【立体车库设计11000字（论文）】

立体车库设计摘要现在，汽车已经进入到成千上万的家庭中，人们对停车位的需求也越来越大。对于城市而言，土地资源日益匮乏。汽车修理厂是解决停车问题的重要手段之一。基于目前三维空间开发的背景故事，本文对立体车库进行了总结，并对三维车库的功能和设计原则进行了具体分析，讨论了地下车库的主要内容：车库尺寸结构、平移机构、升降机构。通过计算分析，并且对于车库关键部件的结构进行具体的分析，分别对车库固定框架、提升机构和平移机构进行具体的设计。关键词：地下；立体车库；结构设计；平移系统目录TOC\o"1-3"\h\u立体车库设计 前言近几年中国经济发展迅速。汽车持有率大幅上升。据公安部交管局介绍，到2020年，中国汽车保有量将达到3.72亿辆，其中新车2.81亿辆。新车49200万辆。车辆登记年数达24.24%。年度新增车辆3328万辆，下降5.95%；比去年同期增长140万辆。伴随着车辆总量的快速增长，立体停车场也进入快速发展阶段。由于有了大量的罚单，立体停车场的建设比传统的大型停车场有了许多优势。低成本，低楼面面积，高建设速度。立体停车系统在大城市中逐渐普及。在今后的几年中，中国的立体车库建设将继续以30%-40%的速度增长。截至2022年，市值将超过1000亿美元。即使如此，我国的汽车修理厂建设还是赶不上新车。这一差距依然存在，并将在今后逐渐扩大。本文主要对立体车库进行设计与分析，那是设计要求，也是车库设计的关键部分。子模块组合决定了三维车库的整体布局，地下空间车库的结构已基本完成。1立体车库总体设计1.1立体车库基本原理本文设计的立体车库主要适用于地下。为此，运用功能原理分析法对三维车库总体布局进行了分析概括。一是分析整个机械系统的预期功能，明确功能目标；一般机械系统的设计方法可采用“黑匣法”。黑盒子的方式是设计模式，只知道输入和输出，而对机械系统的内部结构并不清楚。按照“需求和基本约束”设计任务的主要功能，丢弃这些附加、无关的机械系统功能。出口是一个立体车库，输入信号流、车辆流和能量流，进入机械系统。可将两辆汽车停在一个停车场，不允许进入上下一层。它们相互妨碍。从对输入输出数据的分析中可以看出，三维车库的总体功能是实现车辆的横向升降，车辆的上下部分不应该被避免或阻碍。立体车库的一般功能是将车辆从侧位上提升到高层停车场，而上下停车场互不影响。停车位一旦增加，就没有限制了。有关两个通勤车厢的移动次序。通过对三维功能的定义，将系统的通用功能进行简化，分解成子功能，分析了各部分功能的原理，对各部分的操作程序进行了分析，完成了系统的总体设计。立体车库主要由多个子项组成，主要包括机舱下部播音功能，改善机舱上部侧向功能，支承轴承功能，安全保障功能等。对每一部分的功能原理进行更详细、更直观的描述，使用树函数图作为表达方式，如图1-1所示。图1-1功能原理树状图由图1-1所示，立体车库通过功能原理分析有四种功能。平移功能是指当车辆进入当前层时，动力装置驱动下载板沿导轨水平移动，从而实现下载板沿导轨水平移动。用于载运货物。侧向提升功能是指当上部车辆进入侧向车辆时，由动力装置驱动的上载板从侧面被提升。升降可采用垂直升降，然后平移。承载功能是指不同型号车辆的尺寸、重量、移动方式，以及需要根据承载情况的不同而设计不同的压板，以实现对上下两层的合理支撑。安全性性能是指压板到达某一位置后，必须固定在压板上。为预防事故，还应设计防坠装置，以保证人员和车辆的安全。1.2立体车库种类及优点1.2.1升降横移式停车场利用载车板的横向移动和垂直运动实现车辆的存取。把车库从平面变化成立体，可以根据不同的地形，建造不同大小的车库，可以设计成地下也可以设计成地上。根据空间大小确定层数的多少及车位的多少。建造升降横移式停车场，不需要大型施工，且框架结构简单易于安装，最重要的是建造成本低廉。1.3.2垂直提升式立体停车场

