 低速级齿轮强度校核1. 太阳轮校核（1）载荷系数k 由文献1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故由公式（4-4） k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38（2）小齿轮传递的名义转矩t1 由公式（4-5） t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.980.980.95/（980/8.8）=3.4106nm（3）小齿轮分度圆直径d1 由公式（4-6） d1=mza=916=144mm （4）齿宽b 由公式（4-7） b=8m=89=72mm （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.5。 （6）应力修正系数ys 由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.55。 （7）重合度系数y 由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1500mpa由文献1图8-30查得寿命系数yn=1.0由文献1表8-7查的安全系数sf=1.25故由公式（4-8） f=1200mpa由公式（4-3）f=yfysy=2.51.550.69=268.9mpa f，故满足齿根弯曲疲劳强度。2. 行星轮校核（1）载荷系数k 由文献1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故由公式（4-4） k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38 （2）小齿轮传递的名义转矩t1 由公式（4-5）t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.980.980.95/（980/8.8）=3.4106nm（3）小齿轮分度圆直径d1由公式（4-6） d1=mza=916=144mm（4）齿宽b由公式（4-7） b=8m=89=72mm （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.2。 （6）应力修正系数ys 由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.1。 （7）重合度系数y 由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1420mpa由文献1图8-30查得寿命系数yn=1.0由文献1表8-7查的安全系数sf=1.25故由公式（4-8） f=1136mpa由公式（4-3）f=yfysy=2.21.10.69=170mpa f，故满足齿根弯曲疲劳强度。3. 内齿圈校核（1）载荷系数k 由文献1表8-3查得ka=1.25，由文献1图8-7查得kv=1.0，由文献1图8-11查得k=1.1，由文献1表8-4查得k=1.0，故由公式（4-4） k=kakvkk=1.251.01.11.0=1.38 （2）小齿轮传递的名义转矩t1 由公式（4-5）t1=9.55106p1/n1=9.5510643.140.980.980.950.95/（9800.8/8.8）=4106nm （3）小齿轮分度圆直径d1 由公式（4-6） d1=mzg=920=180mm （4）齿宽b由公式（4-7） b=8m=89=72mm （5）齿形系数yf 由文献1图8-19查得齿形系数yf=2.5。 （6）应力修正系数ys 由文献1图8-20查得应力修正系数ys=1.55。 （7）重合度系数y 由文献1图8-21查得 重合度系数y=0.69。（8）许用齿根弯曲应力 f由文献1图8-28f查得齿根弯曲疲劳极限应力flim=1500mpa由文献1图8-30查得寿命系数yn=1.0由文献1表8-7查的安全系数sf=1.25故由公式（4-8） f=1200mpa由公式（4-3）f=yfysy=2.51.550.69=253mpa f，故满足齿根弯曲疲劳强度。4.3.7 结论高速级传动比i1=8.8，低速级传动比i2=4.5，故二级行星齿轮减速器整体的降速比为i=8.84.5=39.6。高速级输入转速n=980r/min，经减速器后速度减为n=980/39.6=24.7r/min。4.4 联轴器的选用4.4.1 联轴器1的选用根据传动装置的工作条件拟选用hl型弹性柱销联轴器（gb5014-85）。计算转矩为 tc=kt=402.51.5=603.75nm (4-9)式中 t-联轴器所传递的名义转矩（nm）； 由文献3公式（4-3）t=9550p/n=955041.3/980=402.5nm k-工作情况系数，由文献1表10-4查得k=1.5。