立體車庫傳動系統設計計算案例橫移傳動系統設計平移機構中齒輪、齒條和電動機的選擇托盤運行條件是F1=，功率可以用平均摩擦力進行計算，由公式 Nf=其中N根據《機械設計手冊》=1.8××2對于深溝球軸承，由公式： P=Fr×Kv×Ks×Kt （4-2）其中FFr=G1+G2=（2000+750）㎏×9.8N/㎏=26950N所以P=26950N×1.2×1.1×1.0=35574N由式（4-1）可得：Nf=fa×P=35574N×2×1.8×=128.07N，由公式： Nf=F1 （4-3） F1=2T/d （4-4）得出T=F1d/2=128.07×220/2=14090N·mm=14.09N·m由前文可知V=0.35m/s，得齒輪的轉速為：n=0.35×60/3.14×0.24=27.9r/minP=×V/1000×/60=128.07×0.35/1000=3.829×10-2Kw根據《機械設計手冊》，選用YCJ132齒輪減速三相異步電動機。其參數為：額定功率P=0.75Kw，輸出轉速n=112r/min，輸出轉距T=62N·m。電動機的轉速遠大于齒輪轉速，因此得設計減速器。設計齒輪齒條齒輪選45號鋼調質，硬度范圍是217～255HBS；齒條選45號鋼正火，硬度范圍是210～240HBS。托盤橫移速度V=0.35m/s，齒輪角速度W=2n/60= V==Wd/2 （4-5）由式（4-5）得d=0.22m=220mm。齒輪用硬齒面，齒寬系數Φd=0.4，齒輪模數m=10mm。 d=mz （4-6）由式（4-6）求得z=22。在推薦值范圍內，符合要求。根據《機械設計手冊》，由公式： p=πm （4-7）求出齒距p==3.14×10=31.4mm。由公式 z2=L條/p （4-8）求得齒數z2 =××× （4-9）為載荷系數；=1.25，為使用系數；=1.15，為動載系數；=1.15，為齒間載荷分配系數；=1.04，為齒間載荷分布系數。載荷系數初值=1.25×1.15×1.15×1.04=1.72。假設齒輪使用五年，一年運轉三百天，一天工作八小時。 N1=60njLh （4-10）根據式（4-10），求得應力循環次數：N1=60×30×1×8×300×5=2.16×107；N2=N1/u=0.7×107根據《機械設計手冊》，取=1.1，=1.15；=570MPa，=460MPa。 []=/S （4-11）由公式（4-11）得：[]=570MPa×1.1×/1=627MPa，[]=460MPa×1.15×/1=529MPa ≥≥161.47mm （4-12）由式（4-12）得d1=220mm＞=161.47mm，齒輪d1=220mm可用。 b=× （4-13）由式（4-13）可知齒厚b=0.4×161.47=64mm。齒條寬=64mm，齒輪寬=+（5～10）=70mm，齒頂高系數=0.8，頂隙系數c*，取c*=0.3，根據這些參數，可以確定齒輪齒條的尺寸。升降傳動系統設計每個托盤上都有一套獨立的傳動系統。電機可以改變旋向，進而控制托盤升降。選擇鏈輪、鏈條、鋼絲繩并校核（1）選用合適的鏈條：鏈條受力為F=6738N。根據《機械設計手冊》選取20A號鏈。其參數如下：由于線速度小于0.6m/s，取Z=17由公式 d=p/sin（180°/z） （4-14）d-鏈輪的分度圓直徑，p-配用鏈條的節距，z-鏈輪的齒數[24]。可得d=31.75/sin（180°/17）=168.2mm，圓整為d=168mm。由公式 =d+p（1-1.6/z）- （4-15） =d+1.25p- （4-16）=177.91mm，=188.84mm，da圓整為184mm。由公式 =d- （4-17）=168-19.05=148.95mm，圓整=149mm。由公式 =p·cot（180/z）-1.04-0.76 （4-18）可得=31.75×cot10.588-1.04×30.18-0.76=137.5mm，取=137mm。選擇合適的鋼絲繩托盤用四根鋼絲繩承載，一根鋼絲繩承受拉力為：F=（G1+G2）/4=（750+2000）×9.8=6738N≈6.74KN選直徑3.2mm的鋼絲繩，最小破斷拉力為8.9KN[25]。驅動裝置（1）電機的選擇和校核鋼絲繩受力6738N，軸直徑40mm，力矩T=F×d/2=6738×40/2/1000=134.76N·m軸的轉速為：n=0.35×60×1000/3.14×80=83.6r/min，其功率為：P=2×T×n×/9.55=2×134.76×83.6×/9.55=2.36kw選擇YCJ150齒輪減速三相異步動機，其參數如下：功率P=4kw，輸出轉速n=85r/min，輸出轉距T1=422N·m[26]。（2）聯軸器公稱轉距為：T=9550×P/n9550×4/65=587.7N·m，選取工況系數為=1.5，=×T=1.5×587.7N·m=881.55N·m。查閱《機械設計手冊》，選取GYH5型凸緣聯軸器。（3）傳動軸的強度校核對軸彎曲受力分析：圖STYLEREF1\s4SEQ圖\*ARABIC\s11軸的彎曲受力分析軸受到的最大彎矩為：M=6738×cos85°×60×2160/2220×1000=343N·m由公式 =/32 （4-23） =M/ （4-24）=343×32/3.14/=54.6Mpa<[]=110Mpa。所以軸的強度足夠。取[]=40Mpa，進行扭轉受力分析如REF_Ref72159766\h圖42：圖STYLEREF1\s4SEQ圖\*ARABIC\s12軸的扭轉受力分析由公式 =16T/ （4-25）其中T=109.76+109.76=219.52N·m可得：D==0.03035=30.35mm<40mm。軸的強度足夠。選擇軸承、滾筒和滑輪軸承滾動軸承6308的基本額定動載荷C=40.8KN。其動量載荷P=Ft/2=6738/2=3869N[27]。 =×/n/60