三层升降横移立体车库机械系统设计 毕业设计论文

三层升降横移立体车库机械系统设计

作 者 姓 名： 指 导 教 师： 单 位 名 称： 专 业 名 称：

2010年6月

The Mechanical System Design Of Three -Layer UP—Down And Translation Stereo Garage

By

Supervisor : Associated Professor

University June 2010

毕业设计（论文）任务书

机械工程与自动化学院 班级 姓名

毕业设计（论文）题目： 三层升降横移立体车库机械系统设计 设计(论文)的基本内容： 1、 2、 3、 4、 5、 6、 立体车库机械系统总装配图（A0×1） 升降机械系统部件图（A0×1） 横移系统部件图（A1×1） 主要零部件图（A0×2.25） 编写设计说明书 外文科技文献翻译（3000汉字） 毕业设计（论文）专题部分： 题目： 设计或论文专题的基本内容： 学生接受毕业设计（论文）题目日期 第 1 周 指导教师签字： 2010年3月5日 i

三层升降横移立体车库机械系统设计

摘 要

立体停车库是专门实现各种车辆的自动停放及科学寄存的仓储设施。随着城市汽车保有量的不断增加，停车难问题己经成为大中型城市的一个普遍现象。机械式立体停车库可充分利用上地资源，发挥空间优势，最大限度地停放车辆，成为解决城市静态交通问题的重要途径。本课题以较典型的升降横移式立体车库为研究对象，综合考虑立体车库制造成本和运行效率的双重因素。升降横移式立体停车库作为一种新兴的停车设备，以其独特的特点被广泛的应用在酒店、宾馆、机关单位以及居民小区等各种场所。

本文结合了实际的工程项目，并以升降横移式立体停车库为例，对升降横移式立体停车库进行系统的专门论述。升降横移式立体停 车库就其组成部分而言，可分为三大部分:车库结构部分、传动机构部分和控制系统部分。传动结构部分中，主要对传动轴的设计提出改造方案，并从理论上提出改造的依据。停车库的传动型式是升降横移式立体停车库传动机构的核心问题，在实际应用中，升降型式主要有:链条传动和钢丝绳传动。因而对传动形式进行讨论，并且进行选择和校核。

关键词:升降横移式立体停车库，钢结构，传动机构，钢丝绳

ii

东北大学毕业设计（论文） ABSTRACT

The Mechanical System Design Of Three -Layer UP—Down And Translation

Stereo Garage ABSTRACT

Mechanical parking system is the storage which is used for automatic parking and scientific storage of kinds of automobile. As the quantity of urban automobile has increased continuously in nowadays，the hard-to-park problem has become a common phenomenon .. It has become an important way for static traffic problem of cities. The issue studies the typical mechanical parking system which named up-down and translation stereo garage，and regards of the two factors of cost of manufacture and operational Efficiency synthetically，The dragging-forms of multiplayer up-down and translation car-base，as a new kind of parking equipment，is applied in cabarets、hotels、departments and etc. By its wonderful traits .

This paper discusses the dragging-forms of multiplayer up-down and translation car-base technically according to practical projects and two types of applied car-base .According to the form of the dragging-forms of multiplayer up-down and translation car-base，it is made of three parts :part of car-base structure、part of driving-framework and part of control system .The steel structure，as the main body of car-base，has many forms.The plan of reform in the transmission shaft design is brought forward and the paper also puts forward the plan’s academic base about part of the drive structure. Dragging-form is the core of the driving-framework in the dragging-forms of multiplayer up-down and translation car-base，in practical，it has two types : chains ripe-dragging and cable wire-dragging .

Key words : Dragging-forms of Multiplayer Up-down and Car-base，Steel Structure ，Transmission，Wire Rope

iii

东北大学毕业设计（论文） 目录

目录

任务书 ............................................. i 摘 要 ............................................ ii ABSTRACT .......................................... iii 第1章 绪论 ........................................ 1

1.1 设计背景 .............................................. 1 1.2国内外研究现状和前景 ................................... 2

1.2.1 国外有关现状 ................................................ 2 1.2.2 国内有关现状 ................................................ 3 1.2.3各种立体车库的优缺点 ........................................ 4 1.2.4 升降横移立体车库的研究价值及其特点 .......................... 5

第2章 总体设计 .................................... 7

2.1车库运行过程： ......................................... 7 2.2功能原理方案设计 ....................................... 7 2.3升降横移式立体停车库的总体布局 ......................... 7 2.4传动系统 ............................................... 9

2.4.1升降传动系统 ............................................... 10 2.4.2横移传动系统 ............................................... 13

2.5钢结构框架的选择与设计 ................................ 15 2.6载车板 ................................................ 18 2.7安全防护系统 .......................................... 19

第3章 参数计算 ................................... 20

东北大学毕业设计（论文） 目录

3.1升降系统参数计算 ...................................... 20

3.1.1主要设计参数 ............................................... 20 3.1.2载车板质量估算： ........................................... 20 3.1.3升降电机的选择 ............................................. 21 3.1.4钢丝绳与滑轮的选择与计算 ................................... 21 3.1.5滚筒的设计计算： ........................................... 24 3.1.6传动比分配与减速器的选择 ................................... 27 3.1.7升降链传动的设计 ........................................... 28

3.2横移系统参数计算 ...................................... 32

3.2.1电机的选择 ................................................. 32 3.2.2横移行走轮的设计计算： ..................................... 33 3.2.3传动比分配与减速器的选择 ................................... 36 3.2.4横移链轮的设计计算 ......................................... 36

3.3轴的校核 ............................................. 41

3.3.1按弯扭合成强度条件校核轴 ................................... 41 3.3.2精确校核轴的疲劳强度 ....................................... 44 3.2.3横移轴的校核 ............................................... 47

3.4轴承的校核 ........................................... 47

3.4.1横移轴承的校核 ............................................. 47 3.4.1其他轴承的校核 ............................................. 49

3.5联轴器的选择 ......................................... 49

3.5.1升降电机减速器轴轴端处 ..................................... 49 3.5.2横移电机减速轴器轴端处 ..................................... 50 3.5.3横移轴与传动轴轴端处 ....................................... 50

3.6键联接的选择和验算 .................................... 50

3.6.1大链轮、升降轴处 ........................................... 50 3.6.2滚筒、连接盘处 ............................................. 50

东北大学毕业设计（论文） 目录

3.6.3其他键的校核 ............................................... 51

第4章 系统的环保性与经济性分析 ................... 52

4.1环保性分析 ............................................ 52 4.2经济性分析 ............................................ 53

结论 .............................................. 55 致谢 .............................................. 56 参考文献 .......................................... 57 附录： ............................................ 58

文献翻译一 ............................................... 58 文献翻译二 ............................................... 64

东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

第1章 绪论

1.1 设计背景

随着城市的发展、人口的增长及人们生活水平的提高, 汽车这一现代化的交通工具与日俱增, 停车难成为困扰城市发展的一大难题。作为解决城市静态交通的有效措施——向空间、向高层发展的自动化立体停车设备,以其占地面积少、停车率高、布置灵活、高效低耗、性价比高、安全可靠等优点,越来越受到人们的青睐。目前市面上常见的机械式立体停车库有：升降横移类、垂直循环类、多层循环类、水平循环类、平面移动类、巷道堆垛类、垂直升降类和简易升降类等8种,其中升降横移类以其结构简单、操作方便、安全可靠、造价低等优点,在国内车库市场占有绝对优势的市场份额[1]。

升降横移类停车库指的是采用以载车板升降或横移存取车辆的机械式停车设备的立体停车库。由于升降横移类停车设备的形式比较多，规模可大可小，对场地的适应性较强，因此，采用这类设备的停车库十分普遍。其工作原理为：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需通过中间层横移出空位，将载车板升或降到地面层，驾驶员才可进入车库内将汽车开进或开出车库。运行特点: 最下层只能进行平移, 顶层只能进行升降, 中间层既可平移又可升降。除顶层外, 中间层和底层必须留一空车位, 保证上下车通道的畅通。总的原则: 升降复位, 平移不复位[2]。

采用以载车板升降或横移存取车辆的机械式停车设备的立体停车库。此类型立体车库适用于地面及地下停车场 配置灵活,造价较低。这种类型立体车库的特点是结构简单。形式较多，规模可大可小 采用模块化设计 ,每单元可设计成2~5层 、半地下等多种形式 ,车位数从几个到上百个。对场地的适应性强 约占国内停车市场份额70%以上。

而现有停车位缺口严重据预计2010年轿车保有量将达到2000万辆，“十五”

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东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

期间轿车保有量将增加400万辆。停车位需求按1:1.2(100%的基本停车位和20%的公共停车位)计算，总需增加停车位480万个。平均每年需求96万个车位。如仅考虑10%进机械式停车库，这每年需提供机械式停车库9.6万个车位[3]。因此从现有的停车位的缺口情况和今后市场的需求可以看出，机械式停车设备的国际、国内市场前景十分良好。因而我对立体停车库中的升降横移停车库进行分析。

1.2国内外研究现状和前景

1.2.1 国外有关现状

早在1920年，美国建成了世界上第一座机械式立体停车设备。50年代以后美国和西欧陆续建成多种型式的立体车库;60年代以来尤其是在市中心的商业区，建筑物高度密集，不可能腾出大量地皮建停车场。此时，占地面积小的立体式停车设备才真正得到发展普及。亚洲的停车设备技术起源于日本，日本从20世纪60年代开始从事机械停车设备的开发、生产、销售和服务，至今已有四十几年的历史。到了80年代和90年代初，由于计算机技术和电力电子技术的飞速发展，由全电脑自动控制，采用变频技术的新一代机械式立体停车设备首先在日本进入家庭。生产机械式立体车库的公司约100多家，比较大的公司有新明和、石川岛播磨、日精、三菱重工等。从90年代起日本每年投入运行的机械停车泊位都在万以上。目前全日本己经投入使用机械式停车位超过300万个，其中以升降横移式停车设备为主。对于日本，优势在多层升降横移类、垂直升降类、水平循环类、垂直循环类、简易升降类等产品上[4]。

德国和意大利等欧洲国家从事停车设备开发和生产也比较早。较好的公司有:意大利Sotefin、Interpark、德国PaliS等。由于欧洲国家停车问题表现不很突出，停车设备应用量不是很大。多数为巷道堆垛式产品，多层升降横移式产品应用很好。德国和意大利等欧洲国家的优势在巷道堆垛类产品上。

国外立体停车设备的技术以日本和德国领先，其发展主要有两个特点:一是高技术含量高。日本和德国的车库行业将机、电工业的高新技术成果随时转化和移植到车库产品中，使车库技术进步和产品更新很快。比如高速曳引机和VVVF调速控制技术(即高速电梯技术)很快应用到垂直升降式车库产品，使这种电梯式

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东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

车库存取速度更快，存车量更大，从而逐步替代老式的垂直循坏式塔型车库。又如计算机管理、IC卡识别、计时收费系统一出现，立即应用于停车库，使车库融于城市楼宇自动化管理系统中，无论是公共停车还是住宅停车变得更容易、更方便。二是车库产品朝着性能价格比更高的方向发展。即不但重视停车密度和高性能，更讲究产品的经济实用性。比如日本的三菱、大幅株式会社和德国PALIS公司均研制成功停车密度较高，而造价较低的高层车库和无车板、无车架等先进车库。这些新产品都是90年代的新技术，一问世，很快替代了老产品[4]。

1.2.2 国内有关现状

我国立体车库的发展，始于上世纪八十年代，河北承德的华一机械车库集团有限责任公司于1989年建造起国内第一台垂直循环类机械式停车车库，填补了国内机械式停车车库的空白。立体车库产业在上世纪九十年代迅速兴起，步入了引进、开发、制造和使用的快车道，国内立体停车库市场正以直线上升的态势在飞速发展。我国立体停车设备的产品经引进技术和自主研究开发，生产技术水平有了很大的提高，许多设备采用了当前机械、电子、液压、光学、磁控和计算机等领域的先进技术，如采用交流变频调速系统，使运行高速、平稳、省电、减少振动和噪声。控制形式有按钮式、IC卡式、触摸屏式、密码钥匙式、遥控式等，有些设备还采用了总线控制技术；传动装黄采用内藏式，以增大停车空间并保护各传动元件不受污染和腐蚀，提高了设备的耐久性；机械结构中采用了模块化设计，便于组合使用，易于安装拆卸，缩短施工周期。目前品种的满足率己达90％左右，有的品种填补了国内空白，产品国产化率达到50％以上。还采用一些新材料、新工艺，如采用“H7，型钢做钢梁，组合的镀锌板或一体成型的镀锌板做载车板：安全保护方面采用了声光引导及定位装置，自动消防灭火系统等。目前品种的满足率已达90％左右，有的品种填补了国内空白，产品国产化率达到50％以上。

目前国内立体停车设备是以升降横移类为主，约占总量的84%。此外还有垂直升降类和平面移动类。在技术方面，由最初的机械传动式逐步在发展液压传动式、机械液压传动式、电传动式。控制方式也由单纯的手动控制发展到电气控制、PLC控制和现场总线控制。

虽然我国停车设备行业和技术得到了快速发展，但与停车设备的市场需求还

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东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

