机械毕业设计719高楼火灾逃生装置设计

题目：高楼火灾逃生装置
院（系）：机械工程学院
专业：机械设计制造及其自动化学号：XXXXX
姓名：XXXXX
指导教师：XXXXX
完成日期：2014年5月23日
摘要
在实际生活中有时会遇到紧急的意外情况，例如，火灾、地震等。

特别是在高楼居住和工作的人员，当发生火灾时，电梯往往不能使用，如何才能安全、快速地离开危险来到安全的地面一直以来都是人们十分关心的问题。

因此在高层居住和工作的人员都需要一种安全、可靠、安装方便、使用简单的高楼安全逃生装置。

高楼逃生设备中较成熟的有逃生伞和放火梯，其中逃生伞至少要求楼层在220米以上才能使用，而放火梯的使用高度在 15米以下，这大大的影响了它门得使用范围。

本课题研究的高楼自动安全降落逃生装置则适用于6－250米的高度范围，这正好可与逃生伞，放火梯优势互补。

该高楼逃生器结构简单，性能可靠，可以安装在高楼的外墙壁上，遇到紧急情况时就可以使用，具有较强的实用性和经济性。

关键词：高楼逃生器；自动减速；安全；可靠
Abstract
In actual life sometimes meet urgent accidental situation, for example, fire, earthquake, etc. Especially in a high-rise residential and work of the staff, when when there is a fire, elevator often cannot use, how to safely and quickly left the ground of danger to safety has always been people are very concerned about the problem. So in a high-rise residential and work of the staff all need a safe, reliable, easy installation, use simple high-rise safely device. Tall buildings in the mature escape equipment umbrella and arson ladder have escape, including at least requirement floor escape umbrella in 220 meters above can use, and the use of fire ladder in 15 meters high. This greatly influenced it door may use scope, This topic research of building automatic safely escape device fits 6-250 meters height range, it just can escape umbrella, with complementary fire ladder. The towers of simple structure, escape is reliable performance and can be installed in a building exterior wall, when you meet the emergency can use, which has practicability and economy.
Keywords: Tall escape manometers; Automatic slow; Security; Reliable
目录
摘要 (I)
Abstract (II)
1概述 (1)
1.1高楼逃生器研究的意义 (1)
1.2国内外高楼逃生器的主要类型 (1)
1.3 本设计的创新部分及独特优势分析 (2)
2高楼自动逃生器的设计 (2)
2.1逃生器简介 (2)
2.1.1 逃生器结构 (2)
2.1.2 逃生器使用方法 (3)
2.2逃生器加速环节设计 (3)
2.2.1 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比 (3)
2.2.2 计算传动装置的运动和动力参数 (4)
2.2.3 齿轮的设计与校核 (4)
2.2.4 轴的功能和工作原理 (14)
2.2.5 轴的结构设计特点 (14)
2.2.6 轴的作用 (14)
2.2.7 轴的类型 (15)
2.2.8 轴按其承载情况分类：转轴和心轴和传动轴 (15)
2.2.9 轴的材料选择 (15)
2.2.10 轴的设计与校核 (15)
2.3逃生器速度调节环节设计 (23)
2.3.1 质量块的设计 (25)
2.4逃生器多人循环环节设计 (26)
2.5逃生器安全锁紧装置的设计 (27)
结论 (28)
参考文献 (29)
致谢 (30)
外文翻译 (31)
1概述
1.1高楼逃生器研究的意义
在实际生活中有时会遇到紧急的意外情况。

例如，火灾、地震等。

特别是在高楼居住和工作的人，当发生火灾时，电梯往往不能使用，而当发生火灾时，熊熊大火能在60秒钟内卷入整个房间，烟雾报警器和热报警器已经广泛应用于高层建筑火灾报警，但它们只能起到警告的作用；人们仍然需用一种装置来逃离着火的建筑。

如何才能安全、快速地离开高处来到安全的地面一直以来都是人们十分关心的问题。

如果有一种安全可靠，操作方便，价格合理的救生器备用那么受困的人将非常幸运，否则他们得想办法逃离大火。

如美国911发生的灾难，如果设置了相应的逃生装置可以减少人员的伤亡。

同时城市火灾是一种发生频率高、涉及面广、破坏性大、反响强烈的突发性灾害。

随着建筑高度的增加和日趋密集，建筑的安全隐患也越来越多，即使在发达国家的高楼遇有火灾、爆炸等事件时，由于时间、空间等诸多因素的限制，人员自救逃生也是一个极待解决的重要问题。

