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四层立体停车库（链条式）总体设计
上面章节已求得：
电机功率为P=2.8kw;P′=2.716kw 额定扭矩T=25100N?m 轴长等于车位宽度lAB=7.8m 此为大链轮初取d链轮=200mm。 轴采用45号钢制造可得：
A0=126； τT =25MPa；n=24r/min dmin
30.706P′
=A0=126× =38.896mm n243
轴上最小直径为40mm，可知dmin≥40
取d=60mm查表选择键为b×h=18×11，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面I，II，B均无需校核。因此，只需要校核截面A。
根据<<机械设计>>表15-4可得
πd3 bt(d?t)2
W=?=18926.25mm3
322dπd3 bt(d?t)2
WT=?=40121.25mm3
162dP=
11
G车+G载车板 =× 2.2+0.45 ×10=6.63kN 44
图2.6提升系统链轮轴弯矩及扭矩图
由图得最危险界面为A处。
M=P×d=6.63×30=198.9N?m T=P×σr4
d链轮2
=6.63×
200
=663N?m 2
M2αT2
= +4 =22.44MPa
WWT
?1
据机械设计课本表15-1可知45号钢许用弯曲应力： σ因此σ
r4
=60MPa
< σ
?1 ，故安全。
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2.3.2
载车板提升链校核
整个传动机构分析，载车板在链条的约束下，提升过程中不会出现摆动的现象，使整个提升过程非常平稳，对于升降横移式立体车库，在选择链条时，按照低速链处理(v<0.6m/s)，而不是按高速链的方法来选择，由链条的静强度来确定链条节距。
S?Ft?v?6000sin???2z?
1000Pv p?n???QkFt
???6?107Psin???2z??QSkp?n得
???6?107Psin???2z??pQSk?n所选择的链条必须满足：
S：安全系数（取S=7）； k：链条工况系数（取k=1.3） P：提升电机功率 z：链轮的齿数 n：链轮的转速 p：所选链轮的节距 根据上式很容易确定所需要的链条。 主要参数确定：
链条受力分析：平衡链承重约为提升载荷的1/4，上升时提升链承载是提升 载荷的1/2。
载车板自重 450kg；载车板额定载荷 2200kg所以，平衡链拉力：
11
P平= G车+G载车板 =× 2.2+0.45 ×10=6.63kN
44提升链拉力：
11
P升= G车+G载车板 =× 2.2+0.45 ×10=13.25kN
22机械手册表13-2-1。根据链条的拉力选择适用链条单排滚子链20A、节距P=31.75，极限拉伸载荷P滚=86700N，是实际提升拉力P升的6.54倍，链条是提升系统中最重要的部分，对车库设备的安全起着绝对重要的作用。所以要有足够的裕量。
机械手册表8-4-3。选择板式链LH1244，节约P=19. 05，极限拉伸载荷P板=99820N，是平衡链拉力的14.8倍。裕量很大，除了链条拉力必须满足使用安全的要求外，还要满足
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结构要求，所以选择LH1244板式链。
滚子链强度计算：
提升链运动速度V上<0.6??/??，属于低速链传动。由于载荷较大，静强度占 主要地位，按静强度计算比用疲劳强度计算要经济。
链条静强度
n=
式中：链条极限拉伸载荷Q=86700N 设计功率：
Pca=
有效圆周力
Ft=
链条静强度
n=
Q86700==7.78≥np Ft111581000Pca1000×1.76
==11158N ν10.08KAPKZ1.0×2.8×1.1
==1.76kw Kp1.75Q
≥[n] Ft
其中np=4~8,，但由于速度较低故可取较小值，所以安全。 2.3.3
键的选择和校核：
I、升降系统键连接的选择与校核：
a）分析：输出轴通过键与链轮进行联接，传递转矩和转速，链轮安装方式为外伸悬臂式安装，承受扭矩较大，由于安装工艺，具体环境等因素的影响，链轮有跑偏的可能性，所以在这里选择楔键连接。
b）计算选择：
已知：链轮直径d=120mm 键传递的扭矩：
T=2Fs×
d
=Fs×d=6500×120/1000=780N?m 2查《机械设计》表6-1，选择键的尺寸为：32×18，键宽b=32mm，高h=18mm。 轮毂宽度：L=1.5d=1.5×120=180mm。所以，键长l=140mm(比轮毂宽度小些)。所选键的尺寸为：b×h=32×18，l=140mm，平头楔键。
c）强度计算与校核：
楔键联接安装后工作面上的合力为：
F=
T
=dbt
b+6fd第28页
x+fy+f?2
四层立体停车库（链条式）总体设计
T=2Fs×
式中：f——摩擦系数，取f=0.15 d——轴的直径，d=120mm 则楔键联接的挤压强度条件为：
?P=
2F
≤ ?P bld
=Fsd=780N?m 2 ?P ——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用加压力，单位为Mpa。
2F12T×10312×780×103
?P ====15.73MPa
blbl b+6fd 32×140×132.8查《机械设计》表6-2， ?P min=30MPa 因为?P< ?P min。因此，强度足够。
II、横移系统键的选择、计算与校核：
⑴连接摆线针轮减速器输出轴与小齿轮的键的计算选择：
a）分析：此处连接属于悬臂连接，键除受冲击载荷及扭矩外，没有收到轴向力，考虑到转速较低，齿轮的定心度要求不高，故选择普通平键。
b）选择：
d=35mm，选择b×h=10×8，L=2d=70mm
长度系列L选择L=50mm，所选键为：b×h=10×8，L=50mm，普通平键。 c）强度计算与校核：
输出轴直径d=35mm，转速n=48r/min，P=0.75kw。
P0.75
T=9550=9550×=149N?m
n482T×1032T×1032×149×103
?P====42.57MPa
kld0.5hld0.5×8×50×35三种材料中： ?P min=100MPa 由于?P< ?P min，故强度满足。
⑵连接大齿轮与轴的键的选择：
a）分析：此处齿轮的安装属于非对称安装，键除受冲击载荷及扭矩外，没有收到轴向力，考虑到转速较低，齿轮的定心度要求不高，故选择普通平键。
b）选择：
d=50mm，选择b×h=14×9，长度L=63mm
c）强度计算与校核：
P0.75
T=9550=9550×=298.4N?m
n242T×1032×298.4×103
?p===42.1MPa
kld0.5×9×63×50第29页
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查表6-2，得 ?p 由于?p< ?p
min
min
=60MPa
，故强度满足。
2.3.4 联轴器的选择
在本设计中，由于四个导轮在横向需要同步转动，所以需要动力导轮和从动导轮间的轴连成一体，而由于结构（拆装）要求，动力导轮和从动导轮间的轴不可能使用一跟通轴，所以需要从中间断开，这就需要联轴器对其进行连接。根据需要选择凸缘连轴器（GB5843-86）
图2.5联轴器的安装位置
1、特点：
结构简单，工作可靠，装拆方便，刚性好，成本底，能传递较大的转矩，使用于振动不大，低速和刚性不大的两轴
2、型号及其尺寸
根据机构需要查《机械设计手册》根据轴的直径d=30mm由表选型号为YLD5的联轴器，许用转矩M=63N?m；许用转速n=9000r/min；d=30,32；L=60；L0=124；D=105；D1=85；质量为3.19kg，转动惯量为0.013kg?m
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