2立体车库组成部件设计2.1方案的确定本次设计我最终选择了升降横移式立体车库。垂直提升式对设备的安全性及加工精度较高，且当前技术比如前者成熟。本次设计两层五个车位每层两米，总高4.5米。车辆大小按照一般的小轿车长4.8米，宽1.8米，高1.5米2.2车库的运行原理表2-1345102表2-112345号是配有载车板的停车库，而0号是上层车库向下移动的缓冲具体运行方式请看下面。1、2号车库可直接停入，上层3号车库需1号车库载车板移动至0号位置然后3号车库载车板下降车辆驶出或停入后载车板上移，1号车库回到原本位置。4号车库在0号上方可自由上升下降。5号车库则需要2号车库移动到0号位置，然后5号车库实现上升或者下降。2.3车库框架部分设计车库的框架在整个系统中起支撑作用，它不仅要承受各个方向的力，还要受到酸雨及风沙的腐蚀，所以在选择材料时最好选择坚固、耐腐蚀的材料。2.4升降板的选用升降板是立体车库中的一个重要部件。该装置可用于装卸仓库车或提升机构的提升。分段板载板是指用镀锌钢板制作的波浪板。这是一块通过螺栓连接把多个波片分割为一个整体的负载板。如图3-4所示。板材厚度不大，一般2mm厚的波片适合批量生产。图3-4波浪板连接图先把整个轴承板焊接到底座框架上，再焊接到轴承板上，这就是整个轴承板。通常采用两个弯曲板对接的方式。水平宽度可自行设计。整机结构简单，强度高，寿命长，易于维护。整块支架板一般适合小批量生产。经分析，表3-1显示了这两种托盘的区别特征，说明组装后的托盘质量较高，不利于在底部安装其它设备。所以，根据倾斜车库的设计特点和要求，最好采用框架托盘。表3-1两类载车板的不同之处比较项目整体式载车板拼装式载车板部件重量轻重底板材料花纹板镀锌钢板结构组成简单复杂且多生产设备专用设备辊压机、模具工艺性能较好一般安装运输安装方便、运输难运输方便、安装难外观效果平滑美观凹凸不平2.5横移机构方式的选用本次毕业设计我最终确定车库两层高有五个车位，是一种特别小的车库，存取车辆将会非常快速。动力提供装置的安放位置有两种方案，一种是安装在载车板上，但是这种方式一般是比较大型的车库的安装方式，且维修较麻烦。驱动设备安装在地面和框架上也可以实现载车板水平移动，这种方式对于动力提供装置维修十分方便，因为该装置故障率十分高，也可以提高安全系数，也比较美观。对车库的效率和外观没有影响。（电机一般放在地面和框架上）所以，水平移动的驱动装置不会放在载车板上，转而放在地面上和框架上。液压系统造价过于昂贵且安装复杂不符合本次的设计思路，所以本次设计采用了电机驱动的方式来控制载车板的水平方向移动，中间传动使用齿轮和齿条来实现。2.6升降机构的选用链传动为电动机通过连轴器、链条、链轮，来带动托盘实现升降的。成本低，安全，易维护，维修。与带传动比较，链传动的平均传动比准确；传动效率高；需要的张紧力小，压轴力也小；结构尺寸紧凑；能在低速重载下较好的工作。2.7升降机构的运行方式及安放位置上下两层的载车板应该相同。无论是尺寸，还是组成都基本相同。区别就在于：下面的载车板有滚轮，而上面的载车板安装滑轮，下面将具体说明一下链轮和上升电机及其关键部位。电机最佳安放位置是在整体框架后面横梁上，每一个载车板安装两个驱动装置，一侧安装与横梁平行上，此处驱动装置靠地面定位。水平移动和垂直移动用的驱动装置都要选用带有减速器的。本设计中要求链条传递动力，还要求钢丝绳传递运动，所以采用闭合链条，钢丝绳安置在竖直方向梁的前部，然后和载车板上两个滑轮配合，最后回到纵向梁的后部，运行方式可见图2-2。这样有四根钢丝绳来分担拉力，上升下降将会更加平稳，安全也提高。图2-2上层载车板和轿车提升的简图3体车库零部件详细设计3.1载车板的设计本次设计主要是为小区轿车设计所以选用一般轿车的数据长4.8米，宽1.8米，高1.5米，所以载车板的基本尺寸为长5.5米，宽2.5米。