四层立体停车库（链条式）总体设计
链速v= 0.073m/s
基本参数：
查《机械设计手册》表13-2-1，GB/T 1243-1997，配用链条排距为pt=45.44mm，滚子外径d1=22.23mm
主要尺寸：
①分度圆直径： ○
d=
②齿顶圆直径： ○
psin
180°=z
38.1
=304.8 0.125da=p 0.54+cot
③齿根圆直径： ○
180°
=38.1×7.94=302.5≈303 zdf=d?d1=304.8?22.23=282.57mm
④分度圆玄齿高： ○
ha=0.27p=0.27×38.1=10.287≈10.29
⑤最大齿根距离： ○
Lx=d×cos
⑥齿侧凸缘直径： ○
90°
?d1=304.8×0.998?22.23=281.97 z180°
?1.04×h2?0.76 zdg≤p×cot
查表13-2-1，内链板高度h2=36.2mm.
dg≤p×cot
取dg=220mm
链轮形状设计：
本设计中的大小链轮局采用目前流行的三圆弧——直线齿形（或称为凹齿形），奇迹和尺寸计算见表8-2-18。齿形按3RGB1244-1985规定制造。 2.2.2
横移系统减速器的选择及计算
180°
?1.04×h2?0.76=302.38?37.65?0.76=263.97 z（1）横移系统传动比i2的确定： 电机转速n=1390r/min 托板横移速度v=6m/min 滚轮直径：D=80mm=0.08m
n滚轮=
ν6==24r/min πD3.14×0.08第16页
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i=
所以系统总传动比为i=58 （2）横移系统减速器的设计： a）分析：
横移系统共需要二级减速装置，第一级通过摆线针轮减速器进行减速，第二级通过渐开线圆柱齿轮进行减速。
b）摆线针轮减速器的选择：
已知输入功率P1=0.75kw，实际输入转速n1=1390r/min 计算输入功率：
n0.3
????1=P1KA
n1
KA——摆线针轮减速器的工作情况系数，考虑电机启动时摆线针轮减速器会受到中等冲击，而且其工作形式属于间歇式工作，查《机械设计使用手册》表9-2-33，KA取1.2。
查表9-2-37，n1=1500r/min
n0.3
????1=P1KA =0.75×1.2×（1500/1390）0.3=0.92kw<1.1????
n1
取机型号为3，传动比为29的直连型卧式一级摆线针轮减速器，型号为：ZWDO.75-73B-29
c）圆柱齿轮减速器的计算与选型：
①传动比的确定：????1=P1KA n =0.75×1.2×（1500/1390）0.3=0.92kw<1.1kw
1
n电n滚轮
=
1390
=58 24n0.3
设n2为摆线针轮减速器输出轴的转速，即圆柱齿轮减速器的输入转速。
n2?i2?n11390??47.9r/min?48r/mini129
i58??2i129所以圆柱齿轮对的减速比为2。
②选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数： ㈠按照传动方案，选用支持圆柱齿轮传动。 ㈡由于转速不高，故选用8级精度（GB10095-88）。
㈢材料选择，由表10-1选择小齿轮为40r（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
㈣由于此处齿轮传动属于开式齿轮传动，工作条件比较恶劣，轮齿主要为磨损失效，为使齿轮不至于过小，故小齿轮不宜选择过多的齿数，这里Z1取17即可，大齿轮轮齿数Z2=i2Z1=2×17=34
③按齿面接触强度设计齿轮： 由设计计算公式10-9a进行计算，即：
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ktT1i±1ZE2
d1t≥2.32
?di?H
3
㈠确定公式内的各计算数值：
⑴试选择载荷系数，查《机械设计实用手册》表8-3-27，取kt=1.2 ⑵计算小齿轮传递的扭矩：
T1=95.5×105
P10.75
=95.5×105×=1.5×105N?mm n148⑶由表10-7选择齿宽系数，?d=0.6。
⑷由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2.
