高楼逃生缓降器

1、编号鄂创新 -10-2010 年省高校大学生机械创新设计大赛暨第四届全国大学生机械创新设计大赛分区预赛高楼应急逃生缓降器设计说明书参赛学生：孟庆健赖福刚梅嵋夏雄 洲指导教师：王树才程友联华中农业大学二0一0年四月2010 年省高校大学生机械创新设计大赛暨第四届全国大学生机械创新设计大赛分区预赛作品报名表参赛作品名称高楼应急逃生缓降器作品类别救援、破障类、逃生、避难类是否属慧鱼组：是 /否所在学校华中农业大学邮政编码430070参赛学校领王树才通讯地址华中农业大学工程技术学院队老师领队手机wsc01mail.hzauEmail序号性别专业班级联系方式（联系、通讯地址及邮编、，留一个同学的即可）参

2、1孟庆健男机制 0702赛2赖福刚男机制 0702：学3梅嵋女机制 0702通讯地址：华中农业大学机制0702生邮编： 4300704夏雄男机制 0702： 903895654qq.5洲男机制 0702序号性别职称联系方式（联系、通讯地址及邮编、，指留一位老师的即可）导1王树才男副教授联系：教通讯地址：华中农业大学工学院师2程友联男教授邮编： 430070：作品容简介（限 200 字以）该装置主要由自动限速和手动限速两部分组成，其特征在于，有一个由增速器和摩擦离合器组成的自动限速器，通过增速器轴、联轴器将增速器和绕线轴连接起来，吊绳绕在绕线轴上，置于外壳，挂钩与绳相连；手动限速把手作用于摩擦离

3、合器轴上；安全带系于外壳上，外壳通过螺栓与增速器相连；绕线把手可拆装。该装置具有以下创新点及优势：1 、同时具有自动限速和手动限速的功能。2 、摩擦离合器的弹簧可以调节，可以获得不同的临界速度和平衡速度。3 、增速器使摩擦离合器轴转速很高，扭矩较小，很小的力即可起到制动作用，也可完全制动。4 、整机采用纯机械结构控制，在高温等恶劣环境下都能正常工作，成本低，工作可靠。目录3445661628384959611712812131414高楼应急逃生缓降装置的设计与试验一：研究背景随着城市化进程的加快，高层建筑迅速增多，然而，当发生火灾、地震、恐怖袭击、煤气泄漏等突发事件时， 正常的疏散通道不能使用

4、， 导致人员不能及时逃离高层建筑， 易出现群死群伤的重大事故， 因此我们必须设计一种用于高楼应急逃生的装置。市场上已经存在多种用于高楼逃生的缓降装置，其主要原理包括以下几种：空降器：主要应用能量守恒及空气动力学原理， 将救生者的下落时减小的势能转化为空降器旋转的动能， 进而带动旋翼旋转，旋转的旋翼将提供一定的升力，以此来减缓救生者下降速率。该缓降器的主要优点是能够大批量运载遇险人员，但成本较高，不利于推广。 （图 1）图 1 空降器图 2 索降救生器夹式高楼逃生装置： 该装置主要通过杠杆、 连杆双增力机构耒产生制控力来控制匚形槽中的动、 定摩擦块夹住绳索并让其匀速下滑。 其主要优点是能够自动控

5、制下降速度， 但使用者不能自行控制速度大小， 容易引起恐慌， 且着地时速度不能及时减为零。（图 3）索降救生器：其原理为绳索纵穿一种缓速下降装置 ,并用护壳加以固定 ,利用摩擦原理起到落体减速作用。 该装置的最大优点是能够上下往返重复使用， 但没有足够的安全保障措施，安全系数不高。 （图 2）图 3 夹式高楼逃生装置图 4 斜绳滑降装置斜绳滑降 ：用长绳子一头拴在有险情的楼上，绳子的另一头拴在下方一个受力点上或用汽车拉着形成一个斜坡度逃生 ; 气垫包垫地逃生：用气垫包垫地，遇险人员跳楼逃生。它们的主要优点是下降速度快，可多人利用，但危险性大，且不适合老人、儿童等弱势群体。 （图 4）以上装置均

6、未得到普及， 究其原因， 主要存在以下几方面的问题： 安全性问题：大多数装置没有保护装置，尤其是在接近地面时，没有缓冲装置，且可靠度不足，如斜绳滑降；实用性问题：大多数装置存在速度不易控制的问题，需要遇险人员完全手动控制，且需要他人辅助，如索降救生器。如果逃生者未使用过，又从高处下降，不易把握下降的速度；适用性问题：像气垫包垫地这类装置，并未考虑其在弱势群体中的使用，如小孩、老人、残疾人或病人等。二：设计目的为了克服现有装置的不足， 我们设计一种高楼应急逃生缓降器。该装置重量轻，结构简单，使用方便，无需动力机构和他人协助，且成本低，以利于推广；分为自动限速和手动限速两部分，兼具自动控制和手动控

