立体车库辅助入库装置设计毕业论文.pdf

毕业设计（论文）专用纸 毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文） 题题 目目 立体车库辅助入库装置设计立体车库辅助入库装置设计 姓姓名名龚磊 学学号号1010100b23 所在学院所在学院机械工程学院 专业班级专业班级10 机电 6 班 指导教师指导教师杨小俊（副教授） 日日期期2014 年 6 月 1 日 毕业设计（论文）专用纸 I 立体车库辅助入库装置设计立体车库辅助入库装置设计 摘要 随着科技的进步和人们生活质量的提高，小汽车成为每家每户必不可少的交通工具， 怎样安全有效的停车成为一个让人头疼的难题。本文设计了一种立体车库辅助入库装置， 本装置固定在地面以下，可以实现升降、旋转、平移三种运动，通过三种运动的配合，可 以校正汽车的位置和角度，从而将汽车安全有效的送入车库升降库位，这样就减小了人工 驾驶入库的难度。本文设计包括方案的选取、整个机械部分和各个零部件的参数选取、结 构设计及相关计算，达到各个运动之间既不干扰，又能完成所要求的运动。 关键词：停车立体车库辅助入库升降 毕业设计（论文）专用纸 II The Design Of Parking GaragesAuxiliary Equipment Abstract With the progress of science and technology and the improvement of peoples life quality， car has become an indispensable means of transportation in every family ，but it becomes a big problem to park safely and efficiently.This paper designs an auxiliary storage device of three-dimensional garage,it is fixed on the ground,which can go up and down and rotate and move ,as a result ,it can correct the position and angle of the car and move the car to the garage safely and efficiently ,which reduces the difficulty of manned operation Design in this paper including the selection of scheme, the whole machinery parts and various parts of parameters selection, structural design and relevant calculation,neither reached the interference between the various sports, but also accomplish the desired motion. Key Words:ParkingParking garageAuxiliary storageLift 毕业设计（论文）专用纸 III 目目录录 摘要I Abstract.II 目录 III 1绪论.1 1.1选题背景.1 1.2立体车库现有种类 4 1.3辅助入库装置设计目的和意义4 2总体技术方案及系统组成5 2.1设计前的分析 5 2.2方案设计与选择 5 2.3 辅助入库装置工作原理6 3液压升降台的设计.8 3.1设计要求和目的 8 3.2液压缸的设计 8 3.3液压控制系统的设计9 4移动导轨工作台的设计 11 4.1设计任务及已知参数11 4.2确定设计方案 11 4.3机械传动部件的计算和选择12 4.3.1工作台外形尺寸及重量初步估算13 4.3.2直线滚动导轨的设计计算13 4.3.3滚珠丝杠螺母副的计算与选型14 4.3.4步进电机的传动计算及电动机的选用16 4.3.5联轴器的选用18 4.3.6丝杠两端轴承的选取18 毕业设计（论文）专用纸 IV 4.3.7 键的选择 18 5旋转工作台的设计 19 5.1设计目的和方案 19 5.2设计要求及已知参数19 5.3计算总传动比和分配传动比19 5.4电动机的选择 20 5.5传动装置的运动和动力参数计算20 5.6初算轴的直径 20 5.7轴的结构设计 21 5.7.1拟定轴上零件的装配方案21 5.7.2轴的校核 21 5.8圆柱齿轮减速器的计算与结构设计22 5.9圆柱蜗杆和涡轮的计算和结构设计24 5.10 轴承的选用.27 6.控制系统设计.31 6.1 控制系统的选择. 31 6.2 步进电动机的工作原理.31 6.3 步进电机控制及运行方式.34 6.4 控制系统程序设计. 34 6.4.1 控制流程分析. 34 6.4.2 程序设计. 35 7 机械吊臂示意图.38 结束语.39 致谢.40 参考文献.41 毕业设计（论文）专用纸 1 1绪论 1.1 选题背景 立体车库设备的应用已有 30 多年的历史了。