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重慶理工大學畢業(yè)論文 PSH4D型立體停車庫橫移傳動機構(gòu)設計
編號
畢業(yè)設計（論文）
題目PSH4D型立體停車庫橫移傳動機構(gòu)設計
二級學院 機械工程學院
專 業(yè) 機械設計制造及其自動化
班 級 109040202
學生姓名 施長明 學號10904020223
指導教師 職稱
時 間
目 錄
摘 要 …………………………………………………………………………………Ⅰ
Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ
1 緒論………………………………………………………………………………………1
1.1 立體停車庫的設計背景和意義……………………………………………………1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀……………………………………………………………………1
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀 …………………………………………………………………1
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 …………………………………………………………………2
1.3 立體停車庫的類型…………………………………………………………………2
1.3.1 升降橫移式 ……………………………………………………………………3
1.3.2 巷道堆垛式 ……………………………………………………………………3
1.3.3 垂直提升式 ……………………………………………………………………4
1.3.4 水平或垂直循環(huán)式 ……………………………………………………………5
2 橫移傳動機構(gòu)的設計 …………………………………………………………………7
2.1 第一層橫移傳動機構(gòu)設計…………………………………………………………7
2.1.1 第一層基本參數(shù)確定 …………………………………………………………7
2.1.2 第一層橫移電機選擇 …………………………………………………………8
2.1.3 第一層傳動系統(tǒng)設計 …………………………………………………………9
2.2 第二層橫移傳動機構(gòu)設計 ………………………………………………………19
2.2.1 第二層基本參數(shù)確定…………………………………………………………19
2.2.2 第二層橫移電機選擇…………………………………………………………20
2.2.3 第二層傳動系統(tǒng)設計…………………………………………………………21
3 總結(jié) ……………………………………………………………………………………32
致謝 ………………………………………………………………………………………33
參考文獻 …………………………………………………………………………………34
重慶理工大學畢業(yè)論文 PSH4D型立體停車庫橫移傳動機構(gòu)設計
摘 要
本文主要是對PSH4D型立體停車庫的橫移傳動機構(gòu)進行設計。PSH4D型立體停車庫一共有三層，每個停車位都有一個載車板，而第一層和第二層各有一個空位。上層的載車板如果要移動到下層，就需要將下層的載車板橫向移開，為上層的載車板提供空間進行升降。因此，第一層和第二層的每個停車位都有一個橫移傳動機構(gòu)對載車板進行橫向移動。由于第三層停車位上的載車板只需要進行升降移動，不需要進行橫向移動，所以第三層沒有橫移傳動機構(gòu)。橫移傳動機構(gòu)主要靠電機帶動鏈輪使?jié)L輪在軌道上滾動，從而讓載車板進行橫向移動。
第一層的橫移傳動機構(gòu)與載車板直接連成一體，第二層的橫移傳動機構(gòu)則置于車位架上。橫移傳動機構(gòu)主要由電動機、傳動軸、滾輪、鏈輪和支承座等幾部分組成，對橫移傳動機構(gòu)的設計也就主要是對這幾部分的選擇和設計。
關(guān)鍵詞：立體停車庫 橫移傳動機構(gòu) 載車板
Abstract
This paper is mainly designed traversing transmission mechanism of PSH4D type stereo garage. PSH4D type stereo garage a total of three layers, each parking space has a car, and the first and second layers each have a vacancy. The car carrying board to move to a lower level, you need to lower the car sideways, to provide space for the car carrying board for lifting. Therefore, each parking spaces in the first layer and the second layer has a transverse transmission mechanism for horizontal movement of the vehicle loading plate. Because of the third layers of parking spaces on the board only needs to carry on the lifting movement, without the need for lateral movement, so the third layer without traversing transmission mechanism. Transverse transmission mechanism is mainly driven by the motor wheel to wheel rolling on the track, so that the car carrying board to move horizontally.
Traversing transmission mechanism of the first layer and the board is directly connected, traversing drive mechanism of the second layer are arranged in the parking rack. Traversing transmission mechanism is mainly composed of a motor, transmission shaft, roller, sprocket and the supporting seat is composed of several parts, design of the transverse transmission mechanism is mainly on the selection and design of these parts.