相差甚远。停车设备需要进一步降低制造成本，提高技术含量以及设备使用的安全性和可靠性。

由此看来随着各种高新技术的引入，立体车库正在向专业化、复杂化、智能化和高自动化方向发展，重点表现为以下几个方面:①专业化:立体车库系统稳定可靠，能正常运行而不出故障是用户的首要要求，也是一套停车场系统的重中之重。制造厂家的专业化程度越来越强，如保证设备的可靠性，立体车库的软硬件设施及各种设备的配套都达到专业化程度。②复杂化:立体车库产业正在向多元化方向发展，它已经不仅是纯粹的机械设备，还包含了当今机械、电子、建筑、液压、光学、磁控、管理和计算机技术等领域的大量先进技术。立体停车系统己经日臻完善，如汽车出入车库时采用声光引导和定位、汽车尺寸和重量自动识别、限速保护与多重机构互锁、停车泊位自动跟踪、链绳长度超范围报警和弹性变形自动补偿、汽车安全检测、图像识别技术、科学管理等，各种领域先进技术的综合使用，已经使立体车库成为一个独立的大型复杂的高技术设备。③智能化:一些新技术正在迅速进入该领域，如变频技术、全电脑控制系统、导航定位技术、停电及电源故障的自动判别排除及处理系统等。如“模块”阁架式立体车库的电梯调配，自动送车找位、自动平层，应快捷、准确、可靠。系统安全装置的设置要与动态过程安全检测形成闭环，确保存取车过程的安全运行。④高自动化:立体车库的高自动化主要表现为先进的自动控制技术和科学的管理方法。控制技术和管理方法互为所长，大幅度提高了存取车效率。车库可以将汽车自动停放到合适的位置，可实现无人操作[5]。

1.2.3各种立体车库的优缺点

立体车库的类别根据JB/8713一1998机械行业标准，按其工作原理区分主要包括以下九种:(l)升降横移类SH:(2)垂直循环类CX;(3)水平循环类SX;(4)多层循环类DX;(5)垂直升降类CS。

不同的类型立体车库具有不同的优点和缺点，只有横向比较才可以得到最合适这块地方的最优法案，“海纳百川，有容乃大”只有充分的了解各类车库的优缺点才能更好的采众之长，补己之短。各种立体车库的优缺点见表1.1。

表1.1各种立体车库的优缺点

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东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

类型 优点 缺点 适合存容量 升 结构框架不高，在垂直平面内车位 每个载车板都要自备一套甚 3～43

续表1.1

降 横 移 式 布置较紧凑;出入口布置灵活;在楼宇地下室或住宅小区空地布置方便;相对成本较低，进出一辆车不必牵动全库车辆;可以并列、串列组成组合式车库，形式多样。 垂 直 循 环 式 只需要一套驱动机构，较容易控制，停位较准确，结构简单，工作可整个系统能量消耗大，振动及噪声较大，运动速度不高，出至2套驱动机构。成本相对较高。 5～50 靠，占地面积小，空间利用率也较高。入库时间长;经济性差;只有一可以建成地上、半地上、地下式等多种形式。 套驱动机构，一旦系统故障，不能实现紧急出车，工作机动性较差。 水 平 循 环 式 多层循环式 垂直升降式 驱动机构较少，工作可靠，工作出入一辆车整个系统的车10～40 原理简单，与垂直循环式比较，耗能、位全移动；占地面积较大，运动振动及噪声均较低。 速度不能太高，出入库时间较长；一个环节出故障全线停运。 可充分利用地下空间，墙体建筑费不高，隔振和噪声效果较好。 出入一辆车整个系统的车位全移动;结构较复杂，一般只适用于利用地下空间。 6～46 可以充分利用空间。一般都做成大型车库，这样平均到每个车位的成本较低。车位的布置形式多样。 一旦系统故障，不能实现紧急出车，工作机动性较差。 7～56 - 5 -

东北大学毕业设计（论文） 第1章绪论

1.2.4 升降横移立体车库的研究价值及其特点

通过对我国国内现有停车场停车现状的分析和国内立体车库使用情况的调研，综合各种车库的原理和适用情况，同时考虑到研发成本及维修，我选择升降横移式立体车库作为我对立体车库研究的切入点。升降横移式立体车库由于造价成本较低、配置灵活、拆卸也比较方便，可以最大程度降低风险系数，取得成功，而且，目前我国多数小区采用的也是多层升降横移式立体停车设备，大规模的仓储式机械停车库还很少，因此选择升降横移式立体车库，易于进行以后市场推广，可行性很高。升降横移式立体车库还有其他特点。

（1）需求量大。现在大部分轿车晚上都停在住宅小区，己建和在建住宅小区的特点是配套车位严重不足，而私家车在以巧20%的速度增加，有的小区现在己是车满为患，不敢想象2010年以后汽车关税降为零时停车会是什么情况。

（2）该类型的立体车库更有效的利用了空间。整个运动过程直存直取，不需倒空，无需倒车场地，只要提供足够的车宽距离，它将利用有限的空间，满足停车的需求并且提取车辆更加方便、快捷。

（3）该立体车库所具有的特点，特别适合于住宅小区、高级宾馆、饭店、医院、车站等场所。设备可安置在绿化带上，同时又不破坏绿化;操作简便快捷，与房产开发相配套，能节省大量的土地与资金成本，也能为城市解决停车节约大量的土地资源。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

第2章 总体设计

2.1车库运行过程：

该设备的顶层载车板只需上下升降；中层载车板既可升降，又可横移；底层载车板只需左右横移。中层和底层都有一个空位，可以通过横移载车板变换空位，使空位正上方的顶层载车板下降到底层。底层载车板上的汽车可直接出车。整个过程即可完成。

2.2功能原理方案设计

根据机械式三层升降横移式立体停车库的运行方式，车库总体采用钢结构设计。在整个机构中有立柱、横梁和纵梁还有横移导轨等组成。底层有可以横移的载车板；二层有移动的框架利用滑轮带动载车板一起做横移运动，并且装有能使载车板升降的提升装；，三层采用框架结构只能升降。升降运动采用升降电动机、链条或钢丝绳提升；横移运动借助导轨采用交流减速横移电动机和滑轮驱动。

2.3升降横移式立体停车库的总体布局

升降横移式立体停车库由于适应性强而备受青睐，该类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需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，升降由一台电机驱动，通过钢丝绳拖动搬运器垂直升降，横向移动借助导轨，也是利用一台电机便可实现车位的移动，它的主要优点在于同一层的车位移动独立，可以自由动作，并且动作时间短，缩短了存取车的时间。

如图2.1所示升降横移立体车库可以分成钢结构部分、载车板部分、传动系统、控制系统、安全防护系统五大部分组成。因为我们主要研究的是机械部分因

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

而主要对钢结构部分、载车板部分、传动系统、安全防护系统进行研究和设计。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

1—升降系统 2—防坠落装置 3—钢结构框架 4—载车板 5—钢丝绳 6—横移系统 7—进车通道架 8—地脚螺栓 8—摆线针轮减速器 9—升降三相异步电动机 10—定滑轮

图2.1 升降横移式立体停车库布局图

图2.2 升降横移式立体停车库车位分布图

车库的运行情况如下:图2-2中的底层即3、6、10、13号车直接进行存取，7号车下架到地面层后进行存取，2、5、9、12号车位必须通过3、6、10、13号车位横移出相应的空位，再下降到地面层存取车。4、8号车位存取车，则可将5号和号车位或9号车位和10号车位同时向右或向左移动一个车位，4、8号车位直接下降即可，如需在1、11号车位存取车，则将2、3、5、6或9、10、12、13号车位右移一位或左移一位，1、11号车下降即可。

由于升降横移式立体停车库对场地的适应性较强，可根据不同的地形和空间进行任意组合、排列，规模可大可小，对土建的要求比较低，因此，升降横移式立体停车库应用十分广泛普遍。

SH升降横移式立体停车库的结构设计在整个车库中非常重要，主框架部分、载车板部分和传动系统是升降横移式立体停车库的主要组成部分，主框架部分承担着整个升降横移式立体停车库的总量，而且它的轻重、稳定性和可靠性以及载车板部分还影响着整个立体停车库的重量、材料和成本的多少以及安全性，传动系统决定着升降横移式立体停车库运行的好坏，所以如何设计主框架部分、载车

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

板部分和传动系统成为影响整个立体停车库的关键因素。

2.4传动系统

升降横移式立体停车库的传动系统分为升降传动系统和横移传动系统。在升降横移式立体停车库中传动系统是其核心部分，传动系统的好坏直接关系着整个车库的安全，尽管升降横移式停车库的种类型式很多，其工作原理都大致相同，均是每一个车位都有一搬运器，所需存取车辆的搬运器通过升降、横移运动到达预定位置，进行车辆存取，完成存取全过程。也就是停泊在地面层的车辆只作横移，不必升降，上层车位或下层车位需要通过中间层横移出空位，将搬运器降到地面层，驾驶员才可进入车库内存取车辆。

传动力系统即主机一般为电机和减速机。电机减速机用于沿轨道水平横移的主机或起重升降部主机，且必须设有制动系统，制动系统采用常闭式制动器，对控制升降运动的制动器其制动力矩不小于1.2倍额定载荷的制动力矩。

2.4.1升降传动系统

升降传动系统是车库传动系统的主传动系统，它是利用托动装置将载车板从底层停车位提升到上层车位架或从上层车位架放到底层来存取车辆。根据它的托动型式可分为:钢丝绳型升降传动系统和链条型升降传动系统。 (1)链条传动型式

链条传动型式的传动机构与钢丝绳传动型式的传动机构在工作原理上是类似的，但在机构上却存在着一定的差别。如链轮传动型式机构示意图2.3所示，搬运器的两个端面各有3个链轮，也各有2根定长的链条绕在链轮上，，初始位置搬运器水平，当提升电机带动载车板向上提升时，由于链条是定长的，所以不管是上升还是下降，搬运器始终保持水平。 (2)钢丝绳传动

钢丝绳传动形式的升降传动系统一般是由电机、减速系统、卷筒、滑轮、钢丝绳组成。在钢丝绳传动型式中，钢丝绳的主要作用是拖动搬运器上下升降，如图2.3所示。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

1—车位高层横移导轮 2—定长链条 3—载车板 4—链轮 5—地面横移导轮 6、9—车位架 7—升降链条 8—升降电机

图2.3 链条传动型式升降机构示意图

钢丝绳一端与搬运器相连结，钢丝绳另一端缠绕在卷筒上(搬运器的前端钢丝绳与后端钢丝绳必须同方向绕着卷筒转动)，当搬运器需要升降时，提升电机便会通过其正反转来带动卷筒顺时针或逆时针旋转实现搬运器的升和降，如图2.4所示：

在立体车库设计中，各种提升方式特点如下:

1.采用链传动:优点是传动简单可靠，维修简单，造价低廉;缺点是冲击比较大，有提升高度的限制，安装调试时需要注意是否有咬链的情况出现。

2.采用钢丝绳传动:优点是对车库底盘可以提升的高度可以不加限制，造价比较低;缺点是因为需要外加钢丝绳桶和刹车盘增加了安装调试的时间和造价。

综上所述，本车库为三层，从提升高度上选链传动或钢丝绳传动都可以，但从高度可扩展角度考虑，选择钢丝绳传动更为有利，因此，我们选钢丝绳组合提升的型式。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

1—电动机 2—钢丝绳滚筒 3—支撑架 4—横移行走轮 5—载车板 6—钢丝绳 7—定滑轮

（a）

1—钢丝绳滚筒 2—滚筒支架 3—电动机 4—横移支撑架 5—横移行走轮 6—钢丝绳 7—定滑轮 8—载车板

（b）

图2.4 钢丝绳传动形式升降机构示意图

但是在图2.4（a）和图2.4（b）中都有各自的缺点：图2.4（a）中如果汽车通过支撑架，则汽车与支撑架很可能相干涉；如果汽车不通过支撑架，则钢丝绳与滑轮之间有一定转角，使得钢丝绳磨损严重；再者这种情况下钢丝绳与滚筒之间的缠绕很有可能出现混缠，使得四根钢丝绳的长度不再形同，载车板发生倾

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

斜，会很危险。图2.4（b）虽然杜绝了2.4（a）的缺点但是，由于汽车在载车板上的位置有可能不同，导致载车板前后受力不同，使得钢丝绳在滑轮处自由滑动，使得载车板倾斜，发生危险。进而将图2.5进行改进如下所示：

1—钢结构框架 2—竖直定滑轮 3—转向定滑轮 4—小链轮 5—摆线针轮减速器 6—弹性柱销联轴器 7—YZP起重三相异步电动机 8—电磁制动器 9—滚筒连接盘 10—钢丝绳滚筒 11—升降轴 12—大链轮 13—钢丝绳

图2.5 钢丝绳传动形式升降机构示意图

传动示意：YZP起重三相异步电动机——弹性柱销联轴器——小链轮——大链

轮——升降轴——滚筒连接盘——钢丝绳滚筒——钢丝绳——载车板

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

2.4.2横移传动系统

横移传动系统的作用是使上升到位的搬运器平移到指定位置，其传动主要是靠电机带动链轮使滚轮在轨道上移动。在设计中我们充分利用己有型钢的结构，用H型钢作为滚轮的轨道，这样不但保证了轨道的质量，而且还减轻了整体结构的重量。

由升降横移式立体停车库的工作原理可知，除了顶层的载车板不需横移外，其它层载车板均需要通过每层的横移导轨左右移动一个泊车位，为上层的载车板升降提供空位。每个可停车位均有一个独立的横移动力传动系统，包含有横移电机(带刹车的专用减速机)、传动轴和滚轮。底层横移传动系统与载车板做成一体，其它层的横移传动系统均置于车位架上，主动传动端如图2.6（a）所示，从动端如图2.6(b)所示。 主动传动端：