7、制双重功效，能够确保遇险人员降落时的平稳性和落地时的安全性，同时能起到应急作用；适用面广，考虑其在弱势群体中的应用，且救生效率高。三：工作原理从设计目的出发，我们设计的高楼应急逃生器主要由自动限速和手动限速两部分组成。其工作原理示意图如下：挂钩增速器联轴器离合器绕绳把手手动限速把手绕线轴摩擦离合器轴增速器轴图 5 工作原理示意图该装置包括挂钩、绳索、外壳、绕线把手，绕线轴、联轴器、增速器轴、增速器、摩擦离合器轴、摩擦离合器、手动限速把手、安全带，其特征在于，有一个由增速器和摩擦离合器组成的自动限速器， 通过增速器轴、 联轴器将增速器和绕线轴连接起来，吊绳绕在绕线轴上，置于外壳，挂钩与绳相连；手

8、动限速把手作用于摩擦离合器轴上； 安全带系于外壳上， 外壳通过螺栓与增速器相连； 绕线把手可拆装，在绳子被拉出后，通过绕线轴可以将绳子重新绕上。其自动限速工作原理为： 遇险人员在下降过程中， 拉动绕线轴旋转， 通过联轴器将转速传递到增速器轴上， 在增速器的增速作用下， 摩擦离合器轴的转速成比例增大。当遇险人员的下降速度达到某一临界值时， 摩擦离合器的摩擦片在离心力的作用下压迫外圈， 与外圈摩擦， 起到自动减速作用； 当遇险人员的下降速度达到某一平衡值时， 重力与摩擦力相平衡， 人的下降速度不再继续增大。 摩擦离合器弹簧的软硬可以自行调节，因此可以获得不同的临界速度和平衡速度。其手动限速工作原理

9、为： 由于增速器的增速作用， 摩擦离合器轴的转速很高，因此扭矩较小， 较小的力就可起到制动作用。 手动限速把手直接作用在摩擦离合器轴上，当接近地面或遇到突发事件时， 按下手动限速把手， 把手端部的表面与摩擦离合器轴的端部的外表面相摩擦， 起到减速效果， 也可完全制动， 缓慢拉开时，人员缓慢下降；同时该装置能起到应急作用，在紧急情况下，可完全制动，使人悬空。图 6 高楼应急逃生缓降器四：机构设计该高楼应急逃生缓降器总体上可以分为三个模块： 自动限速模块、 手动限速模块和绕绳模块。自动限速模块主要由增速器和摩擦离合器构成。 其中增速器是根据摆线针轮减速器的原理逆向设计的，分为三个部分：输入部分、增

10、速部分、输出部分。当绕线轴转过一周时，增速器轴同样转过一周，该转速借助销轴传递给摆线轮，摆线轮转过一个齿增而得到增速， 偏心套在摆线轮的作用下， 以同样的转速逆向旋转，进而带动摩擦离合器轴高速旋转（见附图 8）。摩擦离合器采用圆周式设计，摩擦片与骨架采用销式连接，外用弹簧固定，且可以调节弹簧的软硬，骨架孔为锥形（见附图 6) 。增速器的输出轴为摩擦离合器轴，与摩擦离合器相固定。图 7 自动限速模块各组成部分三维图手动限速模块主要为限速把手。限速把手与高速轴的端面均为锥形，表面布置摩擦花纹，把手与端盖之间用压簧和螺栓连接（见附图6 ）。绕绳模块主要为绕绳把手， 其样式类似拖拉机摇把， 端部开方孔

11、， 与绕绳轴的端部相配合，当绳子被拉出后，可以将绳子重新缠绕在轴上。五：基本参数的确定通过查找资料，我们把缓降器平稳时的下降速度v平 定为 0.5 m s 。最大承重为 m 150kg ，可供 10 层高楼使用，即钢丝绳长度L 取为 40m 。另外，我们把摩擦块刚好与外壳接触时的临界转速定为n0 1000 rmin ，预计最后成品总重 m' 为10 kg 15kg 。 其列表如下：表 1基本参数表参数平稳时的下临界转速钢丝绳长度最大承重成品总重降速度符号v平n0Lmm'数值0.5 m s1000 r min40m150kg5 10kg六：设计计算1. 离合器弹簧的设计与增速器传

12、动比的确定设离合器的临界转速 n01000 r min ，已知每个摩擦块的质量 m 0.018kg ，临界时摩擦块的质心半径 r28.83mm，弹簧预紧时的直径 d058.4mm ，那么弹簧预紧时的初始长度为Cd0 58.4183.5mm我们取弹簧原长x0170mm 。那么可得如下等式：23m(2 r n0 ) 2mr22F弹3mv060n0rr300代入以上数据得： F弹0.0180.028832 1000230017N 。由胡克定理得F弹k x其中， x( d0d )170(58.43.66) 17024.97 mm ，则F弹170.681 N mmkx24.97d0.9mm，中径 D3.