发展较早、较好的有日本、韩国、台 湾、德国等。我国在 20 世纪 80 年代开始研制和使用立体停车设备。20 世纪 80 年代 是起步阶段，20 世纪 90 年代以来，随着汽车工业和建筑工业的发展，尤其是轿车进 入家庭后，立体车库设备的应用逐步推广，已经形成了新兴停车设备行业，步入了引 进、开发、制造、使用相结合的初步发展阶段。2008 年国内进行安装的立体车库达到 687 个，比 2007 年的 652 个增加了 35 个，增长了 5.37%。2008 年在中国整体外贸出 口增速大幅下滑的情况下，立体停车设备出口额增长仍达到了 68.1%的增速。近年来 立体停车设备经引进技术和自我研制开发，生产技术水平已经有了很大的提高。许多 设备采用了当前机械、电子、液压、光学和计算机等领域的先进技术。车辆无处停放 的问题是城市的社会、经济、交通发展到一定阶段产生的结果，立体车库与传统地下 车库相比，在许多方面都显示出优势。首先是节地优势，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 的面积，而采用双层立体车库，可使地面 的使用率提高 80-90,如果采用地上多层（21 层）立体车库的话，50 的土地面积上 便可存放 40 辆车，可以节省土地资源和减少土建开发成本。第二是安全和方便优势， 以往停车，速度慢、效率低，对开车司机有一定的技术要求，甚至经常引发车祸，而 立体车库辅助入库装置却能提高汽车入库效率，减少人工驾驶入库难度，还能自动校 正位置、角度，非常方便。从我国机械式车库实际安装情况看，由于 PSH（升降横移） 类具有类型多、规模可大可小、场地适应性强、价格便宜等特点，决定了 PSH 类应用 较为广泛，数量占绝大多数，今后相当一段时间内仍将是 PSH 的天下，具有广阔的发 展前景。 1.2立体车库现有种类 毕业设计（论文）专用纸 2 升降横移类机械式停车设备：采用以载车板升降或横移存取车辆的机械式停车设备。 特点：由于型式比较多，规模可大可小，对地的适应性较强，因此使用十分普遍。钢结构 部分、载车板部分、链条传动系统、控制系统、安全防护措施等。在停车设备的市场份额 约占 70%。 不足点：每组设备必须留有至少一个空车位；为链条牵动运行过程不具有防止倾斜坠落功 能。 垂直循环类机械式停车设备：采用垂直方向做循环运动来存取车辆的机械式停车设备。 特点：省地,在 58m 2的地方建起大型垂直循环类机械停车库，可容纳 34 辆轿车，可省去购 置土地的大量费用。在停车设备的市场份额约占 3-5%。 不足点：设备结构复杂，没有完善的闭锁和监测系统，采用足够的安全措施和消防系统， 相对比较故障率高。最远车位一般一次取车需 2 分钟，高峰取车时间依次取车时间过长， 依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差，因此有的用户开始拆除。 水平循环类机械式停车设备：采用一个水平循环运动的车位系统来存取停放车辆的机械 式停车设备。 特点：可以省去进出车道，提建于狭长地形的地方，降低拉通风装置的费用，若多层重叠 可为大型停车场。但因一般只有一个出入口，所以存取车时间较长。在停车设备的市场份 额约占 3-5%。 不足点：但因一般只有一个出入口，所以存取车时间较长，最远车位一般一次取车需 2 分 钟，高峰取车时间依次取车时间过长，依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差，因 此有的用户开始改造。 多层循环类机械式停车设备：采用通过使载车板作上下循环运动而实现车辆多层存放的 机械式停车设备。 特点：无需坡道，节省占地，自动存取，建于地形细长且地面只允许设置一个出入口的场 所。在停车设备的市场份额约占 1-2%。 不足点：设备结构复杂，相对比较故障率高。 最远车位一般一次取车需 2 分钟，高峰取 车时间依次取车时间过长，依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差，因此有的用户 开始改造。 毕业设计（论文）专用纸 3 平面移动类机械式停车设备：在同一层上用搬运或起重机平面移动车辆或泊车板平面横 移存取车辆，亦可搬运机和升降机配合实现多层平面移动存取车辆的机械式停车设备。 特点：一般设置在地上或半地下，准无人方式，地平面层为自走式，不仅降低建立立体车 库投资费用，而且地平面层可停放大尺寸车辆。在停车设备的市场份额约占 2-3%。 不足点：设备结构复杂，相对比较故障率高。 存车超过 20 辆时，高峰取车时间依次取车 时间过长，依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差。 堆垛类机械式停车设备：以巷道堆垛机或桥式起重机将进到搬运器的车辆水平且垂直移 动到存车位，并用存取机构存取车辆的机械式停车设备。 特点：巷道堆垛类立体停车库设备是 20 世纪 60 年代后欧洲根据自动化立体仓库原理设计 的一种专门用于停放小型汽车的立体停车设备。是一种集机、光、电、自动控制为一体的 全自动化立体停车设备，它的出现解决了人们希望解决的大型自动化停车难题；全封闭车 库，存车安全等特点。