1—三相异步电动机 2—弹性柱销联轴器 3—摆线针轮减速器轴 4—小链轮 5—主动横移行走轮 6—大链轮 7—横移轴 8—弹性柱销联轴器 9—传动轴

图2.6（a） 横移传动系统

传动示意：横移三相异步电动机——弹性柱销联轴器——小链轮——大链轮——

横移轴——主动横移行走轮——横移支架

——弹性柱销联轴器——传动轴——主动横移行走轮——横

移支架

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

1—从动横移行走轮 2—固定轴 3—支架 4—定位螺栓

图2.6（b） 横移传动系统

2.5钢结构框架的选择与设计

立体车库一般主要以钢结构和钢筋混凝土为主，钢结构框架有以下几种特点1.可靠性高；2.材料的强度高，钢结构自重小；3.材料的塑性和韧性好；4.钢结构制造简便，施工工期短；5.钢结构密闭性好；因而在升降横移式车库中我们选用钢架结构。

主框架体系的基本构成是由水平方向的梁和垂直方向的柱通过钢性结点连接而成。这种结构体系通过结构构件的抗弯刚度来抵抗侧向力的作用。主框架体系是典型的柔性结构体系，受层间位移的限制，结构的刚度在设计中起控制作用。停车设备的主框架主要采用热轧H型钢槽钢角钢矩形钢和钢板焊接成型以其作为承重结构。

升降横移式立体停车库主框架的第一层根据不同的结构要求，有单柱形式、跨梁形式、后悬臂形式等。图为升降横移式立体停车库主框架的几种典型形式。单柱型式结构紧凑，安装、搬运方便，给驾驶员一种导正的作用，若装有平衡装置在升降过程中有全程平衡保护。跨梁形式进出车辆较方便，结构较简单但较单柱形式跨度大，所以安装搬运不方便。后悬臂形式无前柱，对汽车进出载车板较好，但因主框架在后侧，定性较差，且一般不能做重问题。

如图2.7所示，单柱形式在结构上稳定性好，其强度、刚度比较好，安装也较方便，特别适用于多层式和重列式的升降横移类立体停车库。但是这种形式

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

不便于车辆的驶入，车库的成本也相应的提高了。跨梁形式中应用比较典型的是二柱结构型式，这种型式的停车设备的最大优点视野宽阔，存取车方便。不利的方面主要表现在对设备运行的稳定性和结构框架的强度、刚度、设计要求高。它主要用于二层升降横移类立体停车库。因而我们采用单柱形式。

图：（a）单立柱形式 图：（b）跨梁形式

图：（c）后悬臂形式

图2.7 升降横移式立体停车库主框架的典型形式

在主框架设计中，因为受到侧向力作用下，竖向支撑析架表现为弯曲型变形，因此使用人字形支撑结构如图2.8所示：

在升降横移式立体停车库的主框架设计中一个重要部分—安装连接形式设计的是否合理直接影响结构的质量、安装速度及经济效益，常规的主框架的连接有焊接，铆接与螺栓连接三种。扭剪型高强螺栓是一种新型连接方法，具有受力性能好、耐疲劳、可拆换、施工方便及安全可靠等优点，同普通螺栓相比，单位体积耗钢减少30~50%，近年来在主框架的设计中广为采用。因此使用扭剪型高强螺栓连接。

根据钢结构分析的经验，和参考已有的成品对将本项目中用到的钢结构分为以下几种型号，立体车库钢结构型号初选规格如表2.1所示。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

图2.8 升降横移式立体车库钢结构骨架

表2.1 立体车库钢结构型号初选规格

编号 名称 初选型钢 截面面积 理论重量 惯性矩 /cm 2/kg/m 25.77 /cm4 1913.7 1 上层横梁 20热轧槽钢 - 17 -

32.83

东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

2 3 4 5 下层纵梁 立柱 导轨支撑梁 角钢 200×200H型钢 200×200H型钢 20热轧槽钢 40×40×3角钢 63.53 63.53 32.83 3.79 49.9 49.9 25.77 2.98 4717 4717 1913.7 1.52 续表2.1 2.6载车板

用来承载入库车辆，按结构形式有框架式和拼板式两种。拼板式载车板如图2.9所示用镀锌钢板一次性冲压或滚压成组装件，并用咬合拼装成载车板，用螺栓紧固连接，拼装前可以先对组建进行各类表面处理(如电镀、烤漆等)，使载车板轻巧、美观，拼装式载车板运输方便、通用互换性好，强度大、刚度好、重量轻、减少基础承力；而且由于是整体折弯成型，车板厚度小，一般厚度为50～55毫米，整体折弯成型结构形式适合于批量生产。框架式载车板如图2.10所示是先用型钢和钢板焊接成承载框架，然后在两侧停车通道和中间突起的顶面铺设不同厚度的钢板，多数采用中间突起结构。这种载车板的优点是可按需要设置行车通道宽度，并具有较好的导入功能，这种结构形式较适合车型变化较多的小批量生产。

图2.9 拼版式载车板

1—防坠落装置 2、4—空心方钢 3—3mm钢板 5、6—角钢 7—1mm钢板

图2.10 框架式载车板

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

我们这里采用第二种载车板方式——框架式载车板，由空心矩形方钢、角钢和钢板焊接而成载车板框架，在框架上面铺设钢板，中间突起。同时在行车通道上安装防滑钢板，它和中间突起的钢板一起，防止汽车在存取时产生纵向或横向的滑动。在底层载车板中装有横移机构带动载车板做横移移动。并且在载车板两侧装有防坠楼装置，防止因意外发生的事故。

2.7安全防护系统

车库设备承载的是价值昂贵的汽车，停车库的安全防护措施非常重要，在众多的车库中车辆的高价性与车库自身的价值相差很大，并与客户对车库的信任度有着密切的联系。为此设计时充分考虑了设备各种运行状态下的安全保障措施，如停车位置保护，车辆出入库保护、车辆超长保护、人车误入安全保护、防坠落保护、运行安全保护、电路安全保护、意外安全保护等安全保护措施。

在这里，我们主要研究防止载车板坠落装置如图2.11所示:当载车板升至定位点后，需设置防坠装置，以防止载车板因故突然落下，伤害人车，防坠装置采用挂钩形式，挂钩防坠方式有电磁铁驱动和机械驱动。我们选用电磁铁驱动方式。

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东北大学毕业设计（论文） 第2章总体设计

1—冷弯方钢 2—螺栓 3—电磁挂钩 4—钢板 5—1mm钢板

6—角钢 7—冷弯方钢

图2.11 框架式载车板

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

第3章 参数计算

3.1升降系统参数计算

3.1.1主要设计参数

表3.1 三层升降横移式立体车库 类型 存放辆数 全长 全高 升降速度 13 5200mm 1500mm 3.5m/min 三层升降横移式立体车库 形式 全宽 全重 横移速度 地表层可升降 1900mm 1800kg 8m/min 根据车位规格：（5200×1900×1500）mm；重量：1900kg。参照同类产品资料确定车位尺寸：

停车长：车长+200=5200+200=5400mm； 停车宽：车宽+500=1900+500=2400mm； 停车高：车高+50≥1600,停车高=1600mm。

3.1.2载车板质量估算：

载车板估算：焊接件，两侧14B槽钢作为边框，采用热轧槽14B（GB/707-88），h=140mm，b=60mm，d=8mm，理论质量m=16.73kg/m，设为M1。中间用10#槽钢均匀分布在车轮下布置，采用热轧槽钢10#（GB/707-88），h=100mm，b=48mm，d=5.3mm，理论质量m=10.00kg/m，设为M2。上面焊接3mm厚菱形钢板。则钢板的质量设为M3。中间层采用1mm普通钢板设为M4。横向肋板采用热轧等边角钢（GB/9787-88）型号为4.5#，根据实际需要，选用等边角钢型号为：（45×45），d=6mm，理论质量m=3.985kg/m，设为M5；纵向肋板采用热轧等边角钢（GB/9787-88）型号为5#，根据实际需要，选用等边角钢型号为：（50×50），d=4mm，理论质量m=3.095kg/m，设为M5 M1=5.4×2×16.73=180.68kg； M2=4.6×2×10=92kg；

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

M3=4.6×0.66×2×25.6=155.44kg；

M4=1.04×0.66×8.02+0.8×2.36×8.02=20.64kg； M5＝2.36×7×3.985=65.83kg； M6=5.4×2×3.095=33.426kg；

综上可得载车板总质量：

M载=M1+M2+M3+M4+M5+M6=180.68+92+155.44+20.64+65.83+33.426=548kg。

3.1.3升降电机的选择

升降运动电机，由立体车库升降电机通过链传动来将力矩传递给滚筒，在由滚筒传递给钢丝绳，由钢丝绳带动载车板实现升降运动。

升降电动机选用YZP系列，YZP系列起重用变频调速三相异步电动机能够实现无级变速；达到节能和控制自动化的目的，而且有效率高、调速范围广、精度好、起制动运行稳定，且过载能力大，短时或断续周期运行、频繁起制动的特点。

取传动中各部件的效率如下：

联轴器效率：η=0.99，链传动效率：η=0.97，轴承效率：η=0.99，滚筒效率：η=0.97；η总=0.922。

载车板总重量M载=548kg。二、三层容车规格为M=1800kg可得升降需要的拉力F：F>（M+M载）g，取g=9.8N/kg，所以F>（548+1800）×9.8=23010N。升

降

速

度

v=3.5

m/min

，

即

v=0.0583m/s

。

P1≥Fv/1000=23010×0.0583/1000=1.342KW。考虑传动中的各种摩擦阻力，使载荷阻力增大10%，则Pz≥P1×110%=1.48KW。所需电机输出功率Pz升>Pz/η总=1.48/0.922=1.61 KW。所以选用YZP112M-6三相异步电机：额定功率：P=2.2 KW；额定转矩T=215N·m；额定转速n=930r/min，质量m=55kg。

3.1.4钢丝绳与滑轮的选择与计算

(1)钢丝绳的选择与计算

钢丝绳根据不同工作条件，必须保证一定的安全系数，依据JB/T8910-1999升降横移类机械式停车设备有关文献，推荐机械是立体车库的安全系数S要大于

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

7，即

FmaxSFp （3-1）

其中， Fp:钢丝绳破断拉力；

Fmax:钢丝绳最大工作静拉力(N)；

S:钢丝绳的安全系数；

FpF0 (3-2)

:钢丝绳破断拉力换算系数；

F0:钢丝绳破断拉力总和(N)；

把(3-2)代入(3-l)式：

F0FmaxS (3-3)

由(3-3)式便可确定钢丝绳的直径d:

dcFmax (3-4)

d:钢丝绳最小直径(mm)； c:选择系数(mmN)； cnk4 b其中: n—安全系数，取n=7;

k—钢丝绳控制折减系数，取k=0.92;

—钢丝绳充满系数，取 =0.46;

b—钢丝公称抗拉强度，b =1770MPa; 求的c=0.117mmN；同时FmaxMM载1800548587N带入（3-4）44可得d=2.83mm；根据GB/T 8919-1996选择的钢丝绳为第二组6×19(b)天然纤维芯钢丝绳，d=6mm，钢丝绳近似重量m=8.65kg/100m，钢丝绳公称抗拉强度1470Mpa，钢丝绳最小破断拉力11.2KN，均远大于所要求的条件，因而选择满

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

足要求。 (2)钢丝绳的校核

在此提升系统中钢丝绳的强度对整个车库的安全起到了至关重要的作用。磨损、腐蚀和疲劳断裂是钢丝绳的三种主要破坏形式，也是导致钢丝绳报废的三个主要原因。提升用钢丝绳一般均为6×19，即六股十九丝，中间一根绳芯扭制而成，提升钢丝绳工作时即承受拉应力，又承受弯曲应力，在这种重复应力作用下产生的疲劳破坏是它的主要破坏形式。这些应力的大小与卷筒、滑轮的结构、钢丝绳本身的结构以及操作使用条件(如润滑、材质等)有关，在钢丝绳中因磨损和腐蚀而造成的损失是很大的，但由于腐蚀进行的慢，一般可以根据绳内钢丝的损坏程度定期更换或修理来解决。而断裂则常常会突然发生，往往导致灾难性的设备事故和人身事故，所以钢丝绳的断裂破坏更为人们所重视，钢丝绳突然断裂事故中，绝大多数是因疲劳断裂和磨损引起的，提升载车台的钢丝绳主要破坏形式就是疲劳破坏和磨损。

1、钢丝绳疲劳破坏的三个阶段

钢丝绳疲劳破坏的过程是:在循环载荷作用下，绳中钢丝的局部最高应力处，应力最大的钢丝内部晶粒上形成微裂纹，进而裂纹扩展，最终导致疲劳断丝。所 以疲劳破坏经历了裂纹形成、扩展和突然断裂三个阶段。

2、弯曲疲劳对钢丝绳寿命的影响

使用中的钢丝绳，当钢丝绳绕过卷筒和滑轮时，绳内钢丝便产生弯曲和扭转变形，在这种应力和应变的反复作用下，绳中钢丝便会出现疲劳裂纹，加快钢丝的破坏速度，最后形成断丝，钢丝绳的形式、能力大小和弯曲曲率对钢丝绳的疲劳都有影响。钢丝绳反向弯曲产生的应力为同向弯曲的2倍，故使用寿命大大缩短:若取D为接触物(卷筒、滑轮)直径，a为钢丝绳直径，从理论上说，D/a的值越大，钢丝绳寿命越长，在中华人民共和国国家标准《机械式停车设备通用安全要求》上规定，机械式立体车库的设计中限定D/a不小于20。

D滚筒d31552.520 （D滚筒在后面计算中可得） 6- 24 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