⑸由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：σHlim1=600MPa；σ=550MPa
大齿轮的基础疲劳强度极限为Hlim2。 ⑹由式10-13计算应力循环次数：
1
N1?60njLh
n——齿轮的转速
j——齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数
Lh——齿轮的工作寿命，单位为h(设计寿命为15年，每年工作365天，一班制，一
班工作时间为3h)
?N1?60njLh =60?48?1??1?3?365?15? =4.73?107N14.73?107N2???2.365?107i2
⑺由图10-19查得接触疲劳寿命系数：
KHN1?1.18, KHN2?1.21⑻计算接触疲劳许用应力：
?H =
式中：
KHN?Hlim
S
S——偏劳强度安全系数，对接触疲劳强度计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声，振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，所以取S?SHKHN——考虑应力循环次数影响的系数，称为寿命系数。 σHlim——齿轮的疲劳极限 因此，
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?1。
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?H 1= ?H 2=
㈡计算：
⑴计算小齿轮分度圆直径d1t，带入 ?H 中较小值：
kTii?1?ZE?d1t?2.323t1?di???H?1.2?1.5?1052?1?189.8?3??????79.62mm ??2.32?0.62?665.5??22KHN1 ?Hlim1
=KHN1 ?Hlim1=118×600=708MPa S
KHN2 ?Hlim2
=KHN2 ?Hlim2=114×550=665.5MPa S⑵计算圆周速度：
??⑶计算齿宽：
?d1tn160?1000?3.14?76.92?48?0.19m/s?0.2m/s
60?1000b=?dd1t=0.6×76.92=46.152
⑷计算齿宽与齿高之比b h：
模数：mt?d1t76.92??4.525mmz117
齿高：h?2.25mt?2.25?4.525mm=10.181mm?bh?46.15210.181?4.53⑸计算载荷系数：
根据v=0.2m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.06
所选齿轮为经表面硬化的直齿轮，假设KAFt b<100N mm查表10-3，得：
KHα=KFα=1.2
由表10-2查得使用系数KA=1.25
由表10-4查得8级精度，小齿轮相对支撑布置为悬臂时：
KHβ=115+0.18× 1+0.67?d2 ?d2+0.31×10?3b
带入数据后得：
KHβ=115+0.18× 1+0.67×0.62 ×0.62+0.31×10?3×46.152=1.385 由b h=4.53，KHβ=1.385，查图10?13得KFβ=1.325 故载荷系数：
K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.06×1.2×1.368=2.024
⑹按实际的自爱和系数校正计算得的分度圆直径，由式10-10a得：
32.204K
d1=d1t =76.92× =94.2mm
Kt1.23
⑺计算模数：
m?d194.2?mm=5.54mmz117
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④按齿根弯曲疲劳强度设计： 由式10-5得弯曲强度的计算公式为：
32KT1YFaYSa
m≥
?dZ1 ?F 式中：
K——载荷系数，K=KAKVKHαKHβ
?d——齿宽系数，
YFa——齿形系数，
YSa——载荷作用于齿顶时的应力校正系数。
㈠确定公式内的各计算数值：
⑴由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为?FE1?500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限为?FE2?380MPa。
⑵由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1⑶计算弯曲疲劳许用应力：
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：
?F 1= ?F 2=
⑷计算载荷系数：
K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.06×1.2×1.325=2.107
⑸查取齿形系数： 由表（10-5）查得：YFa1⑹查取应力校正系数： 由表（10-5）查得：YSa1KFN1?FE10.95×500
==339.29MPa S1.4KFN2?FE20.95×380
==244.29MPa S1.4?0.95,KFN2?0.9。
?2.97,YFa2?2.51 ?1.52,YSa2?1.64
YY
⑺计算大、小齿轮的FaSa 并加以比较：
?F
YFa1YSa12.97×1.52
==0.01331
?F 1339.29YFa2YSa22.51×1.64
==0.01685
?F 2244.29所以，
YFa1YSa1YFa2YSa2
< ?F 1 ?F 2
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