该类车库主要适用于大型密集式存车。在停车设备的市场份额约占 3-5%。 不足点：设备结构复杂，设有完善的闭锁和监测系统，采用足够的安全措施和消防系统， 相对比较故障率高。最远车位一般一次取车需 2 分钟，高峰取车时间依次取车时间过长， 依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差，因此有的用户开始改造。 垂直升降类机械式停车设备：垂直升降类汽车停车设备亦可称为塔式立体停车设备，通 过提升机的升降和装在提升机上的横移机构将车辆或载车板横移，实现存取车辆的机械式 停车设备。 特点：整个存车库可多达 2025 层，即可停放 4050 辆车，占地面积不到 50m2 ，空间 利用率最高。适宜建筑在高度繁华的城市中心区域以及车辆集中停放的集聚点。在停车设 备的市场份额约占 3-4%。 不足点：设备结构复杂，设有完善的闭锁和监测系统，采用足够的安全措施和消防系统， 相对比较故障率高。最远车位一般一次取车需 2 分钟，高峰取车时间依次取车时间过长， 依次取车第 20 辆约需 30 分钟以上，实用性差，因此有的用户开始改造。 简易升降类机械式停车设备：车位分成上、下二层或二层以上，借助升降机构或俯仰机 构使汽车存入或取出的简易机械式停车设备叫做简易升降类机械式停车设备。简易升降类 机械式停车设备一般为准无人方式，即人离开后移动汽车的方式。 毕业设计（论文）专用纸 4 特点：这类停车设备的结构简单、操作容易，多用于私人住宅、企事业单位、地下室等。 该类停车设备可充分利用地下室空间场所，在面积一定时将至少增加二倍以上的停车位。 在停车设备的市场份额约占 5-8%。 不足点：整体结构设计不科学，力学结构不合理，二层以下可以，三上升降运行时摆动幅 度过大，风力过大时发生摇晃，连设计人员自己都担心，留有巨大的安全隐患，是停车设 备需要技术改进的产品，否则将被淘汰。 汽车专用升降机：汽车专用升降机是专门用作不同平面的汽车搬运的升降机，它只起搬 运作用，无直接存取的作用。 特点：可以代替汽车进出车库的斜坡道，大大节省空间，提高车库利用率，汽车专用升降 机常用于地下或楼层、屋顶或建筑内自走式车库存取汽车的搬运。 1.3辅助入库装置设计目的和意义 如今家用轿车保有量迅速增加，导致停车位的紧张，除了建设专门的地下车库，道路 两旁也开辟了临时的停车场，还有专业公司建设的立体车库。然而，一个重大的问题摆在 我们面前，就是如何安全高效的将车倒入车库。目前，高档一点的小车带有智能泊车辅助 系统，能较快安全地将车倒入车库，但对于普通大众性小汽车，不具有此功能，是一大难 题。为了提高汽车入库效率，减小人工驾驶难度，我们设计了一种立体车库辅助入库装置， 能够在汽车较随意停放后，自动校正其位置、角度，并送入车库升降库位。 毕业设计（论文）专用纸 5 2总体技术方案及系统组成 2.1 设计前的分析 要设计一种立体车库辅助入库装置，该装置起一种辅助停车的作用，能够在汽车较任 意停放后自动校正其位置、角度并送入车库载车板上，要实现以上几个运动，必须有三个 自由度，X、Y 方向的运动和绕 Z 轴的转动，这样辅助装置上的汽车可以到达平面上任意位 置，从而能够将车安全准确的停在载车板上。 2.2 方案设计与选择 根据设计前的分析，查阅相关资料，在老师的精心辅导下，初步想出来三种设计方案， 以下是三种方案： 方案一：升降叉车 在去工厂的生产实习和毕业实习的过程中，可以看到很多的叉车，叉车同正常车一样， 可到达水平面的任意位置，叉车前面的装置采用液压升降杆可实现上下方向的运动。利用 这种装置，先将车托起，叉车再运动到载车板的指定位置，将车放下，再从车库倒出来， 这样汽车就可以准确到达载车板。虽然这种装置设计简单，但由于载车板的局限性，要求 叉车司机要有较高的技术，停车效率低还比较繁琐，所以不宜采用这种装置。 方案二：遥控平板小车 该车紧贴地面，能够钻到汽车的底部，将汽车托起，通过上端圆盘的旋转可实现小角 度的调整，平板小车自身也可以运动，待平板车上的汽车位置调整好后，圆盘下降，汽车 放到载车板上，平板小车再退出来，这样汽车就准确无误的停放到载车板上了。小车自身 的运动和升降旋转盘的运动均采用遥控器来控制。考虑到汽车底盘距地面的距离较近，平 板小车的上下结构尺寸必须较小， 而各个运动又不能相互干扰， 实际设计存在很大的困难， 所以不宜采用。 毕业设计（论文）专用纸 6 图 2.1 方案三：旋转平移升降平台+机械吊臂 该方案装置有两部分组成，上面是机械吊臂，下面是一个升降平台，下面的升降平台 用来调整汽车的位置，待汽车的位置调整好后，由机械吊臂将其送入车库。旋转平移升降 平台的设计主要有三层结构组成，第一层是液压升降台，这个平台能够自由升降，可以将 整个汽车托起；第二层是水平移动导轨工作台，能水平直线移动，可以调整汽车的重心； 第三层是一个旋转平台，能够及时调整汽车的转向。由于方案三可用空间大，在各种运动 互不干扰的情况下，容易实现，所以本次毕业设计采用方案三，如图所示。 2.3 辅助入库装置工作原理 如图所示，当汽车重心和升降台几何中心不重合时，升降台先升起一小段距离，同时 做旋转运动，使移动导轨轴线和汽车车体垂直，移动导轨向左平移，使汽车重心和升降台 几何中心重合，之后液压升降台再升起一定距离，将车托起，通过移动导轨复位到原点。 