D滑轮d12520.8320 （D滑轮在后面计算中可得） 6因此钢丝绳、滚筒、滑轮均满足条件。 3、磨损对钢丝绳寿命的影响

当钢丝绳绕过卷筒和滑轮时存在一定的偏角，若偏角过大，钢丝绳不可避免的会与滑轮的槽边相互磨擦，造成的磨损极大地影响钢丝绳的使用寿命，显然，偏角越小越好，因此偏角必须控制在一定的范围之内。钢丝绳根据不同工作条件，必须保证一定的安全系数，依据标准机械式立体车库的安全系数，n要大于7。 (3)滑轮的设计计算

滑轮一般用来导向和支承，以改变绳索及其传递拉力的方向或平衡绳索分支的拉力。滑轮直径是影响钢丝绳允许偏角的主要因素，在钢丝绳直径一定的情况下，滑轮直径越大，允许偏角越小。如果滑轮直径小必然造成钢丝绳缠绕的曲率半径小，致使钢丝绳的弯曲应力增加，所以对于某一直径的钢丝绳，确定滑轮直径应考虑钢丝绳的弯曲强度和偏角两个影响因素。滑轮的绳槽深度是影响钢丝绳允许偏角的又一因素，绳槽越深，允许偏角越大。但其对偏角影响一般不超过0.50，但考虑槽深更利于钢丝绳不跳槽现象的发生，所以在钢丝绳直径一定的情况下，选用深槽滑轮。

承受载荷不大小尺寸滑轮（D≤350mm）一般制成实体轮，用Q235-A或铸铁（如HT150）.承受载荷大的滑轮一般采用球铁（如QT420-10）或铸钢（如ZG230-450、ZG270-500或ZG、35Mn等）、铸成带筋和孔或幅轮的结构。大型滑轮（D>800mm）一般用型钢和钢板的焊接结构。因而使用ZG450。 滑轮直径D0hd=186=108mm；取值125mm。

h—与工作级别和钢丝绳结构有关的系数； d—钢丝绳的直径。

3.1.5滚筒的设计计算：

(1)滚筒的参数计算

材料的选择：根据国家标准，卷筒的材料一般采用不低于HT200铸铁、特殊需

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

要时可以使用ZG230-450，ZG270-500铸钢或使用Q235-A焊接制造。根据需要采用HT300。

22.4卷筒直径： Dminhd613m4m. 4 (3-5)

d—钢丝绳直径；

h—与机构工作级别和钢丝绳有关的系数，查表“系数h值” 根据JB/T 9006.1—1999和已有的成品选择D=315mm。 卷筒上有螺旋槽部分长

La0(HmaxDzp(435011)3212)744.21mm 03.14Hmax—最大起升高度，Hmax195024004350mm； a—滑轮组倍率；

D0—卷筒计算直径，由钢丝绳中心算起的卷筒直径 z11.5—为固定钢丝绳的安全圈数，取2；

P—绳槽节距；

D0Dd3156321mm

D—卷筒名义直径，D315mm；

卷筒长度：单层单联卷筒LdL02L1L2 单层双联卷筒Ld2(L0L1L2)m 多层卷绕卷筒L1.1lpn(Dnd) L1—无绳槽卷筒端部尺寸，由结构需要决定 L2—固定钢丝绳所需长度，L23p3721mm

m—中间光滑部分长度，根据钢丝绳允许偏角决定 l—多层卷绕钢丝绳总长度，lHmaxa n—多层卷绕圈数

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(3-6) (3-7) (3-8) (3-9)

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根据需要和空间限制，选择单层双联卷筒

Ld2(44.217421)88366.42mm

根据R40系列和实际需要取值为600mm。 (2)卷筒强度计算

若忽略卷筒自重力，卷筒在钢丝绳最大拉应力的作用下，使卷筒产生压、弯曲和扭应力。其中压应力最大。当L≤3D时，弯曲和扭应力合成应力不超过10%压应力。所以，当L≤3D时只计算压应力即可。当L≥3D时还要考虑弯曲应力。 因为600mm＜3×315=945mm,只计算压应力即可.因卷筒选择的是单层卷绕形式,压应力按以下进行计算。

AFmax6000.754.28 (3-10) p157—单层卷绕卷筒应压力（MPa）；

Fmax—钢丝绳最大拉力（N）；

A—应力减小系数，一般取A=0.75；

—卷筒壁厚

P—绳槽节距

； bc—许用压应力（MPa）对于铸铁bcb525050 5b—铸铁抗压强度极限

4.28bc50

所以，滚筒的强度足够。

按强度计算的卷筒，还要对卷筒进行稳定性计算。稳定性计算主要计算稳定性系数K

Kpw1.3~1.5 (3-11) p1pw—失去稳定时临界压力（MPa）；

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

p1—卷筒壁单位压力（MPa）；

对铸铁卷筒

pw(200000~260000)3D3(200000~260000)153315321.59~28.07

—卷筒壁厚

D—卷筒直径

p12Fmax26000.544 Dp3157Fmax—钢丝绳最大拉力（N）；

P—绳槽节距； D—卷筒直径；

Kminpw21.5939.681.3~1.5 p10.544综上所述，滚筒的强度和稳定性都满足所需条件

3.1.6传动比分配与减速器的选择

滚筒转速: n升降减速比: iv3.53.51r/min； d3.140.3150.0025n0930265.7； n3.51因为链轮减速比在2—4；i减121；i链2.2；

摆线针轮减速器的特点是采用摆线针轮啮合行星传动原理的减速机构。其主要特点是传动比大，一级减速时传动比范围是11—87，二级减速时的传动比范围是20—128；由于采用了行星摆线传动机构，所以其结构紧凑、体积小重量轻，在功率相同的条件下，体积和重量是其他减速器一半；由于摆线针轮、针齿套、销轴、轴套、都是由轴承钢制作，工作中又是滚动摩擦，因此大大加强了各零件的机械性能并保证使用寿命，提高了传动效率。选择使用摆线针轮减速器。

根据传动的功率2.2KW，转矩T=215N·m

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选择ZWE 2.2-63A-121 GB/T2982-1994

3.1.7升降链传动的设计

(1)链传动的设计计算 传动比: i链n1Z22.2 n2Z1n1—小链轮转速（r/min） n2—大链轮转速（r/min）

小链轮齿数Z1Zmin9且Z1292i2922.2， 所以试取Z125，大链轮齿数Z2iZ12.22555120

注：Z1增大，链条总下降，多边形效应减弱，但结构重量增大；增大Z2链传动的使用寿命降低。Z1、Z2取奇数，链节数LP为偶数时，可使链条与链轮轮齿摩擦均匀，优先选用齿数17、19、21、23、25、38、57、76、95和114。

大、小链轮齿数合理，所以Z125，Z255；

设计功率 PdKAP1.02.1132.113KW

P2.20.990.972.113KW

KA—工况系数，查表“工况系数”取1.0；

； P—传递功率（KW）

特定条件下单排链条传递的功率P0Pd2.1130.92KW (3-12)

KZKP1.341.7 KZ—小链轮齿数系数，查表“小链轮齿数系数”，取1.34

KP—排数系数，查表：“排数系数”，取1.7

链排节距P：根据P0和n1由“ISO A系列滚子链功率曲线图”或“ISO B系列滚子链

功率曲线图”选取。为使传动平稳、结构紧凑、宜选用小节距单排链；当速度高、功率大时，则选用小功率多排链。综合考虑选取

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10A链。P15.875mm。

验算小链轮轴孔直径dkdkmax75

dkmax—链轮轴孔最大许用直径，查表“链轮轴孔最大许用直径”

根据摆线针轮减速器轴端选择dk55mm 初定中心距a0

a0min0.2Z1(i1)P0.225(2.21)15.875254mma024P2415.8753a8m1 0in

以节距计的初定中心距a0p

a0pa038124 p15.875链条节距：

LpZ1Z2k255522.802a0p22488.95 (3-13) 2a0p224计算得到的Lp值，应圆整为偶数，以避免使用过度连接，否则其极限过度拉伸载荷必须降低20%。

zzk—见“k21”

2综上所述取Lp90 链条长度LLpP10009015.8751.429m

10002计算中心距ac，因为Z1Z2，

acP(2LpZ1Z2)ka因而

15.875(2902555)0.24538 (3-14) 381.75mmka —见“ka数值表”

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实际中心距a

aacaa(0.002~0.004)ac

a0.998a380.986mm

为使链条松边有合适垂度，需要将计算中心距减小a，其垂度

a取F(0.01~0a0c2)；对中心距不可调或无张紧装置或有冲击振动的传动，

小值，对中心距可调或有张紧装置或无冲击振动的传动，a取大值

链条速度vZ1n1P257.6860100015.8756010000.0583m/s v0.6m/s时，为低速链传动 v0.6~8m/s，为中速链传动 v8m/s，为高速链传动

因而该链传动为低速链传动。 有效圆周力：Ft1000Pv10002.1130.058336.2KN 作用在轴上的力：水平或倾斜的运动F(1.15~1.20)KAFt 接近垂直的运动F1.05KAFt 因而F1.05KAFt1.051.036.238.01KN (2)链轮的设计计算 1、大链轮的参数计算 分度圆的直径：dpsin180。15.875。287.08mm

Zsin18055damaxd1.2p5dr齿顶圆直径：

287.081.2515.87 510.16296.6mm85- 31 -

(3-15)

(3-16)

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

damind(11.6)pdrZ1.6287.08(1)15.87510.16

55293.17mmdr—节距滚子外径排距，查表得10.16mm；

可在damax和damin范围内选择，但当选用damax时，因注意用展成法加工时有可能发生顶切。

综上所述：da296mm

齿根圆直径dfddr287.0810.16276.92mm 分度圆弦齿高ha，ha为了简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，

hamin(0.6250.8)p0.5drZ0.8(0.625)15.8750.510.16555.07mm

hamin0.5(pd)0.5(15.87510.16)2.8575mm ha0.27p0.2715.8754.286mm。

90dr 最大齿根距离：奇数齿LxdcosZ。 偶数齿Lxdfddr

9010.16276.825mm Z55,Lx287.08cos55。轮毂厚度: hK 取整h26mm 2、小链轮的参数计算

dk840.01d9.50.01287.0826.37mm 66- 32 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

分度圆的直径：dsinp180Z。15.875sin18025。126.66mm

damaxd1.2p5dr齿顶圆直径：

126.661.2515.87 5 10.16136.3mm41.6)pdrZ1.6126.66(1)15.87510.16

25133.39mmdamind(1dr—节距滚子外径排距，查表得10.16mm；

可在damax和damin范围内选择，但当选用damax时，因注意用展成法加工时有可能发生顶切。

综上所述：da136mm

齿根圆直径dfddr126.6610.16116.5mm 分度圆弦齿高ha，ha为了简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，

hamin(0.6250.8)p0.5drZ0.8(0.625)15.8750.510.16255.35mm

hamin0.5(pd)0.5(15.87510.16)2.8575mmha0.27p0.2715.8754.286mm。

90dr 最大齿根距离：奇数齿LxdcosZ。 偶数齿Lxdfddr

9010.16116.297mm Z25,Lx126.66cos25- 33 -

。

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

3.2横移系统参数计算

3.2.1电机的选择

横移运动电机，通过链传动由横移行走轮实现横移运动。二层框架重M框=600kg，取g=9.8N/Kg。G=（M+M载+M框）g=(1800+548+600）×9.8=28890.4N。取导轨面与圆柱形车轮摩擦系数f=0.06，则框架平移时所受阻力F为：F=G×f=28890.4×0.06=1733.4N；平移速度为v=8m/min，即v=0.13m/s。P2≥Fv/1000=1733.4×0.13/1000=0.225KW。考虑传动中的各种摩擦阻力，使载荷阻力增大10%，则Pz≥P2×110%=0.68×1.1=0.25KW。取传动中各部件的效率如下：联轴器效率：η=0.99，链传动效率：η=0.97，轴承效率：η=0.99，减速器效率：η=0.97；η总=0.922。所需电机功率Pz横>Pz/η总=0.25/0.922=0.27KW。

Y系列三相相异步电机有效率高，噪声低，振动小，体积小重量轻，运行可靠安装维护方便，升温低的特点。

所以选用Y801—4三相相异步电机：额定功率：P=0.55KW；额定转矩T=2.2N·m；额定转速n=1390r/min，质量m=17kg。

3.2.2横移行走轮的设计计算：

(1)横移行走轮参数计算

材料选择：轧制车轮材料，应不低于GB/T 699中规定的60钢；锻造车轮材料，

踏面直径不大于400mm的车轮，应不低于GB/T 699中规定的45钢，踏面直径大于400mm的车轮，应不低于GB/T 699中规定的55钢；铸造车轮材料，应不低于GB/T 11352中规定的ZG340-640钢。根据实际应用选择45钢。

设直径D设为120mm，车轮与轨道有效接触长度为30mm (2)驱动轮打滑检验

横移机构的运行是由于电动机所发出的驱动力矩传给驱动轮轴后，使车轮转动。如果此时车轮圆周切向力不大于车轮与轨道的最大粘着力，则车轮能滚动向前;否则将出现车轮在轨道上打滑的现象(既有滚动，又有滑动)。因为起动时驱动轮圆周切向力最大，容易发生打滑，所以在起动时需要进行验算。考虑最可能

