因钢丝绳传动强度高、灵活性高、占用空间小、易于维护保养、成本低。在升降传动系统中，选取钢丝绳作为整个传动电机的升降材料最为合适。升降系统的传动流程为电动机 → 链传动 → 卷筒 → 钢丝绳→滑轮的模式 [ 13 ]。钢丝绳带动载车板进行起降运动，钢丝绳的一端和载车板进行连接，另一端围绕在卷筒上，载车板进行起降动作时，利用电机的正反转动就可以带动卷筒的顺时针或者逆时针转送，从而实现了载车板的升降 [ 14 ]。结构示意图如下图9所示：

图9. 升降传动示意图

升降过程中的速度一般不会太快，这里取速度为0.15 m/s，普通五座汽车质量为1500 kg左右，载重量根据实际情况取车辆质量为1700 kg，载车板质量为300 kg [ 15 ]。

计算所需的提升功率如下：

P w = M g v = 2000   kg × 9.8 × 0.15   w = 2.94   kw (3.1)

电机的输出功率计算为：

P 0 = P w / η w (3.2)

总效率：

η w = η 1 × η 2 × η 3 × η n (3.3)

其中 η 1 为链传动效率，查得 η 1 = 0.9 ； η 2 为滚动轴承效率，查得 η 2 = 0.99 ，有2个轴承，代入数据得 η w = 0.96 × 0.99 2 = 0.94 ，则输出功率为 P 0 = P w / η w = 3 .12   kw 。

选择交流减速电机为专用停车设备，型号为MLPK55370603，功率 P = 3.7   kw ，频率为50 Hz，电压220 V，速比为60，得到转速为 n 1 = 21   r / min ，外形见图10：

图10. 电机的外形图

电机的主要尺寸如下表1所示：

表1. 升降电机的尺寸表

使用卷筒的直径d为200 mm，根据前面选定的载车板的上升速度为0.15 m/s可以计算卷筒的转速：

n 2 = 0.15 × 60 × 1000 2 π × 100 = 14.33   r / min (3.4)

链轮的传动比：

i = n 1 n 2 = 21 14.33 = 1.46 (3.5)

根据计算拟定链传动比为 i = 1.5 。

1) 选择链轮齿数 Z 1 、 Z 2 ，根据传动比 i = 1.5 ，查询《机械设计》 [ 12 ] 取小链轮齿数 Z 1 = 18 ，则大链轮齿数 Z 2 = 27 。

2) 确定链条链节数 L p 初定中心距 a = 10 p ，则节距

L p = 2 a 0 p + Z 1 + Z 2 2 + P a 0 ( Z 2 − Z 1 2 π ) 2 = 42.25 (3.6)

取 L p = 44 。

3) 计算单排链所能传递的功率 P 0 及链节距P，由工作情况系数 K A = 1

P C a = K A P = 3.7   kw (3.7)

由小链轮齿数系数 K Z = 0.887 ，链长系数 K L = 0.7 ，使用双排链，由多排链系数 K P = 1.7 计算额定功率：

P 0 = 1.75 P C K Z × K 1 × K P = 1.75 × 3.7 0.887 × 1.7 × 0.7 = 6.13   kw (3.8)

4) 根据额定功率 P 0 和转速 n 1 使用滚子链型号为24a，链节距 P = 38.1   mm ，所选择的链条标记为24A―2 × 44 GB1243-1997。

5) 确定链实际长度L及中心距a：

L = L p × P 1000 = 44 × 0.0381 = 1.68   m (3.9)

a = P 4 [ ( L P − Z 1 + Z 2 2 ) + ( L P − Z 1 + Z 2 2 ) 2 − 8 × ( Z 2 − Z 1 2 π ) 2 ] = 381   mm (3.10)

6) 计算链速：

V = n 1 × Z 1 × P 60 × 1000 = 21 × 18 × 38.1 60 × 1000 = 0.25   m / s (3.11)

7) 作用在轴上的压轴力Q：

圆周力：

F = 1000 P V = 1000 × 3.7 0.25 = 14800   N (3.12)