13、5mm，为达到预期效果，我们在这选取弹簧丝直径弹性系数 k0.681 N mm 的弹簧。当系统达到平衡时，有F弹N3mv平2r又已知 v平2 rn 平 ，代入上式可得：mr2 n平2N300F弹从绕线部分到摩擦离合器的总效率为2123式中， 1 、 2 、 3 轴承、 联轴器、增速器的传动效率。 取 1 =0.98， 2 =0.99，3 =0.9，则0.9820.990.90.856 。可由功率传递得出：GvNfv1式中， v 为达到平稳时钢丝绳下降速度，取为d1 n平， d1 为摩擦离0.5 m s ， v160合器外壳的径，为 77.66mm ，摩擦块与外壳的摩擦系数f =0.22。代入数

14、据，联立上式化简得：1.5 10 8 n平30.0152n平629.160解得： n平3572 r min此时绕线部分的转速围： n(0.5 60 , 0.560)(134,682) r min 。0.0710.014那么，传动比的围： i(3572,3572)(5,27 ) ，在这里我们取传动比为23 的增速682134器。2、钢丝绳的设计与校核选材：优 质碳 素结构钢60Mn ，其 抗拉 强度b695MPa ，屈服 强度s410MPa 。由公式F,其中S1d 2 ，可得设计公式 d2F。考虑到钢丝绳受S4轻微冲击，取安全系数 k1.2 ，那么 F kG1.2 1509.81764N , 取

15、为屈服强度 410MPa ，则：d17642.34mm2410为了保证安全，我们取钢丝绳直径d3mm 。3、绕线轴的设计与校核轴的结构设计如图所示：图 8 绕线轴的示意图轴 的 绕 线 部 分 长 度 l100mm ， 直 径 d014 mm 钢 丝 绳 的 总 长 度L 40000mm，建立数学模型如下：设第一层的直径为 d1 ，第 n 层的直径为 dn ，那么l(d1d2d n )ln(d1 dn )ln d1d1 6(n 1)Ld2d2d其中 d1 d03 17mm 。代入数据化简得：(3 214n)1200，解得： n10 (n取为整数 ) 。n那么，最大半径 r1 (1769)35.

16、5mm ，考虑到绳不可能均匀排满整个绕线2部分，取 rmax40mm 。从而，我们可以得出轴承受的最大扭矩：TFrmax176440 70560N mm轴上承受的最大弯矩：M1l )11764(1008)47628N mmF (l44根据轴的弯扭合成强度条件计算：M 2(T ) 21,取0.3caW3其中， Wd0269.255mm3 .32193.57MPa ，查设计手册，选用45 号钢，其弯曲疲劳极限代入数据，得ca1 255MPa ，符合强度要求。4、摩擦离合器轴的设计与校核轴的结构设计如图所示：图 9 摩擦离合器轴的示意图该轴也为传动轴，按照扭转强度条件计算：从绕线部分到增速器的总效率

17、为312式中， 1 、 2 轴承、联轴器的传动效率。取10.98 ， 20.99 ，则0.9830.990.93 。从而，功率 PGv150 9.80.5 0.93684W0.684kW 。从传动比的确定中，我们得知第三根轴平稳时的转速为3572 r min 。该轴的抗扭截面系数WT =d3bt d t 2=497.4mm 3162d从而，该轴承受的扭转切应力T9550000Pn =3.89MPaT =WT=WT查得 45 号钢的许用扭转切应力 T 25 45MPa ，可知，该轴符合要求。5、增速器的设计与校核摆线针轮具有外廓尺寸小、 传动比大、 结构紧凑、传动平稳等优点在各个领域得到广泛应用

18、。我们巧妙地把摆线针轮减速器反过来用作增速器，传动比为23，其结构参数表如下：表 2摆线针轮结构参数针齿柱销柱销摆线摆线参中心针齿半中心柱销孔半偏心针轮套半轮宽轮齿数圆半径圆半半径径距齿数径度数径径符r prrpRwrrwr swbrnazgzp号数3532442.585.51.25910值摆线针轮部平面结构示意图如下：图 10 部平面结构示意图从绕线部分到增速器的总效率为312式中， 1 、 2 轴承、联轴器的传动效率。取1 0.98， 20.99 ，则0.9830.990.93 。从而，功率 PGv150 9.8 0.5 0.93 684W0.684kW 。达到平稳时的增速前的转速3572