- 34 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

打滑的情况应按机构无载工作(此时轮压小)及驱动轮缘不摩擦轨道边缘时的情况进行计算。

为了保证不打滑，因此设计时常使粘着力与圆周切向力之比不小于规定的安全系数，即：

F1nz (3-17) F2nz—防止打滑的安全系数，常取1.05—1.2; F1—粘着力； F2—圆周切向力；

F1p1f14445.20.121733.424

p1M总g(1800548600)9.814445.2N 22p1—驱动轮的轮压;

f—粘着系数，即滑动摩擦系数，在室外工作时，取f=0.12;

dp2(k)p1k2F2Dc/214445.2(0.00030.015p20.12)1.514445.20.00032361.130.12/2 (3-18)

M总g(1800548600)9.814445.2N 22p2—从动轮的轮压;

—车轮轴承的摩擦系数，滚珠式滚动轴承取0.015；

d—轴承内径为0.05(m);

k—滚动摩擦系数(m)，它与车轮和轨道的材料性质、几何尺寸及接触表

面情况有关，当钢车轮直径为0.l2m时，对于平顶钢轨，k取0.0003；

- 35 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

—附加阻力系数，对驱动轮取1，从动轮取1.5;

Dc—车轮直径(m);

F11733.4244.8nz1.2 F2361.13故横移机构的驱动轮可以保证不打滑。 (3)横移行走轮强度校核

根据经验，车轮在使用中，多为疲劳损伤，应按赫兹公式计算车轮与轨道接触疲劳强度。

1、车轮踏面疲劳计算载荷:

2FmaxFmin27222.62812.65752.6 (3-19) 33(1800548600)9.8 6 (3-20) Fmax7222.4(548600)9.8Fmin2812.6 (3-21)

4FcFc—车轮踏面疲劳计算载荷(N); Fmax—设备正常工作时的最大轮压(N);

Fmin—设备正常工作时的最小轮压(N);

2、车轮踏面疲劳接触应力计算

根据赫兹公式可导出线接触时的局部挤压应力为

Fck1DC1C2l (3-22)

k1—与材料有关的许用线接触应力常数(MPa)，根据材料的抗拉强氏进行选择，

当b500MPa时，取k13.8

D—车轮直径(mm);

l—车轮与轨道有效接触长度(mm);

C1—转速系数，取C11.04; C2—工作级别系数，取C20.8;

- 36 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

Fc5752.6k1DC1C2l3.8120301.040.811381.76

所以，车轮满足接触强度的要求。所以直径D设为120mm，车轮与轨道有效接触长度为30mm，足够使用。

3.2.3传动比分配与减速器的选择

v821.23r/min； d3.140.12n1390横移减速比i064.088；

n21.23滚筒转速n因为链轮减速比在2—4；i减43；i链1.5233；

摆线针轮减速器的特点是采用摆线针轮啮合行星传动原理的减速机构。其主要特点是传动比大，一级减速时传动比范围是11—87，二级减速时的传动比范围是20—128；由于采用了行星摆线传动机构，所以其结构紧凑、体积小重量轻，在功率相同的条件下，体积和重量是其他减速器一半；由于摆线针轮、针齿套、销轴、轴套、都是由轴承钢制作，工作中又是滚动摩擦，因此大大加强了各零件的机械性能并保证使用寿命，提高了传动效率。选择使用摆线针轮减速器。

根据传动的功率：P=0.55KW；转矩T=2.2N·m； 选择ZW 0.55-3A-43 GB/T2982-1994

3.2.4横移链轮的设计计算

(1)链传动设计计算 传动比i链n1Z21.5233 n2Z1n1—小链轮转速（r/min） n2—大链轮转速（r/min）

小链轮齿数Z1Zmin9且Z1292i2921.523326， 所以试取Z126，大链轮齿数Z2iZ11.52332639.6120

试取Z125，大链轮齿数Z2iZ11.52332538120

- 37 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

试取Z123，大链轮齿数Z2iZ11.52332335120

注：Z1增大，链条总拉力下降，多边形效应减弱，但结构重量增大；增大Z2链传动的使用寿命降低。Z1、Z2取奇数，链节数LP为偶数时，可使链条与链轮轮齿摩擦均匀，优先选用齿数17、19、21、23、25、38、57、76、95和114。

大、小链轮齿数合理，所以Z123，Z235； 设计功率

PdKAP1.00.5280.528P0.550.990.970.528KA—工况系数，取1.0；

； P—传递功率（KW）

特定条件下单排链条传递的功率P0Pd0.5280.394

KZKP1.341.0 KZ—小链轮齿数系数，查表“小链轮齿数系数”，取1.34;

KP—排数系数，查表：“排数系数”，取1.0;

链排节距P：根据P0和n1由“ISO A系列滚子链功率曲线图”或“ISO B系列滚子链

功率曲线图”选取。为使传动平稳、结构紧凑、宜选用小节距单排链；当速度高、功率大时，则选用小功率多排链。综合考虑选取06B链。P9.525mm。

验算小链轮轴孔直径dkdkmax37

dkmax—链轮轴孔最大许用直径，查表“链轮轴孔最大许用直径”

根据摆线针轮减速器轴端选择dk35mm 初定中心距a0

a0min0.2Z1(i1)P0.223(1.52331)9.525110.55mma020P209.52519a0 in0.m5- 38 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

以节距计的初定中心距a0p

a0pa0190.520 p9.525Z1Z2k23353.652a0p22069.18 2a0p220链条节距Lp计算得到的Lp值，应圆整为偶数，以避免使用过度连接，否则其极限过度拉伸载荷必须降低20%。

zzk—见“k21”

2综上所述取Lp70 链条长度LLpP1000709.5250.667m

10002计算中心距ac，因为Z1Z2，因而

acP(2LpZ1Z2)ka9.525(2702335)0.248625194.7159mm

ka —见“ka数值表”

实际中心距a

aacaa(0.002~0.004)ac

a0.99a 68184.m1m 为使链条松边有合适垂度，需要将计算中心距减小a，其垂度

F(0.01~0a0c2)；对中心距不可调或无张紧装置或有冲击振动的传动，a取小

值，对中心距可调或有张紧装置或无冲击振动的传动，a取大值 链条速度vZ1n1P2332.329.5250.118m/s

601000601000 v0.6时，为低速链传动 m/s v0.6~8m/s，为中速链传动 v8m/s，为高速链传动

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

因而该链传动为低速链传动。 有效圆周力：Ft1000P10000.5284.47KN v0.118作用在轴上的力：水平或倾斜的运动F(1.15~1.20)KAFt 接近垂直的运动F1.05KAFt

因而F1.05KAFt1.051.04.474.69KN (2)横移链轮的设计计算 1、大链轮的参数计算 分度圆的直径：dsinp180Z。9.525sin18035。118mm

齿顶圆直径：

damaxd1.25pdr1181.259.5256.35123.556mm

damind(11.6)pdrZ

1.6118(1)9.5256.35121.61mm35dr—节距滚子外径排距，查表得10.16mm；

可在damax和damin范围内选择，但当选用damax时，因注意用展成法加工时有可能发生顶切。

综上所述：da122mm

齿根圆直径dfddr1186.35111.65mm

分度圆弦齿高ha，ha为了简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，

hamin(0.6250.8)p0.5drZ

0.8(0.625)9.5250.56.352.99mm35- 40 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

hamin0.5(pd)0.5(9.5256.35)1.587mm ha0.27p0.279.5252.57mm。

90dr 最大齿根距离：奇数齿LxdcosZ。 偶数齿Lxdfddr Z35,Lx118cos2、小链轮的参数计算 分度圆的直径：dsinp180Z。906.35111.554mm 35。9.525sin18023。70mm

齿顶圆直径：

damaxd1.25pdr701.259.5256.3575.556mm

damind(11.6)pdrZ

1.670(1)9.5256.3573.837mm23dr—节距滚子外径排距，查表得10.16mm；

可在damax和damin范围内选择，但当选用damax时，因注意用展成法加工时有可能发生顶切。

综上所述：da74mm

齿根圆直径dfddr1186.35111.65mm

分度圆弦齿高ha，ha为了简化放大齿形图的绘制而引入的辅助尺寸，

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

hamin(0.6250.8)p0.5drZ

0.8(0.625)9.5250.56.353.11mm23hamin0.5(pd)0.5(9.5256.35)1.587mm ha0.27p0.279.5252.57mm。

最大齿根距离：奇数齿Lxdcos90dr Z。 偶数齿Lxdfddr

906.3563.518mm Z35,Lx70cos23。3.3轴的校核

图3.1：升降轴的示意图

3.3.1按弯扭合成强度条件校核轴

对轴进行受力分析：见图（a）

T9550P2.051095506215080Nmm n3.153G1209.8196N

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

G2209.8196N G3109.898N

（1）计算支撑反力

水平面支撑反力FV0N 竖直面支撑反力FHG1G2G319619698490N （2）画弯矩图、转矩图、计算弯矩图

水平面弯矩图，图略：MV0 竖直面弯矩图，见图（b）：

MH1G116019616031360Nmm

MH2G2263G31021962639810261544N.mm

合成弯矩图，见图（c）：M1MVMH131360Nmm

M2MVMH261544Nmm

2222转矩图，见图（d）：T1T2T62150803107540Nmm 22计算弯矩，见图（e）：McaM2(T)2

—根据转矩所产生应力的性质而定的应力校正系数；对不变化的

转矩，取值0.3。

Mca1T10.33107540932262Nmm

Mca2M22(T1)26154429322622934291Nmm

Mca3T20.33107540932262Nmm

（3）校核轴的强度：

由图（a）可知2的剖面直径最小而弯矩较大，7剖面所承受的弯矩最大而轴颈却不是最大值，即2剖面和7剖面较危险，所以校核2和7剖面。 2剖面的计算应力为caMca1932262322.098MPa W0.175- 43 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

7剖面的计算应力为ca查表得轴的许用弯曲应力

Mca2934291318.248MPa W0.180[b]175MPa

ca[b]1 (3-23)

因而轴安全。

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

图3.2 轴校核系列图

3.3.2精确校核轴的疲劳强度

s785MPa，1477MPa，1275MPa， 查表“8—1” 【5】B920MPa，

0.2，0.1

1、判断危险剖面，在图（a）中1—9剖面均为有应力集原中剖面，均有可能是危险剖面。其中2、3、5均为过度圆角引起的应力集中，他们的计算弯矩值很接近，所以只验算2剖面即可。1剖面与2剖面相比较，只是应力集中影响不

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

同，可取应力集中系数值较大的进行验算即可。6—8剖面他们的直径均相同， 8剖面的计算弯矩值小，所以6、7的剖面较危险，选择大的进行计算。9剖面与1剖面的情况相同只计算1剖面即可，4剖面与5剖面距离很接近承载情况也很相近，取较大者即可。因而最终只需计算1、2、6剖面即可。

2、校核1、2剖面的疲劳强度，1剖面因键槽引起的应力集中系数由附表“1—1” 【5】查的k2.14，k2.05。2剖面因配合H7/r6引起的应力集中由附表“1—1” 【5】查的k2.08，k1.57。2剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表“1—2” [5]查的（用插入法查表）

Dd8275r2 ；3.50.0267 ；

r2d75 求的k1.85 ；k1.53

故应按1剖面的键槽引起的应力集中系数来验算 1剖面承受的弯矩及转矩

MA1(60G2)2T22(60196)2310754023107562Nmm

1剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为：

maxMA1310756273.66MPa 3W0.175 amax73.66MPa m0

1剖面产生的扭应力及其应力幅、平均应力为：

maxMA1310756236.83MPa WT0.2753ammax236.8318.42MPa 2绝对尺寸影响系数由附表“1—4”查的0.66；0.73 表面质量系数由附表“1—5”查的0.92；0.92 1表面的安全系数为

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

S1k4772.1473.6600.920.661.84 (3-24)



Sam1k2752.0518.420.118.420.920.734.74 (3-25)



amSSSSS221.844.741.844.74221.75 (3-26)

取[s]1.5 S[s]，所以1剖面安全。

3、校核6、7剖面的疲劳强度，6剖面因配合H7/r6引起的应力集中由附表“1—1” 【5】查的k2.10，k1.82。6剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表“1—2” [5]查的（用插入法查表）

Dd9480r0.58 ；0.00625 ； r0.5d80求的k1.84 ；k1.48

7剖面因键槽引起的应力集中系数由附表“1—1” 【5】查的k2.14，k2.05。 故应按7剖面的键槽引起的应力集中系数来验算 7剖面承受的弯矩及转矩

MA1(160G2)2T22(160196)2310754023107698Nmm

1剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为：

maxMA1310769860.70MPa 3W0.180amax60.70MPa m0

1剖面产生的扭应力及其应力幅、平均应力为：

maxMA1310769830.35MPa 3WT0.280- 47 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

ammax230.3515.175MPa 2绝对尺寸影响系数由附表“1—4”查的0.64；0.72 表面质量系数由附表“1—5”查的0.92；0.92 1表面的安全系数为

S1k4772.1460.7000.920.642.162



amS1k2752.0515.1750.115.1750.920.725.67SamSSSS222.1625.672.1625.67222.02

取[s]1.5 S[s]，所以1剖面安全。 所以，该轴安全。

3.2.3横移轴的校核

横移轴的校核与升降轴的校相同，经校核后可知满足使用条件，安全。

3.4轴承的校核

3.4.1横移轴承的校核

滚动轴承是属于摩擦传动的轴承，由于其摩擦损失很小，易于安装和维护而得到广泛运用。因此，滚动轴承的设计主要是根据负荷的性质及大小，转速和旋转精度以及工作条件等按标准进行选用。选择滚动轴承应考虑多种因素：轴承所受负荷的大小、方向及性质，轴向固定形式，调心性能要求，刚度要求，转速与工作环境，经济性和其它特殊要求。

