立体车库机械系统结构设计

PAGEPAGE66目录目录 1摘要 2第1章绪论 51.1课题研究目的及意义 51.2立体车库概述 51.3各种立体车库的特点 7第2章机械系统结构总体设计 92.1总体方案确定 92.2移动方案的比较 102.3传动机构的组成 122.4传动机构的主要参数 12第3章机械系统传动设计 133.1传动链和链轮的选择 133.2链的设计计算 133.3链轮的设计计算 163.4滚子链的静强度计算 213.5链条的使用寿命计算 223.6链条的耐磨工作能力计算 233.7电动机的选择 243.8减速器的设计 253.8.1第一级圆柱直齿轮的设计计算 283.8.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算 343.8.3第一级行星减速器的设计计算 393.8.4第二级行星减速器的设计计算 453.9轴承的选择 513.10轴的选择 52第4章立体车库的控制系统 571降移立车库原理 57 57 57第5章立体车库系统经济分析 605.1机遇分析 605.2初步可行性研究 61总结 63致谢 64参考文献 65

摘要随着汽车工业和建筑业两大支柱产业的快速发展，在一些大、中城市相继出现了停车难和乱停车的现象。在解决城市城市停车难的问题中，机械式立体停车设备以其独特的优点，引起了各界的重视，得到了广泛的应用。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，立体停车设备的发展在国外，尤其在日本已有近30~40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，距今已有十年的历程。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特性，已被广大用户接受。机械车库与传统的自然地下车库相比，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。论文以研究工作的进展顺序为序，分章、节逐一论述了课题的来源，目的及意义，设计过程，在设计中遇到的问题与难点及其解决方法与措施。在设计过程部分，详细论述了设备总体结构设计、横移传动系统设计、提升传动系统设计、存取车结构设计、控制系统设计和安全防护设计。关键词:立体停车设备；传动设计；控制系统；升降机构；安全性

AbstractAlongwiththefastdevelopmentoftwomajorofpillarindustryoftheautomobileindustryandbuildingindustry,thecityoneafteranotherappearstoparkthecarthephenomenonofthedifficultanddisorderlyparkinginsomelybigly,.Inresolvethecitycityparkthecardifficultproblem,stereoscopicparkingequipmentsofthemachinetypewithitsspecialadvantage,causedthevalueofthepublic,gettheextensiveapplication.Thevehiclehasnoathesociety,economy,transportationthattheproblemforparkisacitytodevelopoutputresulttocertainextent,thedevelopmentofthestereoscopicparkingequipmentsisabroad,particularlyatJapanalreadyiscloseto30~40yearsofhistory,allhavealreadyacquiredthesuccessonthetechniquestillontheexperienceregardless.Theourcountryalsostartsstudytodevelopthestereoscopicparkingequipmentsofmachineatthebeginningofin90's,beingapartfromtoalreadyhavetheprocessofthedecadenow.Becausealotofsetupthelittleinhabitantinsidetheareatogotogetherwiththecartocompareto1lately:1,forsolvingtheparkinglottocovertheareaandinhabitant'scompanytousetheantinomyofthearea,stereoscopicmachineparkingequipmentswithitaveragethebicyclecoversthesmallspecialcharacteristicofarea,havealreadybeenacceptbythelargecustomer.Themachinegarageandtraditionalgetoffthedatabasetocomparenaturally,inmanyrespectdisplaythesuperiority.First,themachinegaragehasanadvantageofoutstandingstanza.Beforeundergroundgaragebecauseoftoingstaytogothecarpassageenough,averagecarwilloccupy40areasofthesquaremeters,butifalayerofadoptionmachinegarage,canmaketheutilizationrateofthegroundraise80%-90%,ifanupmanytypegarageswithstereoscopiclayer(21layers)ofadoption,candeposit40carsthenon50areasofthelandofthesquaremeters,thisresourcesthatcansavethelimitedlandconsumedly,andsavethesoiltosetuptodevelopthecost.Currentlythesocietycontainalotofmatureandtechnicalparkingequipmentsesforexample:Ascendanddescendhorizontalmovethetype;Perpendicularandcirculatingtype;Levelcirculationtype;Theflatsurfacemovesthetype;Aoftunnel;Theperpendicularriseandfalltype;Simpleriseandfall.Passthecomparisonandanalysisestothesegaragestypecharacteristicses,Iwasendtochooseagaragetypethatisthedesign.Thesiswithresearchtheprogressoftheworkisinproperorderforthepreface,dividingthechapter,stanzatodiscussthesourceofthetopiconebyone,purposeandmeaning,thedesignprocess,problemmeetinthedesignwithalittlebitdifficultanditresolvemethodandmeasure.Atdesigntheprocesspart,detaileddiscussedthetotalstructureofequipmentsdesign,horizontalmovetospreadtomovethesystemdesignandpromotetospreadtomovethesystemdesign,accessthecarstructuredesign,controlthesystemdesignandsafeprotectiondesign.Keyword:stereoscopicparkingequipments;Thestructuredesign;Controlthesystem;PLC;Safety

第1章绪论1.1课题研究目的及意义近年来，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。中国的汽车市场2006年新车销量达721万辆,与上一年相比增加了25%。轿车的增长幅度尤为明显,同比增长37%,达到380万辆,三年间增加了近一倍。根据权威估计,2008年中国汽车市场的销量将达1000万辆。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。链驱动双层升降横移式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”研究的目的就是开发一套实用，安全有效的链驱动双层升降横移式立体车库停车设备，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，解决城市停车难的问题具有重要意义。1.2立体车库概述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，立体停车设备的发展在国外，尤其在日本已有近30~40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，距今已有十年的历程。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面积与住户商用面积的矛盾，链驱动双层升降横移式立体车库停车设备以其平均单车占地面积小的独特特性，已被广大用户接受。链驱动双层升降横移式车库与传统的自然地下车库相比，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。链驱动双层升降横移式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，链驱动双层升降横移式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。链驱动双层升降横移式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。在中华人民共和国机械行业标准JB/T8713-1998：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。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。巷道堆垛类，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。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。巷道堆垛式立体车库设备是20世纪60年代后欧洲根据自动化立体车库原理设计的一种专门用于停放小型汽车的停车设备。该种车库设备采用先进的计算机控制，是一种集机、光、电、自动控制为一体的全自动化立体全封闭车库，存车安全等特点。该类车库主要适应大型密集式存车。1.3各种立体车库的特点1、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)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。基于上述比较，根据设计任务书的要求现选择链驱动双层升降横移式车库进行设计。