图3-1载车板结构3.2滚轮设计滚轮的设计：（1）把滚轮安装在下层载车板上，在车库位置上安置导轨，滚轮在导轨上运动，摩擦力十分小，且在车板在运动过程中也会十分平稳不会出现颠簸。滚轮组装了一个中心轴，中心轴直接焊接在载车板上，轴承选择内圈固定，外圈旋转，它的结构在如图3-2可以清晰看见。1-轴承2-滚筒3-轴承端盖4-轴图3-2滚轮示意图b.载车板主体结构的材料选择（1）外框空心钢管的选择选择冷弯矩形空心钢管（GB6728-86）选择的尺寸：边长70㎜,壁厚t=4.0㎜,理论重量7.966㎏/m.另选用的结构用冷弯矩形空心钢管（GB-6728-86）选择的尺寸200㎜×100㎜,壁厚t=4.00㎜,理论重量㎏/m.(2)载车板中用于承载汽车的钢板的选择根据GB3277-82，选择菱形花纹钢板，以增大汽车轮胎与钢板之间的摩擦力。厚度5㎜,宽0.35㎜,其它钢板，如承载用的平行与水平面的钢板。选择厚度5㎜,宽度0.35㎜,将0.77㎜的钢板一分为二。对于钢板厚度5㎜,理论重量39.2㎏/m2厚度4㎜,理论重量31.42㎏/m2菱形花纹钢板厚度5㎜,理论重量42.30㎏/m23.3导轨设计车辆与载车板的总重量大约2500kg,查阅相关资料后选择GB11264-89中的轻轨，型号30。查其总高是108㎜，总宽是108㎜，总长是基坑的长度，由前文数据可以知道总长为6500㎜，其截面如图3-4所示：润滑方式：人工直接在导轨上加润滑油。3.4车架设计3.4.1材料选择车架是立体车库整体固件的重要组成部分，从而为实现静态停车提供了保障。构架材料主要是钢，在其上面有一个停车位。那是一座完全用钢铁建造的建筑。有多种钢种，如H型钢、槽钢、角钢、方钢、工字钢等。因为它本身的结构特点，在实际使用中不能充分发挥其强度，工字钢逐渐被H型钢淘汰，槽钢可作为导轨使用，也可作为支撑，也可作为其它类型钢种。经仔细分析研究，根据实际情况，选择钢板和方钢作为车库框架柱和梁的结构材料，采用螺栓连接或焊接方式形成整个框架。模块化的框架结构设计使该设备能适应不同的现场条件和各种应用组合。使构件具有良好的通用性和可转换性。3.4.2整体框架形状主框架下部用混泥土固定，立柱也固定在混泥土中，立柱上安装有导轨，载车板的槽钢内装有导靴，他们两个需要紧密配合。其结构如下图：图3-5主框架图3.4.3车架的强度效验链轮安装在竖直梁上，竖直梁要承受车辆和载车板的重力，在整个框架中，竖直梁的效验是最重要的。按照载车板（含车辆）为研究对象，受力分析图可以在如图3-2看见：图3-6受力分析示意图由于四根链条同时承载。所以每根链条所受载荷F为：F=（G1+G2）/4=（1600+630）㎏×9.8N/㎏/4=5463.5N它的受力分析图和弯矩图如图3-7所示。3-7纵向梁的受力分析角钢的承受的最大正应力为：δmax=Mmax/W式中Mmax-梁的最大弯矩W-抗弯截面系数抗弯截面系数和角钢的材料有关，查阅《机械设计手册》知道所选的抗弯截面系数为6.32×10-6，所以有：δmax=2768.5×1.65×106/6.32/2≈361.3Mpa对于材料Q235，查阅GB700-88，知道δ在375Mpa～500Mpa之间，故纵向梁是安全的。4传动系统的设计4.1横移传动系统设计横移机构传动示意图：1-YCJ系列齿轮减速三相异步电动机2-联轴器3-齿轮轴4-齿轮5-齿条6-滚轮图4-1横移传动示意简图4.1.1平移装置中齿轮、齿条、传动驱动电动机的选择拿载车板（含车辆）作为分析对象，受力分析如图所示：图4-2载车板受力分析图由分析得到，载车板正常移动的条件是F1=NfNf=faPNf-轴承所受的摩擦力fa-滚动摩擦系数平均值P-按一般动力计算公式得的轴承上的当量载荷fa=1.8×10-3×2对于深沟球轴承（本设计采用，应用广）P=Fr×Kv×Ks×KtFr-径向力Kv-旋转系数Ks-安全系数Kt-温度系数Fr=G1+G2=(1600+740)㎏×9.8N/㎏=22932N由于是外圈旋转，取Kv=1.2得P=22932N×1.2×1.1×1.0=30270.2N由上式Nf=fa×P=30270.2N×2×1.8×10-3=108.9N Nf=F,1<1>F1=2T/d,<2>T=9.55×103/n<3>本次车库设计是小型的，车辆底座的移动速度不应该太快，所以载车板的移动速度设置为V=0.35m/s。