立體停車庫伸縮車架機構的設計計算過程案例目錄TOC\o"1-3"\h\u16190立體停車庫伸縮車架機構的設計計算過程案例 1312011.1伸縮車架的擾度與強度 1158901.1.1下叉的受力分析: 1126431.1.2中叉的受力分析 28201.1.3前叉的設計分析 520861.2車架各參數(shù)的選擇 6207531.3車架內部零件的選取與校核 6231011.4車架伸縮裝置中的電機和減速器的選取 111.1伸縮車架的擾度與強度車架在存取轎車時插入貨架中的部分,厚度設計的應盡量薄,同時車架前端的擾度控制在最小，.車架各參數(shù)如下:W:負載E:材料的彈性系數(shù)I,I,I:分別為下叉，中叉，上叉的重力方向的矩1.1.1下叉的受力分析:如圖1.1所示圖1.1下叉的受力分析對下叉進行受力分析，設距離A段為x，則在x處截面上產生的相反力時的彎矩方程為：（1.1）積分求得BC端截面轉角為：i=i-dx=i-[+(x-a)]（1.2）BC端截面撓度為：=ix-dx=ix-[+(x-a)]（1.3）當x=0時,A端的截面轉角i=-(+b)（1.4）當x=l時，將式1.3代入式1.2和式1.1中，分別算出在支撐點c點處的轉角和撓度。（1.5）=-（1.6）1.1.2中叉的受力分析如圖1.2所示：因載荷W的作用，在間產生反力P,P，圖1.2中叉的受力分析計算進行受力分析時，在BF段內，取距F左端距離為x的截面為研究對象當時，可算得其轉矩方程為:M=Px=x（1.7）積分得出其轉角i==-+i（1.8）撓度為：=-+ix+（1.9）當x=b時，B端的截面轉角i=（1.10）當x=b時，將式1.6代入式1.4和式1.5中，分別得出BF段的轉角和撓度i=-（1.11）=-（1.12）如圖1.3所示：將d段作為研究對象,c點作為固定端,由于載荷W在中叉產生的反力為P和P,而由這些反力作用在車架前端圖1.3受力分析彎矩方程為：（1.13）以固定端E視為坐標原點，算得：P=W以固定端D視為坐標原點，算得：P=W積分得出其撓度為：=-dx=-[Px-P(x-d)]（1.14）當x=l時，代入式（1.7）算得：（1.15）i=-dx=-]（1.16）當x=l時，代入式（1.8）算得：i=-[-e(l-d)+(e+d)l]（1.17）所以=i(l-l)1.1.3前叉的設計分析載荷W在d區(qū)間產生的反作用力有P,P，在E點的向下傾斜角為i，撓度為，受力分析如圖1.4所示：圖1.4前叉的受力分析轉矩方程為：M=x積分求得其轉角為：i==-+i（1.18）撓度為：=-（1.19）當x=d時，D端的截面轉角i=（1.20）當x=d時，將式代進式和式中，分別算得E點的轉角和撓度：=-=-(l-l)因此，總擾度為：注：當車架進入貨架為1100mm時，值應控制在。1.2車架各參數(shù)的選擇l=1000mml=600mml=750mml=120mm故可取上叉、下叉、中叉長為：L=l=25=1100mmL=b+c+d+25=1100mmL=l-c+25=1100mm上叉為平板狀，并取其寬為1100mm，板厚取100mm，其余設計參數(shù)標注于裝配圖上。并且因各數(shù)據(jù)取值都偏大，不用予以校核，能滿足條件。1.3車架內部零件的選取與校核1.3.1軸承的選取校核由本設計選取車架伸縮機構的伸縮速度為,所以各軸承所承受的壓力為轉速為n=10000r/d(r/min)則d=C=110,取C=110d=16.2mm取d=20mm,則n=10000/20=159.2r/min查表，選擇深溝球軸承，代號為其基本參數(shù)為：B=19mm c=31000Nc=15200N徑向載荷F=150010/4=3750N軸向載荷F=0NF/F=0<e=0.26查表得x=1y=0P=xF+yF=F=3750N又查表得：f=1.1f=1f=0.485f=2.29f=1C=P=3750=19.4kN<31.0kN=c軸承的額定靜載荷P=0.6F+0.5F=2250<3750N因P<F故取P=F=3.75kN<15.2kN滿足軸承的壽命L=()=()=22446h因L>>h=6000h故軸承壽命滿足條件。則軸承選取合適。1.3.2齒輪的選取校核1、選取齒輪為45鋼，調質處理，齒面硬度HB=217—255，平均硬度為236[6]。2、初步計算傳動尺寸為軟齒面開式傳動d=（1）轉矩T=9.55P/n=162.43dN·mm（2）設計時，因V值未知，K不能確定，故可初選K=1.4（3）取齒寬系數(shù)=1.1（4）取彈性系數(shù)Z=189.8（5）初選螺旋角=12，取節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=2.46（6）初選Z=23，齒條=則得重合度=[1.88-3.2（1/Z+1/）]cos=1.7取軸面重合度=0.318Ztg=1.77取重合度系數(shù)Z=0.765(7)取螺旋角系數(shù)Z=0.99(8)許用接觸應力由式[=取接觸疲勞極限應力為=595MPa齒輪的應力循環(huán)次數(shù)分別為N=60naL=1.08取壽命系數(shù)Z=1.06取安全系數(shù)S=1.0則[===630.7MPa（9）齒輪的分度圓直徑d,初算為u=Z/Z=故則d==130mm3、確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù)取使用系數(shù)K=1.0因V=m/s取動載系數(shù)K=1.15取齒向載荷分布系數(shù)K=1.11取齒間載荷分配系數(shù)K=1.2故K=KKKK=1.53（2）對修正d==133.9mm（3）確定模數(shù)m=dcos/Z=5.69取m=6（4）故d===141mm并取b=50mm4、校核齒根彎曲疲勞強度=[式中各參數(shù)：(1)各值同前(2)因當量系數(shù)Z=Z/cos12=23.5故取齒形系數(shù)Y=2.64，應力修正系數(shù)Y=1.58(3)取重合度系數(shù)Y(4)取螺旋角系數(shù)Y(5)許用彎曲應力[取彎曲疲勞極限應力MPa取壽命系數(shù)Y，取安全系數(shù)S故[=1.0MPa則==1.29MPa〈176MPa=[故能滿足齒根彎曲疲勞極限。設計合理。1.3.3鏈輪鏈條的選取校核設軸徑d=80mm，鏈傳動比i=1鏈速n=V=79.6r/minP=0.11、選擇鏈輪齒數(shù)：初步確定Z=212、定鏈的節(jié)距取K，齒數(shù)系數(shù)K，多排鏈系數(shù)K所需傳遞功率為kW由此，可選取滿足條件的08A鏈，P=12.7mm3、定鏈長、中心距初定中心距a=40p，則鏈節(jié)數(shù)L=101節(jié)鏈長L=LP/1000=10112.7/1000=1.28m中心距a==508mm中心距調整量mm實際中心距mm4、求作用在軸上的力工作拉力F=1000P/V=1500N作用在軸上的壓力F=1.2F=1800N軸徑mm取d=16mm取輪徑D=80mm計算結果及所有參數(shù)確定：鏈條規(guī)格：08A單