机械式立体车库可行性报告

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第1章绪论
1.1 设计的要求
随着改革开放的不断深入，中国经济的迅速发展，我国城市居民经济条件的日益改善，私人轿车的数量大大增加，致使在人口集中的城市里，在繁华的街道小车停车位的严重不足，使得停车难问题日趋严重，立体车库无疑是解决小区停车难问题的一种有效途径。

1.2 设计的意义
1.2.1 我国立体停车设备现状调查报告
国内汽车产业的快速发展使城市汽车容量迅速增加，停车位在数量和布局上已不能满足和适应现实的需要，更不适应现代化城市的发展要求。

城市住宅区和公共设施建设规模的不断扩大要求建立大量配套停车设施，然而城市用地日趋紧张直接限制了停车设施建设大量占地。

已有的住宅区怎样改造补充车位、新开发的项目如何设计并提供车位、公共建筑怎样合理利用现有车位，总之停车已经成为房地产开发项目、政府各部门以及社会各界普遍关注和亟待解决的问题。

我国现有的住宅小区停车的主要方式是场地停车，即在小区道路内或空地上划定车位，大多为见缝插针，将绿地或公共道路改成了车位，影响了小区居民的出行和休息。

机械式立体停车库可最大限度地节约土地和利用空间，是解决城市用地紧张、缓解停车难的一个有效手段。

业内人士指出：机械式立体停车设施能够减少城市停车建设用地，将是未来几年内停车库发展的主要方向，同时也是开发投资的重点。

机械式立体停车库的建设蕴
藏着商机，人们应该用科学的发展观，理性地思考、规划和投资建设停车库。

1.2.2 本课题研究的现实意义
目前我国城市停车的主要类型还是大型公共停车库，规模大，占地面积较大，建设资金大，停放车辆多，主要应用于车辆停放的密集区如商业中心区、大型的车站等，这都需要有较大的建设地面和空间。

现在还没有应用于城市住宅小区的立体车库来解决私人汽车的停放问题，
为了解决住宅小区内的停车问题，只能利用小区内较小的面积，建立中小型机械式立体车库，占地面积少，存放的车辆多，而且能使住户存取车辆时，既便捷又安全可靠。

垂直循环式机械立体停车库以其土地利用率和空间利用率高，使用操作简单、灵活，安全可靠，适应性强等诸多优点，是解决大城市住宅小区停车问题的主要发展方向，将会在新开发的住宅小区及旧社区里大显身手。

第2章机械式立体车库分类
2.1 机械式立体车库的特点
机械式立体车库与传统的自然地下车库相比，在许多方面都显示出优越性。

首先，机械式立体车库具有突出的节地优势。

以往的地下车库由于要留出足够的行车通道，平均一辆车就要占据40平方米的面积，而如果采用双层机械车库，可使地面的使用率提高80％—90％，如果采用地上多层（21层）立体式车库的话，50平方米的土地面积上便可存放40辆车，这可以大大地节省有限的土地资源，并节省土建开发成本。

机械式立体车库与地下车库相比可更加有效地保证人身和车辆的安全，人在车库内或车不停准位置，由电子控制的整个设备便不会运转。

应该说，机械式立体车库从管理上可以做到彻底的人车分流。

2.2
机械式立体车库根据其构造上的不同可分为垂直升降式、升降横移式、巷道堆垛式、水平循环式、多层循环式、平面移动式、垂直循环式、简易升降式等立体车库。

其中垂直升降式、升降横移式、巷道堆垛式、水平循环式、多层循环式、平面移动式立体车库是大型停车场，停放车辆多达数十辆以至上千辆之多，适合于建在有相对较大的空间而且车辆停放密集区如中心商业区、车站、码头等。

垂直循环式、简易升降式一般占地面积较小，存放车辆较少，适合家庭和住宅小区停车。

（1）升降横移式立体车库（图2-1）
图2-1 升降横移式立体车库
由停车位与升降装置立体组合而成的停车装置，升降装置可整体横向移动或升降装置的搬运器可横向移动，停车位设置在升降道和移动道的两侧，通过车盘的升降和横移操作实现停车取车;采用模块化设计，车位数从几个到上百个均可，可以在地面及地下停车场使用，也可设计成半地下形式，使用形式灵活，造价较低，因此这类停车库比较普遍。