Key words: stereo garage , traversing transmission mechanism , car-carrying board
II
重慶理工大學畢業(yè)論文 PSH4D型立體停車庫橫移傳動機構(gòu)設計
1 緒論
1.1 立體停車庫的設計背景和意義
隨著我國城市建設的快速發(fā)展，城市中可利用的空地越來越少。同時，隨著居民生活水平的日漸提高，城市私家車的擁有量也越來越多，隨之而來的便是“停車難”的問題。在城市的車輛密集區(qū)，由于受到原有占地面積的限制，汽車停泊困難，交通阻塞。另外，城市交通建設由于只重視修建公路，從而忽略了停車場的建設，因此造成了現(xiàn)有的停車位遠遠不能滿足停車需求的嚴重局面。由于停車位的嚴重不足，迫使大量汽車占道停放，這大大的影響了城市交通和市容環(huán)境。因此，我們必須重視城市的“停車難”問題，并積極探求解決的措施。
作為現(xiàn)代大都市的標志，立體建筑和立體交通都有了顯著發(fā)展，發(fā)展立體停車庫已經(jīng)成為被“停車難”問題困擾多時的人們所達成的共識。目前我國的停車產(chǎn)業(yè)屬于起步階段，市場前景廣闊。立體車庫既可以大面積使用，也可以見縫插針設置，還能與地面停車場、地下車庫和停車樓組合實施，是解決城市“停車難”最有效的手段，也是停車產(chǎn)業(yè)發(fā)展的必由之路。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀[1]
1.2.1 國外研究現(xiàn)狀
日本在上個世紀五十年代中期就對立體停車庫問題進行研究，并在1960年建成了一個有四個車位的兩段式立體停車庫，通過引進西歐的先進技術(shù)，僅東京市就在六十年代末建成了各種大小形式不同的立體停車庫一共40個，到了1971年，日本開始發(fā)展裝配自行式立體停車庫。根據(jù)日本建設廳的調(diào)查和統(tǒng)計，在日本從事立體停車庫的設備開發(fā)、制造的公司就有200多家，而日本目前已經(jīng)投入使用的立體停車位超過了300萬個，其中數(shù)量最多的是升降橫移式立體停車庫。韓國的立體停車設備技術(shù)主要是由日本派生出來的。韓國從上世紀七十年代中期開始研究立體停車庫，在八十年代開始引進日本的技術(shù)，并通過消化生產(chǎn)和本土化改進，在九十年代開始推廣和使用立體停車庫。由于韓國政府對立體停車庫的高度重視，各種立體停車設備在韓國得到普遍的開發(fā)和利用。近幾年，韓國的立體停車設備的增長速度都在30%左右。西歐許多國家對立體停車設備的開發(fā)和利用比較早，由于歐洲國家的人口少，土地資源也比較富余，停車問題表現(xiàn)得并不突出，停車設備的應用量也不是很大，立體停車設備多以巷道堆垛式為主。
伴隨著電力電子技術(shù)和計算機技術(shù)的飛速發(fā)展，由全電腦自動控制的，并且采用變頻調(diào)速技術(shù)的新一代立體停車設備首先在美國、德國和日本出現(xiàn)，隨后，英國、法國、瑞士和韓國等國家也緊跟著開始仿效。現(xiàn)在，日本在立體停車設備的技術(shù)研究和開發(fā)、制造、管理等方面的水平都處于國際領先地位，其所修建成的立體停車庫的數(shù)量和停車輛同樣也位居世界前列。
1.2.2 國內(nèi)研究現(xiàn)狀
我國在二十世紀八十年代初期開始研制和使用立體停車庫。進入九十年代，隨著我國汽車工業(yè)和建筑業(yè)的發(fā)展，特別是汽車進入普通大眾家庭以后，立體停車庫的應用也隨之逐步推廣開來。目前，我國已經(jīng)形成了新興的立體停車行業(yè)，進入了引進、開發(fā)、制造、使用相結(jié)合的初步發(fā)展階段。我國現(xiàn)在從事立體停車設備的制造企業(yè)已有30多家。產(chǎn)品通過技術(shù)引進和自我研制開發(fā)，生產(chǎn)技術(shù)水平已經(jīng)有了很大的提高。如今，我國立體停車設備的國產(chǎn)化率已達到50%以上，而且一些科研機構(gòu)和大學高校也開始研究和開發(fā)符合我國國情的立體停車設備。
當今我國的停車場需求量正在不斷增大，盡管我國立體停車設備工業(yè)的起步較晚，但是人們已經(jīng)充分認識到立體停車庫修建的必要性和緊迫性，并且我國也開始了立體停車庫的研究和開發(fā)，另外我國在控制、機械、電子等方面都具備一定的基礎，相信我國的立體停車設備技術(shù)會得到快速的發(fā)展。
1.3 立體停車庫的類型[2]
城市停車場可分為自行式停車場和機械式停車場兩大類，與傳統(tǒng)的自行式停車場相比，機械式停車場主要有一下幾點優(yōu)勢：
（1）節(jié)省占地面積，空間利用率高；
（2）使用方便，操作簡單；
（3）便于安全管理；
（4）節(jié)能、環(huán)保，能改善市容。
機械式立體停車庫又分為全自動和半自動兩種類型。根據(jù)機械式立體停車設備的構(gòu)造及其工作原理，機械式立體停車庫的型式主要有升降橫移式、垂直升降式、巷道堆垛式、垂直循環(huán)式、水平循環(huán)式、多層循環(huán)式、平面移動式、簡易升降式、汽車升降機等九種。目前我國主要有升降橫移式、垂直升降式、巷道堆垛式等三大類型最常使用。
1.3.1 升降橫移式
升降橫移式立體車庫采用模塊化設計，每單元可設計成兩層、三層、四層、五層、多層半地下等多種形式，車位數(shù)從幾個到上百個。此類立體車庫適用于地面及地下停車場，配置靈活，造價較低。