根据tc=603.75 nm，由文献3表13-1查得选用hl3型联轴器。4.4.2 联轴器2的选用根据传动装置的工作条件拟选用hl型弹性柱销联轴器（gb5014-85）。由文献1表10-4查得k=1.5由文献3公式（4-3）t=9550p/n=955040/24.7=15466nm由公式（4-9）计算转矩为tc=kt=154661.5=23199 nm根据tc=23199，由文献11表8.1-39查得选用hl11型联轴器。4.5 开式齿轮设计电机转速经过二级行星齿轮减速器减速过后，其速度还比要求的链轮转速快得多，即还比要求的载车台提升速度快得多。这就需要在减速器与链轮之间安装开式齿轮，来进一步降低转速。本车库应用了两级开式齿轮进行减速。第一级小齿轮与电机同轴，大齿轮与第二级小齿轮同轴，第二级大齿轮与链轮同轴。4.5.1 第一级开式齿轮设计1. 传动比i1第一级传动比i1=3.8。2. 齿数及模数大小齿轮齿数分别为15和54。模数为15。4.5.2 第二级开式齿轮设计1. 传动比i2第二级传动比i2=3.1。2. 齿数及模数大小齿轮齿数分别为20和62。模数为25。4.5.3 结论第一级传动比i1=3.8，第二级传动比i2=3.1，总传动比i=3.83.1=11.78。第一级输入转速为24.7r/min，故经过两级开式齿轮减速后转速为n=24.7/11.78=2.11r/min。4.6 链传动设计1.链条类型的选择本处应用销轴链。销轴链属于起重曳引链的一种，主要应用于起重机械与配重机械。它与其它类型链条的最大的区别就是适用于拉拽重物。销轴链由外链板、中链板、铰接链板、销轴组成。销轴为阶梯状，中间最粗段与链轮齿啮合。链板与销轴为动配合，够成铰副。销轴链链条速度不可大于3m/s。2.链片设计每四节链片有一结t型链片，t形链片可能式内链片，也可能是外链片。销轴与外链片之间、套筒和内链片之间为过盈配合相固联。内滚子用于与链轮牙啮合，外滚子用于在垂直的链条变轨上走，套筒内壁和滚子内壁可以各装5mm厚的含油尼龙831以减磨。链片具体尺寸见a1图纸。3.链轮设计链轮牙数z=13。链轮直径 d=1988mm （4-10）式中 t链片长度（mm）。t=475.76； z牙数，z=13。4.链轮转速与链条升降速度链轮转速n=2.11r/min。链条升降速度v=nd/60 （4-11）式中 n链轮转速（r/min）； d链轮直径（mm）。v=nd/60 =3.142.111.988/60=0.22m/s4.7 升降机构整体工作原理当需要存车或取车的时候，车库自动控制系统发出信号，电动机转动。电动机转速为980r/min，通过双级行星齿轮减速器进行第一次减速。减速器高速级传动比i1=8.8，低速级传动比i2=4.5，整体的降速比为i=8.84.5=39.6，故经减速器后速度减为n=980/39.6=24.7r/min。减速器通过联轴器带动开式齿轮转动，进行第二次减速。开式齿轮有两级，第一级传动比i1=3.8，第二级传动比i2=3.1，总传动比i=3.83.1=11.78。第一级输入转速即为24.7r/min，故经过两级开式齿轮减速后转速为n=24.7/11.78=2.11r/min。第二级开式齿轮的大齿轮与链轮同轴，带动链轮转动，进而通过链条带动着载车台完成升降运动。链条线速度v=nd/60=0.22m/s，故载车台亦以0.22m/s的速度升降。电机正转或者反转，可使载车台顺时针或者逆时针转动。具体需要电机正转或者反转，需视目标载车台的位置所定。具体升降机构结构见图4-44.8 本章结论1.选用y280s-6型电机。2.制动器型号为ywz2-10/10。3.二级行星减速器总减速比为39.6。4.联轴器1选用hl3型，联轴器2选用hl5型。 5.两级开式齿轮总传动比为11.78。 6.链轮速度2.11r/min。图4-4 升降机构 1.开式齿轮 2.开式齿轮 3. 开式齿轮 4. 开式齿轮 5.联轴器 6.二级行星减速器 7.电机 8.制动器 9.联轴器第5章 换向机构设计5.1 转台设计 转台大小能容纳一辆小轿车即可。小轿车长度为5050毫米，故将转台直径定为5300毫米。转台嵌入地面以下，上表面与地表处于同一水平面，下表面与水泥地面之间安装有一铸铁制圆环，转台在圆环上旋转，为无润滑滑动摩擦。具体结构见图5-1。图5-1 转台结构1.铁圈 2.转台 3.地面转台的转速机不能过快，也不能过慢。过快会对轿车造成一定的危害，并带来一定的危险；过慢则使取车时间过长，降低了效率。故降转台转速定为7.5r/min。5.2 蜗轮蜗杆减速器设计这里之所以要用蜗轮蜗杆减速器，主要是因为从电机到转台，降速比非常的大。用蜗轮蜗杆可以减少机构的尺寸，使整个换向机构的结构变得紧凑。1.蜗杆输入功率p1计算轿车重1.6吨，转台重1.4吨，故压力n=16000+14000=30000n。