得：P=F×V/1000×/60=108.9×21/1000/60=3.7×10-2Kw在此设计中平移部分只需移动一个车位，移动距离较近，从而要求速度较低。查阅《机械设计手册》第五卷(四)表22-1-61，选用YCJ140和Y90S-4一体的YCJ齿轮减速三相异步电动机。电动机的额定功率为P=0.75Kw额定转速为n=26r/min输出转距为T=259N/m校核：F,=2T/d,d,=2T/F,=2×259N.m/109.4N=4.73㎜T,=9.55×103×3.7×10-2Kw/30r/min＜T=259N.m(T,-实际需要转距)故此电动机合适。4.1.2齿轮、齿条的设计1)选择齿轮、齿条的材料查阅《机械设计工程学》（中国矿业大学出版社）表8-17：齿轮选用45号钢调质，表面淬火HBS1=245～275齿条选用45号钢正火，表面淬火HBS2=210～2402）按齿面接触疲劳强度设计计算载车板的横移速度V=0.35m/s齿轮的角速度W=2nπ/60=πV=Wr=Wd/2(r-齿轮分度圆半径，d-分度圆直径)0.35m/s=πd/2得d=0.22m=220㎜齿轮采用硬齿面，非对称分布。查《机械设计1》的表8-23得齿宽系数φd=0.4齿轮模数m可由《机械传动装置设计手册》（上册，卜炎主编）查得：m=10d=mz(Z-齿轮齿数)220㎜=10z得z=22此齿轮齿数z在推荐值20到40中可以选取，故z=22，符合。参考《机械设计1》表8-14和表8-15选取齿轮的齿距p=πm=3.14×10=31.4㎜齿条的齿数z2=L条/p=2100㎜/31.4㎜=66.87取整数z2=67检验校核：查阅《机械设计1》得：由式（8-15）得，载荷系数K=KA×KV×Kβ×KαKA-使用系数KV-动载荷系数Kβ-齿向载荷系数Kα-齿间载荷系数由表8-20得KA=1.25由图8-57得初值Kvt=1.15由图8-60得Kβ=1.03由公式(8-55)及β=0得εγ=εα=[1.88-3.2(1/22+1/67)]×1=1.69由表8-21得Kα=1.15则载荷系数K的初值为Kt=1.25×1.15×1.04×1.15=1.72得Kt=1.72由图8-14得节点影响系数ZH=2.5(β=0,x1=x2=0)由图6-65得重合度系数Zε=0.87(εβ=0)由式(8-69)得,许用接触应力[δH]=﹠Hlim×ZN×ZW/SHZN-接触强度寿命系数ZW-硬化系数SH-接触强度安全系数接触疲劳极限应力δHlim1,δHlim2查图8-69得δHlim1=570N/㎜2δHlim2=460N/㎜2由式(8-70)得,应力循环次数N1=60njLh按预期寿命5年,每天工作300天,每天工作8小时来算:Lh=5×300×8N1=60×30×1×8×300×5=2.16×107N2=N1/u=0.7×107得N1=2.16×107N2=0.7×107由图8-70得ZN1=1.14ZN2=1.2由图8-71得ZW=1由表8-27得SH=1.1由公式[δH]=δHlim×ZN×ZW/SH得[δH1]=570N/㎜2×1.14×1/1.1=591N/㎜2[δH2]=460N/㎜2×1.14×1/1.1=510N/㎜2综上所述.d1的设计初值d1t为:d1t≥(2KT1)1/3/(φd)1/3×(u+1)1/2/u1/3×(ZE×ZH×Zε/[﹠H]2)1/3K-载荷系数ZH-节点影响系数T1-输出转距Zε-重合度系数Φd-齿宽系数﹠H-许用接触应力U-齿数比ZE-弹性系数d1t≥(2×1.72×2.24×105)1/3/0.41/3×(3.04+1)1/3/3.041/3×(189.8×2.5×0.87/5912)1/3≥161.47㎜d1=220㎜＞d1t=161.47㎜所以选出齿轮d1=220㎜可用.