此时车的重心应和托盘的几何中心重合，车的位置不一定端正，上图所示只是特殊情况， 可通过第三层旋转机构将车位置摆正（和立体车库载车板相平行） ，再由上端的机械吊臂 将车吊起送入立体车库。 毕业设计（论文）专用纸 7 图2.2 毕业设计（论文）专用纸 8 3液压升降台的设计 3.1设计要求和目的 司机停车时，当汽车的重心与升降台的几何中心不一致时，为避免干扰，升降台要先 升起一定的高度才能运动，此高度必须小于汽车底盘距离地面的高度，经过下层装置的旋 转和平移运动，使升降台的中心和汽车的重心重合，之后升降台再升起，将车托起，再经 过下层装置的平移和旋转运功将车停到整个辅助装置的中心并摆正位置，之后由机械吊臂 将汽车吊起送入载车板，升降台再复位。升降台升降运动采用液压装置来实现，考虑到汽 车的安全，升降台工作时必须要保证平稳，这里采用三个单杆式活塞缸，成圆形排列，每 120安装一个，为保证液压缸运动的一致性，三个液压缸的进油口连在一起，出油口同 样连在一起。另外，要求液压缸能在任意位置上停留，停留后不会因外力作用而移动位置， 所以 采用锁紧回路。 3.2液压缸的设计 汽车升降台的半径 R=0.8m，移动导轨移动距离为-45-22cm 升降台的上升速度 1 v=0.02m/s 公式Avq 2211 ppAAF4/ 2 DA G=mg=（2000+75）g=20335N 活塞上所产生的推力NGF33.67783/ 取Pa8 . 0p1Ma0 2 MPP 采用圆柱形活塞杆，液压缸中活塞的直径为 15cm，活塞杆 的直径为 8cm 22 1 m1077. 1 A 22 2 m1026. 1 A 2211 ppAAF=7080N输入流量 111 vqA=354s/cm3=21.24L/min 毕业设计（论文）专用纸 9 图 3.1液压缸及及活塞杆的配合图 如图所示，液压缸由缸体、上端盖和下端盖组成，均采用 HT200 来铸造。上端盖和下 端盖均采用圆柱体螺钉来连接，连接处有密封圈，可防止液压油的泄露。内部的活塞杆由 活塞和杆通过防松螺母连接，两边有导向环和格来密封圈，防止油液从两旁泄露，保证缸 内所需的压力。 3.3液压控制系统的设计 由于辅助装置在运动过程中，升降台要升起两次不一样的高度，另一方面，对于不同 的车型，底盘的高度不同，升降台升起的高度也不同，所以液压升降台必须能够停留在某 个高度，且停留后不会因外力作用而移动位置，在这里我们采用液压锁紧机构，如图所示。 设置限压阀的限压值为 0.8MPa， 当换向阀处于左位时， 压力油经单向阀 1 进入液压缸左腔， 同时压力油亦进入单向阀 2 的控制油口，打开阀 2，使液压缸右腔的油经阀 2 及换向阀流 回油箱，活塞向右运动。反之，活塞向左运动，到了需要停留的位置，只要换向阀处于中 毕业设计（论文）专用纸 10 位，中位为 H 型机能，所以阀 1 阀 2 均关闭，使活塞双向锁紧。将液压缸竖直放，即可实 现升降台的升降和在任意高度的停留。控制原理图如图所示。 图 3.2液压控制原理图 毕业设计（论文）专用纸 11 4 4移动导轨工作台的设计移动导轨工作台的设计 4.1 设计任务及已知参数 1.X、方向的定位精度均为0.02mm，初选 0.01mm 的脉冲当量。 2、工作台面尺寸 移动托板尺寸约 1m0.8m导轨尺寸约 2m 托板移动范围-45-22cm 3、工作台空载进给最快移动速度： maxx V6000mm/min，工作台满载（旋转平台上有车时） 进给移动速度 / xmax V1000mm/min加减速时间 t=1s。 4.2 确定设计方案 机械传动部件的选择 方案一：丝杠螺母副的选择： 滑动丝杠副 导轨副的选用：直线滚动导轨 伺服电机的选用：交流伺服电动机 减速装置的选用：齿轮减速箱 方案二： 丝杠螺母副的选择： 滚动丝杠副 导轨副的选用：直线滚动导轨 伺服电机的选用：步进电动机 减速装置的选用：齿轮减速箱 方案对比并确定最终方案 、丝杠螺母副的选择 毕业设计（论文）专用纸 12 步进电动机的旋转运动需要通过丝杠螺母副转换成直线运动， 需要满足初选 0.01mm 脉 冲当量，因为定位精度0.02mm，对于机械传动要有一定的精度损失，大约是 1/3-1/2 的 定位精度，现取为 1/2，即是0.01mm 和0.02mm 的定位精度，相对于滑动丝杠副，滚珠 丝杆副的传动精度高，传动效率可达 0.920.96，运动平稳，低速无爬行现象，动态响应 快、寿命长、预紧后可消除反向间隙。维护简单，同步性好有专业厂生产，选用配套方便， 故选用滚珠丝杠螺母副。 同时选用内循环的形式，因为这样摩擦损失小，传动效率高，且径向尺寸结构紧凑， 轴向刚度高。 由于定位精度不高，故选择的调隙方式是垫片调隙式，这种调隙方式结构简单，刚性 好，装卸方便。 由于工作台最快的移动速度 Vxmax=6000mm/min，所需的转速不高，故可以采用一般的安 装方法，即一端固定，一端游动的轴承配置形式。 、导轨副的选用 要设计移动工作台，需要承受的载荷不大，而且脉冲当量小，定位精度高，因此选用 直线滚动导轨副，它具有摩擦系数小，不易爬行，传动效率高，结构紧，安装预紧方便等 优点。 