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

图3.3 轴承受力分析图

(1800600548)9.87222.6N

4（1）计算轴承支反力 G1G2R1H0水平支支反力

R02H2138G121387222.6R7222.6N1V21382138垂直支反力

R2138G221387222.67222.6N2V21382138222R1R1HR1V07222.67222.6N合成支反力

222R2R2HR2V07222.67222.6N（2）计算轴承的轴向力

差得手册，可以差得C23500N；C020500N

由表“9—8”知SeR，因e值与A/C0有关，现轴承所受轴向力A尚为未知数，因此需用试算、逼近法来确定e，S，以及A的值。 试算过程如下：

初取e0.3，则

S10.3R10.37222.62166.78N S20.3R20.37222.62166.78N

由例图之e所知，轴承1、2轴向力

A1max(S1,S2)2166.78N A2max(S2,S1)2166.78N

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

根据初算得到的A1，A2之值再进行验算： 轴承1：

A12166.780.1，查表：“9—6”，用插值法可得e0.34 C020500这时S1e1R10.347222.62455.68N 轴承2：

A22166.780.1，查表：“9—6”，用插值法可得e0.34 C013500这时S2e2R20.347222.62455.68N 所以A1max(S1,S2)2455.68N

A2max(S2,S1)2455.68N

从计算的结果来看，算到的A1，A2值与初算的结果相近，故以下就可以按试算得到的e1，e2及A1，A2值进行当量动载荷计算。 （3）计算当量动载荷 轴承1：

A12455.680.34e10.3 R17222.6查表“9—6”，可得X10.44,Y11.31。此轴承承受中等冲击载荷，故按表“9—7” 查取冲击载荷系数fd1.5。则当量动载荷为

P1fdfm(X1R1Y1A1)1.51.5(0.447222.61.312455.68) 10813.31N轴承2：

A22455.680.34e10.3 R27222.6查表“9—6”，可得X20.44,Y21.31。此轴承承受中等冲击载荷，故按表“9—7” 查取冲击载荷系数fd1.5。则当量动载荷为

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

P2fdfm(X2R2Y2A2)1.51.5(0.567222.61.312455.68) 10813.31N（4）计算轴承寿命

比较两轴承的动量载荷知P1P2，故随便一个进行计算即可。 由表“9—4”取温度系数ft1。计算轴承的寿命为

L10h106ftC31061235003()()8058hL'10h8000h（3.27） 60nP6021.2310813.31可见，额定寿命达到预期寿命。

3.4.1其他轴承的校核

升降滚筒处的轴承、定滑轮处的轴承、横移从动轮出的轴承，校核方法与上相同，经校核可知，满足使用条件，安全

3.5联轴器的选择

3.5.1升降电机减速器轴轴端处

选择HL2联轴器，GB/T 5014-1985。 减速器高速轴外伸段d128mm,L52mm 从动端d224mm,L52mm

P2.210322.59Nm 名义转矩T9.559.55n930计算转矩TcKT1.522.5933.885Nm (3-28) 公称转矩Tn630NmTc33.885Nm

r/minn1930r/min 许用转速 [n]56003.5.2横移电机减速轴器轴端处

选择HL1联轴器,国标GB/T 5014-1985。 减速器低速轴外伸段d119mm,L42mm

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东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

从动端d218mm,L42mm

P0.551033.778Nm 名义转矩T9.559.55n1390计算转矩TcKT31.53.7785.668Nm 公称直径Tn160NmTc5.668Nm 许用转速[n]7100r/minn11390r/min

3.5.3横移轴与传动轴轴端处

选择HL2联轴器,国标GB/T 5014-1985。 减速器低速轴外伸段d125mm,L60mm 从动端d228mm,L60mm

P0.26103116.96Nm 名义转矩T9.559.55n21.23计算转矩TcKT31.5116.96175.44Nm 公称直径Tn315NmTc175.44Nm 许用转速[n]5600r/minn121.23r/min

3.6键联接的选择和验算

3.6.1大链轮、升降轴处

选择键22×14 GB/T 1096-79A型，,其参数为L=50mm R=b/2=11mm，k=h-t=14-9=5mm， l=L-2R=50-2×11=28mm，

d=64mm。齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接，

135N/mm

由表2-1，查得

2pP2.0510339.5510557763.5Nmm T9.5510n35.13- 52 -

东北大学毕业设计（论文） 第3章参数计算

2T2557763.594.86N/mm2[P]135N/mm2 (3-29) dkl84528 故安全。

P3.6.2滚筒、连接盘处

选择键22×14 GB/T 1096-79A型，,其参数为L=110mm R=b/2=11mm，k=h-t=14-9=5mm， l=L-2R=50-2×11=28mm，

d=64mm。齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接，

135N/mm 由表2-1，查得

2p3P31.025109.5510278881.7Nmm T9.5510n35.13 P2T2278881.712.07N/mm2[P]135N/mm2 dkl845110故安全。

3.6.3其他键的校核

大链轮、横移轴处和横移行走轮与横移轴处的键校核与上处相同，经校核可知其均满足使用条件，安全。

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东北大学毕业设计（论文） 第4章系统的环保性与经济性分析

第4章 系统的环保性与经济性分析

4.1环保性分析

20世纪70年代以来，工业污染所导致的全球性环境恶化达到了前所未有的程度，环境污染已经严重地威胁到人类的生存。因此，旨在保护环境、实现人类可持续发展的绿色环保化生产有着重要的意义。机械设备的环保性，顾名思义指机械设备在作业时保护环境的性能。

1.本台升降横移立体车库，最大的环保方向在于节约空间。其占地面积接**面停车厂的1/3，升降横移立体车库在底下和地面都可安装，最大的好处就是可以从分利用小面积向高空发展，尽量多存车辆，是土地资源紧缺、车辆容量大的场所最佳停车方式。例如，在有限的居民小区地面上最适合使用升降横移立体车库，这种车库每组3层，也就是说，在原来只可以放一辆车的面积上建起的车库可以停放3辆车。可以空余出大量的土地用于种植花草树木，绿化环境。

2. 升降横移立体车库可以将相对分散的停车位集中设置，用很少的面积停车，从而节省了大量的用地，将节省的用地用来做绿化布置，改善停车场周围的环境，车位的集中布置还可以有效地减少汽车对住户的噪音及尾气污染影响，虽然机械设备在运行的过程中会产生一定的噪音，但如果规划合理，位置设置合理，对周围的噪声影响可以在最大限度内得到控制。

3. 发动机是机械设备产生噪声、振动和排气污染的主要污染源，所以选择环保性好的发动机是改善机械环保性的主要措施。由于电动机产生的噪声，振动比其他动力小，而且无排气污染，所以在能满足机械设备动力性和行走性的前提条件下选电动机作为机械设备的动力。

4. 通常来说，延长产品寿命就等于减少了机械的生产量和降低其报废量，降低产品能耗可减少对环境的污染，而减轻产品重量即可减少材料和资源的消耗。我从减少环境负荷的角度尽，尽量使用互换性和通用性强的各系列产品同类

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东北大学毕业设计（论文） 第4章系统的环保性与经济性分析

零部件。为此在保持主机各项性能参数前提下，尽量减少主机和附属作业装置或机具的体积和重量，提高动力传动系统零部件的强度和耐久性能，实现机械系统的轻量化和高效率。尽量运用高可靠性的成熟技术和借用经市场考验后的成熟系列零部件可延长各关键系统或零件的使用寿命，减少更换次数。

5.加强维护、维修和合理使用。具有优良环保性的升降横移立体车库，还必须加强维护和维修，才能使其处于正常运行状态在作业时具有优良的环保性。运行实践表明，合理使用也是确保工程机械发挥良好环保性的措施之一。1、确操作，避开共振区；2、止结合动作粗暴；3、超载 超载做也会引起工程机械的振动、噪声增大、排气烟度大、排气的有害气体和微粒多，因此，应防止超载作业。通过加强维护和维修和合理使用，来强设备的使用寿命，间接环保。 4.2

经济性分析

升降横移立体车库在某些地方的建设成本大大低于传统停车场。据了解，传统停车场的占地面积和建筑面积相当昂贵，一般来说，普通地上停车位每个占地在15平方米左右，地下停车场每个车位的占地面积至少在25平方米以上。如果使用升降横移立体车库，在90平方米的空间地上就可停放一组13车位升降横移立体车库，平均每个车位占地面积不到7平方米。就建设成本而言，目前商业区房产开发商建一个地下车位需投资7.5～10万元，某些高档写字楼地下停车库的建设成本更是高达十几万美元。如果安装升降横移立体车库，在空间面积不变的情况下尽量增加停车位，可以将每个停车位的建设成本摊薄到4.7万元。除此之外，还有其他优点：

1、安全性能高，可有效避免车辆的丢失损坏

随着经济的不断发展，贫富差距的不断扩大，社会问题也越来越突出，私家车丢失的现象也越来越突出，怎样防范自己的爱车被盗是许多车主非常苦恼的问题，升降横移立体车库可以采用密码输入取车增加了汽车停放的安全性。另外，升降横移立体车库停车可以有效地防止停放过程中意外的刮擦及碰撞，避免引起不必要的麻烦。

2、可以灵活配置，充分利用零散地皮及对地形的适应性很强

升降横移立体车库在平面上可以见缝插针，规模可大可小，可单独设置，也

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东北大学毕业设计（论文） 第4章系统的环保性与经济性分析

可以并排设置，可依附建筑物也可以设在建筑物内，适应性很广，具有很大的灵活性，能够充分利用各种“闲散消极”用地，为用地带来最大的价值。

表4.1 升降横移立体车库造价清单

材料名称

YZP122.48yds-6 升降起重电动机 Y801—4三相相异步电机

ZWE 2.2-63A-121 摆线针轮减速器 ZW 0.55-3A-43 摆线针轮减速器

钢结构框架

HL弹性柱销联轴器

链轮 滚筒 载车板 防坠落装置 螺栓、螺母、垫圈 其他 加工与装配 总价

成本价格/件

900

360 500 300 30000 30 80 9 9 500 5000 30000 50000

数目 9 8 9 8 1 32 34 1000 1000 36

总价/元 8100 2880 4500 2400 30000 960 2720 9000 9000 18000 5000 30000 50000 172560

但同时还有其他的一些经济性缺点： 1、前期设备成本较高

将土地成本抛开考虑，升降横移立体车库设备的造价偏高。升降横移立体车库采用钢质框架及电动、机械智能传动装置构成，设计较为复杂，一次性投入较大。因此，适合于在土地成本大的区域建设使用，而在土地成本较低的地方，建自走式停车库较为经济，。 2、 后期维护成本较高

机械立体车库在使用几年后开始进入维护期，而且需要专员操作进行维护、保养，以保证设备运行的安全性、稳定性，技术性要求较高，因此，后期维护的成本比较高。

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东北大学毕业设计（论文） 结论

结论

随着市场经济的发展和人民生活水平的提高，汽车数量增长迅猛，车辆密度的增加和原有车库的不足，使解决停车难问题成为当务之急，特别是要解决全国大中城市商业闹市区和商住楼群中的停车难的问题。大量的市场调查研究表明，目前的车库和停白方法已不能解决汽车与时俱增的矛盾。针对上述汽车日益增加及平地面积，有限的社会问题，研发一种用于车辆停泊的立架自动车库与车辆自动泊位装置升降横移式立体停车库。升降横移式立体车库集中了现代多方面的先进技术是科技含量较高的车库并且升降横移式立体停车库的停车方便、存取速度快、车库结构灵活、造价低、收费准确的特点，成为今后停车库发展的主要形式。

通过本文对三层五列13车位升降横移式立体车库作为本项目的主要研究对象。升降横移式立体停车库的结构组成进行具体分析，得出以下结论:升降横移式立体停车库作为机械式停车设备的一种形式，以其独有的特点而被广泛的接受，并将会成为未来停车设备的主流形式。升降横移式立体停车库的传动部分是整个车库系统的主要组成部分之一。

升降横移立体车库可以分成钢结构部分、载车板部分、传动系统、控制系统、安全防护系统五大部分组成。该设备的顶层载车板只需上下升降；中层载车板既可升降，又可横移；底层载车板只需左右横移。中层和底层都有一个空位，可以通过横移载车板变换空位，使空位正上方的顶层载车板下降到底层。底层载车板上的汽车可直接出车。整个过程即可完成。车库总体采用钢结构设计。在整个机构中有立柱、横梁和纵梁还有横移导轨等组成。底层有可以横移的载车板；二层有移动的框架利用滑轮带动载车板一起做横移运动，并且装有能使载车板升降的提升装；，三层采用框架结构只能升降。升降运动采用升降电动机、链条或钢丝绳提升；横移运动借助导轨采用交流减速横移电动机和滑轮驱动。

本设计由于时间和自身水平有限，还存在很多不足，需要在今后做进一步的研究，使系统不断完善。

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东北大学毕业设计（论文） 致谢

致谢

经过三个多月的努力，毕业设计终于较为圆满地完成了，值此之际我首先要感谢我的指导老师李佳教授。从选题到论文的定稿，期间的每一处无不凝聚着老师的心血。老师渊博的知识，科学严谨的治学，以及虚怀若谷、宽厚待人的品格，永远铭记在我的心中，并将使我终身难忘，是我今后学术生涯和人生旅程上的楷模。三个多月来，我在学习中取得的每一个进步，都凝聚着导师不倦的教诲。他传授给我的不仅是理论知识和实践能力，更重要的是如何寻找问题、如何思考问题、如何解决问题。授人以鱼，不若授人以渔，李佳老师很好的诠释了这一道理！在此，我衷心感谢李佳老师的培育之恩!