高楼突然失火 ,电梯不能用,楼梯阻塞,飞不上去也跳不下来,怎样才能迅速逃生，安全、快速地离开现场来到安全的地面，一直以来都是人们十分关心的问题，这样的情况每年都有发生 ,也有很多人因无法逃生而遇难,而高楼失火逃生装置在这样的环境下应运而生。

1.2国内外高楼逃生器的主要类型
目前国内外高楼逃生器主要有以下几种类型：
（1）包角加手控式：该类逃生器增加钢丝绳与轮之间的包角，使得钢丝绳与钢丝轮之间的摩擦力增加。

另外，再利用手控装置，进一步调节下降速度的快慢。

（2）间歇冲击式：间歇冲击式逃生器是通过间歇撞击能来消耗能量，如利用钟表中的擒纵叉和擒纵轮原理来消耗能量。

（3）液体流动阻尼式：液体流动阻尼式是利用液体流动阻尼把人体势能转化成液体热能，以达降低速度的目的。

其主要特点是由于液体阻尼的大小取决于外负载，所以不论人体质量的大小均能以比较恒定的速度下降。

通过对上述几种逃生器的认识，我们认为逃生器应该具有结构紧凑，工艺简单，安全可靠、使用方便、成本低廉等特点。

高楼逃生设备中较成熟的有逃生伞和放火梯，其中逃生伞至少要求楼层在220米以上才能使用，而放火梯的使用高度在 15米以下。

这大大的影响了它门的使用范围，基于此，本文设计出高楼自动逃生器，适用于6－250米的高度范围，这正好可与逃生伞，放火梯优势互补。

这样不仅满足了高楼逃生器的基本特点，而且创新利用了齿轮传动比的调速功能。

此设计由于小巧便捷，成本低，特别适宜家庭备用于紧急脱险。

1.3 本设计的创新部分及独特优势分析
总结以往逃生器的不足，经过多方面的改进与完善，我们的设计形成了自己独特的优势。

（1）自动调速。

该装置在逃生者下降的过程中自动调速，无需手动操作，不需要专业知识。

解决了以往逃生器儿童、妇女以及老人无法使用的难题。

（2）自动实现1.5m/s左右的速度下滑。

该装置的离心力摩擦系统，使速度变化趋于和缓，有缓冲作用，使任何人使用都会保持1.5m/s或者更低的速度下滑。

（3）满足多人使用。

该装置正反都可方向旋转且速度相同，特有的双线轴结构，能满足多人循环使用，在有限的时间里挽救更多人的生命。

（4）附加有安全琐紧装置。

该装置在人体下落前锁住逃生器传动机构，使人体安全停留在空中，等待人体位置稳定后，打开该装置，人体开始下降，逃生器便开始工作。

该装置的应用可以使人体从开始就可以平稳下滑，而不会左右摇摆不定，这样就避免了人体碰上建筑物而受伤。

2 高楼自动逃生器的设计
2.1逃生器简介
2.1.1 逃生器结构
此逃生装置呈圆柱体。

主要由多人循环环节、加速环节、以及速度调节环节四大部分组成。

独特的速度调节器能使逃生速度保持在1.5m/s左右。

精心构思的多人循环部分使小小的逃生器能够挽救多人的生命，精巧的减速器结构简单，却能起到落地前减速的效果。

该逃生器适用于体重25~170KG的人群使用。

总之，此逃生装置体积小，重量轻，结构经凑，工艺简单用于紧急脱险。

此装置采用直径0.5~0.6cm的解释绳子或用钢丝绳线轴绕成可长达55m，能满足最高15层的高楼逃生使用
图1逃生器结构图
2.1.2 逃生器使用方法
（1）将装置固定在所在楼层，开始时，两根绳子分别缠绕在线轴1，线轴2上，并且绕向相反。