、伺服电机的选用 选用步进电动机作为伺服电动机后，可选开环控制，也可选闭环控制。任务书所给的 精度对于步进电动机来说还是偏低，为了确保电动机在运动过程中不受切削负载和电网的 影响而失步，决定采用开环控制，任务书初选的脉冲当量尚未达到 0.001mm，定位精度也 未达到微米级，空载最快移动速度也只有 6000mm/min,故本设计不必采用高档次的伺服电 机，因此可以选用混合式步进电机，以降低成本，提高性价比。 、减速装置的选用 选择了步进电动机和滚珠丝杆副以后，为了圆整脉冲当量，放大电动机的输出转矩， 降低运动部件折算到电动机转轴上的转动惯量，可能需要减速装置，且应有消间隙机构， 如果要选用减速装置，则应选用无间隙齿轮传动。 4.3 机械传动部件的计算和选择 毕业设计（论文）专用纸 13 4.3.1工作台外形尺寸及重量初步估算 按照导轨上面移动部件的重量来进行估算。包括汽车（汽车最大重量以 2T 来计） 、 上层升降工作平台、上层液压缸、减速箱、滚珠丝杠副、直线滚动导轨副、导轨座等， 估计重量约为 2150 ，G=mg=21509.8=21070N。 4.3.2直线滚动导轨的设计计算 、工作载荷的计算 工作载荷是影响导轨副寿命的重要因素，对于水平布置的十字工作台多采用双导轨、 四滑块的支承形式。考虑最不利的情况，即垂直于台面的工作载荷全部由一个滑块承担， 则单滑块所承受的最大垂直方向载荷为： max 4 G FF 其中 F=0，得最大工作载荷 max F5267.5N 查表初选直线滚动导轨的型号为 KL 系列。导轨型号为 JSA-LG25 型。 （长度为 1960mm， 额定动载荷 C17.7KN,额定静载荷 0 C22.6KN) 距离额定寿命L的计算 上述选取的KL系列JSA-LG15型导轨副的滚道硬度为60HRC， 工作温度不超过 100，每根导轨上配有两只滑块，精度为 4 级，工作速度较低，载荷不 大。查表 3-363-40，分别取硬度系数 H f1，温度系数 T f1，接触系数 C f0.81，精度 系 数 R f0.9 ， 载 荷 系 数 W f1.5 ， 带 入 式 （ 3-33 ） 的 距 离 寿 命 L=217.7650 f ffff 3 maxw aH F C RCT ，远大于期望值，故距离额定寿命满足要求。 毕业设计（论文）专用纸 14 图 4.1移动导轨副上的滑块示意图 4.3.3滚珠丝杠螺母副的计算与选型 最大动载荷的计算 已知移动部件总重量 G=mg=21070N ，按矩形导轨进行计算，滚动导轨上的摩擦系数 u=0.005，求得滚珠丝杠副的最大工作载荷 GFu m 105.35N,初选丝杠导程 h P5mm，满 载时丝杠转速 h / /n xmax PV200r/min 最大动载荷 m 3 0 ffFLF HWQ 713.79N( 6 0 10/n60 TL 2 . 1f W 1f H ) 初选型号 根据载荷和初选的丝杠导程，选择 G 系列 G4005-3 型号的滚珠丝杠副，其公称直径 0 d40mm，导程 h P5mm，循环滚珠为 32，精度等级取 5 级，额定载荷远大于 Q F,满足 要求。 毕业设计（论文）专用纸 15 图 4.2滚珠丝杠螺母副图 传动效率的计算 公称直径 0 d40mm， 导程 h P5mm， 带入=arctan 0 h d P ， 得丝杠螺母选升角=217， 摩擦角=10，带入=tan/tan（+),得传动效率=93.2 刚度的验算 丝杠的两端各采用一对角接触球轴承， 面对面组配， 左右支撑中心的距离约为 a=2000mm， 钢的弹性模量 E=2.1100000Mpa，查表得滚珠直径 W D=3.175mm，丝杠底径 2 d=36.2mm,丝 杠截面积 S= 4 d2 2 =1029.22mm 忽略式（3-25）中第二项，丝杠产生的拉压变形 1 = m Fa/ES=0.000975mm 根据公式 Z= w0/ dD-3，求得 Z=40，该型号丝杠为单螺母，滚珠的圈数列数为 31， 带入公式： ZZ 圈数列数，得滚珠总数量 Z=120，丝杠预紧时，取轴向预紧力 YJ F=1/3 m F=35.12N 则由式（3-27） ，求得滚珠与螺纹滚道间的接触变形量 2 =2.52 4 10mm 因为丝杠加有预紧力，且为轴向负载的 1/3，所以实际变形量可减小一半，取 2 =1.26 4 10mm 毕业设计（论文）专用纸 16 将以上算出的数据带入公式，求得丝杠总变形量为 21 总 =1.1um 丝杠的有效行程为 900mm，由表 3-27 可知，5 级精度滚珠丝杠有效行程在 800-1000mm 时， 行程偏差允许达到 40um，可见丝杠刚度足够。 压杆稳定性校核根据公式（3-28）计算失稳时的临界载荷 K F。取支撑系数 K f=1，丝 杠底径 2 d=36.2mm，求得截面惯性矩 I= 4 2 d/64=84295.46 4 mm压杆稳定安全系数 K 取 3， 滚动螺母至轴向固定处的距离 a 取最大值 2000mm。带入式（3-28） ，得临界载荷= K F=2.91 7 10，远大于工作载荷，故丝杠不会失稳。 