（2）垂直升降式(电梯式)立体车库(图2-2)
车库中间是升降机垂直运送汽车的通道，两侧是沿垂直方向设置的停车车位，类似于电梯的工作原理，把容纳汽车的停车室和升降汽车的升降装置组合起来。

存取车时由升降机构带动车和托盘到达指定层面，然后用横移装置通过横向伸缩把车和托盘搁放在指定存车位置上或是相反。

通过横移装置将指定存车位上的车辆和托盘送入升降机构，升降机构降到车辆入口处，打开库门，将车开走。

其内部为层状结构，一般以二辆车为一个层面，整个存车库可多达20-25层，平均50平方米的土地可容车40至50辆，比传统的停车场容车率高出约10倍，是酒店、商场、商务场所等人口极度密集区的首选停车设备。

这种车库的高度较高（几十米)，对设备的安全性、加工安装精度等要求都很高，造价较高，但外型美观大方，可以与建筑物并设，也
可单独设置，与环境融洽结合，高效利用土地。

最适宜建筑在高度繁华的城市中心区域以及车辆集中停放的集聚点。

图2-2 垂直升降式(电梯式)立体车库
（3）多层循环式立体车库（图2-3）
图2-3 水平循环式立体车库
搬运器排列成两层或两层以上并作上下循环运动而实现车辆多层存放的停车设备，根据循环的形状可分为圆形循环式和箱形循环式。

圆形循环式车库一般存车位较少，出入库时间短;箱形循环式车库一般车位较图2一4多层循环式立体车库多，空间利用率高。

在每列任意两层的两端，搬运器以升降运动进行不同层之间的循环。

根据循环方向与停车方向的关系，可分为纵式和横式两类。

根据汽车出入地下室的方式可分为由汽车自行驶到地下停车装置上的直接出入式和用升降装置使汽车出入的升降式。

（4）巷道堆垛式立体车库（图2-4）
图2-4 巷道堆垛式立体车库
其工作原理和堆垛式立体自动化仓库存取货物很相似，采用堆垛机或桥式起重机作为存取车辆的工具，所有进到搬运器的车辆均由堆垛机或桥式起重机水平且垂直移动到存车位，或者从存车位取出，因此对堆垛机的技术要求较高，单台堆垛机成本较高 ,所以巷道堆垛式立体车库适用于车位数需要较多的客户使用。

（5）垂直循环式立体车库(图2-5)
图2-5 垂直循环式立体车库
垂直循环类机械式停车设备采用与地面垂直方向做循环运动而达到存取车辆的停车设备。

其工作原理是通过减速电机带动传动机构，在牵引构件——链条上，每隔一定距离安装一个存车拖架，存车拖架随链条一起作循环运动，从而达到存取车辆的目的。

存车时，司机将车开至设备存车拖架准确位置后，停妥后，司机出库。

按动操作按键，电机启动，存车拖架随之运动，另一存车拖架转动到进口位置即停，则可进行下一存车操作；取车时，按下所取车编号按键，设备动作，存车拖架按最短路程运行至出口，司机进入存车拖架，将车开出。

该类型车库占地小，容量大，利用地面两个平面停车位可同时停放7-32辆车；机械性能稳定，安装操作简便，配置灵活，存取车方便；运行平稳，制动可靠，安全性高，外观轻巧美观。

（6）简易升降式立体车库（图2-6）
图2-6 简易升降式立体车库
简易升降类机械式停车设备把停车位分成上、下二层或二层以上，借助升降机构或俯仰机构使汽车存入或取出的一种机械式停车设备。

该类车库一般为准无人方式，结构十分简单、建造成本较为经济，安装周期也很短，性能可靠、操作也十分容易。

该类车库多适用于多用于私人住宅、企事业单位、地下室等场所，在面积一定时至少增加二倍以上的停车位。

托运盘作升降运动的装置有钢丝绳式的、链式的、液压式的等形式。

（7）圆形立体车库（图2-7）
台湾省台北市矽钢中山停车业公司独创圆形立体车库，具有独到之处。

圆形立体车库由于车辆存取时无横向移动，出入库速度高，具有优异的平稳性，噪声小，故障率低，成本低等特点。

图2-7 圆形立体车库
第3章垂直循环式立体车库的设计
3.1方案选择
本次设计的参数要求如下：
5000mm(长)×1850mm(宽)×1550mm(高)，车重1700kg，容量8台，最长提车时间为1min。