工作原理：設備為多層多列布置，每個停車位設置一個載車板；除頂層外每層設一空位，作為交換車位；除底層以外的所有車位均能自行升降，除頂層以外的所有車位均能自行橫移。當某一車位需存（?。┸囕v時，該車位下方到空位之間的所有車位向空位方向橫移一個車位的距離，該車位下方形成一個升降通道，此時該車位便可自由升降。當車位降至地面后，車輛便可開進或開出，見圖1.1。
圖1.1 升降橫移式立體車庫示意圖
適用范圍：住宅小區(qū)、賓館、酒店、單位自用。
主要特點：占地面積少，空間利用率高，可根據(jù)用戶要求增加層數(shù)和列數(shù)，提高車位數(shù)量?？稍O計為全封閉式，以協(xié)調(diào)周邊環(huán)境。運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，無噪音，運行速度快，存取時間短。設有防墜落，防碰撞，防過載等一系列安全保護裝置。
1.3.2 巷道堆垛式
巷道堆垛式立體車庫采用堆垛機作為存取車輛的工具，所有車輛均由堆垛機進行存（?。Ｒ虼藢Χ讯鈾C的技術(shù)要求較高，單臺堆垛機成本較高，所以巷道堆垛式立體車庫適用于車位數(shù)需要較多的客戶使用。
工作原理：在兩側(cè)泊位的中央設有巷道堆垛機．整個車庫的運行均由堆垛機來完成。汽車入庫時，停在出（入）庫臺上，堆垛機從出（入）庫臺上取走汽車后，在巷道內(nèi)行走并根據(jù)存車的位置進行升降，將汽車運送到指定層的泊位旁，堆垛上的存取機構(gòu)將汽車從堆垛機送入泊位；取車過程與進車過程相反。巷道堆垛式立體車庫是一種集機、光、電、自動控制為一體的全自動化立體停車產(chǎn)品，見圖1.2。
圖1.2 巷道堆垛式立體車庫示意圖
適用范圍：主要用于大型密集式存車場所，如劇院、運動場館、大型商場、車站、機場等。
主要特點：可設置于地上、地下或半地下，充分利用有效空間。載車板的升降和行走同時運行，整個過程全自動完成，存取車方便快捷。具有停車數(shù)量多、容積率高、全封閉式管理、集中監(jiān)控、運行可靠、效率高等優(yōu)點。
1.3.3 垂直提升式
垂直提升式立體車庫類似于電梯的工作原理．在提升機的兩側(cè)布置停車泊位。一般地面需一個汽車旋轉(zhuǎn)臺，可省去司機調(diào)頭。垂直提升式立體車庫一般高度較高(幾十米)，但地面投影面積較小。對設備的安全性，加工安裝精度等要求都很高，因此造價較高，但占地面積是所有立體車庫類型中最小的。車庫可單獨設置，也可設在建筑物內(nèi)部，可數(shù)套并排建設。
工作原理：設備中間為升降通道，兩側(cè)為停車位。通道內(nèi)設一升降轎廂。每個停車位有一載車盤，載車盤可橫向移動。在升降電機的牽引下，轎廂可升降至任一層車位，并通過機械手將載車盤從兩側(cè)車位中取出或送入兩側(cè)車位。轎廂升降到與地面持平時，車輛可開進或開出，見圖1.3。
圖1.3 垂直升降式立體車庫示意圖
適用范圍：寫字樓、醫(yī)院、商業(yè)區(qū)、賓館等。
主要特點：充分利用有限空間，為客戶帶來最大的利益，以狹小的空間，爭取最多的停車空間，也可將1—3層設在地下，與地下停車場聯(lián)通，有效利用地下空間。運轉(zhuǎn)存取時間短，車輛停放平穩(wěn)、無噪音，運行速度快，符合城市環(huán)保要求。
1.3.4 水平或垂直循環(huán)式
循環(huán)類機械式停車設備是采用水平或垂直旋轉(zhuǎn)機構(gòu)，使車庫內(nèi)所有車輛做與地面平行或垂直方向的循環(huán)運動，從而達到存取車輛的停車設備。
工作原理：水平循環(huán)式車庫一般設在地下，可以二層或多層，存車時由升降機做升降和水平旋轉(zhuǎn)運動，將車輛送入指定位置的載車板上；取車時車庫的升降機到達被取車輛的層數(shù)，然后做旋轉(zhuǎn)運動對準相應的車輛載車板，將車自動橫移到升降升降機上，然后降到地面水平位置上，便可開出車輛，見圖1.4。
圖1.4 水平循環(huán)式立體車庫示意圖
垂直循環(huán)則通過減速電機帶動傳動機構(gòu)．在牽引機構(gòu)鏈條上，每隔一定距離安裝一個存車托架，當電機啟動時，存車托架隨鏈條一起作循環(huán)運動，從而達到存取車輛的目的，見圖1.5。
圖1.5 垂直循環(huán)式立體車庫示意圖
應用范圍：小區(qū)、企事業(yè)單位、小型超市、公寓等。
主要特點：占地面積小，不需進出車道，場地利用率高。水平循環(huán)式可利用建筑物的地下層。垂直循環(huán)式可有效利用零散地塊，提高停車場的存車能力，結(jié)構(gòu)簡單、操作方便、維護保養(yǎng)費用低，采用多種保護措施，安全保障好。但由于是整體循速度較慢，不適合于大規(guī)模停車。
2 橫移傳動機構(gòu)的設計
2.1 第一層橫移傳動機構(gòu)設計
第一層的橫移傳動機構(gòu)與載車板直接連成一體，橫移導軌也直接鋪設在地面上，滾輪在導軌上滾動從而帶動載車板一起運動，見圖2.1。
圖2.1 第一層橫移傳動系統(tǒng)
2.1.1 第一層基本參數(shù)確定
第一層基本參數(shù)的確定主要涉及第一層車位長、寬、高的尺寸確定和第一層載車板長和寬的尺寸確定以及重量的確定。首先在網(wǎng)上查得我們?nèi)粘Ｉ钪谐Ｒ姷膸卓钇嚨某叽绾椭亓孔鳛閰⒖?，見?.1。
表2.1 生活中常見幾款汽車尺寸和重量
生產(chǎn)廠商
車型
尺寸（長×寬×高）/mm
質(zhì)量/Kg
長安福特
?？怂?
