汽車升降機傳動及鋼結構校核計算

摘 要：為滿足客戶需求，設計了簡易型式的汽車升降機，并對傳動及鋼結構設計進行校核計算，通過理論計算方式校核電機、提升主軸、軸承、鋼絲繩、立柱、縱梁等重要零件，計算結果均在安全許用范圍內，根據計算結果進行生產制作，為項目實施提供了設計依據。

關鍵詞：汽車升降機；校核；設計

中圖分類號：TH211+.6" " 文獻標志碼：A" " 文章編號：1671-0797（2024）06-0039-03

DOI：10.19514/j.cnki.cn32-1628/tm.2024.06.011

0" " 引言

根據項目實際需求，此升降機為地面層三層汽車升降機[1]，準無人方式存取車，主結構采用鋼結構栓接的形式，提升方式采用鋼絲繩提升。設計要求提升車輛小于等于以下尺寸：長5 300 mm×寬1 900 mm×

高1 800 mm；重3 000 kg；設計升降速度6.0 m/min。升降機平面圖如圖1所示。

1" " 升降減速電機選型計算

升降機減速電機傳動方式布置如圖2和圖3所示。采用減速電機通過鏈條驅動傳動軸，傳動軸兩端設置卷筒，鋼絲繩纏繞在卷筒上直接提升。已知設計參數：提升臺板質量1 500 kg，汽車額定質量3 000 kg，提升卷筒直徑327 mm，電機鏈輪20A-2、Z1=13，卷筒鏈輪20A-2、Z2=39。假定設計升降速度6.0 m/min。

1.1" " 升降減速電機功率計算

根據已知參數，計算升降電機功率：

P1=（FV/60）/η

式中：P1為電機功率；F為牽引力；V為臺板升降速度，V=6 m/min；η為傳動效率，取0.9。

牽引力F=（臺板質量+額定汽車質量）×g=（1 500+

3 000）×10=45 000 N=45 kN，故P1=（45×6/60）/0.9=

5 kW，取5.5 kW。

1.2" " 升降減速電機速比計算

臺板升降速度設計值6.0 m/min，臺板采用四吊點結構提升，根據臺板升降速度，計算減速電機出力軸端轉速n。

由V=πDn（Z1/Z2）可得：

n=V/[πD（Z1/Z2）]

式中：n為電機出力軸端轉速；V為臺板升降速度，V=6.0 m/min；D為提升卷筒直徑，D=327 mm=0.327 m；Z1為電機鏈輪齒數，Z1=13；Z2為卷筒鏈輪齒數，Z2=39。

故n=6.0/[3.14×0.327×（13/39）]≈17.53 r/min。

客戶要求采用明椿品牌的減速電機，結合功率、出力軸端轉速、布置方式，根據明椿減速電機廠家提供的技術參數樣冊，選擇型號為MLPK60550803的減速電機，該減速電機的基本參數如下：速比80：1，出力軸轉速18.06 r/min，制動力矩98 N·m。

1.3" " 升降減速電機制動力矩校核

減速電機帶抱閘功能，當臺板滿載懸掛在空中時，依靠抱閘功能制動，根據已知參數，計算額定載荷下電機制動力矩T：

T=FR（Z1/Z2）/i

式中：T為額定載荷下電機制動力矩；R為提升卷筒半徑，R=D/2=0.327/2 m；i為減速電機速比。

故T=45×（0.327/2）×（13/39）/80≈0.030 66 kN·m=

30.66 N·m。

據明椿減速電機廠家提供的技術參數樣冊，5.5 kW減速電機的制動力矩查表可得Tu=98 N·m，安全系數S=98/30.66≈3.2。根據《機械式停車設備 通用安全要求》[2]，電機的制動力矩不應小于1.5倍額定載荷的制動力矩。安全系數S=3.2＞1.5，因此電機制動力矩滿足設計要求。

2" " 提升軸承計算

臺板采用四吊點結構提升，軸承最大工作載荷為滿載時提升總質量，均勻分布在4個滾動軸承上，即F/4=45/4=11.25 kN，單個軸承徑向載荷Fr=11.25 kN，軸承轉速=電機出力軸端速度×（Z1/Z2）=18.06×（13/39）=6.02 r/min，運轉溫度為常溫條件，軸承壽命根據其運行特點確定，軸承壽命Lh=15 000 h（按8 h/d、5 a計算）。

2.1" " 額定動載荷計算

根據《機械設計手冊》[3]公式（7-2-1）計算，式中參數根據已知參數查表7-2-23～表7-2-26可得。

式中：C為基本額定動載荷；P為當量動載荷，P=11.25 kN；fn為速度因數，fn=1.494；fT為溫度因數，fT=1；fh為壽命因數，fh=3.11；fm為力矩載荷因數，fm=1；fd為沖擊載荷因數，fd=1.2。