（2）将安全锁紧装置的扳手抬起，使其锁住传动机构。

（3）逃生者1号将身上的绳索挂于线轴2上的绳索的挂钩上，等待人体在空中稳定后，将锁紧装置的扳手扳下，跳楼逃生。

随着线轴2的转动，线轴1同时的以同一方向转动，将线轴1的绳子自动收起。

待逃生者1号降到地面，线轴1收起的长度恰好为所在楼层高度，为第二个人逃生创造了条件。

（4）待逃生者1号解除绳索挂钩，逃生者2号可以从线轴1的挂钩逃生，当线轴1下放的同时，线轴2自动收起，待逃生者2号降到地面，线轴2收起的长度恰好为所在楼层高度，为第3个人逃生创造了条件，于是逃生者3号可以使用线轴2的挂钩逃生，如此循环，可满足多人逃生。

2.2逃生器加速环节设计
2.2.1 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比
该逃生器的传动部分采用两级加速传动，每级传动比为0.4。

总传动比为0.4×0.4=0.16，共计加速6.25倍。

2.2.2 计算传动装置的运动和动力参数
初始数据：人下降速度为1.5m/s ，线轴绕满时的半径为10cm ，人体质量200㎏。

各轴转速：
Ⅰ轴：n 0 =n Ⅰ=1.5×60/2∏/0.1=143.3 r/min Ⅱ轴：n Ⅱ= n Ⅰ×2.5=358.3 r/min Ⅲ轴：n Ⅲ= n Ⅱ×2.5=895.7 r/min 各轴输入功率：
人对线轴的输入功率:P0=mgV=2.9KW Ⅰ轴：P Ⅰ = P 0×ηg2=2.87KW Ⅱ轴：P Ⅱ= P Ⅰ×ηg2×ηr =2.63 KW Ⅲ轴：P Ⅲ= P Ⅱ×ηg2×ηr =2.41KW 各轴输入转矩:
Ⅰ轴：T Ⅰ =9550 P Ⅰ/n Ⅰ=191.25 N ·m Ⅱ轴：T Ⅱ= 9550 P Ⅱ/n Ⅱ=70.1 N ·m Ⅲ轴：T Ⅲ= 9550 P Ⅲ/n Ⅲ=25.7 N ·m 2.2.3 齿轮的设计与校核
（一）齿轮1（大齿轮）、2（小齿轮）的设计计算
1. 齿轮类型，材料，热处理及精度
为利于机器的平稳，寿命及制造方便，故选用直齿齿轮传动。