4534×1823×1483
1338
上海大眾
朗逸
4605×1765×1460
1325
上海大眾
帕薩特
4870×1834×1472
1550
通過表2.1的數(shù)據(jù)，第一層基本參數(shù)設計為
第一層車位長L=6.2m，寬W=2.6m，高H=2.4m
第一層載車板長A=4.7m，寬B=2.22m，重量M載車板=300Kg
2.1.2 第一層橫移電機選擇
橫移傳動機構(gòu)由電機通過鏈輪把力傳給傳動軸，傳動軸上的滾輪再帶動載車板一起運動。
電機輸出的牽引力為F。
要使?jié)L輪不打滑，電機輸出的牽引力F應該大于滾輪所受到導軌對其的摩擦力Ff, 即F>Ff。
查《機械設計課程設計手冊》表1-10，鋼-鋼滾動摩擦系數(shù)μ=0.15
由表2.1取汽車的重量為M汽車=1600Kg
載車板、汽車和其他一些機構(gòu)的總重量M=M載車板+M汽車+M其他=2000Kg
Ff=μMg=0.15×2000×9.8=2940N
載車板從一個車位移動到相鄰車位所需時間為t，載車板的橫移速度為v
取t=26s
則v===0.1m/s
電機所需的輸出功率為P
P=Ff×v=2940×0.1=294W
考慮安全問題，取安全系數(shù)S=1.2
P0=P×S=294×1.2=352.8W
選用GH型臥式三相齒輪減速電機，型號為GH22-200-60S
圖2.2 GH型臥式三相齒輪減速電機
額定功率P額=0.4KW
滿載轉(zhuǎn)速n電機=30r/min
額定轉(zhuǎn)矩T額=11.6Kg·m
減速比i電機=1:50
電機質(zhì)量m電機=14Kg
2.1.3 第一層傳動系統(tǒng)設計
第一層橫移傳動系統(tǒng)主要由傳動軸、鏈輪、軸承座、滾動軸承和端蓋等組成，下面將對滾子鏈、滾子鏈鏈輪、傳動軸和滾動軸承進行設計和計算。
圖2.3 第一層橫移傳動系統(tǒng)
（1）滾子鏈的設計
標準滾子鏈由于其應用最廣泛，生產(chǎn)量大，從低速到較高速，從輕載到重載都適用，并且配上各種附件也可以用于輸送[4]，因此在鏈傳動中我們選用標準滾子鏈，見圖2.4。
圖2.4 滾子鏈
滾輪直徑為D，取D=70mm
滾輪轉(zhuǎn)速n滾輪===27.3r/min
傳動比i===1.1
小鏈輪齒數(shù)為Z1，大鏈輪齒數(shù)為Z2
根據(jù)《機械設計實用手冊》表8-2-5，取小鏈輪齒數(shù)Z1=17
則大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=1.1×17=18.7
由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，為使鏈條和鏈輪磨損均勻，常取鏈輪齒數(shù)為奇數(shù)，并盡可能與鏈節(jié)數(shù)互質(zhì)[5]。
取Z2=19
設計功率為Pd
Pd=
P——傳遞功率，KW
KA——工作情況參數(shù)
KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
Km——復排鏈排數(shù)系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表8-2-6,KA=1.0
查《機械設計實用手冊》表8-2-7,KZ=0.887
查《機械設計實用手冊》表8-2-8,Km=1
Pd==KW=0.45 KW
根據(jù)設計功率Pd和小鏈輪轉(zhuǎn)速n小確定鏈條節(jié)距p
小鏈輪轉(zhuǎn)速n小=n電機
查《機械設計實用手冊》圖8-2-2，選08A型滾子鏈
節(jié)距p=12.7mm
排距pt=14.38mm
滾子直徑d1=7.92mm
內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm
內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
根據(jù)《機械設計實用手冊》表8-2-5，初定中心距a0
a0=30p=30×12.7=381mm
鏈節(jié)數(shù)Lp0==78
為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0圓整為偶數(shù)Lp
則Lp=78
鏈條長度L===0.99m
理論中心距a=p(2Lp-Z1-Z2)Ka
Ka——中心距計算系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表8-2-9,Ka=0.25
a=p(2Lp-Z1-Z2)Ka=12.7×(2×78-17-19)×0.25=381mm
實際中心距a’=a-△a
△a=0.002 a0=0.002×381=0.762mm
a’=a-△a=381-0.762=380.238mm
平均鏈速為v鏈
v鏈=== 0.11m/s
有效圓周力為Ft
Ft===3636N
作用在軸上的力為FQ
對于水平傳動FQ=1.15KAFt=1.15×1.0×3636=4180N
根據(jù)節(jié)距p與鏈速v鏈，查《機械設計實用手冊》圖8-2-4，選擇第I種潤滑方式
(2)滾子鏈鏈輪的設計
圖2.5 滾子鏈鏈輪
圖2.6 滾子鏈鏈輪軸向齒廓
1)小鏈輪的設計
已知：小鏈輪齒數(shù)Z1=17，配用鏈條的節(jié)距p=12.7mm，排距pt=14.38mm，滾子外徑d1=7.92mm，內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm，內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