通过第二章的各种车库类型的分析比较：结合这次设计8台车容量车库的任务，可以看出垂直循环式立体车库无疑是最佳的选择方案，它占地少，配置灵活，安装方便，存取车快捷。

3.2 垂直循环式立体车库的设计计算
垂直循环式立体车库主要由钢结构骨架、驱动装置、机械传动系统、电气及自动控制系统、自动检测系统、IC卡自行收费系统、消防系统等部分组成。

垂直循环式立体车库整机采用轻钢结构，对称布置受力合理，既能满足整体强度和稳定性要求，又降低整机重量。

采用高精度链轮与链条配合传动，传动准确，降低了机械噪音与磨损。

3.2.1 垂直循环式立体车库的基本组成
垂直循环式立体车库的基本组成框图如图3-1所示:
图3-1 垂直循环式立体车库基本组成框图
3.2.2 垂直循环式立体车库的结构设计
车库钢结构骨架支撑动力装置、机械传动系统和停车载荷，为保证停车设备安全、可靠的工作，它具有足够的强度、刚度和稳定性。

车库钢结构骨架由支柱、横梁、斜拉杆、腹杆和支撑动力及附属装置的上、下支承梁等组成，其支柱通过螺栓与基础相连。

机械传动系统安装在钢结构骨架上，由传动部件、张紧装置、链条、车辆托盘、链条导轨、托盘导轨等部分组成。

传动部件是使机械循环运行的机构，张紧装置是保证机械正常运行的部件，链条是连接链轮与张紧链轮的牵引构件，车辆托盘是存取车的承托装置，链条导轨和托盘导轨是保证链条和托盘正常运行的构件。

3.2.3 驱动系统
垂直循环式立体车库采用电机驱动，符合本次设计的要求，电机
设置在车库下部，可正反双向转动，在车库上、下部各有两个大型链轮，下部的两个链轮用一根传动轴来连接，上、下部的链轮都固定在支撑架上并通过两条链条相连，这样可以使两边保持同步，确保工作起来震荡较小，工作安全可靠，噪声小，采用的电机功率必须大一些才能保证工作的稳定性。

（1）减速电机的选择 ○
1 计算功率： 按存取车辆时间小于一分钟计算，链条循环取速度8m/min ，一辆轿车的重量是1700kg ,托盘上升所需最大功率:
由参考文献[2]知电动机输出功率：
w w P p η/0= (3-2-1)
式中：w p ——工作机所需功率；
w η——减速机与工作机之间的传动总效率。

W W W V F P = (3-2-2)
其中：驱动力 1.749.866.64KN W F m g =⨯=⨯⨯=；
工作速度8m/min W V =。

代入数据得：
/6066.648/608.89kw W W W P F V ==⨯=
链传动总效率：
n w ηηηη...21⨯⨯= （3-2-3)
1η——联轴器效率，查参考文献
[2]
表1-2取0.99；
2η——滚动轴承传动效率（四对）查参考文献
[2]
表1-2取
0.99。

代入数据得：
94.099.099.0424
221=⨯=⨯=ηηηw
则电机的输出功率为：
0/8.89/0.969.46kw w w p P η===
○
2 确定减速机的转速： 由车辆的规格初步估计链轮直径在2米左右，而链条循环速度为8m/min 。

根据公式：8 1.27r mi n 2V n d ππ
=
==。

所以可购买德国SEW-传动设备公司生产的功率为11kw ，转速为1.27r/min 的交流减速电机如图3-2所示，不必重新设计选择传统的Y 系列三相异步电动机及减速器。

图3-2 交流减速电机
3.2.4 传动系统设计
传动系统的执行机构主要指链传动，通过链轮的转动带动链条上
的车辆托盘（即车架）来实现车辆的存取。

（1）链条及链轮的选择
○1查参考文献[5]选择单排滚子链，链条型号为296
1
40⨯
-
A
GB1243.1-83。

基本参数如下：
节距：63.5mm
p=
滚子外径：
139.68mm
d=
内链节内宽：
137.85mm
b=
销轴直径：
219.84mm
d=
内链板高度：
260.33mm
h=
极限拉伸载荷：347KN
Q=
技术要求：调质处理HBS
250
~
220，材料为45号钢。