按照平均布置取压轴力系数 K Q = 1.15 有：

Q = K Q × F = 17020   N (3.13)

8) 按静强度校核链条，链条属于一种低速重载运行，静强度在计算的时候是最关键的，由链条静强度计算式：

n = Q K A F t + F c + F f ≥ n p (3.14)

其中n为静强度安全系数； K A 为工况系数，取 K A = 1.0 ；Q为链条极限拉伸载荷，选择取值 Q = 249 .1   kN ； F t 为有效圆周力， F t = 1000 P v = 1000 × 3.7 0.25 = 14.8   kN ； F c 为离心力引起的力，计算公式为 F c = q v 2 ，其中

q为链条质量查得 q = 5.6   kg / m ，当链速 v < 4   m / s 时， F c 可以忽略； F f 为链传动的悬垂力，计算公式如下：

F f = ( K f + sin θ ) q g a 100 (3.15)

其中 K f 为系数查得 K f = 1 ，a为中心距， a = 0.381   m ， θ 为两个轮子的中心线对水平面的倾斜角， θ = 90 ∘ ，则 F f = 0.41   kN ； n p 为许用安全系数， n p = 4 ~ 8 ，代入数据得 n = 16.3 ≥ n p 根据计算可以看到所选择链条符合强度要求。

根据链速和链节距 P = 38.1   mm ，润滑方式选择人工按期润滑。

升降轴是电机通过链轮进行输入的一端轴，承受着升降的主要作用力，结构如下图11升降轴结构图所示：

图11. 升降轴结构图

轴的材质使用45钢，经调质处理得 [ σ b ] = 640   MPa 。根据所选择的材料，取轴直径的计算系数 C = 60 ，轴的最小直径计算公式如下所示：

d ≥ C P n 3 = 60 × 3.7 14.33 3 = 38.2   mm (3.16)

轴的设计特点，最小直径在联轴器端，此处装配有键槽，所以需对轴径加大5%以满足实际需求，所以最小直径尺寸为 d min = 38.2 × 1.05 = 39.9   mm ，轴径的选取上需要参考最小直径所配套的联轴器等进行考虑。本次选择刚性联轴器，联轴器配合的轴径取值为40 mm，则可以看到轴 d 12 = d 78 = 40   mm ，长度根据所选择的联轴器等取值83 mm，初定各段直径见表2：

表2. 升降轴各段直径

确定各段长度，见表3：

联轴器额轴的配合采用的是键的连接方式，根据《机械设计手册》 [ 12 ] 以及轴的尺寸，选择键槽的尺寸为 b × h 为12 × 8，键槽的长度为80 mm，采用铣削加工工艺，轴和联轴器配合的代号为H7/k6。同时在链轮和轴的固定配合处选择键的尺寸为14 × 9，轴和联轴器配合的代号为H7/k6。

表3. 升降轴各段长度

轴地受力分析如下图12所示：

图12. 轴受力分析

根据起降传动轴的结构受力分析可以看到，此轴大部分承受的作用力时扭矩，所以在计算的时候，主要对轴进行强度校核，校核公式如下：

τ = T W P (3.16)

轴传递的扭矩：

T = 9550 P n = 9550 × 3.7 14.33 = 2.47   kN ⋅ m (3.17)

轴上的作用力：

链轮上的圆周力：

F t = 2 T d 34 = 2 × 2470 0 .05 = 98.8   kN (3.18)

链轮上的径向力 F r = F t tan a n = 35.59   kN ；a处切向力 F A = F t l B C l A C = 88.5   kN ；b处切向力 F B = F t l A B l A C = 10.2   kN ；a处扭矩 T A = F A d 12 2 = 1.77   kN ⋅ m ；b处扭矩 T B = F B d 67 2 = 0.24   kN ⋅ m ，轴的扭矩图如图13所示：

图13. 扭矩示意图

根据受力示意图看出，受力扭矩最大的部位在键槽的截面，也就是危险截面，所以需要对该处扭应力强度校核，公式：

τ max = T max W P ≤ [ τ ] (3.19)