分度圓直徑d===69.12mm
齒頂圓直徑da
damax=d+1.25p-d1=69.12+1.25×12.7-7.92=77.075mm
damin===72.705mm
damin≤da≤damax
da值取整數(shù)[5]
取da=74mm
齒根圓直徑df=d-d1=69.12-7.92=61.2mm
分度圓弦齒高ha
hamax===4.575mm
hamin=0.5(p-d1)=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm
hamin≤ha≤hamax
取ha=4mm
最大齒根距離LX
奇數(shù)齒最大齒根距離LX===60.91mm
側(cè)齒凸緣直徑
dg===54.63mm
dg值取整數(shù)[5]
取dg=55mm
齒寬bfi=0.93b1=0.93×7.85=7.3mm
齒側(cè)倒角ba公稱=0.13p=0.13×12.7=1.651mm
齒側(cè)半徑rx公稱=p=12.7mm
齒全寬bfn
單排齒全寬bfn=bfi=7.3mm
2)大鏈輪的設計
已知：大鏈輪齒數(shù)Z2=19，配用鏈條的節(jié)距p=12.7mm，排距pt=14.38mm，滾子外徑d1=7.92mm，內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm，內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
分度圓直徑d===77.16mm
齒頂圓直徑da
damax=d+1.25p-d1=77.16+1.25×12.7-7.92=85.115mm
damin===80.871mm
damin≤da≤damax
da值取整數(shù)[5]
取da=82mm
齒根圓直徑df=d-d1=77.16-7.92=69.24 mm
分度圓弦齒高ha
hamax===4.512mm
hamin=0.5(p-d1)=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm
hamin≤ha≤hamax
取ha=4mm
最大齒根距離LX
奇數(shù)齒最大齒根距離LX===68.98mm
側(cè)齒凸緣直徑
dg===62.79mm
dg值取整數(shù)[5]
取dg=64mm
齒寬bfi=0.93b1=0.93×7.85=7.3mm
齒側(cè)倒角ba公稱=0.13p=0.13×12.7=1.651mm
齒側(cè)半徑rx公稱=p=12.7mm
齒全寬bfn
單排齒全寬bfn=bfi=7.3mm
(3)傳動軸的設計
傳動軸在工作的時候主要受到滾子鏈對它的壓力FQ，軸承座對它的壓力，軌道對它的支承反力F1和F2以及電機對它的轉(zhuǎn)矩。對軸進行受力分析，如圖2.7
圖2.7 軸受力圖
軸所受的扭矩T軸===135714.73N·mm
作用在軸上的力為FQ=4180N
==4900 N
計算支撐反力F1，F(xiàn)2
ΣF1=0：F2=4743.25N
ΣF2=0：F1=9236.75N
圖2.8 剪力圖
圖2.9 彎矩圖
圖2.10 轉(zhuǎn)矩圖
軸的直徑為d
d≥
根據(jù)《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理[δ+1]=215MPa
當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α=0.3[5]
d≥=34.37mm
初選軸的危險截面的直徑d=45mm
軸的校核
1)軸的彎扭合成條件
δca=≤[δ+1]
式中M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
α——折合系數(shù)
[δ+1]——靜應力時軸的許用彎曲應力，MPa
當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α=0.3[5]
軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)W===8946.18 mm3
δca===97.58 MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理[δ+1]=215 MPa
δca≤[δ+1]
故軸安全
2)疲勞強度安全系數(shù)校核
S=
式中δ-1——材料的彎曲疲勞極限，MPa
M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
WT——軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)，mm3
Kδ——彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)
Kτ——剪切疲勞極限的綜合影響系數(shù)
[S]——許用安全系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理δ-1=275 MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-12，Kδ=2.06，Kτ=1.64
查《機械設計實用手冊》表5-1-21， [S]=1.3
軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)W===8946.18 mm3
軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)WT===17892.35 mm3
S==1.36
S≥[S]
故軸危險截面疲勞強度校核通過
3)靜強度安全系數(shù)校核
SS=≥[SS]
式中δS——材料的屈服極限，MPa
M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
WT——軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)，mm3
Fa——作用在軸上的軸向載荷，N
[SS]——靜強度的許用安全系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理δS=355MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-22，鑄造軸[SS]=1.6
SS==3.61
SS≥[SS]
故軸危險截面的靜強度校核通過
(4)滾動軸承的設計
查《機械設計實用手冊》表6-1-2，根據(jù)各軸承特點選用深溝球軸承，其特點和應用是與尺寸相同其他類型軸承相比較，此類軸承摩擦損失最小，極限轉(zhuǎn)速高，工作中允許內(nèi)外圈軸線偏差量≤8′-16′，大量生產(chǎn)，價格最低[4]，見圖2.10。
圖2.11 深溝球軸承尺寸
根據(jù)傳動軸的尺寸查《機械設計實用手冊》表6-1-49，選擇代號為6008的深溝球軸承
外形尺寸：d=40mm，D=68 mm，B=15 mm，r=1 mm，d1≈48.8 mm，D1≈59.2 mm
安裝尺寸：damin=46 mm，DaMax=62 mm，raMax=1 mm
基本額定載荷：Cr=13.2KN，C0r=9.42 KN
滾動軸承基本額定壽命計算
Lh10=
式中Lh10——以小時數(shù)(h)表示的軸承的基本額定壽命
n軸承——軸承工作轉(zhuǎn)速，r/min
Cr——基本額定動載荷，N
Pr——當量動載荷，N
ε——指數(shù)
n軸承=n軸=27.3r/min
Cr=13200N
Pr===4900N
對于球軸承，ε=3[5]
Lh10===11934.92h
查《機械設計實用手冊》表6-1-17，間斷使用的機械Lh′=8000h
Lh10≥Lh′
故軸承額定壽命達到預期壽命
2.2 第二層橫移傳動機構(gòu)設計
第二層的橫移傳動機構(gòu)置于車位架上，橫移導軌安裝在主框架上，滾輪在導軌上滾動從而帶動車位架和載車板一起運動，見圖2.12。
圖2.12 第二層橫移傳動系統(tǒng)
2.2.1 第二層基本參數(shù)確定
第二層基本參數(shù)的確定主要涉及第二層車位長、寬、高的尺寸確定和第二層載車板長和寬的尺寸確定以及重量的確定。表2.1已在網(wǎng)上查得我們?nèi)粘Ｉ钪谐Ｒ姷膸卓钇嚨某叽绾椭亓俊?
通過表2.1的數(shù)據(jù)，第二層基本參數(shù)設計為
第二層車位長L=6.2m，寬W=2.6m，高H=1.8m
第二層載車板長A=5.4m，寬B=2.1m，重量M載車板=200Kg
第二層車位架重量M車位架=300Kg
2.1.2 第二層橫移電機選擇
橫移傳動機構(gòu)由電機通過鏈輪把力傳給傳動軸，傳動軸上的滾輪再帶動車位架和載車板一起運動。
電機輸出的牽引力為F。
要使?jié)L輪不打滑，電機輸出的牽引力F應該大于滾輪所受到導軌對其的摩擦力Ff, 即F>Ff。
查《機械設計課程設計手冊》表1-10，鋼-鋼滾動摩擦系數(shù)μ=0.15
由表2.1取汽車的重量為M汽車=1600Kg
載車板、汽車和其他一些機構(gòu)的總重量M=M車位架+M載車板+M汽車+M其他=2200Kg
Ff=μMg=0.15×2200×9.8=3234N
載車板從一個車位移動到相鄰車位所需時間為t，載車板的橫移速度為v
取t=26s
則v===0.1m/s
電機所需的輸出功率為P
P=Ff×v=3234×0.1=323.4W
考慮安全問題，取安全系數(shù)S=1.2
P0=P×S=323.4×1.2=388.08W
選用GH型臥式三相齒輪減速電機，型號為GH22-200-60S，見圖2.2。
額定功率P額=0.4KW
滿載轉(zhuǎn)速n電機=30r/min
額定轉(zhuǎn)矩T額=11.6Kg·m
減速比i電機=1:50
電機質(zhì)量m電機=14Kg
2.1.3 第二層傳動系統(tǒng)設計
第一層橫移傳動系統(tǒng)主要由傳動軸、鏈輪、軸承座、滾動軸承和端蓋等組成，下面將對滾子鏈、滾子鏈鏈輪，傳動軸和滾動軸承進行設計和計算。
圖2.13 第二層橫移傳動系統(tǒng)
（1）滾子鏈的設計
標準滾子鏈由于其應用最廣泛，生產(chǎn)量大，從低速到較高速，從輕載到重載都適用，并且配上各種附件也可以用于輸送[4]，因此在鏈傳動中我們選用標準滾子鏈，見圖2.4。
滾輪直徑為D，取D=70mm
滾輪轉(zhuǎn)速n滾輪===27.3r/min
傳動比i===1.1
小鏈輪齒數(shù)為Z1，大鏈輪齒數(shù)為Z2
根據(jù)《機械設計實用手冊》表8-2-5，取小鏈輪齒數(shù)Z1=17
則大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=1.1×17=18.7
由于鏈節(jié)數(shù)通常是偶數(shù)，為使鏈條和鏈輪磨損均勻，常取鏈輪齒數(shù)為奇數(shù)，并盡可能與鏈節(jié)數(shù)互質(zhì)[5]。
取Z2=19
設計功率為Pd
Pd=
P——傳遞功率，KW
KA——工作情況參數(shù)
KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)
Km——復排鏈排數(shù)系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表8-2-6,KA=1.0
查《機械設計實用手冊》表8-2-7,KZ=0.887
查《機械設計實用手冊》表8-2-8,Km=1
Pd===0.45 KW
根據(jù)設計功率Pd和小鏈輪轉(zhuǎn)速n小確定鏈條節(jié)距p
小鏈輪轉(zhuǎn)速n小=n電機
查《機械設計實用手冊》圖8-2-2，選08A型滾子鏈
節(jié)距p=12.7mm
排距pt=14.38mm
滾子直徑d1=7.92mm
內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm
內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
根據(jù)《機械設計實用手冊》表8-2-5，初定中心距a0
a0=30p=30×12.7=381mm
鏈節(jié)數(shù)Lp0==78
為了避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0圓整為偶數(shù)Lp
則Lp=78
鏈條長度L===0.99m
理論中心距a=p(2Lp-Z1-Z2)Ka
Ka——中心距計算系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表8-2-9,Ka=0.25
a=p(2Lp-Z1-Z2)Ka=12.7×(2×78-17-19)×0.25=381mm
實際中心距a’=a-△a
△a=0.002 a0=0.002×381=0.762mm
a’=a-△a=381-0.762=380.238mm
平均鏈速為v鏈
v鏈=== 0.11m/s
有效圓周力為Ft
Ft===3636N
作用在軸上的力為FQ
對于垂直傳動FQ=1.05KAFc=1.05×1.0×3636=3818N
根據(jù)節(jié)距p與鏈速v鏈，查《機械設計實用手冊》圖8-2-4，選擇第I種潤滑方式
(2)滾子鏈鏈輪的設計，見圖2.5，圖2.6
1)小鏈輪的設計
已知：小鏈輪齒數(shù)Z1=17，配用鏈條的節(jié)距p=12.7mm，排距pt=14.38mm，滾子外徑d1=7.92mm，內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm，內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
分度圓直徑d===69.12mm
齒頂圓直徑da
damax=d+1.25p-d1=69.12+1.25×12.7-7.92=77.075mm
damin===72.705mm
damin≤da≤damax
da值取整數(shù)[5]
取da=74mm
齒根圓直徑df=d-d1=69.12-7.92=61.2mm
分度圓弦齒高ha
hamax===4.575mm
hamin=0.5(p-d1)=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm
hamin≤ha≤hamax
取ha=4mm
最大齒根距離LX
奇數(shù)齒最大齒根距離LX===60.91mm
側(cè)齒凸緣直徑
dg===54.63mm
dg值取整數(shù)[5]
取dg=55mm
齒寬bfi=0.93b1=0.93×7.85=7.3mm
齒側(cè)倒角ba公稱=0.13p=0.13×12.7=1.651mm
齒側(cè)半徑rx公稱=p=12.7mm
齒全寬bfn
單排齒全寬bfn=bfi=7.3mm
2)大鏈輪的設計
已知：大鏈輪齒數(shù)Z2=19，配用鏈條的節(jié)距p=12.7mm，排距pt=14.38mm，滾子外徑d1=7.92mm，內(nèi)鏈節(jié)內(nèi)寬b1=7.85mm，內(nèi)鏈板高度h2=12.07mm
分度圓直徑d===77.16mm
齒頂圓直徑da
damax=d+1.25p-d1=77.16+1.25×12.7-7.92=85.115mm
damin===80.871mm
damin≤da≤damax
da值取整數(shù)[5]
取da=82mm
齒根圓直徑df=d-d1=77.16-7.92=69.24 mm
分度圓弦齒高ha
hamax===4.512mm
hamin=0.5(p-d1)=0.5×（12.7-7.92）=2.39mm
hamin≤ha≤hamax
取ha=4mm
最大齒根距離LX
奇數(shù)齒最大齒根距離LX===68.98mm
側(cè)齒凸緣直徑
dg===62.79mm
dg值取整數(shù)[5]
取dg=64mm
齒寬bfi=0.93b1=0.93×7.85=7.3mm
齒側(cè)倒角ba公稱=0.13p=0.13×12.7=1.651mm
齒側(cè)半徑rx公稱=p=12.7mm
齒全寬bfn
單排齒全寬bfn=bfi=7.3mm
(3)傳動軸的設計
傳動軸在工作的時候主要受到滾子鏈對它的壓力FQ，軸承座對它的壓力，軌道對它的支承反力F1和F2以及電機對它的轉(zhuǎn)矩。對軸進行受力分析，如圖2.14
圖2.14 軸受力圖
軸所受的扭矩T軸===135714.73N·mm
作用在軸上的力為FQ=3818N
==5390 N
計算支撐反力F1，F(xiàn)2
ΣF1=0：F2=5233.25N
ΣF2=0：F1=9726.75N
圖2.15 剪力圖
圖2.16 彎矩圖