由于传统的链传动无法直接输出与托盘连接，故本次设计特在传统的滚子链的链节上加装八个特殊输出机构，并均分布在链条上，每个机构由两个联结部分组成：一个联结与链条内链板联接，安装只要替换链条中一个链节的内链板即可，另一个联结与托盘上的横轴相联接。

此特殊的输出机构图如下所示：
图3-3 特殊输出机构示意图
○
2 根据本次设计要求：存量为八台车，选择车架尺寸宽为2050mm ，高为1700mm 。

可以初步估计链轮直径在两米左右。

查参考文献[6]初选链轮齿数为103个，分度圆直径2082.23mm d =。

技术要求：齿面硬度为50~40HRC ，材料为40Cr 。

经分析要使托盘运动至车库上部的链轮最上端时不发生碰撞，每个特殊输出结构之间距离至少为2.35米。

（2） 链条结构尺寸的确定及校核 ○
1 初步估计链轮中心距： 3
2.35 2.358
3.142082.2310 6.13m 22
n d a π--⨯-⨯⨯===
○
2 链节数计算： 链 长： 2.35818.80m L =⨯=
链条节数：296105.638.183
=⨯==
-p L L p ○3 确定链长及实际中心距： 由参考文献
[5]
表12-2-2知：29663.5
18.796m
1000
1000
p L p
L ⨯=
== 计算中心距：063.5
()(296103) 6.128m 2
2
p p
a L z =-=
-= 实际中心距：00.004 6.104m a a a a a =-∆=-= ○
4 确定链速： 最长取车时间为t=1min ，则有18.796
0.157m 9.4m min 2260
L v t ====⨯ 由参考文献[5]表12-2-2知：
1000
nzp
v =
（3-2-4） 则：100010009.4
1.437r min 10363.5
v n zp ⨯=
==⨯ ○
5 按静强度校核链条： 由于链条处于低速重载传动中，其静强度占主要地位。

由参考文献[5]知，链条静强度计算式：
p f
c t A n F F F K Q
n ≥++=
（3-2-5）
式中：n ——静强度安全系数；
A K ——工况系数，查表12-2-3取0.1=A K ；
Q ——链条极限拉伸载荷，347KN Q =；
t F ——有效圆周力，100010009.46
60.26KN 0.157
t P F v ⨯=
==； c F ——离心力引起的力，2216.10.1570.4N c F qv ==⨯=，其中q 为链
条质量，可由表12-2-9查得：-116.10kg m q =⋅； f F ——悬垂力，100
)sin (qga
K F f f θ+=
，其中f K 为系数，查图12-2-3
得：1=f K ，a 为中心距，m a 104.6=，θ为两轮中心线对水平面的倾
角，
90=θ，则(sin )216.19.8 6.10419.26N 100100
f f K qga F θ+⨯⨯⨯===；
p n ——许用安全系数，8~4=p n 。

代入数据得：
p f c t A n F F F K Q n ≥=⨯+=++=
-76.51066.1926.60347
3
符合强度要求。

（3） 链轮结构尺寸的设计计算
链轮主要由齿圈、轮毂、轮辐和加强筋组成。

链轮齿形的设计必须遵循以下原则：
○
1 保证链条顺利的啮入和啮出； ○
2 具有足够的容纳链条节距伸长的能力； ○
3 防止链条跳动而掉链； ○
4 具有合理的作用角； ○
5 齿廓曲线与链传动的工况相适应； ○
6 加工工艺性要好。

本次设计取滚子链国家标准GB1243.1-83规定的端面齿形，即三圆弧—直线齿形。

1） 轮毂
由后面的轴的结构设计可知，与链轮轮毂配合的轴径为197mm k d =，查参考文献[5]表12-2-15知：轮毂厚度h 为：
197
9.50.019.50.012082.2364mm 66
k d h d =+
+=++⨯= 轮毂长度：4256mm l h ==，其结构如下所示：
图3-4 轮毂
2） 齿圈
由于链轮直径很大，所以采用可以更换齿圈的装配式结构。