4.3.4步进电机的传动计算及电动机的选用 、传动计算 因为移动精度为0.02mm，脉冲当量为 0.01mm/Hz，步距角为 0.75，滚珠丝杠导 程 Ph=5mm，则传动比 i=Ph/360=1 由于传动比为 1， 则不需要选用减速箱， 采用电动机轴与丝杠通过联轴器联接的方式。 、步进电动机的计算和选型 初选常州宝马前杨电机电器有限公司的 90YG2602 型永磁式步进电动机，可知其转 子的转动动惯量 m J=4 2 cm 快速空载启动时电动机转轴所承受的负载转矩 0famaxeq1 TTTT ameqedamax t60/nJ2JT 工作台折算到电动机轴上的转动惯量 1 J 2 2 h m 2 P = 95. 0 丝杠和联轴器取质量约为 10 8/m 2 12 DJ20 21ed JJJ1010. 2 -3 i=1 sm nn 1200r/min a t =1s 则 ameqeqamax t60/n2JTm26. 0N 移动部件运动时运动时折算到电动机转轴上的摩擦转矩 毕业设计（论文）专用纸 17 m108 . 7 i2 3-h f N PF T 摩 7.359.8150005. 0 uGF摩 mm5 h P =0.75i=1 滚珠丝杠预紧后折算到电动机转轴上的附加摩擦转矩 ）（ 2 0 h 0 1 i2 PF T YJ NFFYJ12.353/1 m -3 105 H P0.75 1i 9 . 00 得 m1008. 7 -3 0 NT m27. 0 0famaxeq1 NTTTT 最大工作负载下电动机转轴所受的负载转矩 eq2 T 计算同上，只是 G=21509.8=21070N 得 m25. 0 eq2 NT eq2eq1eq maxTTT， 得 m27. 0 eq NT 步进电动机最大静转矩的选定 安全系数 k 取 2.5-4，取 4，则步进电动机的最大转矩应满足： m08. 14 eqjmax NTT 查表 4-5 得该型号电动机的最大静转矩为 6Nm。可见满足要求。 步进电动机的性能校核 空载时电动机输出转矩校核 HZV 4 maxmaxf 10)00.0160/(f 在此频率下，电动机的输出转矩 m6 . 5 maxf NT 远远大于空载转矩，满足要求 满载时电动机输出转矩校核 1667HZ60/f / maxmaxf V 此频率下，电动机的输出转矩也大于满载转矩，满足要 求 启动频率的校核 毕业设计（论文）专用纸 18 HZ J J L 7211/ff m eq q 综上所述，本例中工作台的进给传动选用 90BYG2602 永磁感应步进电动机，完全满足 设计要求。 4.3.5联轴器的选用 计算联轴器的转矩 传动轴上的公称转矩 T=0.27Nm实际计算中， 应将公称转矩乘以工作情况系数 A K ,得到计 算转矩 m513. 027. 09 . 1 ca NTKT A 。 确定联轴器的型号 根据计算转矩 ca T 及所选联轴器型号，在联轴器的标准中按照下式： TT ca 的条件确定联 轴器型号。式中 T 为所选型号联轴器的许用转矩.查表 13-7，选用 GY1 刚性性联轴器。最 高转速 min/ r6000nnmax ，满足要求。 4.3.6 丝杠两端轴承的选取 选用丝杠的型号为 G4005-3，查表 3-31 得滚珠丝杠的丝杠底径为 mm2 .36d2 丝杠 外径为 mm2 .39d1 ，由于轴与轴承室过盈配合，丝杠与螺母相对运动时存在轴向力，所以 查表 12-6 选取轴承型号为 7207C 的角接触球轴承，分别安在丝杠的两端，用来固定丝杠， 使丝杠不能轴向运动，只能旋转。 4.3.7 键的选择 选用的电动机的型号是 90BYG2602，伸出轴的直径为 14mm，故伸出轴上的键选半圆键 164 ,丝杠与联轴器相连的键为 146 。 毕业设计（论文）专用纸 19 5 5旋转工作台的设计旋转工作台的设计 5.1 设计目的和方案 本层设计要实现工作台自身的旋转运动，从而达到将第一层圆盘上汽车位置摆正的目 的，由于电动机的转速较大，而旋转工作台的速度较小，所以它们之间要采用传动比很大 的减速装置。通过查阅资料，拟采用一级圆柱齿轮和蜗杆涡轮相结合的减速装置。 图 5.1 5.2设计要求及已知参数 工作台满载时的旋转速度 3 n=5r/min加速时间为 t=1s 角加速度=t / 6 1 6 1 rad/s 工作台尺寸：D=2m 左右h=1cm铸铁密度= 3 cm/g8 . 7 工作台质量约为 m= 4 2 D 250 初选步进电动机的转速为 1 n1500r/min 5.3 计算总传动比和分配传动比 传动装置的总传动比 i，可根据电动机的满载转速 1 n和工作机所需转速 3 n来计算 i= 31 n/n=1500/5=300 传动比的分配 根据课程设计手册查表可知圆柱齿轮减速传动比的推荐值是 3-7， 蜗杆涡轮减速传动比 毕业设计（论文）专用纸 20 的推荐值为 10-60，总的传动比 i=300，故选择一级圆柱齿轮减速比 1 i取 6，蜗杆涡轮减速 比 2 i选 60. 