第2章机械系统结构总体设计2.1总体方案确定由于我设计的链驱动双层升降横移式车库，所以首先应确定用哪种方式升降，如可采用升降机式、电梯式。其次，对于传动系统（包括链传动的链与棘轮的设计、钢丝吊动的滑轮和钢丝绳的设计、电机型号的选用）、载车板等机械部分的绘图设计和控制系统的简单设计，要确定传动的方式，如钢丝绳，链条等；初步拟定方案如下：方案1：一、根据轿车尺寸确定每个车位载车板的长度宽度。设计载车板的形式，计算校核载车板的力学性能。二、根据传动结构的分析和受力的分析选择采用升降机式的升降机构。选择链轮和链，确定其尺寸规格。然后对其校核。三、不用转向，故不用转向盘。结构简单，工作可靠，拆装维修方便四、确定制动方案。选择电磁接触阀。五、载荷均匀分布，机械效率高。六、考虑安全防护设计。七、考虑环保设计。八、经济性方案设计。方案2：一、根据轿车尺寸确定每个车位载车板的长度宽度。设计载车板的形式，计算校核载车板的力学性能。二、根据对传动结构的分析和受力的分析选择采用电梯式升降。选择滑轮，确定其尺寸。确定钢丝绳的材料、直径。对上述部件进行力学计算，校核。三、使用转向盘，当车降下时已转换方向。转向盘可通过齿轮或者涡轮蜗杆实现转向。四、确定制动方案。选择电磁接触阀。五、载荷均匀分布，机械效率高。六、结构简单，工作可靠，拆装维修方便。七、考虑安全防护设计。八、考虑环保设计。九、经济性考虑。综合以上两种设计方案，第一种方案比较适合本设计。整个机构的传动机构采用链传动，在上面放置两条循环链，两条链通过一条通轴连接，而通轴上的链轮由与减速器相连链带动，实现转动，从而带动两条循环链同步转动，这样就保证了传动的平稳性。而第一种方案中，如果用钢丝绳传动也可实现机构的传动，但是如果要实现第一种方案一样的功能，传动过程显得就要麻烦一些。因为要是实现同步转动，必须选择链与钢丝绳同时使用才能达到同步传动的效果。本设计具有以下特点：

·自动化程度高，快速处理，连续出入库，停车效率高。

·组合式框架设计，保证了产品一致性，安装拆卸非常方便。

·设有多重安全防护措施，确保人车安全。

·操作简便，既可集中管理，又可由客户自己操作。

·电机及所用电器元件采用进口名牌产品。

·不排出汽车废气，清洁环保。2.2移动方案的比较机械式立体停车库有许多种类型根据其工作原理可分为升降横移式水平循环式；平面移动式等等采用以载车板升降或横移存取车辆的机械式停车设备叫做升降横移式立体停车库，由于升降横移式停车库的类型比较多，规模可大可小，对场地的适应性强，因此采用这一类型的停车库十分的普遍。升降横移式立体停车库每个车位均有载车板所需存取车辆的载车板通过升降横移运动到达地面层，驾驶员进入车库，存取车辆完成存取过程。停泊在这类车库内地面的车只作横移，不必升降，上层车位或下层车位要通过中间层横移出空位，将载车板升或降到地面层驾驶员才可以进入车库内将汽车开进或开出车库升降横移式立体停车库的布置型式主要有两种：半地下布置型式和地上布置型式按设计任务书要求，本设计需要容纳22辆小轿车，可分为五组，其中四组是双层六位五车的小型立体车库，一组是双层三位两车小型立体车库，多用于居民小区，其简图如下所示:456123移动方案（1将1号车位作为定位，2，3号车位可以直接提取车。在存取4号车时，将4号位降到1号位上，进行存取车。在存取5号车时，将2号位移动到1号为上，5号位降到2号位上，进行存取车。在存取6号车时，将2号位移动到1号位上，3号位移动到2号位上，5降到3号位进行存取车。移动方案（2可将3号车位作为定位，其存取方式和方案（1）相同，故不再做表述。移动方案（3将号2车位作为定位，1，3号车位可以直接进行存取车。在存取4号车时，将1号车位移动到2号车位上，4号车位降到1位进行存取车。在存取5号车时，将5号车位降到2位上，进行存取车。在存取6号车时，将3移动到2位上，6降到3号车位上，进行存取车。综上所述，可以知道方案（3）最快捷，所本设计采用方案（3）作为车库整体移动的方案。2.3传动机构的组成本传动机构如下图，由循环链，两条升降链，和14个链轮组成，图中显示的是对称结构的一部分，两部分由端部的一通轴连接。升降部分主要是用于第二层车辆的存放，在第一层将车存放在载车板上，通过两条升降链将车升到二层，然后在经过PLC控制，由循环链来控制轿车放在哪个车位。2.4传动机构的主要参数名称：双层升降横移式立体车库放车辆数：22辆使用车尺寸：4700*1700*1550驱动：5.5kw电动机速度：6m/min车重：〈1600KG适用车型：小型轿车控制方式：伺服定位控制管理方式：专人管理方式操作方式：触摸屏操作实现方式：上层实现链驱动形式升降存取车辆，下层实现横移存取车辆。第3章机械系统传动设计3.1传动链和链轮的选择起重链有环行焊接链和片式关节链。焊接链与钢丝绳相比，优点是挠性大，链轮片齿数可以很少，因而直径小，结构紧凑，其缺点是对冲击的敏感性大，突然破断的可能性大，磨损也较快。另外，不能用于高速，通常速度小于0.1米/秒（用于星轮），速度小于1米/秒，用于光轮卷筒。片式关节链的优点：挠性较焊接链更好，可靠性高，运动较平稳。缺点：有方向性，横向无挠性，比钢丝绳重，与焊接链差不多，成本高，对灰尘和锈蚀胶敏感。起重链用于起重量小，起升高度小，起升速度低的起重机械。为了携带和拆卸方便，链条的端部链节用可拆卸链环。片式关节链是由薄刚片以销轴铰接而成的一种链条。焊接链与片式关节链选择计算方法相同。根据最大工作载荷及安全系数计算链条的破坏载荷（N）Fmax—链条最大工作载荷（N）S—安全系数（按手册2—8.1—75选取）选择片式关节链中的传动用短节距精密磙子链结构和特点：由外链节和内链节铰接而成。销轴和外链板、套筒和内链板为静配合；销轴和套筒为动配合；磙子空套在套筒上，可以自由转动，以减少啮合时的摩擦和和磨损，并可以缓和冲击，故选择单排短节距磙子链。3.2链的设计计算1、设计标准准GB/T181500—2000〈〈滚子链传动选择指导〉〉是链传动设计选择标准。此标准等同采用ISO10823。