最后，再次感谢李佳老师在这段时间里对我的无私帮助！

感谢机械学院和现代设计与分析研究所的老师、同学们还有我的舍友，他们在我课题的完成过程中提供了很多帮助！

感谢东北大学图书馆为我的毕业设计提供了丰富的参考文献！

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东北大学毕业设计（论文） 参考文献

参考文献

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附录：

文献翻译一

Status of the development of solid garage

Stereo garage is the storage which is used for automatic parking and scientific storage of kinds of auto-mobile . As the quantity of urban automobile has increased continuously in nowadays, the hard-to-park problem has become a common phenomenon. Mechanical stereo garage can use land resource sufficiently and bring space advantage into play , and maximize the number of parking cars . It has become an important way for static traffic problem of cities. The issue studies the type mechanical parking system which named up-down and translation stereo garage, and regards of the two factors of manufacture and operational efficiency synthetically.

On the basis of investigation on current situation and developing trend of garage in domestic and aboard , we choose three-layer and three-formulistic garage structure as the research model . Accoding to the form of the dragging-forms of multi player up-dowm and translation ear-base , it is mode of three pares: part of ear-base strucrue part of drving-framework and part of control systerm. The paper simply introduces main structure and characterisics of garage and also give a short introduction to its control system. The finite element reliability cheaking of steel structure of garage is utilized according to the operation princiole of up-down ang translation stereo garage , the mechanics was used to comprehensively analyze the up-down and translation stereo garage , the mechanics was used to comprehensively analyze the up-down and translation tereo garage garage .Including intension of the framework structure axes ,etc. The paper adopt PLC as control system in designing the up-down and translation stereo garage , PLC softwore of OMRON company was used to weave the program of control system , through debugging running. The result proved that

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adopted PLC as control system is simple and easy to realize . The chaaracterristic of stabilization , credibility ,speediness and high capability made the control system very perfection of mechanical parking systems-garageal safety requiremebnt and the facts of the up-down and translation stereal garage the paper introduced some safety technique which was used in the up-down and translation stereal garage . This can ensure zbsolute safety for car and make the whole stereo garage safety and running smooth .

On the base of the project \" Opitimal design of the mechanisms in the stereoscopic garage \some mechanisms in the lift park garage has been designed optimally . At the firest , we estabilished the running mode and the structure of the mechanisms adapted to the running mode . And then , we chose the immobile comb as the parking space and the steel structure framework as support , the optimal design on the two mechanisms was carried through . The optimal design on the immobile comb and the steel structure framework was carried through with augmented multipliers method . At the end , the result of the optimal design is that the immobile comb will be more reasonable and decreased the whole weighet of the steel structure framework , and the weight of the steel structure framework become more light .

With the rapid deveiopment of large city , the settlement of the difficult of parking of large city has already reached the very urgent stage . In the city center where every inch of land is precious , especially the area which such vehicles as the hotel , marked , shopping center location , etc . Dr.eye: concentrate ,can only develop to the sky , to underground , so has bulit and already to a great deal of three-dimensional garage parkings reached the essential stage , at the time there are maney advatages too in the three-dimesional garage parking .

First , economize the sopace . Generally speaking , its floor space is about 1/2~1/25 of the level parking area , machinery type \"three-dimensional\" .

The garage can both be insrtalled with ground underground , the greatest

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advantage can fully utilize the small area to develop to the high altitude , try one`s best to srore more wehicles , the place that the land resource in short supply , the vechicle is big in capacity to park in the way best . For example , are most suitable for using \" vertical circulation \" on the limited residential quarter ground on the space three-dimensional garage of thr type . 8 storeys of every groups of this kind of garage , that is to say , only parked the three-dimensional garage bulit up on the area of a kind car and park 8 cars originally .

Second , automation is cintralled , easy to use . The three-dimensional garage automatic degree of garage parking is very high , can hosit or lower the rotatory type , for example ,district residents come off duty and park , so long as according to the number that the brass-wind instrument is corresponding with the parking stall , this parking stall will be rotated and landed to the ground , ,after the car owner parks the good vehicle , and then according to the number , the parking stall circles round and rises , restored to the throne again . Form a complete set and install the intellectual administrative system of the parking area after installing the large-scale under ground parking of the three-dimensional garage , go on one on duty to manage hour through professional staff member of technical training .

Third , three-dimensional garage bulit cost lower the traditional parking area greatlly . It is reported , the occupation of land and buliting cost in the traditional parking area is quite high . Do not generally get on very well , ordinary each occupation of land in the parking stall , about 15 square meters , the floors , the floor space of each parking stall of underground parking is above 25 squure meters at leats on the ground .If use the three-dimensional garageparking on the vacant lot of 30 square meters , the avaerage floor space of each parking stall is less than 4 square meters . In respect to building cost , the houre property developer of the district builds an underground parking stall to need to invest 10,000-20,000 dallers at present , the construction cost of some top-grade underground parking stalls of office building is up to more than ten thousands dallers especially . If install the three-dimensional

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garage , is it increace parking stall is can cost stand thin to reach 50,000~60,000 dallers each construction of parking stall to try one`s best in a situation that the area of space does not change .

Fourth , it is safe and reliable and beautifying the environment . Allocate the automatic detection system , various kings of sage organizations , autoalarm , fire-fighting systerm and other stick precautions facility . The automobile will not damage ,loses . Suit measures to local conditions , utilize fragmentary vacant lot , shape beautiful garage beyond mix,beautify the urban environment .

立体车库发展的现状

立体车库是专门实现各种车辆的自动停放及科学寄存的仓库设施。随着城市汽车保有量的不断增加，停车问题难已经成为大中城市的一个普遍现象，机械式立体车库可以从分利用土地资源，发挥空间优势，最大限度地停放车辆，成为解决城市静态交通问题的重要途径。本课题已较为典型的升降横移式立体车库为研究对象，综合考虑立体车库制造成本和运行效率的双重因素。

本文在对世界车库及发展趋势作了充分的调研的基础上，选择三层三列式车库结构为研究对象和研究模型。升降横移式立体车库就其组成部分而言，可分为三大部分：车库结构部分、传动机构部分和控制系统部分。本文简单介绍了车库的主体结构和特点，对车库的控制系统也做了简单的说明，依据升降横移式立体车库的运行原理，运用力学理论对升降横移式立体车库的结构进行了全面的力学分析，包括升降横移式立体车库框架结构的强度、横移传动系统中轴的强度和升降传动系统中轴的强度等。在对升降横移式立体车库中的控制系统设计中，采用了先进的PLC控制，运用欧姆公司的编程元件编制哦了升降横移式立体车库控制系统的程序，并经调试、运行、证明采用可编程控制器作为控制系统简单易行。其稳定性、可靠、快速、性价比高的特点使得控制系统非常完美。为了使停车设备满足使用要求，根据国际关于机械式停车设备通用安全要求的标准，升降横

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移式立体车库的实际应用，在升降横移式立体车库中使用了一些必要的安全技术，这样保证了车辆的绝对安全，使得整个车库可以安全平稳的运行。

本文以课题“立体车库的内部机械结构的优化设计”为依托，对电梯时升降式立体车库的某些内部机械结构进行了优化设计，首先确定了立体车库的运行方式和适合次运行方式的各构件的外形结构，然后针对这种立体机构的特征，选择了作为停车位的固定叉束和作为支撑的钢架结构骨架进行优化设计，接着运用增光乘子法对固定叉束和钢结构骨架进行优化，最后的优化结果是固定茶树结构更加合理，降低了整体重量和对钢结构骨架的载荷，也是钢结构骨架的整体重量减轻了很多。

随着大城市的腾飞，大城市的停车难问题的解决已降到了刻不容缓的地步。在寸土寸金的市中心，特别是宾馆、商城、购物中心等地段车辆集中的地区，只 能向空中、向地下发展，因此建造相当数量的立体车库已经到了必不可少的地步，同时立体车库也有着不少的优点。

第一、节约空间。一般强况下，其占地面积约为平面停车厂的1/2~1/25，机械式“立体”车库在底下和地面都可安装，最大的好处就是可以从分利用小面积向高空发展，尽量多存车辆，是土地资源紧缺、车辆容量大的场所最佳停车方式。例如，在有限的居民小区地面上最适合使用“垂直循环”式立体车库。这种车库每组8层，也就是说，在原来只可以放一辆车的面积上建起的车库可以停放8两车。

第二、自动化控制，使用方便。立体车库自动化程度很高，可以进行旋转式升降，例如小区居民下班回来停车，只要按一下与车位号对应的号码，这个车位就会旋转着降落到地面，带车主停好车辆后，再按号码，车位又旋回原来的位置，复位，安装了立体车库的大型地下停车场则配套安装停车场智能管理系统，由经过专业技术培训的工作人员进行24小时值守调度。

第三、立体车库建设成本大大低于传统停车场。据了解，传统停车场的占地面积和建筑面积相当昂贵，一般来说，普通地上停车位每个占地在

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15平方米左右，地下停车场每个车位的占地面积至少在25平方米以上。如果使用立体停车库，在30平方米的空间地上就可停放一组8车位立体停车库，平均每个车位占地面积不到一平方米。就建设成本而言，目前小区房产开发商建一个地下车位需投资1~2万美元，某些高档写字楼地下停车库的建设成本更是高达十几万美元。如果安装立体车库，在空间面积不变的情况下尽量增加停车位，可以将每个停车位的建设成本摊薄到0.8万美元。

第四、安全可靠，美化环境，配备自动检测系统，各种安全机构，自动报警，消防系统以及其他防范措施。汽车不会损坏，丢失。因地制宜，利用零星空地，配以外形美观的车库，美化环境。

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文献翻译二

Effects of structure elastic deformations of wheelset and track on creep forces of

wheel/rail in rolling contact

J Pohl, M Sethsson, P Degerman, and J Larsson 1Volvo Car Corporation, Gothenburg, Sweden

2Division of Fluid and Mechanical Engineering Systems, Department of Mechanical Engineering, Linko¨ping University, Linko¨ping, Sweden

The manuscript was received on 6 January 2005 and was accepted after revision for publication on 31 August 2005. DOI: 10.1243/095440705X69650

Abstract

In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed. Effects of structure deformations of wheelset and track on the creep forces of wheel and rail are investigated in detail. General structure elastic deformations of wheelset and track are previously analyzed with finite element method, and the relations, which express the structure elastic deformations and the corresponding loads in the rolling direction and the lateral direction of wheelset, respectively, are obtained. Using the relations, we calculate the influence coefficients of tangent contact of wheel and rail. The influence coefficients stand for the occurring of the structure elastic deformations due to the traction of unit density on a small rectangular area in thecontact area of wheel/rail. They are used to revise some of the influence coefficients obtained with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalker’s theory of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form. In the analysis of the creep forces, the modified theory of Kalker is employed. The numerical results obtained show a great

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influence exerted by structure elastic deformations of wheelset and track upon the creep forces.

Keywords: Wheel/rail; Rolling contact; Creep force; Structure elastic deformation 1. Introduction

During running of a train on track the fierce action between wheelset and rails causes large elastic deformations of structure of wheelset and track. The large structure deformations greatly affect performances of wheels and rails in rolling contact, such as creep forces, corrugation [1–3], adhesion, rolling contact fatigue, noise [4,5] and derailment [6]. So far rolling contact theories widely used in the analysis of creep forces of wheel/rail are based on an assumption of elastic half space [7–12]. In other words, the relations between the elastic deformations and the traction in a contact patch of wheel/rail can be expressed with the formula of Bossinesq and Cerruti in the theories. In practice, when a wheelset is moving on track, the elastic deformations in the contact patch are larger than those calculated with the present theories of rolling contact. It is because the flexibility of wheelset/rail is much larger than that of elastic half space. Structure elastic deformations (SED) of wheelset/rail caused by the corresponding loads are shown in Figs. 1 and 2. The bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a is mainly caused by vertical dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformation of wheelset described in Fig. 1b is produced due to the action of longitudinal creep forces between wheels and rails. The oblique bending deformation of wheelset shown in Fig. 1c and the turnover deformation of rail shown in Fig. 2 are mainly caused by lateral dynamic loads of vehicle and wheelset/rail. The torsional deformations with the same direction of rotation around the axle of wheelset (see Fig. 1d), available for locomotive, are mainly caused by traction on the contact patch of wheel/rail and driving torque of motor. Up to now very few published papers have discussions on the effects of the SED on creepages and creep forces between wheelset and track in rolling contact. In fact, the SED of wheelset/rail mentioned above runs low the normal and tangential contact stiffness of wheel/rail. The normal contact stiffness of wheel/rail is

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mainly lowed by the subsidence of track. The normal contact stiffness lowed doesn’t affect the normal pressure on the contact area much. The lowed tangential contact stiffness affects the status of stick/slip areas and the traction in the contact area greatly. If the effects of the SED on the rolling contact are taken into account in analysis of rolling contact of wheel/rail, the total slip of a pair of contacting particles in a contact area is different from that calculated with the present rolling contact theories. The total slip of all the contacting particles and the friction work are smaller than those obtained under condition that the SED is ignored in the analysis of creep forces of wheel/rail. Also the ratio of stick/slip areas in a contact area is larger than that without consideration of the effects of the SED.