此机器为一般工作机器，选用8级精度，采用铸造制造。

齿轮材料均使用40Gr （调质），硬 度为280HBS 。

齿轮1（大齿轮）z 1=60，小齿轮z 2=24，5.2=μ
2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
2
13
1)]
[(12H E H d t Z Z u u T K d σεφα⨯+⨯≥
确定各参数的值 ①试选载荷系数6.1t =K 查表 选取区域系数433.2=H Z ，
端面重合度 83.01=αε，85.02=αε，则68.185.083.0=+=αε ②查表得：接触疲劳极限σ
Hlim1
=σ
Hlim2
=710MPa
初步计算许用接触应力[σh1] =0.9σ
Hlim1
=639MPa=[σh2]
③查表得：弹性影响系数a E MP Z 9.188= 齿宽系数5.0d =φ 3.设计计算
①齿轮1（大齿轮）的分度圆直径1d
2
13
1)]
[(12H E H d t Z Z u u T K d σεφα⨯±⨯≥
=mm 05.144)639
9.188433.2(5.25.368.15.01025.1916.122
43
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
②计算圆周速度ν
s m 08.11000603
.14314414.310006011=⨯⨯⨯=⨯=
　n d πυ ③计算齿宽1b 和模数1m
计算齿宽1b 1b =721=⨯d d φ 计算摸数1m 初选螺旋角β=14︒
1m =
15.160
14
cos 72cos 11=⨯=Z d β ④计算齿宽与高之比
27
.165.57211==h b ⑤计算纵向重合度
βε=0.3181Z Φd o 14tan 604.0318.0tan ⨯⨯⨯=β=1.90 ⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1
根据s m v /08.1=,8级精度, 查表得 动载系数K V =1.02,
查表得：齿向载荷分布系数K βH =1.42 查表得: K βF =1.35 查表得: K αH =αF K =1.2 故载荷系数:
K ＝K K K αH K βH =1×1.02×1.2×1.42=1.74 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d 1=d 1
t
K K /3
=144×
6
.174
.13
=145 ⑧计算模数n m
n m =
mm Z d 34.260
14
cos 145cos 11=⨯=β 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
n m ≥
)][(cos 212213
F S F a
d Y Y Z Y KT σεφββ∂
∂
⑴ 确定公式内各计算数值 ① 齿轮传递的转矩＝191.25k N·m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取601=z ，24z 2= 传动比误差 i ＝u ＝5.224
60
z z 2
1== ∆i=0
② 计算当量齿数 68.65cos z z 3
1
v1==
β
27.26cos z z 32
v2==
β
③ 初选齿宽系数
由表查得＝0.4 ④ 初选螺旋角
初定螺旋角
＝14
⑤ 载荷系数K
K ＝K K K
K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查得:
齿形系数Fa1Y ＝2.592 Fa1Y ＝2.211 应力校正系数Sa1Y ＝1.596 Sa1Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（
2
111Z Z +）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/60＋1/24）]×cos14︒＝1.643
t α＝arctg （tg n α/cos β）＝arctg （tg20o /cos14o ）＝20.64o
()o
08.14cos tg arctg b ==t αββ
则重合度系数为z Y ＝0.25+0.75 α
εβ
b
2cos ＝0.673
⑧ 螺旋角系数βY 轴向重合度 78.0120-1==o
βεαβY
⑨ 计算大小齿轮的
]
[F S F F Y σαα
安全系数由表查得S ＝1.25 得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮a FF MP 6001=σ 大齿轮a FF MP 5002=σ 查表得弯曲疲劳寿命系数: K 1FN =0.86 K 2FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[F σ]1=57.3684.1600
86.011=⨯=
S K FF FN σ [F σ]2=14.3324
.1500
93.022=⨯=
S K FF FN σ 01347.057.365596.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα
0155
4.014
.332774
.1211.2][222=⨯=
F S F F Y σαα 大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算 ① 计算模数
mm mm m n 47.2655
.1605.001554
.014cos 78.01025.1916.122
243
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2.5mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=145mm 来计算应有的齿数.于是由:
z 1=n m ︒⨯14cos 145=56.2 取z 1=60
那么z 2=24 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a=
β
cos 2)(21n
m z z +=102.5mm
将中心距圆整为65mm 计算大.小齿轮的分度圆直径
d 1=14cos 5
.260cos 1⨯=βn m z =145mm
d 2=
14
cos 5
.224cos 2⨯=βn m z =60mm 计算齿轮宽度
2B =mm mm 30605.0d 2d =⨯=Φ
圆整的 mm 201=B mm 302=B
图2 齿轮1（大齿轮
3 齿轮2图（小齿轮）
（二）齿轮3（大齿轮）、齿轮4（小齿轮）的设计计算
1. 齿轮类型，材料，热处理及精度
为利于机器的平稳，寿命及制造方便，故选用直齿齿轮传动。