2、链轮齿数小链轮齿数取=25，传动比i=2.5大链轮齿数=i=2.5×25=62.5取623、实际传动比i===2.484、链轮转速初选小链轮线速度=0.1m/s，估选小链轮直径d=160mm，则大链轮直径D=id=2.48×160=396mm由大链轮和小链轮在同一轴上，故大链轮上的线速度=×=0.1×2.48=0.248m/s，则与电机相连的小链轮的线速度==0.248m/s则其转速为===30m/s则大链轮转速为===12r/min5、修正功率小链轮传递功率为P=2.4kW故=2.4×1.4×1=3.36kW式中参数：查机械设计手册表14.2-4，工况系数=1.4，主动链轮齿数系数=1，6、链条节距P由修正功率=3.36kW和小链轮转速=30r/min，根据机械设计手册2，查取链节距P=12A，即P=19.05mm7、初选中心距因结构上未限定，咱取=358、链长节数=2++=2×35＋+=114.49取=114节，式中==34.689、链条长度LL===2.17m10、理论中心距AA=P=19.05×（2×114-62-25）×0.24645=662mm式中，=0.24645，由机械设计手册2插值法求得11、实际中心距=-=663-0.004×662=659mm12、与电动机相连的链轮上链的转速===0.238m/s13、有效圆周力FF===10000N14、作用于轴上的拉力=1.2×1×10000=12000N15、润滑方式的确定根据链号12A和链条速度V=2.1m/s，由图14.2-5，选用润滑范围3即油池润滑或油盘飞测润滑，16、链条标记根据计算结果，采用单排12A滚子链，节距为19.05mm，节数为114节，其标记为：2A-1×114.GB/T1243-1997链条参数为：节距：滚子直径：内链节内宽：销轴直径：套筒孔径：链条通道高度：内链板高度：外中链板高度：过渡链节尺寸：排距：内链节内宽：外链节内宽：销轴全宽：3.3链轮的设计计算1、链轮齿数传动机构中大链轮齿数=62，其他所用链轮尺寸与小链轮标准相同，=25；2.配用链条的节距、滚子外径、排距查机械设计手册2表14.2-2配用链条的节距P=19.05mm滚子外径=11.91mm排距=22.78mm分度圆直径d===152mm===376mm4.齿顶圆直径=可在和之间选取，但当选时，应注意用展成法加工时又可能发生顶切，故由=164mm=158mm取=160mm=388mm=378mm,取=380mm若为三圆弧一直线齿形，则=p(0.54+)5.齿根圆直径6.分度圆弦齿高是为简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，相应于，相应于，故取介于与之间的数，即可取=4mm,=5mm若为三圆弧一直线形齿则=0.27p7.最大齿根距离奇数齿=d偶数齿==d由=25故===62故===372-11.91=360.09mm360mm8.齿侧凸缘（或排间槽直径）h—内链板高，可由机械设计手册2表14.2-2查的，h=18.08mm故=19.05=9.轴向齿廓及尺寸1）齿宽则查表14.2-2得则，当时，若经制造厂同意，亦可使用时的齿宽。内链节内宽2）齿侧倒角=3）齿侧半径4）齿全宽排数，取单排链，故即10.链轮公差对一般用途的滚子链链轮，其轮齿经机械加工后，齿表面粗糙度滚子链链轮齿根圆直径极限偏差及量柱测量距极限偏差（摘自GB/T1243-1997）项目尺寸段上偏差下偏差备注齿根圆极限偏差量柱测量距极限偏差000-0.25-0.30链轮齿根圆直径下偏差为负值。它可以用量柱法间接测量，量柱测量距的工称尺寸见下表滚子链链轮的量柱测量距（摘自GB/T1243-1997）项目符号量柱测量距偶数齿奇数齿计算公式=376+11.91=388注：量柱直径=滚子直径，量柱的技术要求为：极限偏差为。滚子链链轮齿根圆径向圆跳动和端面圆跳动项目要求链轮孔和齿根圆直径之间的径向圆跳动不应超过下列两数值中的较大值或，最大到轴孔到链轮齿侧平直部分的端面圆跳动不应超过下列计算值，最大值11.链轮材料及热处理材料选用45钢，经淬火，回火处理，齿面硬度在40~50HRC之间，应用范围：无剧烈冲击震动和要求而耐磨损的主、从动链轮，根据实际情况选材符合要求。12．链轮结构中等尺寸的链轮除表1402-19，表14.2-21所列的整体式结构外，也可做成板式齿圈的焊接结构或装配结构，轮辐剖面可用椭圆形或十字形，可参考铸造齿轮结构。1)轮毂厚度hh=，式中，常数：d<5050~100100~150>150k3.24.86.49.52)轮毂长度，，，故3)轮毂直径，，见表14.2-1113.链轮工作图3.4滚子链的静强度计算在低速重载的链传动中，链条的静强度占有重要地位，通常v<0.8m/s视为低速转动。如果低速链也按疲劳考虑，用额定功率选择和计算，结果常不经济。因为额定功率曲线上各点，其相应的条件性安全系数n大于8~20，比静强度安全系数为大。另外，当进行有限寿命计算时，若所要求的使用寿命过短，使用功率过高，则链条的静强度验算也是必不可少的。式中，，，链条的静强度计算：式中静强度安全系数；链条极限拉身载荷（N），查表14.2-2；工况系数，查表14.-3；有效拉力，即有效圆周力（M）查表14.2-3；离心力引起的拉力（N），其计算式为；为链条每米的质量，为链速；当时，可忽略不计。悬垂拉力，见图14.2-6，在中选择大者。许用安全系数，一般为；如果按最大尖载荷峰来代替进行计算，则可为3~6；对于速度较低，从动系统惯性较小，不太重要的传动或作用力的确定比较准确时，[n]可取较小值。由以上，查表14.2-2得Q=30.1×查表14.2-4得F由前面算得F=10查表14.2-9，由前面计算知故可忽略不计。由图14.2-6取则故则在之间故链条安全。3.5链条的使用寿命计算当链传动的传动功率要求超过额定功率，链条的使用寿命要求小于15000小时，或者磨损伸长率要求明显小于3%时，有必要进行链条的使用寿命计算。设为由式得到的功率值，为由式得到的功率值，为要求传递的功率，在不发生胶合的前提下，对已知链传动进行疲劳寿命计算为：若，则若，则式中 使用寿命；小链轮齿数；小链轮转速；多排链系数，单排=1，双排=1.7，三排=2.5，四排=1，选用单排=1；工况系数，查表14.2-4；链长，以节数表示；由前面计算知，要求传递的功率查表14.2-4得L取单排链，故=1，=2.48，由前面计算知：=25，=30，=114由则3.6链条的耐磨工作能力计算当工作条件要求链条得磨损伸长率明显小于3%时或者润滑条件不能符合规定要求方式而有所恶化时，可按下式进行滚子链的磨损的计算。链条的磨损使用寿命与润滑条件、许用磨损伸长率以及铰接承压面上产生的滑擦功等因素有关。