公式中 T max = 9550 P n = 2.47   kN ⋅ m ； W p = π d 3 16 = 0.13 × 10 − 4     m 3 ，代入数据可得 τ max = 19   MPa ≤ [ τ ] = 90   MPa ，强度符合要求。

上面已经选择了键的尺寸，其中和联轴器配合处键的尺寸为12 × 8 × 80 mm，轴和链轮配合尺寸为14 × 9 × 80 mm。对使用的键进行校核，已确定能够满足使用要求，校核公式为：

σ p = 2 T × 10 3 k l d ≤ [ σ p ] (3.20)

其中t为传递的转矩， T = F L = 19.6 × 0.025 = 0.49   kN ⋅ m ；k为键与轮毂键槽的接触高度， k = 0.5 h = 4   mm ，h为键的高度；l为键的工作长度，圆头平键 l = L − b ；d为轴的直径； [ σ p ] 为许用挤压应力： [ σ p ] = 120 ~ 150   MPa ；联轴器与轴配合的键： d = 40   mm ； l = L − b = 68   mm 。代入上述公式可得 σ p = 90.07   MPa ≤ [ σ p ] ，链轮与轴配合的键： d = 50   mm ； l = L − b = 66   mm 。代入公式得 σ p = 42.42   MPa ≤ [ σ p ] ，所选择的键能够满足使用要求。

根据轴在工作中的受力，选择轴承的类型为深沟球轴承，型号选择为6238，根据所选择轴承，其 C = 218   kN ，校核其使用寿命公式如下：

L h = 10 6 60 n ( C P ) ε (3.21)

当量动载荷为 P = F / 2 = 9.8   kN 。对于球轴承， ε = 3 ， n = 14.33   r / min ，代入数据得 L h = 1.28 × 10 7     h ，符合要求。本次设计的轴承属于低速运行，所以使用润滑脂润滑即可。

计算钢丝绳直径公式如下：

d = C F max (3.22)

其中d为钢丝绳的最小直径； F max 为钢丝绳的最大静拉力；C为选择系数为0.104； d min = 14.56   mm ；使用钢丝绳结构为圆股钢丝绳，合成纤维芯结构。其基本结构参数为 d = 16   mm ； M 1 P = 88.1   kg / 100   m ； [ σ b ] = 1570   MPa ；最小破断拉力 F = 133.0   kN 。

滑轮主要是起到支持和导向的作用，改变钢丝绳动力传递的方向，由于滑轮的结构一般都比较小，它都会被做成实体结构，采用铸铁等材质。滑轮的尺寸需要参考所选择的钢丝绳的直径，选择滑轮的直径为225 mm，其结构形式使用无内轴套的e型滑轮，标记为E16 × 225-55 JB/T9005.3-1999。

卷筒的选择需要参考国家标准，选择a型卷筒，载车板最大起升高度 H max = 2.5   m ，绳槽槽距 P = 1.2 d = 19.2   mm ，卷筒槽底直径 D = 180.8   mm 。

卷筒计算直径 D 0 = 200   mm 。固定钢丝绳的安全圈数 Z 1 = 1.5 。卷筒上有螺旋部分长 L 0 ：

L 0 = ( H max π D 0 + Z 1 ) P = ( 2500 π × 200 + 2 ) × 19.2 = 115   mm (3.23)

无绳槽卷筒端部尺寸 L 1 = 53.5   mm ，中间光滑部分长度 m = 63   mm ，卷筒长度 L S = 2 ( L 0 + L 1 ) + m = 400   mm 。

横移系统同样使用电机驱动，链传动带动载车板下面的滚轮进行运动，一般滚轮有主动轮和从动轮两种，电机只带着主动轮进行工作。其结构简图如下图14所示：

图14. 横移传动示意图

根据前面计算所用的参数，单个载车板包含汽车总质量为2000 kg，横移的速度仍然设定为0.15 m/s，摩擦因素选择 μ = 0.2 ，则横移运动需要的电机功率计算如下：