齿厚b=φd×d1t=0.4×161.47=64㎜齿条宽b2=64㎜齿轮宽b1=b2+(5～10)=70㎜由于采用正常齿轮,所以齿顶高系数ha*=0.8,顶隙系数c*,取c*=0.3分度圆的压力角度数为α=20°确定齿轮的其它参数如下:分度圆直径:d=mz=10×22=220㎜齿顶高:ha=ha*m=0.8×10=8㎜齿根高:hf=(ha*+c*)m=11㎜齿全高:h=(2ha*+c*)m=19㎜齿顶圆直径:da=d+2ha=220+2×8=236㎜齿根圆直径:df=d-2hf=220-2×11=198㎜基圆直径:db=dcosα=220×cos20°=206.7㎜齿距:p=πm=31.4㎜齿厚:s=πm/2=15.7㎜齿槽宽:e=πm/2=15.7㎜基圆齿距:pb=pcosα=29.5㎜发向齿距:pn=pb=29.5㎜顶隙:c=c*m=0.3*10=3㎜故齿轮采用铸造齿轮,结构采用普通结构.4.1.3联轴器的选择1)类型的选择电动机P=0.75Kw(Y90S-4型)故选择YL型凸缘联轴器(具有结构简单,重量轻,制造成本低,传动精度高等优点)2)载荷计算公称转距T=Nfd1/2Nf-载车板受的平均摩擦力d1-齿轮分度圆直径T=109.4×10-3×220/2=12.034N.m查阅《机械设计1》表14-1得工况系数KAKA=1.5计算转距Tca=KAT=1.5×12.034=18.05N.m3)型号选择参考系数:电动机的输出轴径是30㎜从GB5842-86中查得YL5型凸缘联轴器的许用转距是63N.m许用最大转速是5500r/min轴径为22～30㎜之间故YL5型凸缘联轴器合适.4.1.4键联接的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，查阅《机械设计》表7-1得，许用积应压力[δp]=100～120MPa,取其平均值[δp]=110MPa。对于半联轴器与轴之间的联接平键尺寸：b×h×L=10×8×32键的工作长度L1=L-b=32-10=22㎜h1=0.5h=0.5×8=4㎜h1-键与毂的接触高度L1-键的接触长度d-轴直径静联接，查《机械设计》公式7.1得T=1/2h1L1d[δp][δp]=2T/h1L1d=2×12.034×103/4/12/30=9.6Mp＜[δp]=110Mp所以，该平键的挤压强度足够，键是安全的。（半联轴器与轴之间平键安全。）2）对于齿轮与轴之间的联接平键尺寸：b×h×L=12×8×32b-键宽度h-键高度L-键长度键的工作长度L1=L-b=32-10=20㎜T=1/2h1L1d[αp]T-公称转距L1-键的接触长度h1-键与毂的接触高度d-轴的直径[δp]-许用挤压应力[δp]=2T/h1L1d=2×12.034×103/4/20/40=7.6Mp＜[δp]故齿轮与轴之间的键是安全的。4.2升降传动系统的设计4.2.1升降传动系统的内容介绍本章主要对链条、连轮、钢丝绳的选择计算与校核，驱动机构的设计，主要包括电动机的选择和校核；联周器的选择和校核；制动器的选择；链轮轴的设计计算与校核；轴承的寿命计算；升降传动系统的控制和维护。升降传动示意简图：YCJ系列齿轮减速三相异步电动机2-链轮3-滚筒4-钢丝绳5-滑轮6-固定端7-横梁图4-3升降传动示意简图4.2.2升降机构的工作原理每一个载车板都有一套独立的传动装置，它们的工作原理如图4-3所示。