钢制转台与铁圈在无润滑状态下的摩擦系数=0.4，故摩擦力 f=n=300000.4=12000n （5-1）转台转速n=7.5r/m，故线速度故由公式（4-11）v=nd/60=3.147.55.3/60=2.07m/s转台功率 p转=fv=120002.07=24.8kw （5-2）由于联轴器的效率联=0.99,故蜗轮输入功率 p=p转联=24.80.99=24.5kw （5-4）由于蜗轮蜗杆减速器的功率减=0.8，故蜗杆输入功率 p1=p/减=24.5/0.8=30.6kw （5-5）2.降速比i设定将减速器的降速比i定为50。3.蜗轮轴转速n1确定 n1=ni=7.550=375r/min （5-7）4.选择蜗杆头数z1与蜗轮齿数z2由文献1表9-2，按i=50,选取z1=1,z2=50。5.按齿面接触疲劳强度确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d19kt2()2 （5-8）（1）确定作用于蜗轮上的转距t2按z1=1，初取=0.82，则t2=it1=i9.55106p1/n1=500.829.5510630.5/375=31.8106n.mm (5-9) （2）确定载荷系数k=kakvk (5-10)由文献1表9-4查取工作情况系数ka=1.0；假设蜗轮圆周速度v23m/s，取动载荷系数kv=1.0；因工作载荷平稳，取齿向载荷分布系数k=1.0，所以，k= kakvk=1.o1.01.0=1.0。 （3）确定许用接触应力h=knhho （5-11）由文献1表9-5查取基本许用接触应力ho=200mpa，应力循环次数 n=60an2lh=60152508=22.5105 （5-12）故寿命系数knh=1.20 （5-13）所以h=knhho=1.20200=240mp（4）确定弹性系数ze=160（5）确定模数m和蜗杆分度圆直径d1m2d19kt2()2=91.031.8106()2 =50752mm3由文献1表9-1，按m2d150752mm3选取m=16mm，d1=250mm。6.计算传动中心距a蜗轮分度圆直径d2=mz2=1650=800mm (5-14)所以a=(d1+d2)=(250+800)/2=525mm (5-15)7.验算蜗轮圆周速度v2v2=d2n2/60000=3.148007.5/60000=0.314m/s显然小于3m/s，与原假设相符，kv=1.0合适。8.蜗轮蜗杆减速器其它结构设计该设计模型参考文献2图号45。具体尺寸见图纸，这里不再仔细叙述。本蜗轮蜗杆减速器由于其蜗轮轴要垂直于地表面，故选用一级立式结构。机体做成整体，上面有一个大盖，结构简单，但装卸稍微麻烦。蜗轮轴上的轴承润滑较难，上端只能采用油脂润滑并需装有挡油板，防止油脂漏出；而下端只在速度极低时才可以采用稀油润滑。当速度较高时，搅油阻力太大，不宜采用稀油润滑，此时可采用油脂润滑。为了防止稀油进入轴承，在机体上将轴承座加高或另加一套杯。蜗轮及轴承的调整用垫片来实现，但蜗轮轴的下端调整时不方便，因为松开下端轴承端盖时，蜗轮、轴及轴承等零件由于自重而向下移动，是调整困难。如果加套杯，则调整比较方便。9. 蜗轮蜗杆减速器型号的选择由文献10表7-3-5选择蜗轮蜗杆减速器型号为：cws 500-50-f-gb9147-88。5.3 电机的选择 5.3.1 电机功率计算蜗杆的输入功率p1=30.6kw，带轮的传动效率带=0.92，故电机功率为 p电=30.6/0.92=33.3kw （5-16） 5.3.2 电机型号的选择由文献3表15-1选定电机型号为y225m-4，其主要性能指标为：同步转速为1500r/min，额定功率45kw，满载转速1440r/min。5.4 带传动设计1.确定传动比i由于电机的同步转速为1500r/min，而蜗杆转速为375r/min,故传动比i=1550/375=4。2.确定计算功率pd由文献1表6-6查得工作情况系数ka=1.3则 pd=kap电=1.345=58.5kw （5-17）3.选取带型根据pd，n1，由文献1图6-12查得选c型带。4.确定带轮的基准直径根据文献1表6-7荐用最小基准直径，可选取小带轮的直径dd1=200mm。则大带轮直径为dd2=dd1i=2004=800mm （5-18）5.验算带的速度v=d1n1/60000=3.142001500/60000=16.1m/svmax，故符合要求。6.确定v代长度和中心距根据0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初步确定中心距 0.7(200+800)=700a02(200+800)=2000因要求结构紧凑，故取偏低值a0=750mm。根据文献1式（6-2）计算v代基准长度 ld=2a0+(dd1+dd2)+=3190.8mm （5-19）由文献1表6-2选v带基准长度为ld=3550