P W = F V = μ m g v = 0.2 × 2000 × 9.8 × 0.15 = 0.588   kw (3.24)

输出功率为 P 0 = P w / η w ；总效率为 η w = η 1 × η 2 × η 3 × η n 其中链传动效率 η 1 = 0.96 、动轴承效率 η 2 = 0.99 ，代入数据得 η w = 0.96 × 0.99 2 = 0.94 ，电动机的输出功率为 P 0 = P w / η w = 0.594   kw 。

横移运动中，因横移的速度比较慢，所以对电机的转速要求较低，为了确保整个结构能够紧凑，所以电机选择的形式为交流减速电动机，型号为MLPK40075803，额定电压220 V，功率P = 0.75 W，速比30，得到转速n = 18 r/min。

外形如图15所示：

图15. 电机结构尺寸

电机的主要安装和外形尺寸如下表4所示：

表4. 电机外形尺寸

首先计算车轮的转速，拟选轮子的直径d = 160 mm，则转速计算如下：

n 2 = 60 × 1000 v 2 π R = 60 × 1000 × 0.15 2 × 3.14 × 80 = 17.9   r / min (3.25)

根据计算的速度可以看到，和电机的速度几乎一致，所以链传动的传动比取值为1。

1) 选择链轮齿数，拟选 Z 1 = 19 ，则从动链轮齿数 Z 2 = 19 。

2) 确定计算功率 P c 链传动整个工作过程比较平稳，查取其工况系数 K α = 1.0 ，计算得 P c = K α P 0 = 0.75   kw 。

3) 初定中心距，确定链条链节数 L p 初定中心距 a 0 = 22 P ，则链节数：

L p = 2 a 0 p + Z 1 + Z 2 2 + P a 0 ( Z 2 − Z 1 2 π ) 2 = 42 (3.26)

取 L p = 42 。

4) 计算单排链所能传递的功率 P 0 及链节距P，使用链轮的齿形系数 K z = 1.0 ，选择单排链，长度系数 K L = 0.98 ，传递的功率为：

P 0 ≥ P C K Z × K 1 × K P = 0.75 1 × 0.98 × 1 = 0.77   kw (3.27)

根据额定功率和转速选择滚子链的型号为12a，查得链节距 P = 19.05   mm ，则链标记为12A―62 GB/T1243-1997。

5) 确定链实际长度L及中心距a， L = L p × P / 1000 = 42 × 19.05 / 1000 = 0.8   mm ，

a = P 4 [ ( L P − Z 1 + Z 2 2 ) + ( L P − Z 1 + Z 2 2 ) 2 − 8 ∗ ( Z 2 − Z 1 2 π ) 2 ] = 419.1   mm (3.28)

6) 计算链速

V = n 1 × Z 1 × P 60 × 1000 = 18 × 19 × 19.05 60 × 1000 = 0.11   m / s (3.29)

7) 计算作用在轴上的压轴力q，圆周力 F = 1000 P 0 v = 1000 × 0.75 0.11 = 6818   N 按平均分布取压轴力系数 K Q = 1.15 ，带入计算得：

Q = K Q × F = 1.15 × 6818 = 7840.7   N (3.30)

8) 按静强度校核链条，设计的链条属于低速重载，所以其静强度是主要需要校核的部分，计算公式如下：

n = Q K A F t + F c + F f ≥ n p (3.31)

其中n为静强度安全系数； K A 为工况系数，取 K A = 1.0 ；Q为链条极限拉伸载荷， Q = 31.1   kN ； F t 为有效圆周力， F t = 6.8   kN ； F c 为离心力引起的力， F c = q v 2 ，其中q为链条质量，得 q = 1.5   kg / m ；当链速 v < 4   m / s 时， F c 可以忽略。 F f 为悬垂力，计算公式为：

F f = ( K f + sin θ ) q g a 100 (3.32)

其中 K f 为系数，取 K f = 1 ，a为中心距， a = 0.419   m ， θ 为两个轮子中心线对水平面的倾斜角， θ = 90 ∘ ，则 F f = 0.13   N 。 n p 为许用安全系数， n p = 4 ~ 8 ，代入数据得：

n = Q K A F t + F c + F f = 31.1 6.8 + 0.13 = 4.5 ≥ n p (3.33)