电机有两种旋转方式，顺时针载车板上升，反之下降，4.2.3链轮、链条、钢丝绳的选择计算和校核4.2.3.1链条的选择计算由上问可以知道本次设计对上升速率要求低，线速度在0.6m/s左右，属于低速的链传动。查《机械设计》得到链条的静强度计算公式为：s=Q/(KAF+FC+Ff)≥Np式中s-静强度安全系数Q-链条抗拉载荷KA-工况系数F-工作拉力FC-离心力引起的拉力Ff-垂度拉力NP-许用安全系数，一般为4～8。此处选择为8。由于动力源是电动机，而且根据轿车和载车板的重量，可以知道提升机构属于中型升降机，查阅《机械设计大典》表36.2-5可以得到：KA=1.4F=5463.5N由于：v＜0.6m/s＜4m/s由表14.1得到滚子链的具体参数如下：内链节内宽b118.90㎜内链节外宽b227.46㎜外链节外宽b327.51㎜节距p31.75㎜滚子直径d119.05㎜由上文可以找到链条长度L：L＞1800mm考虑其他因素，决定取：L=2000mm则链条的节数n为：n=L/p=2000/31.75≈634.2.3.2链轮的设计计算和确定参数本次设计选用了三圆弧一直线的齿型，它的特征有：（1）齿型与滚子啮合时的接触应力小；（2）啮合性能好。1)由前文可知线速度小于0.6m/s，查阅《中国机械设计大典》表36.2-4可以得到如下数据：Z=152)确定链轮的其它参数由《机械设计》（第四版）公式14.2得：d=p/sin(180°/z)式中d-链轮的分度圆直径p-配用链条的节距z-链轮的齿数d=31.75/sin(180°/15)=31.75/sin12°=31.75/0.2079=151.2㎜由《机械设计》（第四版）公式14.3得：da=p(0.54+cot180°/12)式中da-齿顶圆直径z-链轮的齿数p-配用链条的节距da=31.75(0.54+cot12°)≈170㎜所以da取为170㎜.由《机械设计》（第四版）公式14.4得：df=d-d1=151-19.05=131.95㎜取整数为df=132㎜由《机械设计》（第四版）公式14.5得：dg＜p×cot(180°/z)-1.04h-0.76式中dg-齿侧凸圆直径h-内链板高度由《机械设计》（第四版）表14.1查得：h=30.18㎜所以有：dg＜31.75×cot12°-1.04×30.18-0.76＜116.75㎜取dg=116㎜轮毂厚度h1为：h1=9.5+dK/6+0.01×d=6.5+40/6+0.01×151=17.68㎜L=4h1dh=dk+2h1R=0.04p上述式中L-轮毂宽度Dh-轮毂直径R-圆角半径h1=17.68㎜p=31.75㎜dk=40㎜得到：L=70.71㎜dh=75.36㎜R=1.27㎜L、dh和R分别取为71㎜、76㎜、1㎜。由于dh=76㎜＜dg=117㎜,所以dh可以取为76㎜。腹板厚度t由与它配合链的节距决定，由《中国机械设计大典》表36.2-22知,当p=31.75㎜时，t取为14.3㎜。链轮的示意图在图4-4可以看见：图4-4链轮的示意简图4.2.3.3提升部分钢丝绳的选择和计算：钢丝绳提升受力分析：载车板由四跟钢丝绳牵引，计算每一根的F拉力为：F=（G1+G2）/4=（630+1600）×9.8=5463.5N≈5.5KN由《钢丝绳中国标准汇编》查得表4-1知道表4-1钢丝绳中国标准汇编结构公称直径允许偏差最小破断拉力不松散直径增大值不大于参考重量MMKNMMKG/100M6X+IWS2.40±0.304.450.252.63.200.308.900.286.34.000.4012.450.436.74.800.4018.600.489.75.600.4024.900.5112.86.400.4031.200.5316.48.000.6043.600.6125.89.500.7064.100.6936.2由表可知钢丝绳的直径选择3.2mm上层载车板下降在底层高度为2000mm，载车板上两个滑轮之间的距离为2400mm,设定钢丝绳的长度为L;L=2400+2000×2=6400mm4.2.4驱动机构的设计4.2.4.1升降机构驱动电动机的选择和校核由上文可以知道每条钢丝绳受力是5537N。