圖2.17 轉(zhuǎn)矩圖
軸的直徑為d
d≥
根據(jù)《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理[δ+1]=215MPa
當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α=0.3[5]
d≥=38.28mm
初選軸的危險截面的直徑d=45mm
軸的校核
1)軸的彎扭合成條件
δca=≤[δ+1]
式中M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
α——折合系數(shù)
[δ+1]——靜應力時軸的許用彎曲應力，MPa
當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時，取α=0.3[5]
軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)W===8946.18 mm3
δca===134.76 MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理[δ+1]=215 MPa
δca≤[δ-1]
故軸安全
2)疲勞強度安全系數(shù)校核
S=
式中δ-1——材料的彎曲疲勞極限，MPa
M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
WT——軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)，mm3
Kδ——彎曲疲勞極限的綜合影響系數(shù)
Kτ——剪切疲勞極限的綜合影響系數(shù)
[S]——許用安全系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理δ-1=275 MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-12，Kδ=1.46，Kτ=1.28
查《機械設計實用手冊》表5-1-21， [S]=1.3
軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)W===8946.18 mm3
軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)WT===17892.35 mm3
S==1.39
S≥[S]
故軸危險截面疲勞強度校核通過
3)靜強度安全系數(shù)校核
SS=≥[SS]
式中δS——材料的屈服極限，MPa
M——軸危險截面上的彎矩，N·mm
T——軸危險截面上的轉(zhuǎn)矩，N·mm
W——軸危險截面上的抗彎截面模數(shù)，mm3
WT——軸危險截面上的抗扭截面模數(shù)，mm3
Fa——作用在軸上的軸向載荷，N
[SS]——靜強度的許用安全系數(shù)
查《機械設計實用手冊》表5-1-1，45號鋼調(diào)質(zhì)處理δS=355MPa
查《機械設計實用手冊》表5-1-22，鑄造軸[SS]=1.6
SS==2.62
SS≥[SS]
故軸危險截面的靜強度校核通過
(4)滾動軸承的設計
查《機械設計實用手冊》表6-1-2，根據(jù)各軸承特點選用深溝球軸承，其特點和應用是與尺寸相同其他類型軸承相比較，此類軸承摩擦損失最小，極限轉(zhuǎn)速高，工作中允許內(nèi)外圈軸線偏差量≤8′-16′，大量生產(chǎn)，價格最低[4]，見圖2.11。
根據(jù)傳動軸的尺寸查《機械設計實用手冊》表6-1-49，選擇代號為6008的深溝球軸承
外形尺寸：d=40mm，D=68 mm，B=15 mm，r=1 mm，d1≈48.8 mm，D1≈59.2 mm
安裝尺寸：damin=46 mm，DaMax=62 mm，raMax=1 mm
基本額定載荷：Cr=13.2KN，C0r=9.42 KN
滾動軸承基本額定壽命計算
Lh10=
式中Lh10——以小時數(shù)(h)表示的軸承的基本額定壽命
n軸承——軸承工作轉(zhuǎn)速，r/min
Cr——基本額定動載荷，N
Pr——當量動載荷，N
ε——指數(shù)
n軸承=n軸=27.3r/min
Cr=13200N
Pr===5390N
對于球軸承，ε=3[5]
Lh10===8966.89h
查《機械設計實用手冊》表6-1-17，間斷使用的機械Lh′=8000h
Lh10≥Lh′
故軸承額定壽命達到預期壽命
3 總 結(jié)
本次畢業(yè)設計在龔海峰老師的指導下，以及通過查閱網(wǎng)絡和圖書館的各種相關(guān)資料，現(xiàn)在已經(jīng)了解PSH4D型立體停車庫橫移傳動機構(gòu)的工作原理，并完成對立體停車庫第一層和第二層的橫移傳動機構(gòu)的設計。
在設計的初期，通過收集日常生活中常見的汽車尺寸和重量，確定停車位和載車板的尺寸，接著再查閱有關(guān)手冊選定電機、滾子鏈、鏈輪和軸承等零部件的型號、尺寸，之后再對傳動軸進行校核運算，并且通過CAD作圖更加了解了橫移傳動機構(gòu)的組成和結(jié)構(gòu)，以及橫移傳動機構(gòu)在整個立體停車庫中的重要作用。
本設計由于時間和自身的水平有限，可能還存在很多錯誤和遺漏，希望各位老師批評指正。
致 謝
經(jīng)過三個月的努力，本次畢業(yè)設計終于按期完成。特別感謝龔海峰老師的指導，感謝同學和室友的支持，感謝母校的培養(yǎng)！
參 考 文 獻
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