式中： 使用寿命；链长，以链节数表示；链速；小链轮齿数；传动比；许用磨损伸长率，按具体工作条件确定；磨损系数，见图14.2-7；节距系数，查表14.2-10；齿数-速度系数，见图14.2-8；铰链比压（）；确定以上参数值：链节数，链速由前面计算知，小链轮齿数，传动比，许用磨损伸长率，磨损系数由图14.2-7确定，节距系数，齿数-速度系数=1,查图14.2-8。铰链比压按下式计算式中工况系数，查表14.2-4，取； 有效拉力（即有效圆周力），查表14.2-3，计算得离心力引起的拉力，悬垂拉力，铰链承压面积，值等于滚子链销轴直径与套筒长度（即内链即外宽）的面积。和值查表14.2-2，销轴直径，内链板外径，故铰链承压面积故由铰链比压知，在工作温度，良好润滑条件下，查图14.2-7得综上所述，滚子链的使用寿命3.7电动机的选择1.根据机械的负载性质和生产工艺对电动机的启动、制动、反转、调速等要求，选择电动机类型。2.根据负载转矩、速度变化范围和启动频繁程度等要求，考虑电动机的温升限制、过载能力和启动转距，选择电动机功率，并确定冷却通风方式。所选电机应留有余量，负荷率一般取0.8~0.9。过大的备用功率会使电机效率低，对于感应电机，其功率因数将变坏，并使按电动机最大转矩校验强度的生产机械造价提高。3.根据使用场所的环境条件，如温度、湿度、灰尘、雨水、瓦斯以及腐蚀和易燃易爆气体等考虑必要的保护方式，选择电动机的结构型式。4.根据具体的电网电压标准和对功率因数的要求，确定电动机的电压等级和类型。5.根据生产机械的最高转速和对电力调速系统的过渡过程性能的要求，以及机械减速机构的复杂程度，选择电动机额定转速。除此之外，选择电动机还必须符合节能要求，考虑运行可靠性、设备的供货情况、备品备件的通用性、安装检修的难易，以及产品价格、建设费用、运行和维修费用、生产过程中前后期电动机功率变化关系等各种因素。据以上计算和实际需要，选择Y2-112M-4封闭式三相异步电动机。Y系列型号为Y2-112M-4的三相异步电动机的主要性能及结构特点为，效率高，耗电少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便。为B级绝缘。结构为全封闭、自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。冷却方式为IC411。电机额定功率为，额定电流为8.8A，转速为，效率为，功率因数为，最大转矩与额定转矩之比为，最小转矩与额定转矩之比为，堵转转矩与额定转矩为，堵转电流与额定电流为。3.8减速器的设计根据实际需要，由电机的输入转速为,要求输出转速为，传动比为，选择二级行星齿轮减速器，其主要参数如下：，，，，，，，，，，，，，，，，，设计过程如下：电动机转速：1500r/min输出转速：30r/min总传动比：i=1500/30=50传动比分配:一般地，使用两级圆柱直齿轮减速，带两级行星齿轮减速。行星齿轮传动安排在最后一级较合理，既可利用滚筒滚毂内的空间，又可减少前面圆柱直齿轮的传动比和尺寸。采煤机机身高度受到严格限制，每级圆柱直齿轮传动比一般为，行星齿轮。行星齿轮减速级传动比：初步估算第一级行星齿轮减速级传动比为查表得可取：＝23，＝91，＝34，初步估算第二级行星齿轮减速级传动比为查表得可取：＝25，＝99，＝37，两级圆柱齿轮传动总传动比：为有效利用空间，同时尽可能使所设计的采煤机机身高度较小，传动比应从高速级向低速级递减，在初步设计时可按：进行选取。所以初步估取两级圆柱齿轮传动的传动比分别为： 摇臂减速箱的具体结构一、壳体采取直摇臂形式，用ZG25Mn材料铸造成整体，并在壳体内腔壳体表面设置有八组冷却水管。二、一轴轴齿轮、轴承、端盖、密封座、铜套、密封件等组成，与电机空心轴以花键轴联接的扭矩轴通过INT/E×T16Z×5m×30p×6H/6h花键与一轴轴齿轮相联。三、第一级减速惰轮组齿轮、轴承、距离垫、挡圈组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体；四、二轴轴齿轮、齿轮、轴承、端盖、距离垫、密封圈等组成。五、第二级减速惰轮由齿轮、轴承、挡圈、垫等组成，先成组装好，再与惰轮轴一起装入壳体。六、中心齿轮组由轴齿轮、太阳轮、两个轴承座、两个NCF2940V轴承和四个骨架油封等组成，太阳轮通过花键与轴齿轮相联并将动力传给第一级行星减速器。七、第一级行星减速器内齿圈、行星架、太阳轮、行星轮及轮轴、行星轮轴承、两个距离垫，该行星减速器为三个行星轮结构，太阳轮浮动，行星架靠两个铜质距离垫轴向定位，径向有一定的配合间隙，因而行星架径向也有一定的浮动量。八、第二级行星减速器行星架、内齿圈、行星轮、行星轮轴及轴承、支承行星轮的两个轴承、轴承座、联接法兰、滑动密封圈、及一些辅助材料和密封件组成，该行星减速器为四行星轮结构，太阳轮浮动，行星架一端通过轴承HM266449/HM266410和轴承座支承与壳体上，另一端通过轴承M268749/M268710支承与轴承杯上，轴承杯、内齿圈通过螺栓、销子和壳体紧固为一体。九、中心水路有水管和一些接头组成。十、离合器离合手把、压盖、转盘、推杆轴、扭矩轴等组成。各轴的转速和功率：一轴齿轮的转速：由于与电机相连所以二轴的转速：中心轮组的转速：第二级行星减速器太阳轮的转速：一轴齿轮的功率：二轴齿轮的功率：中心轮组的功率：第二级行星减速器太阳轮的功率：3.8.1第一级圆柱直齿轮的设计计算选择齿轮材料查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质惰轮选用20CrMnTi调质大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt=(0.013～0.022)估计圆周速度vt=17.15m/s,参考机械设计工程学［Ⅰ］中的表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径d1,查机械手册得：齿宽系数查表按齿轮相对轴承为对称布置，取=0.4小轮齿数在推荐值20～40中选=27大轮齿数=i·=1.6×27=43.2圆整取Z2=42齿数比u=Z2/=42/27=1.56传动比误差△u/u△u/u=(1.6-1.56)/1.6=0.025误差在±5%范围内，所以