此机器为一般工作机器，选用8级精度，采用铸造制造。

齿轮材料均使用40Gr （调质），硬 度为280HBS 。

齿轮3（大齿轮）42z 3=，小齿轮174=z ，5.2=μ
2. 初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
2
3
3
3)]
[(12H E H d t Z Z u u T K d σεφα
⨯+⨯
≥
确定各参数的值 ①试选载荷系数6.1t =K 查表 选取区域系数433.2=H Z ，
端面重合度 765.01=αε，755.02=αε，则52.1755.0765.0=+=αε
②查表得：接触疲劳极限σ
Hlim1
=σ
Hlim2
=710MPa
初步计算许用接触应力[σh1] =0.9σHlim1
=639MPa=[σh2]
③查表得：弹性影响系数a E MP Z 9.188= 齿宽系数6.0d =φ 设计计算
①齿轮3（大齿轮）的分度圆直径3d
2
3
3
3)]
[(12H E H d t Z Z u u T K d σεφα
⨯±⨯≥
=mm 04.102)639
9.188433.2(5.25.352.16.0101.706.122
43
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
②计算圆周速度ν
s m 91.11000
603
.35810214.310006033=⨯⨯⨯=⨯=
　n d πυ
③计算齿宽3b 和模数3m 计算齿宽3b 3b =513=⨯d d φmm 计算摸数3m 初选螺旋角β=14︒
3m =
35.242
14
cos 102cos 33=⨯=Z d β ④计算齿宽与高之比
02.965.55133
==h b ⑤计算纵向重合度
βε=0.3183Z Φd o 14tan 424.0318.0tan ⨯⨯⨯=β=1.33 ⑥计算载荷系数K 使用系数A K =1
根据s m v /20.1=,8级精度, 查表得 动载系数K V =1.08,
查表得：齿向载荷分布系数K βH =1.38 查表得: K βF =1.25 查表得: K αH =αF K =1.2 故载荷系数:
K ＝K K K αH K βH =1×1.08×1.2×1.38=1.78 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d 3=d 3
t
K K /3
=102×
6
.178
.13
=105.68mm
⑧计算模数n m
n m =
44.242
14
cos 68.105cos 33=⨯=Z d β 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
n m ≥
)]
[(cos 232233
F S F a d Y Y Z Y KT σεφββ∂
∂
⑴ 确定公式内各计算数值 ① 齿轮传递的转矩＝70.1k N·m
确定齿数z
因为是硬齿面，故取423=z ，17z 4= 传动比误差 i ＝u ＝47.217
42z z 43== ∆i=0.012% 允许 ② 计算当量齿数
97.45cos z
z 3
3
v3==β
61.18cos z z 34
v4==
β
③ 初选齿宽系数
由表查得＝0.4 ④ 初选螺旋角
初定螺旋角
＝14
⑤ 载荷系数K
K ＝K K K
K =1×1.08×1.2×1.38＝1.78
⑥ 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y
查得:
齿形系数Fa1Y ＝2.592 Fa1Y ＝2.211 应力校正系数Sa1Y ＝1.596 Sa1Y ＝1.774
⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（
2
11
1Z Z +）]βcos ＝[1.88－3.2×（1/42＋1/17）]×cos14︒＝1.5284
t α＝arctg （tg n α/cos β）＝arctg （tg20o /cos14o ）＝20.64o
()o
08.14cos tg arctg b ==t αββ
则重合度系数为z Y ＝0.25+0.75 α
εβ
b
2cos ＝0.673
⑧ 螺旋角系数βY 轴向重合度 78.0120-1==o
βεαβY
⑨ 计算大小齿轮的
]
[F S F F Y σαα
安全系数由表查得S ＝1.25 得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮a FF MP 5003=σ 大齿轮a FF MP 3804=σ 查表得弯曲疲劳寿命系数: K 3FN =0.86 K 3FN =0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[F σ]1=14.3074.1500
86.011=⨯=
S K FF FN σ [F σ]2=42.2524
.1380
93.022=⨯=
S K FF FN σ 01347.014.307596.1592.2][111=⨯=F S F F Y σαα
0152
4.042
.252774
.1211.2][222=⨯=
F S F F Y σαα 大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算 ② 计算模数
mm mm m n 32.252
.1424.001554
.014cos 78.0101.706.122
243
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2.5mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=105.68mm 来计算应有的齿数.于是由:
z 3=n m ︒⨯14cos 68.105=41.85 取z 3=42
那么z 2=17 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a=
β
cos 2)(43n
m z z +=73.75mm
将中心距圆整为45mm 计算大.小齿轮的分度圆直径
d 3==βcos 3n m
z =105mm
d 4=
=β
cos 4n
m z 42.5mm 计算齿轮宽度
4B =mm mm 5.255.426.0d 3d =⨯=Φ 圆整的 mm 203=B mm 304=B
图4 齿轮3（大齿轮）
图5 齿轮4（小齿轮）
2.2.4 轴的功能和工作原理
轴是支承转动零件并与之一起回转以传递运动、扭矩或弯矩的机械零件。

一般为金属圆杆状，各段可以有不同的直径。

机器中作回转运动的零件就装在轴上。

根据轴线形状的不同，轴可以分为曲轴和直轴两类。

根据轴的承载情况，又可分为：①转轴，工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴等。

②心轴，用来支承转动零件只承受弯矩而不传递扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支承滑轮的轴等。

③传动轴，主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等。

轴的材料主要采用碳素钢或合金钢，也可采用球墨铸铁或合金铸铁等。

轴的工作能力一般取决于强度和刚度，转速高时还取决于振动稳定性。

2.2.5 轴的结构设计特点
轴的结构设计是确定轴的合理外形和全部结构尺寸，为轴设计的重要步骤。

它由轴上安装零件类型、尺寸及其位置、零件的固定方式，载荷的性质、方向、大小及分布情况，轴承的类型与尺寸，轴的毛坯、制造和装配工艺、安装及运输，对轴的变形等因素有关。