链轮的直径为151㎜，则所产生的力矩T为：T=F×d/2T=5463.5×151/2/1000≈412.49N.m因为P=T×n×10-3/9.55=412.49×30×10-3/9.55≈1.28kw查阅《机械设计手册》表22-1-61，选择YCJ170和Y112M-4安装在一起的YCJ系列齿轮减速三相异步电动机，其参数如下：功率P=4kw输出转速n=65r/min输出转距T1=552N.m因为T1＞T所以提升所选用的YCJ170和Y112M-4安装在一起的YCJ系列齿轮减速三相异步电动机合适。链条的线速度：v=πdn×10-3/60=3.14×151×65×10-3/60=0.51m/s＜0.6m/s所选的各种设备合适。所以也得出钢丝绳的提升速度为0.51m/s。4.2.4.2联轴器的选择公称转距为：T=9550×P/n式中P、n分别是电动机的额定功率和转速得：T=9550×4/65=587.6N.m查阅《机械设计》表14-1得工况系数为KA=1.5计算转距为：Tca=KA×T=1.5×587.6N.m=881.4N.m参考数据：电动机轴径：45㎜齿轮轴轴径：45㎜此处选择YL10型凸缘联轴器。4.2.4.3制动器的选择本次使用抱紧轮轴的方式制动，为提高安全系数选用长闭式制动器，查阅相关资料得到计算公式为Tc≤Tz式中Tc-计算制动转距Tz-制动器的转动转距Tc=S×Tt式中Tc-计算制动转距S-制动安全系数查《中国机械设计大典》表40.3-2得S=2.0Tt-换算到制动轴上的负载转距垂直制动时的负载转距由下式计算而得：Tt=mgD0/n式中m-垂直升降物体及其加具质量g-重力加速度D0-制动轴的轴径n-制动轴的转速所以得：Tt=2230×9.8×40×10-3/65≈13.45N.m则Tc=S×Tt=2×13.45=26.9N.m4.2.4.4链轮轴的设计计算与校核1.链轮轴上的功率P2和转速n1的计算查阅《中国机械设计大典》表40.4-6，选用机座号为16的电磁制动器，其制动转距是120N.m.故设备合适。由于链轮通过联轴器直接和电机的输出轴相连，所以链轮轴和电机的输出轴拥有一样的转速，都为65r/min，所以有：n1=65r/min转距T可以通过链轮的直径和链条所承受的力来确定：T=F×d/2式中F-链条承受的力，由前面计算知道为5463.5Nd-链轮的直径，由前面计算知道为151㎜所以有：T=5463.5×151/2/1000=412.49N.m于是有：P2=T×n1/9550=412.49×65/9550≈2.85kw初步估算轴的最小直径。选取材料为45号钢，调质处理。查阅《机械设计》表15-3，取A0=110于是有：dmin=A0P21/3/n11/3=110×2.851/3/731/3≈45mm链轮轴的最小直径应该是安装联轴器处轴的轴径，取dmin=45㎜2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，第二段轴右段要有一个轴肩，故第二段轴径的直径取为50㎜，由于为了安装方便只在右端支撑的左边设计一个轴肩，直径取为60㎜，轴的最右端一段直径取为50㎜。2）由上面的联轴器的选择知道，第一段长度取为80㎜，最右端的轴，由轴承的宽度而定，查阅《实用手册》可以得到：这段轴的长度为15㎜，它左边的轴肩只起定位作用，所以决定取长度为5㎜，剩下的一段轴即要安装链轮，又要安装制动器，所以决定取为185㎜。由此设计出轴的结构简图见零件图。3.