符合要求小轮转矩T1由公式得T1=9550/=9550×490.05/1486=3149379.206N·mm载荷系数K由公式得使用系数查表得=2动载荷系数查表得=1.3齿向载荷分布系数查表得=1齿间载荷分配系数由公式及β=0得εγ=εα===1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值==2.0×1.3×1×1.1=2.86弹性系数查表得=189.8节点影响系数查表得（β=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4重合度系数由推荐值0.85-0.92，取=0.87许用接触应力由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2=1300N/mm2应力循环次数由公式得：N1=60njLh=60×1486×1×24×300×8=5.14×109 N2=N1/u=5.14×109/1.428=3.21×109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀）==1硬化系数查表及说明得=1按接触强度安全系数查表，按较高可靠强度=1.25～1.3取=1.2则=1650×1×1/1.2=1375N/mm2=1300×1×1/1.2=1083N/mm2d1的设计初值为≥213.99齿轮模数mm=/Z1=213.99/27=7.93查表取m=8小齿轮分度圆直径的参数圆整值=mZ1=27×8=216圆周速 = =16.8与估计值vt=17.15m/s很相近，对值影响不大，不必修正==1.3,小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿宽大齿轮齿宽小齿轮齿宽考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加一级惰轮由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取8，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式齿形系数查表得小轮2.57大轮2.38应力修正系数查表得小轮=1.6大轮=1.67重合度系数由公式= =0.7许用弯曲应力由式弯曲疲劳极限查表得==弯曲寿命系数查表得==1尺寸系数查表得=1安全系数查表得=1.6则=1100×1×1/1.6=687.5 ＝660×1×1/1.6=412.5故≤≤所以齿根弯曲强度满足要求。其他尺寸的计算已知参数：计算参数：啮合角按如下公式计算中心矩变动系数按如下公式计算中心矩按如下公式计算齿高变动系数齿顶高齿根高=（+-x）m齿全高=（2+-）m齿顶圆直径=d1+2齿根圆直径=d1-2一齿轮轴与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角=中心矩变动系数=0.4926中心矩=齿高变动系数=0.0302齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径大齿轮与第一级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角=中心矩变动系数=0.5118中心矩=齿高变动系数=0.0111齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径注：其他的大、小齿轮参数一样。结构设计小齿轮的结构设计：考虑到齿轮直接和电动机的输出轴相连，因此采用内设花键与电动机的扭矩轴连接。大齿轮的结构第一级惰轮的结构：3.8.2第二级减速圆柱直齿轮的设计计算1)选择齿轮材料查机械手册：小齿轮选用18Cr2Ni4WA调质大齿轮选用18Cr2Ni4WA调质2)按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按vt=(0.013～0.022)估计圆周速度=14.26m/s,参考机械设计工程学［Ⅰ］中的表8-14，表8-15选取齿轮的公差组为7级小轮分度圆直径d1,查机械手册得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取=0.4小轮齿数在推荐值20～40中选=28大轮齿数Z4=i·Z3=1.28×28=35.84圆整取=36齿数比u=/=1.29传动比误差△u/u△u/u=(1.28-1.29)/1.28=0.007误差在±5%范围内，所以符合要求小轮转矩T3由公式得T3=9550==4838958.08载荷系数K由公式得使用系数查表得=1.75动载荷系数查表得=1.3齿向载荷分布系数查表得=1.1齿间载荷分配系数由公式及β=0得εγ=εα===1.68查表并插值得=1.1则载荷系数的初值==1.75×1.3×1.1×1.1=2.75弹性系数查表得=189.8节点影响系数查表得（β=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.45重合度系数查表得（）=0.87许用接触应力由公式得接触疲劳极限应力查图得=1650N/mm2=1300N/mm2应力循环次数由公式得：N3==60×928.75×1×(24×300×8)= N4=N3/u=3.2×109/1.28=2.5×109则查表得接触强度的寿命系数、（不允许有点蚀）==1硬化系数查表及说明得=1按接触强度安全系数查表，按较高可靠强度=1.25～1.3取=1.2则=1650×1×1/1.2=1375N/mm2=1300×1×1/1.2=1083N/mm2D3的设计初值d3t为≥齿轮模数m=254.78/28=9.1查表取m=10小齿轮分度圆直径的参数圆整值=28×10=圆周速 = =与估计值vt=14.26m/s很相近，对值影响不大，不必修正=t=1.3小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径中心矩齿宽考虑到受内部花键及齿轮强度的影响取大齿轮齿宽小齿轮齿宽考虑到摇臂的长度以及大小齿轮的直径，在大小齿轮间加二级惰轮组。