5.4电动机的选择 电动机类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用步进电动机 电动机功率的选择 圆柱体的转动惯量计算公式2/m 2 RJ 转矩为JT (为角加速度) 主轴上负载转矩的计算 满载时汽车、液压缸及汽车托盘折算到主轴上的负载转矩 1 T m=2075 R=0.8m经计算 1 T=347.67Nm 第三层旋转工作台及上层移动导轨、移动托板及丝杠螺母折算到工作台上的负载转矩 2 T 工作台质量 m=250+75=325 R=1m 经计算m08.85 2 NT 总的负载转矩 T m84.432 21 NTTT 整个转轴正常工作所需的有效功率9550/n w TP0.23KW 电动机所需的有效功率/ wd PP 321 =0.950.450.98=0.42 1 为齿轮传动效率 2 蜗杆传动效率 3 滚动轴承效率 电动机轴所需要的转矩n/9550 d PT =3.5Nm 根据以上电动机轴上所需功率和转矩，采用 130BYG3502 永磁感应步进电动机，三相，步 距角为 0.6。 5.5 传动装置的运动和动力参数计算 各轴转速的计算 min/ r1500nn m1 min/ r250i /nn 112 min/ r5i /nn 223 各轴输入功率计算 kw55. 0 d1 PPkw52. 055. 0 12 Pkw23. 052. 0 323 P 毕业设计（论文）专用纸 21 各轴输入转矩计算 m84.432 3 NT m5 . 3n/9550 111 NPTm86.19n/9550 222 NPT 5.6初算轴的直径 联轴器和滚动轴承的型号是根据轴端直径确定的， 而且轴的结构设计是在初步计算轴径的基础上进 行的，故先要初算直径。轴的直径可按扭转强度进行估算，即： 3 n p Cd p 为轴传递的功率n 为轴的转速c 通常取 106-117 由于电动机型号已定，查表得电动机伸出轴的直径mm19d1 蜗杆两端轴的直径mm15 n p d 3 2 C考虑到有键槽，应取大一些， 2 d取 30mm 同理，装蜗轮的轴直径mm9 .41d3， 3 d取 60mm 5.7轴的结构设计 5.7.1拟定轴上零件的装配方案 蜗杆轴上除有蜗杆，还有两端轴向固定轴的角接触球轴承，蜗杆要与蜗轮啮合，考虑 到蜗轮直径较大，为防止轴承安装时与蜗轮干扰，轴承与蜗杆有齿部分的距离应该较大。 由于圆柱齿轮采用的是带凸台的齿轮， 所以与齿轮配合的轴应长一些， 具体尺寸如图所示。 主旋转轴上装有蜗轮，蜗轮的轴向定位由轴肩和套筒来定位，同样为防止圆柱齿轮减 速器的大齿轮和旋转台发生干扰，所以轴的长度也应该大一些，具体尺寸如图所示。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图所示。 电动机的型号为 130BYG3502,伸出轴的长度为 45mm，所以电动机伸出轴的长度为 45mm， 直径为 19mm. 蜗杆轴上装有齿轮，要与键相连，轴取 30mm，考虑到齿轮之间不能干扰，取轴的尺寸如 图所示。 毕业设计（论文）专用纸 22 图 5.2 主旋转轴的设计 初选轴的直径为 60mm，轴的结构及尺寸如图 图 5.3 5.7.2轴的校核 弯矩受力分析 n P T 6 105.59=609421 mN 作用在齿轮上的圆周力 Ft N zm T d T F n t 6258 cos/ 22 2 作用在齿轮上的径向力 Fr NFFF t n tr 2358 14cos 20tan cos tan 作用在齿轮上的轴向力 Fa NFF ta 585tan 计算作用于轴上的支反力，弯矩。 毕业设计（论文）专用纸 23 求垂直面的支承反力 N L d F L F Fv909 2 a- 2 r 2 1 求水平面的支承反力 N Ft FF HH 3129 2 21 绘垂直面的弯矩图 )(98 2 )(155 2 1 2 mN L FavM mN L FMav V V 绘水平面的弯矩图 )(336 2 1 mN L FM HaH 合成弯矩 )(350 )(370 22 a 22 a mNMMM mNMMM aHva aHva 校核轴的强度 由轴的扭距、弯距图可知，齿轮轴的轮齿处存在危险截面，因此在该处计算应力 22 4() ca （因扭转切应力不是对称循环应力，故引入折合系数）取0.3 抗弯截面系数 5 3 3 1025. 1 1000 50 1 . 0 32 d W 截面上的弯曲应力 a6 .29 MP W Ma 截面上的扭转切应力 38.24 2 W T W T T 轴的弯扭强度条件为 毕业设计（论文）专用纸 24 1 ca 查表 15-1 得 1 60MPa 所以 1 22 5 .30)38.243 . 0(46 .29 MPa ca 符合弯扭强度条件。 同理校核另外两根轴，同样符合要求。 5.8圆柱齿轮减速器的计算与结构设计 图 5.4 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 大、小齿轮均选用 40 r C钢表面淬火，平均齿面硬度为 52HRC,选用 8 级精度 按齿根弯曲疲劳强度初步计算齿轮参数 因为是硬齿面齿轮传动，故先按齿根弯曲疲劳强度进行计算，即 3 2 1d saa1t t 2 m F F Z YYTK 式中各参数如下： 试选载荷系数6 . 1 t K 计算小齿轮的转矩mm3500n/1055. 