确定轴上的圆角为R2轴上倒角为2×45°4.求轴上的载荷有效圆周力为Fe为：Fe=1000×P/v=1000×2.85/0.51=5588.24N所以根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定轴承的支点位置，由于采用深沟球轴承，支点就在轴承的中点，所以两个支点间的跨距为81+7.5×2=96㎜，轴的计算简图如图4-5（a）：H平面内∑MB=0Ft×L2-RH2×(L2+L3)=0Ft=Fe=5588.24所以有：5588.24×48-RH2×(48+48)=0RH2=2794.12N在H平面内同时有：∑Y=0Ft=RH2+RH1所以有：RH1=2794.12N故MH=RH1×L2/2=2794.12×48/2=67058.9N.mm≈67.06N.m由以上计算数据并根据轴的计算简图做出轴的弯矩图，如图4-5，根据已经做出的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩Mb,如图4-5（e）:由《机械设计》（第四版）16.3.2节得到：公式Mb=[M2+(αT)2]1/2Mb-当量弯矩M-合成弯矩T-输出转矩α-应力校正系数式中α是考虑扭矩和弯矩的加载情况及产生应力的循环特性差异系数。因为通常情况下由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩产生的扭矩切应力常常不是对称循环的变应力，故在计算弯矩时，必须考虑这种循环特异性差异的影响，考虑实际工况，扭转切应力为脉动循环变应力时，取α=0.6故：Mb=[67058.92+(0.6×418040)2]≈234500N.㎜

从轴的结构简图和计算弯矩图中可以看出截面C处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。5.按弯矩合成应力来校核轴的强度由《机械设计》（第四版）公式16.3得：﹠b=Mb/W式中﹠b-弯曲应力W-轴的抗弯截面系数Mb-当量弯矩W=πd3/32-bt(d-t)2/2/d=3.14×503/32-14×7×(50-7)2/2/50=10453.61㎜3所以δb=244500/10453.61=23.3N/㎜2前面已经选定了轴的材料为45号钢，调质处理，由《机械设计工程学1》表15-1得：[δ-1]=60Mpa=60N/m因此有：δb＜[δ-1]所以链轮中心轴的强度符合安全要求。4.2.5滚筒与定滑轮的选择4.2.5.1滚筒的选择查阅《中国设计大典》，根据第三章整体框架的设计，和纵向梁的尺寸，得知，滚筒的基本尺寸为：长度L=200mm,外围直径d=150mm内直径d=50mm如图4-6所示。4.2.5.2滑轮的选择根据上层载车板（轿车的重量）受力分析，考虑到滑轮安装在载车板上不影响轿车的存取，所以确定滑轮的尺寸：滑轮槽宽W=10mm,外圆直径d=100mm,滑轮槽深h=20mm4.2.6升降机构的控制和维护4.2.6.1升降机构的控制根据载车板及车辆确定链条所需的传动力。根据传动力及载车板移动速度确定电机功率。根据车身高度确定上下载车板间的距离，根据这个距离确定钢丝绳的长度，最后根据传动力确定链轮大小，链节形状及大小。4.2.6.2升降机构的维护由《机械设计》（第四版）图14.23得，本设计的链传动采用人工定期润滑的方式，润滑的方式：用刷子或油壶定期在链条的内，外链板的间隙中注油。供油量保持在每班注油一次。为了工作安全、保持环境清洁，防止灰尘进入、减小噪声以及由于润滑需要等原因，链传动用铸造或焊接护罩封闭。定期对提升部分的控制系统进行检修，还有就是安全装置的维护，保证提升机构的安全稳定。

5结论在当前汽车保有量逐年攀升以及停车难问题的矛盾背景下，立体车库可以解决停车问题，真正迎合了市场的