由于要分别和大小齿轮啮合传递扭矩，所以模数必须和大小齿轮的模数相同都取10，惰轮的齿数按推荐值取，变位系数取，也采用圆柱直齿渐开线齿形。齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式齿形系数查表得小轮2.55大轮2.44应力修正系数查表得小轮=1.61大轮=1.65重合度系数由公式= =0.7许用弯曲应力由式弯曲疲劳极限查表得=1100N/mm2=660N/mm2弯曲寿命系数查表得==1尺寸系数查表得=1安全系数查表得=1.3则=1100×1×1/1.3=846.2＝660×1×1/1.3=507.7故233.47N/mm2≤164.99N/mm2≤所以齿根弯曲强度足够其他尺寸的计算已知参数：计算参数：啮合角按如下公式计算中心矩变动系数按如下公式计算中心矩按如下公式计算齿高变动系数按如下公式计算齿顶高按如下公式计算齿根高按如下公式计算=（+-x）m齿全高=（2+-）m齿顶圆直径=d1+2齿根圆直径=d1-2二齿轮轴与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角=中心矩变动系数=0.5009中心矩=310.009mm齿高变动系数=0.0289齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径=260.324mm第三级惰轮与第二级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角=中心矩变动系数=0.4926中心矩=334.926mm齿高变动系数=0.0346齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径中心齿轮与第三级惰轮啮合传动的相关参数的计算值：啮合角=中心矩变动系数=0.4778中心矩=349.778mm齿高变动系数=0.0469齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 =340.22注：其他的大、小齿轮参数一样。4)结构设计二轴齿轮中心轮组齿轮结构：第二级惰轮的结构：3.8.3第一级行星减速器的设计计算1)选择行星传动的类型为2K-H[A]。2)选择齿轮的材料及热处理3)太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮HRC=60;行星轮HRC=58。内齿圈选用40Cr调质，硬度为HB=256。4)此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为△7。5)采用太阳轮a浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为：KPH=1.1（计算接触强度时）；KPF=1.15（计算弯曲强度时）6)行星轮个数的确定：，由此查表得取行星轮的个数为=3。7)确定各轮的齿数：首先试选太阳轮a的齿数=23,则==4.95×23=113.85同时考虑“转配条件”，故取Zb=91,即中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少，对动力传动完全合用；其次计算行星轮g的名义齿数值取，选取高变位齿轮传动，所以8)强度计算外齿轮副a-g的强度计算计算中心距根据公式式中各参数的数值计算如下：齿数比齿宽系数查表取为：材料系数查表取=189.8节点啮合系数ZH查表得ZH=2.37转矩T1根据公式=载荷系数工作情况系数查表得=1动载荷系数查表得=1.3载荷分布系数查表得，故许用接触应力按下式计算：（N/mm2）齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有=23HRC对太阳轮a=23×60=1380（N/mm2）对行星轮g=23×58=1334（N/mm2）安全系数取为=1.2齿面光洁度系数=1.0速度系数=1接触寿命系数其中应力循环系数=对太阳轮a=30×6142.4=1.47×108对行星轮g=30×5782.4=1.28×108齿轮的应力循环次数按下式计算对太阳轮a为对行星轮g为按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，计算出t=24×300×10=72000(h)根据传动比及可计算出∵∴故太阳轮a的循环次数为行星轮g的循环次数为因，故取于是有太阳轮a的许用接触应力行星轮g的许用接触应力计算时应取较小的将以上各值代入按接触强度计算的中心距=233.7圆整中心距，取工作中心距确定齿轮模数m根据BG1357-87，取m=8确定变位系数、因工作中心距=234(mm)标准中心距比较，故外齿轮副a-g要采用正变位齿轮传动（正传动）按下式计算啮合角和计算得啮合角总变位系数按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 ，校核接触强度根据公式有按，查表得2.1小齿轮分度圆直径根据所以重新取，那么将所求的各值代入接触强度校核公式=所以接触强度满足要求校核弯曲强度弯曲强度的校核公式为许用弯曲应力安下式计算查表齿根弯曲疲劳强度极限=750（N/mm2）因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取=750×0.8=600（N/mm2）安全系数取为=1.75尺寸系数=1弯曲寿命系数因齿轮的应力循环次数Nl均大于4×106，故取YN=1对太阳轮a对行星轮g根据载荷分布系数查表得，=1.2故从而载荷系数转矩=齿形系数查表有太阳轮a=2.08行星轮g=1.98齿根应力集中系数查表有太阳轮a=1.83行星轮g=1.97将求得的各值代入弯曲强度校核公式有太阳轮a的齿根弯曲应力=行星轮g的齿根弯曲应力=所以都满足弯曲强度内齿轮副g-b的强度计算变位系数的确定标准中心距故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和得，总变位系数已有xg=0.2730所以xb=0.2686校核接触强度根据校核的公