符合强度要求。根据链条的运行速度以及所选择的链条，选择人工润滑即可。

链轮的结构则选择了整体式结构，所选择的材质为45钢，经过淬火、回火等进行处理之后，齿面硬度能够达到40~50 HRC，则链轮的大致结构如下图16所示：

图16. 横移链轮

横移传动轴是一层车库中使用电机链接链轮的那一个轴，他的主要结构如下图17所示：

图17. 横移轴

轴的材质选择45钢，经调制处理 [ σ b ] = 640   MPa ，轴的最小直径选取 C = 110 ，带入得：

d ≥ C P n 3 = 110 × 0.75 18 3 = 26.13   mm ，计算的尺寸为轴的最小尺寸，根据所设计轴的特点，最小尺寸处于最外侧，会装配有联轴器，设计有键槽。轴的最小尺寸需要增加5%，也就是 d min = 26.13 × 1.05 = 27.44   mm 。

轴的尺寸需要能够配合所使用联轴器的尺寸，本次链接中选择刚性联轴器，配合的孔径直径为28 mm，长为44 mm。

初定各段直径见下表5：

表5. 横移轴I各段直径

确定各段长度见下表6：

表6. 横移轴I各段长度

联轴器额轴的配合采用的是键的连接方式，根据《机械设计手册》 [ 12 ] 以及轴的尺寸，选择键槽的尺寸为 b × h 为8 × 7，键槽的长度为30 mm，使用铣削加工工艺，轴和联轴器配合的代号为H7/k6。同时在链轮和轴的固定配合处选择键的尺寸为8 × 7，键槽长度为30 mm，轴和联轴器配合的代号为H7/k6。车轮和轴的固定配合处选择键的尺寸为14 × 9，键槽长度为70 mm，轴和联轴器配合的代号为H7/k6。

键的校核公式为：

σ p = 2 T × 10 3 k l d ≤ [ σ p ] (3.34)

其中T为传递的转矩，由 T = F L = 0.028 × 3.92 = 0.11   kN ⋅ m ；k为键与轮毂键槽的接触高度， k = 0.5 h = 3.5   mm ，h为键的高度；l为键的工作长度，圆头平键 l = L − b ；d为轴的直径； [ σ p ] 为许用挤压应力， [ σ p ] = 120 ~ 150   MPa 。

联轴器与轴配合的键 d = 28   mm ， l = L − b = 30 − 8 = 22   mm ，代入上述公式可得：

σ p = 2 T × 10 3 k l d = 2 × 0.11 × 10 6 3.5 × 22 × 28 = 102.04   MPa ≤ [ σ p ] (3.35)

链轮与轴配合的键 d = 45   mm ， l = L − b = 70 − 14 = 56   mm ，代入校核公式可得：

σ p = 2 T × 10 3 k l d = 2 × 0.11 × 10 6 4.5 × 56 × 45 = 19.4   MPa ≤ [ σ p ] (3.36)

键的选择满足要求。

根据轴在工作中的受力，选择轴承的类型为深沟球轴承，型号选择为6238，根据所选择轴承，其 C = 218   kN ，校核其使用寿命，校核公式为：

L h = 10 6 60 n ( C P ) ε (3.37)

当量动载荷为 P = F / 2 = 3.92   kN 。对于球轴承， ε = 3 ， n = 17.9   r / min ，代入数据得 L h = 1.6 × 10 8     h ，轴承寿命符合要求。

横移车轮选择双轮缘车轮，车轮的直径尺寸为160 mm，车轮的材质选择45钢，所选择车轮标记为SL-160 × 48 JB/T6392.1，其基本尺寸如下表7，基本结构如下图18：

图18. 车轮主要结构

表7. 车轮的主要尺寸

导轨选择轻型钢轨，其尺寸如表8所示，结构如下图19：

图19. 导轨

表8. 导轨的主要尺寸