设计者可根据轴的具体要求进行设计，必要时可做几个方案进行比较，以便选出最佳设计方案，以下是一般轴结构设计原则： 1、节约材料，减轻重量，尽量采用等强度外形尺寸或大的截面系数的截面形状； 2、易于轴上零件精确定位、稳固、装配、拆卸和调整； 3、采用各种减少应力集中和提高强度的结构措施； 4、便于加工制造和保证精度。

2.2.6 轴的作用
轴的作用：支承回转件、传递运动和动力。

2.2.7 轴的类型
轴按受载荷不同分： 转轴：既受转矩又受弯矩。

心轴：只受弯矩。

传动轴：只受转矩。

按轴的形状分：直轴和曲轴
2.2.8 轴按其承载情况分类：转轴和心轴和传动轴
转轴其特点是：工作时既承受弯矩又承受扭矩，是机械中最常见的轴，如各种减速器中的轴等。

心轴用其特点是：来支承转动零件只承受弯矩而不传递扭矩，有些心轴转动，如铁路车辆的轴等，有些心轴则不转动，如支承滑轮的轴等。

传动轴其特点是：主要用来传递扭矩而不承受弯矩，如起重机移动机构中的长光轴、汽车的驱动轴等。

轴的材料主要采用碳素钢或合金钢，也可采用球墨铸铁或合金铸铁等。

2.2.9 轴的材料选择
选择轴的材料首先要有足够的强度，对应力集中敏感性低，其次还须能满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性等方面的要求，并具有良好的加工工艺性，且价格低廉、易于获得。

还要有经济性、合理性、适用性。

在45号刚、Q235、Q255、Q275这些材料中，经过对比，选取45号刚为轴的材料。

45号刚化学成分是含碳（C ）量是0.42~0.50%，Si 含量为0.17~0.37%，Mn 含量0.50~0.80%，Cr 含量<=0.25%。

在设计毛胚直径<100mm 时，经正火处理，其硬度为 170~217HBS ，抗拉强度极限为Pa 590b M =σ ，屈服强度极限为MPa 295s =σ ，弯曲疲劳极限为a 2551-MP =σ，剪切疲劳极限为MPa 1401=-τ ，许用弯曲应力为55p =τ，具有价格便宜，经过调质（或正火）后，可得到较好的切削性能，而且能获得较高的强度和韧性等综合机械性能的优点，所以材料选择45钢。

2.2.10 轴的设计与校核 （1）Ⅰ轴的设计与校核
已知轴上所传动扭矩为M N T ∙=25.1911；选择材料45号刚，正火处理，硬度170~217HBS,抗拉强度极限Pa 590b M =σ,屈服强度极限MPa 295s =σ,抗弯疲劳极限
a 2551-MP =σ,剪切疲劳极限为MPa 1401=-τ,许用弯曲应力55p =τ
则按许用切应力计算轴径的计算式得
3
16p
T
d πτ≥
代入数据得mm d 04.26≥
取轴的最小直径mm 26d =即mm 26d 1=，
选择轴承：选择深沟球轴承，主要承受径向载荷也能承受一定的轴向载荷。

处选择轴承6006型，其基本尺寸：mm 30d =，mm 55=D ，mm 13=B ，min 1r = Ⅰ轴结构如图
图6 Ⅰ轴结构图
轴的受力分析和校核 大齿轮受力
N d T F t 9.263711
21==
F r1=1t F tan α=960.1N 线轴受力
N d T F t 5.19121
21==
计算支承反力F R2〝〞
N
F R 8.12265.335.65)
5.265.335.65(1=+++=
F R1〝〞N F R
2575.265.335.655.26=++=
F R2’
=2105.3 N F R1’=1348 N
水平受力图
水平弯矩
垂直受力分析
垂直弯矩
合成弯矩图
图7 校核Ⅰ轴
表1
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F F R2’’=1226.8N F R1’’=257N F R1’=1348 N F R2’=2105.3N
总弯矩 1M =89883 N·m m 2M =74411 N·m m
扭矩T
T Ⅰ=191250 N·m m
许用应力值 查表得[σ0b ]=102.5 MPa [σ-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=[σ-1b
] /[σ0b ]=0.59
当量转矩 αT 1=112837.5 N ·mm
当量弯矩
在线轴中间截面处 M Ⅰ=141774 N ·mm ，在右侧轴承中间截面处M Ⅱ=132288 N · mm 按第三强度理论，计算应力为
22
1(T)ca M W
ασσ-+=≤
3
16
d W π=
代入数据得[]a 60a 7.201-ca MP MP =≤=σσ 故轴强度满足要求
（2）Ⅱ轴的设计与校核
已知轴上所传动扭矩为M N T ∙=7.253；选择材料45号刚，正火处理，硬度170~217HBS,抗拉强度极限Pa 590b M =σ,屈服强度极限MPa 295s =σ,抗弯疲劳极限
a 2551-MP =σ,剪切疲劳极限为MPa 1401=-τ,许用弯曲应力55p =τ
则按许用切应力计算轴径的计算式得
3
16p
T
d πτ≥
代入数据得mm d 35.13≥
取轴的最小直径mm 16d =即mm 16d 1=，
选择轴承：选择深沟球轴承，主要承受径向载荷也能承受一定的轴向载荷。