最后确定齿圈的参数如下：
○
1 分度圆直径：mm 23.2082180sin
===pk z
p d ，查参考文献[6]
表13-2-9选取32.7910k =，节距63.5mm p =；
○
2 齿顶圆直径：2116m m mm 55.2115)180cot 54.0(≈=+=z
p d a
； ○3 齿根圆直径：12082.2339.682042.55mm
f
d d d =-=
-=，其中滚子外径139.68mm d =；
○
4齿侧凸缘直径： mm 2018mm 76.201776.074.627758.325.6376.004.1180≈=--⨯=--⨯≤h z
ctg p d g
其
中内
链板高度260.33mm h =；
○
5 分度圆弦齿高：0.270.2763.517.15m
a
h p ==⨯= ○
6 链轮轴向齿廓参数，查参考文献[4]
表8-5知： 齿宽：1110.95,36mm f f b b b ==； 倒角宽：8mm a b =；
倒角半径：x r p ≥，67.5mm x r =；
齿侧凸缘圆角半径：0.04,2mm a a r p r ==； 倒角深：31.8mm h =。

表3-1 40A 滚子链的基本参数和尺寸
3) 轮辐
轮辐采用铸件，加工后将其与轮毂焊接，为减轻链轮重量，在轮辐上加六个均布的直径为400mm 的孔，其结构尺寸如下：
图3-5 轮辐
4） 加强筋板
也采用为铸件，将其与轮辐焊接，其目的是为了加大链轮的强度，共六个，其厚度为0.40.463.525.4mm h p ==⨯=。

当轮毂、轮辐、加强筋板焊接在一起后，要对其进行热处理，具体装配后的结构见零件图。

（4） 链传动的失效形式
链传动的失效形式主要有链条的疲劳破坏，铰链的磨损，铰链的胶合，链条的静力拉断，经分析在链条低速过载的情况下，静力拉断
占主导地位，故只需对其进行静强度校核即可，校核见上述过程。

（5） 链传动的润滑方式
本次设计的链传动润滑方式采用人工定期地涂脂润滑方式，由于链传动为低速传动，故采取脂润滑方式即可。

（6） 链传动的张紧
链传动张紧的目的，主要是为了避免在链条的垂度过大时产生啮合不良和链条的振动现象；同时也为了增加链条与链轮的啮合包角。

本次设计的张紧装置选中心距可调的装置，通过调节中心距来控制张紧程度。

该机构可购买或自行设计，通过与链轮的自由安装配合来调整中心距。

3.2.5 轴的设计与校核
本次设计的立体车库中共有四根轴，主传动轴两根（由于主传动轴较长，为便于加工将其分为两段，中间用联轴器连接），从转动轴两根，材料均为45号钢，调质处理HBS 250~220，查参考文献[4]表19-1知：45号钢的600MPa b σ=，其屈服极限为355MPa s σ=，且查表0-2知，对塑性材料有：弯曲][2.1~1][σσ=F ，扭转[]0.5~0.6[]τσ=，挤压[] 1.5~2.5[]p σσ=，剪切[]0.6~0.8[]j τσ=。

因45号钢许用拉应力为355[]177.5MPa 2
s
n σσ===，n 为安全系数，对塑性材料通常取2.2~5.1，故[]178MPa σ=，[]90MPa τ=。

其设计如下：
（1） 主传动轴
○
1 初步估计轴径 由参考文献[1]知，轴的扭转强度条件为：
39550000[]0.2T T
T P T n W d ττ==≤ （3-2-6） 则有：3n P A d ≥，查表15-3取105= A ，则mm 8.196437
.146.91053=⨯≥d ，取与链轮配合的轴径为mm 197=k d 。

○
2 轴的结构设计 如下图3-6所示，此轴分为两段，共7534mm ,左主动轴长3958mm ，从左侧往里302mm 直径180mm 处开有装联轴器的键槽，根据轴的直径选择相应的键，从而确定键槽尺寸；余留长度80mm ，与轴承座相配合的轴段长为290mm ，直径为190mm ；与链轮配合的轴段长为250mm ，直径为197mm ，并开有一个装链轮的键槽；从内轴承座外侧到联轴器之间的光轴为2700mm ，直径为180mm ,为减轻重量，该光轴部分可作成中空。