9 11 6 1 NPT 毕业设计（论文）专用纸 25 按表 6-7 取齿宽系数7 . 0 d 取201ZZ2=uZ1=100 查表 6-4 得齿形系数应力校正系数8 . 2 a1F Y，18. 2 a2 F Y应力校正系数55. 1 sa1 Y， 79. 1 sa2 Y 许用弯曲应力有式 6-19 即按 F NF F S YYst lim 计算 查图弯曲疲劳极限pa310 lim2lim1 M FF 取2 st Y取安全系数4 . 1 F S 由式 6-20 得小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 9 h11 1032. 410300161150060jn60LN 8 12 102 . 7u/ NN 查图得弯曲疲劳寿命系数1 21 NN YY pa433 21 M FF 0098. 0 1 a1a1 F SF YY 00881. 0 2 a2a2 F SF YY 所以 mm7 . 0 2 m3 2 1d aa1t t F SF Z YYTK 确定传动尺寸 计算圆周速度 sm nd v t /1 . 1 100060 11 故 8 级精度够用 计算载荷系数 K K= K KKK VA =2.178查表 6-1 得使用系数 A K=1.5查图 6-6 得动载荷系数 v K1.1 查表 6-2 得齿间载荷分配系数2 . 1 K查图 6-10 得齿向载荷分布系数1 . 1 K 对 t m进行修正mm78. 0mm3 t t K K 取标准模数 m=2mm 毕业设计（论文）专用纸 26 计算中心距mm140 2 zzm a 21 ）（ 计算分度圆直径mm40202mzd 11 mm2401202mzd 22 计算齿宽mm28407 . 0db 1d 取mm28b2mm3610-5bb1）（ 校核齿面接触疲劳强度 由式 6-9 得 HEHH ZZ KT 3 1d 1 d 12）（ 式中各参数为 K、 1 T、 1d d值同前 区域系数5 . 2 H Z 由表 6-3 查得弹性影响系数 2 1 pa8 .189 MZE 许用接触应力由式 6-18，即按 HNHH SZ/ lim 计算 接触疲劳极限Mpa1100 lim21lim HH 接触疲劳寿命系数1 21 NN ZZ 取安全系数1 H S pa1100 1lim1 21 M S Z H NH HHH EHH ZZ KT 3 1d 1 d 12）（ 298.98Mpa H 满足齿面接触疲劳强度 圆柱齿轮结构设计 mm7 . 0mt t m2=1.4mm齿根圆到键槽底部的距离 t m2e ，齿轮与轴应该分开制造 较为合理。 小齿轮分度圆直径mm40d1齿顶圆直径mm160da1宜采用实心结构的齿轮，由 于小齿轮与电动机轴直接相连，为保证精度和稳定性，采用带凸台的齿轮，该齿轮带有止 动螺纹孔。 大齿轮分度圆直径mm240d2也采用实心结构的齿轮，同样采用带凸台和制动螺纹孔 毕业设计（论文）专用纸 27 的齿轮。 圆柱齿轮传动键的选择 电动机的型号为 130BYG3502,伸出轴的直径为 19mm，选用平键255，与大齿轮所配合的 轴的直径为 30mm，所以选择键358C. 5.9圆柱蜗杆和涡轮的计算和结构设计 已知蜗杆的输入功率 2 P=0.52KW,蜗杆转速 2 n=250r/min，传动比 2 i=50 图 5.5 选择蜗杆传动类型。 根据 GB/T10089-1998 的推荐，采用渐开线蜗杆。 选择材料。 考虑到蜗杆传递功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢；因希望效率高，耐磨性好，故蜗 杆螺旋面要求淬火，硬度 45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜 1nu 10PSZC，金属模制造。为节约贵 重的有色金属，仅齿圈采用青铜制造，轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 按齿面接触疲劳强度进行设计。 根据蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式 毕业设计（论文）专用纸 28 7-13，传动中心距 3 2 2 )(a H EZ Z KT (mm) 确定作用在蜗轮上的转矩 2 T. 按 1 z=1，估计效率=0.45，则 3 3 6 2 n 1055. 9 P T=432840Nmm 确定载荷系数 因工作载荷稳定，所以选取齿向载荷系数 K=1 由表 7-8 选取使用系数 A K=1.15 由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 v K=1.05，则 VA KKKK 1.21 确定弹性影响系数 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和蜗杆相配，故pa160 MZE 确定接触系数 先假设蜗杆分度圆直径 1 d和传动中心距 a 的比值 a d1 =0.35，从图 7-14 中可查的9 . 2 Z 确定许用接触应力 1nu 10PSZC，金属模制造，蜗杆硬度 45HR