19、155 rmin ，那么柱销传递的扭矩为n23103 P0.684Tg 9550955010342143 N mmn155柱销套与柱销孔之间的作用力FTg42143292.66NRw z246当量弹性模量Ed2E1 E2E1E2因摆线轮与柱销套为轴承钢GCr15 ，故 EdE1E22.06 105 MPa 。柱销套与柱销孔的接触点的当量半径d( rrwa)rrw(41.25) 416.8mma1.25那么，注销套与柱销孔的接触强度FEd0.418292.662.06105H0.418816.8279.96 MPabd柱销销轴的弯曲强度计算wkw FLBP 332dsw式中， F 为每个柱销承受

20、的力292.66N , L 为悬臂梁长度8mm , d sw 为柱销的直径5 mm ， kw 为制造及安装误差对柱销载荷影响系数，取1.35。代入以上数据得：1.35292.668257.56MPaw5332为防止点蚀和产生胶合的可能性，应进行摆线轮与针齿间的接触强度计算，齿面接触应力按下式计算：EcFmax HPH0.418be式中， Fmax 针齿与摆线轮在某一位置啮合中的最大作用力；b 轮齿宽度；Ec 当量弹性模量 , Ec2E1E2 , Ec E1 E2 2.06 105 MPaE1E2e 当量曲率半径。现在计算各参数：Fmax4Tg40.942143k1 zg r p0.75642N

21、 ,( k1 为短幅系数 )9 35r p 1k12rrp351 0.7523 20mmrrp203e | | 3.5mmrrp203代入以上数据，得：2.06105642H 0.4183.5908MPa86、轴承的设计与校核根据轴颈的直径 12mm ，选择应用较广的深沟球轴承，轴承代号6001。为安全起见，现验算其工作寿命，预期工作时间L' h 1000h 。轴承所受径向力： Fr1 G1 150 9.8735N 。2 2轴承所受轴向力： Fa 0 。因轴承运转时有轻微冲击载荷，f p 取为 1.2，则当量动载荷： P1.2Fr882N 。求最大转速 n ，考虑极限情况： v0.5m

22、 s ， rmin 710 3 m ，此时n60v600.5682 rmin2 rmin2710 3那么轴承应有的基本额定动载荷值C60nL' h160682100013039 NP(6)882 (106) 310可知， 6001 轴承的基本额定动载荷Cr5100N验算如下：,Lh10 6(C )106( 5100 )34724.64h1000h60 nP60682882经验算，所选轴承符合工作要求。由于另一轴上轴承所受力很小，符合工作要求，在此不作验算。7、螺栓的设计与校核6 mm 的六角头螺栓（全螺纹）选择公称直径为设预紧力为 F0 ，摩擦系数为 f ，安全系数 k ，螺栓个数为

23、z ，承受载荷为 F 。由 F0 f zkF 得：F0kFfz其中， F1 G1150 9.8735N , k 1.2 ， f0.15 ， z4 ，则221.2735F01470 N0. 15 4根据仅承受预紧力的紧螺栓连接强度计算公式ca1.3F0 2d14查得公称直径为6 mm 的六角头螺栓的小径 d14.917mm ， F0 取为 1470 N ,则1.31470ca100.64MPa 4.91724强度校核，可以达到要求。8、联轴器处花键的强度校核根据花键连接强度条件计算：P2Tzhld mP 式中 ： T 传递的扭矩，N mm；载荷分配不均系数，取为0.8；z 花键的齿数，z6；l

24、齿的工作长度，l10mm ；h 花键齿侧面的工作高度， hDd12 62C2 0.5 2mm；22dm 花键的平均直径， dmDd12 629mm。2在第一根轴的设计与校核中，我们已经求出T70560Nmm ，代入以上数据得：P270560163MPa62100.89查得，花键连接的许用挤压应力为 120 200MPa （齿面经热处理），可知，花键进行适当处理后，可以达到强度要求。七：创新点及优势该高楼应急逃生缓降装置具有以下创新点及优势：1、同时具有自动限速和手动限速的功能，安全系数高。2、摩擦离合器的弹簧可以调节， 从而可以获得不同的临界速度和平衡速度，适应面广。3、增速器使摩擦离合器轴转速很高，扭矩较小，很小的力即可起到制动作用，也可完全制动。4、整机采用纯机械结构控制，在高温等恶劣环境下都能正常工作，成本低， 工作可靠。注：申请发明专利，专利号：参考文献1 濮良贵，纪名刚 . 机械设计 . 8 版 . M ，：高等教育， 2006.2