右主动轴与左主动轴类似于对称分布，长3576mm ，也开有一个装链轮的键槽。

此轴中间一段只要一般的粗糙度即可，而两端与轴承配合的轴要保证相当的精度，其余的保证普通精度即可。

如图3-6示意图所示，具体轴的结构见零件图。

图3-6 主动轴示意图
○
3 轴的校核 此轴主要受扭矩作用，所以只要对轴进行扭转应力强度校核即可，由参考文献[3]可知校核公式为：P
W T =τ。

该轴的扭矩图如图3-7所示：
图3-7 扭矩示意图
可以看出轴的第二个键槽中心截面（即与链轮配合处）受扭矩最大，为危险截面，应对它进行扭应力强度较核：
][max max ττ≤=P
W T （3-2-7） 式中：m KN 87.62437.146.995509550
max ⋅=⨯==n P T ； 33
3m 0015.016
197.014.316=⨯==d W p π。

代入数据可得：[]M P a 90MPa 91.410015
.087.62max max =≤===ττp W T 。

由此可知强度符合要求，设计合理。

（2） 从传动轴
此轴共两个，每个长876mm ，在车库上部对称分布。

在直径197mm 处装配链轮，上面开有键槽，防止轴和链轮的相对移动，该段长250mm ；与轴承座配合的直径为190mm ，该段长290mm ，链轮左右均有一个；它需要承受垂直方向的压力，链轮轴向定位采用轴肩或采用套筒联接，长20mm ；轴的公差，跳动度以及圆柱度，表面粗糙度，轴肩粗糙度均按照与配合的要求选取。

如图3-8示意图所示，具体的结构见零件图。

图3-8 从传动轴示意图
○
1 轴的受力分析 据受力分析，该轴处于复杂应力状态下，故需对其进行弯扭合成法来进行强度校核。

每根从动轴受到最大压力为四辆车的重量: kg 6800170041=⨯=m
四个车架重量:估计每个车架为400kg, kg 160040042=⨯=m
链条总重量：kg 68.3021.16105.6329633=⨯⨯⨯==-pq l m p
估计链轮质量：4m 为500kg
代入数据得：
()()KN 19.908.950068.302160068004321=⨯+++=+++==g m m m m mg F
○
2 计算弯矩及扭矩： ()m KN 21.134
29087619.90422⋅=-⨯==⨯=FL L F M 弯矩图如图3-9所示：
图3-9 弯矩示意图
'M T =，2''d F M =
式中：'F 为四辆车的重量，KN 64.668.9170041'=⨯⨯==g m F ；
代入数据得：
m KN 38.6910223.208264.663'⋅=⨯⨯==-M T
扭矩图如图3-10所示：
图3-10 扭矩示意图
可以看出该轴的中心截面（与链轮装配处）为危险截面：在该截面边缘某点同时作用有最大弯曲正应力和扭转切应力，其值分别为：
p W M max max =
σ （3-2-8） W
T max max =τ （3-2-9） 式中：m KN 21.13max ⋅==M M ，3m 0015.0=p W ；
m KN 3869'max ⋅==.M T ，33
m 00075.032==d W π
所以根据第三强度理论进行校核：[]στσσ≤+=2max
max 34r ，将上面两式子代入得：
[]σσ≤+=W T M r 2max
max 3 （3-2-10）
代入数据得：178M P a ][M P a 17.9400075
.038.6921.13223=≤=+=σσr 。

强度符合要求，设计合理。

3.2.6 联轴器及键的选择
（1） 联轴器的选择
由前可知与联轴器配合处直径为180mm ，查参考文献[2]选用HL10型弹性柱销联轴器，共两个。

（2） 键的选择与校核
1） 查参考文献[10]表9-4选普通平键：
○
1 与联轴器配合的选用：键45×290 GB/T1095-1990，四个； ○
2 与链轮配合选用：键45×240 GB/T1095-1990，四个。

2） 校核
查参考文献[1]知校核公式为：
][1023
p p kld
T σσ≤⨯= （3-2-11） 式中：T ——传递的转矩，由前知m KN 87.62⋅=T ；
k ——键与轮毂键槽的接触高度，mm 5.125.0==h k ，h 为键的高度；
l ——键的工作长度，圆头平键b L l -=；
d ——轴的直径；
][p σ—许用挤压应力，查表6-2知：MP a 150~120][=p σ。