2.2" " 額定靜載荷計算

根據《機械設計手冊》[3]公式（7-2-6）計算：

C0=S0P0

式中：C0為額定靜載荷；S0為安全系數；P0為當量靜載荷。

查表7-2-29可知P0=Fr=11.25 kN，查表7-2-31可知S0=2（安全系數）。

C0=S0P0=2×11.25=22.5 kN

根據軸徑和布置方式，查表7-2-101，選擇帶立座外球面軸承UCP213，軸承基本參數Cr=44 kN，C0r=40 kN。取C0或C兩者的大值，C=28.1 kN＜Cr或C0r，因此軸承滿足設計要求。

3" " 傳動軸校核

升降機傳動軸選用冷拔的45號鋼材制作，傳動軸只傳遞扭矩，不承受彎矩，按照扭轉強度計算校核。

τ=T/WT=（9 550×P′/n軸）/（πd3/16）

式中：τ為扭轉切應力；T為軸傳遞的扭矩；WT為抗扭截面系數[4]；P′為軸傳遞的功率，P′=P1η，η為鏈傳動效率，取0.95，P′=P1η=5.5×0.95=5.225 kW；n軸為傳動軸的轉速，n軸=n電機（Z1/Z2）=18.06×（13/39）=

6.02 r/min；d為傳動軸直徑，d=100 mm。

將數值代入公式，計算得τ=41.44 MPa，查表6-1-19可以知道45號鋼許用扭轉切應力值[τ]=45 MPa，τ=41.44 MPa＜[τ]，因此軸滿足設計要求。

4" " 提升鋼絲繩校核

升降機鋼絲繩的型號：6×19W+1WR，直徑12 mm，鋼絲繩的基本參數如下，抗拉強度1 870 MPa，最小破斷拉力95.8 kN。四根鋼絲繩承受載荷F=（臺板質量+額定汽車質量）×g=（1.5+3.0）×10=45 kN。按照車頭車尾重量6：4分布時，單根鋼絲繩最大荷載為45×0.3=13.5 kN，安全系數S=95.8÷13.5≈7.096＞7，根據《機械式停車設備 通用安全要求》[2]，準無人方式的鋼絲繩安全系數n≥7，因此鋼絲繩滿足條件。

5" " 立柱強度計算

四根立柱支撐一塊臺板，立柱的強度直接關系設備的安全性，此設備所有立柱均選用的是H型鋼：150 mm×150 mm×7 mm×10 mm，材質為Q235，截面面積A=3 964 mm2，懸臂長度L=3 000 mm，截面參數Ix=16 200 000 mm4。按照車頭車尾重量6：4分布時，車頭位置的立柱受力最大，故對車頭位置的立柱抗壓強度核算，車頭位置立柱載荷F柱=45×0.3×2=27 kN，取動載系數為2。立柱橫截面A上承受的最大應力σmax=F柱/A=27×1 000/3 964≈6.81 MPa，當立柱橫截面上承受的最大應力不大于許用應力時，車庫就可以正常運行了，即σmax=6.81 MPa＜[σ]=235 MPa。所以，連接立柱抗壓強度滿足要求。

6" " 立柱穩定性計算

6.1" " 連接立柱的長細比（19-4-3）

式中：λ為立柱長細比；L為立柱懸臂長度；IX為立柱截面參數；A為立柱橫截面積。

許用長細比[λ]=120，λ＜[λ]，因此長細比滿足設計要求。

6.2" " 連接立柱穩定性計算（19-4-3）

式中：σ為屈服強度；φ為軸心受壓構件穩定系數，φ取0.604。

許用屈服強度按材料屈服極限的0.75計算，[σb]=

0.75σs=0.75×235=176.25 MPa。σ＜[σb]，所以連接立柱穩定性滿足要求。

7" " 縱梁校核

鋼結構框架中跨度最大的縱梁中心距為6 150 mm，縱梁規格為H250×125×6×9，材質為Q235，H型鋼的截面參數、梁受力情況如圖4和圖5所示。

利用軟件計算梁的擾度與應力值，計算結果如圖6所示，從圖中計算結果可以看出梁的最大變形在方向2上，最大變形數值為S2=4.565 mm，許用值為[S]=L/1 000=6 450÷1 000=6.45 mm＞S2=4.565 mm，所以梁的變形滿足擾度要求。

梁的最大應力值為σ=29.744 MPa，橫梁材質為Q235，屈服應力值為235 MPa，最大應力小于屈服強度，安全系數為235/29.744≈8.0，所以梁強度滿足要求。

8" " 結束語

根據設計校核結果，設計出圖生產制造，在公司內建造樣機如圖7所示。

對樣機進行連續性重載實驗，三層升降機安全運行，未出現故障，從而驗證了計算的正確性。樣機順利通過國家起重檢測中心（行業資質頒發部門）驗收，取得三層汽車升降機型式實驗報告及證書。

[參考文獻]

[1] 機械式停車設備 術語：GB/T 26476—2011[S].

[2] 機械式停車設備 通用安全要求：GB 17907—2010[S].

[3] 成大先.機械設計手冊 第2卷[M].5版.北京：化學工業出版社，2011.

[4] 劉鴻文.材料力學[M].5版.北京：高等教育出版社，2010.

收稿日期：2023-11-03

作者簡介：楊濤（1990—），男，安徽滁州人，碩士，工程師，研究方向：機械產品設計。