处选择轴承6004型，其基本尺寸：mm 20d =，mm 42=D ，mm 12=B ，min 6.0r =
Ⅱ轴结构如图
图8 Ⅱ轴结构图轴的受力分析和校核
大齿轮受力 F
t2=2T
Ⅱ
/d3=2336.7N F r2=1t F tanα=850N
小齿轮受力 F
t1=2T
Ⅱ
/d2=1335.2N F r1= F t1tanα=486N
载荷水平面H 垂直面V
支反力F 总弯矩扭矩T F
R1
’=737.7 N F
R2
’=598.3N F
R2
’’=202.4N F
R1
’’=1203.9N 1
M=40951 N·m m
2
M=21771 N·m m
T
Ⅰ
=70100 N·m m
合成弯矩图
垂直弯矩
垂直受力分析
水平弯矩
水平受力图
图9 Ⅱ轴校核
许用应力值 查表得[σ0b ]=102.5 MPa [σ-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=[σ-1b
] /[σ0b ]=0.59
当量转矩 αT 1=41359 N ·mm
当量弯矩
在小齿轮中间截面处 M Ⅰ=58207 N ·mm ，在大齿轮中间截面处M Ⅱ=46744 N ·mm 按第三强度理论，计算应力为
22
1(T)ca M W
ασσ-+=≤
3
16
d W π=
代入数据得[]a 60a 68.451-ca MP MP =≤=σσ 故轴强度满足要求
（3）Ⅲ轴的设计与校核
已知轴上所传动扭矩为M N T ∙=1.701；选择材料45号刚，正火处理，硬度170~217HBS,抗拉强度极限Pa 590b M =σ,屈服强度极限MPa 295s =σ,抗弯疲劳极限
a 2551-MP =σ,剪切疲劳极限为MPa 1401=-τ,许用弯曲应力55p =τ
则按许用切应力计算轴径的计算式得
3
16p
T
d πτ≥
代入数据得mm d 65.18≥
取轴的最小直径mm 20d =即mm 20d 1=，
选择轴承：选择深沟球轴承，主要承受径向载荷也能承受一定的轴向载荷。

处选择轴承6004型，其基本尺寸：mm 20d =，mm 42=D ，mm 12=B ，min 6.0r =
Ⅲ轴的结构图
图10 Ⅲ轴结构图
轴的受力分析和校核
小齿轮受力 F t =2T Ⅲ/d4=1209.4N F r = F t tan α=440N 减速盘受力 减速盘半径R=80 mm F t =2T Ⅲ/R=624.5N 许用应力值 查表得[σ0b ]=102.5 MPa [σ
-1b
]=60 MPa
应力校正系数 α=[σ-1b
] /[σ0b ]=0.59
当量转矩 αT 1=15163 N ·mm
当量弯矩
在线轴中间截面处 M Ⅰ=42661 N ·mm ，在右侧轴承中间截面处M Ⅱ
=31145N ·m
按第三强度理论，计算应力为
22
1(T)ca M W
ασσ-+=≤
3
16
d W π=
代入数据得[]a 60a 8.281-ca MP MP =≤=σσ 故轴强度满足要求
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F F R2
’’
=332.7N F
R1
’’=772.7N
F R1’
=1786.9 N F R2’
=1220N
总弯矩 1M =39825 N·m m 2M =27203 N·m m
扭矩T
T Ⅰ=25700 N·m m
合成弯矩图
垂直弯矩
垂直受力分析
水平弯矩
水平受力分析
图11 Ⅲ轴校核
2.3逃生器速度调节环节设计
速度调节器是此装置的关键环节，这部分结构简单，亦相当实用，能自动将速度控制在1.5m/s左右或者更小。