○
1 联轴器与轴配合的键：mm 180=d ，mm 24545290=-=-=b L l ，代入上述公式可得：
][MPa 05.114180
2455.121087.6221026
3p p kld T σσ≤=⨯⨯⨯⨯=⨯=
○
2 链轮与轴配合的键：mm 197=d ，mm 19545240=-=-=b L l ，代入校核公式可得：
][MPa 93.130197
1955.121087.6221026
3p p kld T σσ≤=⨯⨯⨯⨯=⨯= 由此可知键的选择能满足要求。

3.2.7 轴承及轴承座的选择
（1） 轴承的选用及校核
○
1 轴承均选用深沟球轴承，查参考文献[10]选轴承型号为6238 GB/T276-94。

○
2 轴承寿命校核： 查参考文献[1]知轴承寿命计算公式为：
ε)(60106P
C n L h = （3-2-12） 查表知：218kN C =，当量动载荷为kN 093.452==F P 。

对于球轴承，3=ε，r/min 437.1=n ，代入数据得：
h 1031.1)093
.45218(437.16010)(60106366⨯=⨯⨯==εP C n L h 可知轴承寿命足够长，选择符合要求。

○
3 轴承润滑 由于传动轴转速比较低，故轴承采用脂润滑即可，在轴承座内加入足够的脂润滑即可，对承受较大载荷来说此种润滑方式十分适宜。

（2） 轴承座的选择
查参考文献[7]选“适用带紧定套轴承的四螺柱滚动轴承座”，型号为SD 538 GB/T7813-1998。

3.2.8 钢结构骨架
（1）骨架结构
车库骨架全由钢材结构组成，主要由立柱、横梁、斜拉杆、加强肋等构成；本次设计主要采用热扎槽钢结构，材料均选牌号为Q235-A。

查参考文献[2]表7-9初选立柱型号为20GB707-88，该车库全部重量由四根大的立柱承受，四根立柱外型截面为正方形，中间为空的，外型尺寸为：正方形边长为200mm,立柱厚度为40mm，高度为8000mm,立柱底部上焊有一块正方形铁板，边长为400mm，厚度为30mm，钢材上安装四个地脚螺栓，保证立柱的固定，另外焊接肋板，增加立柱的强度。

立柱截面形状如图3-11所示。

图3-11 立柱
正面横粱也承受很大的压力，车辆的重量通过支撑架压在横梁上，用螺栓M24固定在立柱上或加肋板焊接固定，它采用工字形截面，如图3-12所示，型号为热扎工字钢18 GB706-88，侧面横梁因受力较小，主要起连接作用，因此只需要外形合适就可以，可采用和正面横梁一样的连接方法，选热扎槽钢16即可。

图3-12 横梁的工字形截面
斜拉杆、加强肋均采用热扎等边角钢截面，角钢号数为10 GB9787-88，截面形状如图3-13所示。

图3-13 斜拉杆、加强肋的等边角钢截面
钢结构骨架的具体安装见总装配图。

此种钢结构设计的承载能力强，且型钢强度高、耐压、耐弯能力强，根据受力分析知其远远满足设计要求，故无须对其进行强度校核。

（2）车辆托盘
车辆托盘（即车架）主要由横轴、底板和导向槽及导向轮组成。

其下部载车板是一个整体，四周是框架结构，在托盘载车板上设置车辆定位装置，车辆驶上托盘至定位即无法前进，托盘面为防滑设计，防止车辆自行滑动。

如图3-14所示。

图3-14 停车架
○
1 横轴 此轴长6376mm ，直径为50mm ，材料选Q235-A ，它主要受向下的压力，即托盘为400kg ，车重为1700kg 。

因()N 205808.91700400=⨯+=N ，取MP a 150=∆ 由∆≤A N ，即MPa MPa r N 15087.10425.058.202
2≤=⨯=ππ。

此轴安全可靠。

○
2 底板 它是停放车辆的地方，为了保证车辆在上面不滑动，上面安装防滑块，下面还有肋板，用来增加底板的强度，以免车在上面使底板产生弯曲变形。

○
3 导向槽 前端导向槽是防止链条的左右移动，让链条轴在其滑槽中上下移动来达到需要的效果。

它的宽度比链轴大一点点，用来保证链轴既能在里面上下移动，也不至于左右有大的移动范围。

后断导向槽是为了防止车辆托盘过大的摆动而产生的不良后果，。