式查表有=189.8按，查表得=2.5齿数比=2.677小齿轮分度圆直径=8×34=272（mm）齿宽系数查表取=0.315转矩=2.26×106×=根据=0.315，查图取根据=4.571>3查图有0.3=1+（1.02-1）×0.3=11.4×1=1.4许用接触应力对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限查表有=2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果，当时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳极限=600×0.92=552（N/mm2）安全系数取为=1.1，=1.2，=1内齿轮b的应力循环基数内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算129.392×3×72000=1.677×109因,故=1于是内齿轮b的许用接触应力将求得的个值代入接触强度的校核公式校核弯曲强度弯曲强度的校核公式为许用弯曲应力安下式计算查表齿根弯曲疲劳强度极限=1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）=1，=1，=1.75，查表有，于是扭矩 =取内齿轮b的齿形系数=1.96应力集中系数=1.97行星轮的齿根弯曲应力=内齿轮b的齿根弯曲应力所以满足弯曲强度校核结果表明，此传动的承载能力满足要求。3.8.4第二级行星减速器的设计计算选择行星传动的类型为2K-H[A]。选择齿轮的材料及热处理太阳轮和行星轮均选用18Cr2Ni4WA，渗碳淬火，齿面硬度为：太阳轮aHRC=60;行星轮Ghrc=58。内齿圈b选用40Cr调质，硬度为HB=256。此传动采用直齿圆柱齿轮，精度等级为8-7-7，齿面光洁度为△7。采用太阳轮a浮动的均载机构，各行星轮间载荷分配不均匀系数KP的数值取为：=1.1（计算接触强度时）；=1.15（计算弯曲强度时）行星轮个数的确定：由公式得，=1-4.96=-3.96，，由此查表得取行星轮的个数为np=4.确定各轮的齿数、、: 首先试选太阳轮a的齿数=25,则=pZa=3.96×25=99同时考虑“装配条件”，故取Zb=99,即中心齿轮圆整后数,其传动误差△i甚少，对动力传动完全合用； 其次计算行星轮g的名义齿数值取，选取高变位齿轮传动，所以强度计算外齿轮副a-g的强度计算计算中心距 根据公式式中各参数的数值计算如下： 齿数比 齿宽系数查表取为： 材料系数查表取=189.8 节点啮合系数查表得=2.5转矩T1根据公式=载荷系数工作情况系数查表得=1动载荷系数查表得=1.3载荷分布系数查表得， 故许用接触应力按下式计算：（N/mm2）齿轮材料的接触疲劳强度极限查表有=23HRC对太阳轮a=23×60=1380（N/mm2）对行星轮g=23×58=1334（N/mm2）安全系数取为=1.2 齿面光洁度系数=1.0 速度系数=1 接触寿命系数 其中应力循环系数=30HB2.4 对太阳轮a=30×6142.4=1.47×108对行星轮g=30×5782.4=1.28×108齿轮的应力循环次数按下式计算对太阳轮a为对行星轮g为按每天工作24小时，每年工作300天，使用寿命10年，计算出=24×300×10=72000(h)根据传动比及可计算出∵∴故太阳轮a的循环次数为行星轮g的循环次数为因，故取于是有太阳轮a的许用接触应力为行星轮g的许用接触应力为计算时应取较小的将以上各值代入按接触强度计算的中心距 =316.2圆整中心距，取工作中心距确定齿轮模数m根据BG1357-87，取m=10确定变位系数、因工作中心距=316(mm)标准中心距比较，故外齿轮副a-g要采用变位齿轮传动（正传动）按下式计算啮合角和计算得啮合角总变位系数按滚切的外齿轮副变位系数的线图差得各齿轮变位系数的分配 ，校核接触强度根据公式有按，查表得2.24小齿轮分度圆直径根据 = =所以将所求的各值代入接触强度校核公式所以满足接触强度要求校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限=750（N/mm2）因行星轮g在此传动中是公用齿轮系双向受载荷，故应取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系数取为=1.75尺寸系数=1 弯曲寿命系数 因齿轮的应力循环次数Nl均大于4×106，故取YN=1 对太阳轮a 对行星轮g 根据载荷分布系数 查表得，=1.2 故 从而载荷系数 转矩 齿形系数查表有太阳轮a=2.08 行星轮g=1.98齿根应力集中系数查表有太阳轮a=1.83行星轮g=1.97将求得的各值代入弯曲强度校核公式有太阳轮a的齿根弯曲应力 行星轮g的齿根弯曲应力 所以都满足弯曲强度要求内齿轮副g-b的强度计算变位系数的确定 标准中心距a>aw故应采用变位齿轮传动（负传动）再按下式计算啮合角和得，总变位系数0.0011已有=0.2590所以=0.2579校核接触强度根据校核的公式 查表有=189.8按，查表得=2.52齿数比=2.67小齿轮分度圆直径=10×37=370（mm）齿宽系数查表取=0.315转矩=7.544×106×=根据=0.315，查图取根据查图有0.3=1+（1.02-1）×0.3=11.3×1=1.3许用接触应力对于内齿圈b,齿轮材料的接触疲劳强度疲劳极限查表有=2HB+70=2×265+70=600（N/mm2）因内齿轮副的实际承载能力低于计算结果，当时应将降低8%，即内齿轮b的接触疲劳极限为=600×0.9=552（N/mm2）安全系数取为=1.1，ZR=1.2，ZV=1内齿轮b的应力循环基数内齿轮b轮齿的应力循环次数按下式计算 =6079.533×4×72000=1.374×109因Nl>N0,故ZN=1于是内齿轮b的许用接触应力将求得的个值代入接触强度的校核公式有 =校核弯曲强度 弯曲强度的校核公式为 许用弯曲应力安下式计算 查表齿根弯曲疲劳强度极限=1.8HB=1.8×265=477（N/mm2）YN=1，YX=1，SF=1.75， 查表有，于是扭矩取内齿轮