In this paper the mechanism of effects of structure elastic deformations of bodies in rolling contact on rolling contact performance is briefly analyzed, and Kalker’s theoretical model of three-dimensional elastic bodies in rolling contact with non-Hertzian form is employed to analyze the creep forces between wheelset and track. In the numerical analysis the selected wheelset and rail are, respectively, a freight-car wheelset of conical profile, China “TB”, and steel rail of 60 kg/m. Finite element method is used to determine the SED of them. According to the relations of the SED and the corresponding loads obtained with FEM, the influence coefficients expressing elastic displacements of the wheelset and rail produced by unit density traction acting on the contact area of wheel/rail are determined. The influence coefficients are used to replace some of the influence coeffi- cients calculated with the formula of Bossinesq and Cerruti in Kalker’s theory. The effect of the bending deformation of wheelset shown in Fig. 1a and the crossed influences among the structure elastic deformations of wheelset and rail are neglected in the study. The numerical results obtained show marked differences between the creep forces of wheelset/rail under two kinds of the conditions that effects of the SED are taken into consideration and neglected.

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2. Mechanism of reduced contact stiffness increasing the stick/slip ratio of contact area

In order to make better understanding of effects of the SED of wheelset/track on rolling contact of wheel/rail it is necessary that we briefly explain the mechanism of reduced contact stiffness increasing the ratio of stick/slip area in a contact area under the condition of unsaturated creep-force. Generally the total slip between a pair of contact particles in a contact area contains the rigid slip, the local elastic deformation in a contact area and the SED. Fig. 3a describes the status of a pair of the contact particles, A1 and A2, of rolling contact bodies and without elastic deformation. The lines, A1A_1 and A2A_2 in Fig. 3a, are marked in order to make a good understanding of the description. After the deformations of the bodies take place, the positions and deformations of lines, A1A_1 and A2A_2, are shown in Fig. 3b. The displacement difference, w1, between the two dash lines in Fig. 3b is caused by the rigid motions of the bodies and (rolling or shift). The local elastic deformations of points, A1 and A2, are indicated by u11 and u21, which are determined with some of the present theories of rolling contact based on the assumption of elastic-half space, they make the difference of elastic displacement between point A1 and point A2, u1 = u11 − u21. If the effects of structure elasticdeformations of bodies and are neglected the total slip between points, A1 and A2, can read as: S1 = w1 − u1 = w1 − (u11 − u21) (1) The structure elastic deformations of bodies and are mainly caused by traction, p and p_

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acting on the contact patch and the other boundary conditions of bodies and , they make lines, A1A_1 and A2A_2 generate rigid motions independent of the local coordinates (ox1x3, see Fig. 3a) in the contact area. The u10 and u20 are used to express the displacements of point A1 and point A2, respectively, due to the structure elastic deformations. At any loading step they can be treated as constants with respect to the local coordinates for prescribed boundary conditions and geometry of bodies and . The displacement difference between point A1 and point A2, due to u10 and u20, should be u0 = u10 − u20. So under the condition of considering the structural elastic deformations of bodies and , the total slip between points, A1 and A2, can be written as: S∗1 = w1 − u1 − u0 (2) It is obvious that S1 and S∗1 are different. The traction (or creep-force) between a pair of contact particles depends on S1 (or S∗1 ) greatly. When |S1| > 0 (or |S∗1 | > 0) the pair of contact particles is in slip and the traction gets into saturation. In the situation, according to Coulomb’s friction law the tractions of the above two conditions are same if the same frictional coefficients and the normal pressures are assumed. So the contribution of the traction to u1 is also same under the two conditions. If |S1| = |S∗1 | > 0, |w1| in (2) has to be larger than that in (1). Namely the pairs of contact particles without the effect of u0 get into the slip situation faster than that with the effect of u0. Correspondingly the whole contact area without the effect of u0 gets into the slip situation fast than that with the effect of u0. Therefore, the ratios of stick/slip areas and the total traction on contact areas for two kinds of the conditions discussed above are different, they are simply described with Fig. 4a and b. Fig. 4a shows the situation of stick/slip areas. Sign in Fig. 4a indicates the case without considering the effect of u0 and indicates that with the effect of u0. Fig. 4b expresses a relationship law between the total tangent traction F1 of a contact area and the creepage w1 of the bodies. Signs and in Fig. 4b have the same meaning as those in Fig. 4a. From Fig. 4b it is known that the tangent traction F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 without considering the effect of u0 and F1 reaches its maximum F1max at w1 = w_1 with considering the effect of u0, and w_1 < w__ 1 . u0 depends mainly on the SED of the bodies and the traction on the contact area. The

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large SED causes large u0 and the small contact stiffness between the two bodies in rolling contact. That is why the reduced contact stiffness increases the ratio of stick/slip area of a contact area and decreases the total tangent traction under the condition of the contact area without full-slip.

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滚动接触体结构柔性变形和在滚动接触

的轮/ 轨道的潜变力的追踪

摘录

在这一篇论文中，对滚动接触机械装置上的滚动接触体结构柔性变形的效果简短地分析。轮副和轨道对轮的潜变力的结构变形的效果和轨条详细地被分析研究。轮副的一般结构柔性变形和轨道首先分别用有限元的机械要素方法和关系一起分析,从而获得表达滚动方向和轮副的横方向的结构柔性变形和对应的负载。按照它们之间的关系,我们计算轮和轨条的在一点相接接触的影响力系数。影响力系数代表发生在轮/轨道接触的一个小的矩形面积上的单位面积的牵引力引起的结构柔性变形。他们习惯校订一些与卡克的无赫兹的形状滚动接触的三维空间的有柔性体的理论阻尼和力/位移计算的公式一起获得的影响力系数。在潜变力的分析中, 利用了修正的卡克的理论。从轮副和轨道的结构柔性变形中获得的数字结果表明潜变力发挥的很大影响力。

关键字: 轮/轨条; 滚动接触;潜变力;柔性变形结构

1.介绍

由于火车轮副和轨道之间的很大相对运动作用力引起轮副和轨道的结构较大的柔性变形。大的结构变形极大影轮和轨条响滚动接触的性能,如潜变力，波形[1-3]，黏着，滚动接触疲劳, 噪音[4,5]和脱轨[6]等等. 到现在为止在轮/ 轨道的潜变力的分析中广泛应用的滚动接触理论是以柔性一半的空间假定为基础的[7-12]。换句话说，轮/ 轨道的一个接触的柔性变形和牵引之间的关系可以用阻尼和力/位移计算的公式的理论公式表达。实际, 当轮副在轨道上持续运动,接触的柔性变形是比那些以滚动接触的现在理论公式计算的更大。因为轮副/ 轨道的挠性是比柔性一半的空间更加大 。由对应的负荷所引起的轮副/ 轨道柔性变形结构在图中被显示。如1和2. 在图中轮副弯曲变形被显示出来。在图 1a 中被显示的轮副弯曲变形主要由车辆和轮副/轨条的垂直动载荷所引起。在图1b中描述的轮副扭转的变形是由于轮和轨道之间的纵潜变力的作用生产的。在图1c中显示的轮副斜角弯曲变形和在图2中显示的轨道翻折变形主要地由交通工具和轮副/轨道的横动态负荷所引起。在轮副 (图1d) 的轴周围的和旋转装置相同方

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向的扭转变形,火车可以使用的,主要在电动机的轮/ 轨条和驱动扭矩的接触补缀上的牵引所引起。到目前为止很少的出版物讨论滚动接触的轮副和轨道之间的爬动和潜变力的效果。

事实上，上面提到轮副/ 轨道的柔性变形结构是在轮/轨道的常态和切线的接触刚性以下运动。轮/ 轨道的正常的接触点的刚性通常低于轨道的下沉位置。低于正常接触点的刚性很少的影响接触面积上的正常压力。那低于切线的接触刚性很大影响接触面积的黏结/ 滑移面积状态和牵引力。如果滚动接触的柔性变形结构的影响被对于轮/轨道的分析考虑进去，一对接触面积的全体微粒滑移与用现在滚动接触理论计算的结果不同。所有的连络颗粒和摩擦功的总的滑移比那在分析轮/轨道浅动力的时候，被忽略的柔性变形结构更小。同样一个接触面积的根/ 转差面积的比率比没有考虑的柔性变形结构的效果更大。

在这一篇论文中，在滚动接触性能上的滚动接触的车体柔性变形机构的装置被简短地分析，而且和卡克无赫兹的形状滚动接触的三度空间的有柔性车体的理论模型用来分析在轮副和轨道之间的潜变力。在数值分析中挑选的轮副和轨条分别地,是货车轮副的锥形轮廓，美国 \"兆位元组\" 和钢轨条的质量60公斤/m 。有限元分析方法用来决定他们的柔性变形结构。依照柔性变形结构的关系和对应的由于 FEM 获得负荷, 表示轮副的柔性变位的影响系数是由轮/ 轨条的接触单位面积密度有所反应的牵引生产的轨条所决定。这些影响系数用来代替一些与卡克的理论阻尼和力/位移计算的公式一起计算的影响系数。在图1a中被显示的轮副弯曲变形的效果和在轮副轨道的柔性变形结构之中的横断的影响力在研究中被疏忽。获得的数字结果表明在轮副/轨道柔性变形结构的潜变力效果考虑和疏忽的条件之间的显着差别。

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2. 减少连络刚性机构增加接触面积的根粘滞/滑动比

为了要使轮副/ 轨道关于滚动接触的轮/ 轨的的柔性变形结构的效果较好的理解, 我们必需简短地解释减少的接触刚性的机构增加在没有饱和的潜变力的状态下面的接触面积的粘滞/ 滑移面积的比。通常在一个接触面积的一对接触颗粒之间的总的滑移含有刚性的滑移,局部一个接触面积和柔性变形结构的柔性变形。图3a一描述一对滚动接触车体①和没有柔性变形②接触颗粒， A1 和 A2 的状态 。在图3a中的线A1A 1 和 A2A 2, 为了要作描述的让大家接受而被作记号。在车体的形变发生之后,线的位和形变,A1A 1 和 A2A2,在图 3 b 中被显示。位移差别 , w1, 在图3b 的二个划线之间由车体的刚性运动①和②所引起(滚动或变化). 局部点 A1 和 A2 的柔性变形,被 u11 和 u21 指示,与基于有柔性- 半份空间的假设滚动接触的一些现代的理论一起决定,他们有差别在于点 A1 和点A2之间的有柔性位移 u1= u11- u21。如果车体的结构柔性变形的效果和被忽视的A1 和 A2点之间的总转差 , 能用公式: S1 = w1 − u1 = w1 − (u11 − u21) 为了要使轮副/ 轨道关于滚动接触的轮/ 轨的的柔性变形结构的效果较好的理解, 我们必需简短地解释减少的接触刚性的机构增加在没有饱和的潜变力的状态下面的接触面积的粘滞/ 滑移面积的比。通常在一个接触面积的一对接触颗粒之间的总的滑移含有刚性的滑移,局部一个接触面积和柔性变形结构的柔性变形。图 3 a一描述一对滚动接触车体①和没有柔性变形②接触颗粒， A1 和 A2 的状态 。在图 3 a中的线A1A 1 和 A2A 2, 为了要作描述的让大家接受而被作记号。在车体的形变发生之后,线的位和形变,A1A 1 和 A2A2,在图 3 b 中被显示。位移差别 , w1, 在图 3 b 的二个划线之间由车体的刚性运动①和②所引起(滚动或变化). 局部点 A1 和 A2 的柔性变形,被 u11 和 u21 指示,与基于有柔性- 半份空间的假设滚动接触的一些现代的理论一起决定,他们有差别在于点 A1 和点A2之间的有柔性位移 u1= u11- u21。如果车体的结构柔性变形的效果和被忽视的A1 和 A2点之间的总转差 , 能用公式: S1 = w1 − u1 = w1 − (u11 − u21) 表示。柔性变形结构车体 1 和 2 主要地由牵引力所引起,p 和 p 代表接触插线和车体的其他边界条件1和 2,他们做线,A1A 1 和 A2A 2 产生与接触面积的局部的坐标 (ox1x3,图 3 a) 无关的刚性运动。u10 和 u20 用来表达点 A1 和点A2的位移,各自归于结构柔性变形。在任何的荷载阶段他们为规定的边界条件和车

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体 1 和 2 的几何学可能被当做有不防碍局部的坐标常数。在点 A1 和点 A2 之间的位移差别取决于 u10 和 u20, 应该是 u0= u10-u20。如此在考虑车体 1 和 2的柔性变形结构的条件之下,在点之间的总滑移 , A1 和 A2,同样地用公式:S*1 = w1 - u1 - u0表示。明显的 S1 和 S?1 是不同的。在一对接触颗粒之间的牵引 ( 或潜变力)非常仰赖 S1( 或 S?1) 。当 |S1|>0(或 |S?1|>0)那对接触颗粒是在滑移中和牵引力进入饱和。在进入饱和的情形中, 依照库伦摩擦定律的如果一样的磨擦力系数而且正常的压力被假定的二个条件，牵引是相同的。如此对 u1 的牵引影响在二个条件之下也是相同的。如果 |S1|=|S?1|>0,|w1| 在 (2) 必须是比在(1)更大。即没有 u0 的影响的那对接触颗粒比有 u0 的影响的滑移更快。相应地没有 u0 的影响整个的接触面积进入滑移情况快于有 u0 的影响。因此，在接触面积上的粘滞/ 滑移面积的比率和在上面被讨论的二个类型的总牵引是不同的,他们只是被图4a和 b一起被简单描述。图 4a表明粘滞/ 滑移面积的情况。图 4a 的号讯 1 表明不考虑 u0 和 2的效果而指示外壳 即用 u0 的效果指示。图4b表示在接触面积上总的接触牵引力F1和车体的滑动关系的一种规律。在图4 b中的号讯1和2和图4中的意义相同。从图4b中已知 , 在一点相接牵引力F1在 w1=w 时到达它的最大值 F1max 不考虑 u0 和 F1 接触的效果在w1=w它的最大F1max 仅由于u0的效果来看w1- 75 -

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