主要由带槽圆盘、离心块、弹簧以及摩擦导槽构成，其结构如下图所示：
图12 速度控制器正面图
圆盘半径为8cm。

弹簧劲度系数为1N/mm。

弹簧的预紧拉力为1.5N。

质量体质量为150g。

带槽圆盘上有四个导槽，每个槽内有一个质量块，质量块只能在槽内沿半径方向来回运动，质量块的一端用弹簧连接在圆盘弹簧槽中的小轴上，质量块与摩擦槽的接触端装有梯形橡胶块，其形状与摩擦槽吻合，摩擦槽设计成梯形槽如图所示，以增大摩擦力。

速度控制器根据离心原理设计。

圆盘静止时，弹簧为拉伸状态，所以质量块不向外运动。

当圆盘旋转时，质量块有向外飞离的趋势，随圆盘转速的增加，离心力也增加，当圆盘转速达到895.7 r/min时，即下降速度为1.5m/s左右时。

质量块离心力刚好使得摩擦块与摩擦槽接触并产生足够大的摩擦力，使人体以1.5m/s左右速度下降。

之后
由于线轴绕线半径越来越小，人体的下降速度会更小，如此更有利于人体安全下落和着地。

当下降速度减到1.5m/s，质量块的离心力小于弹簧的拉力，弹簧收缩，质量块被拉回内侧，若圆盘速度再次增大，质量块再次使之减速，如此反复，圆盘的速度便被控制在1.5m/s左右的范围内，达到稳速的目的。

图13 速度控制器侧面图
2.3.1 质量块的设计
质量块采用45钢，尺寸如图
图14 质量块尺寸
2.4逃生器多人循环环节设计
逃生器多人循环环节构思巧妙，设计和制造都很简单，结构如图所示。

线轴上的绳子起初是反向绕在一起的，绳的一端固定在转轴上，其余的绳依次绕在转轴上，绳的自由端在最外圈，用力拉自由端，转轴就会转动。

在转轴上装有线性轴承，滑动块摩擦片组件上的两销轴插在线性轴承内，滑动块摩擦片组件可沿转轴的经向滑动。

当绳受到拉力，转轴转动，转轴通过销轴带动滑动块摩擦片组件旋转，滑动块摩擦片受到离心力沿经向向外滑动，直到摩擦片接触外壳。

滑动块摩擦片组件给外壳正压力，同时其在外壳内表面滑动，于是产生摩擦阻力矩来平衡绳所受的拉力产生的拉力矩［１５］。

图15 双线轴结构
因此该逃生器的优点有三点：
1．正反都可方向旋转且速度相同。

2．绳与转轴之间的联结可靠。

3．离心力的利用率高，活动块产生的摩擦力矩大。

使用时逃生者1号将身上的绳索挂于线轴2上的绳索的挂钩上，等待人体在空中稳定后，将锁紧装置的扳手扳下，跳楼逃生。

随着线轴2的转动，线轴1同时的以同一方向转动，将线轴1的绳子自动收起。

待逃生者1号降到地面，线轴1收起的长度恰好为所在楼层高度，为第二个人逃生创造了条件[16]。

待逃生者1号解除绳索挂钩，逃生者2号可以从线轴1的挂钩逃生，当线轴1下放的同时，线轴2自动收起，待逃生者2号降到地面，线轴2收起的长度恰好为所在楼层高度，为第3个人逃生创造了条件，于是逃生者3号可以使用线轴2的挂钩逃生，如此循环，可满足多人逃生。

2.5逃生器安全锁紧装置的设计
逃生器安全锁紧装置的应用及原理图如图所示
图16 逃生器安全锁紧装置的应用及原理图
使用顺序：
（1）将装置固定在所在楼层，开始时，两根绳子分别缠绕在线轴1，线轴2上，并且绕向相反。

（2）将安全锁紧装置的扳手抬起，使其锁住传动机构。

（3）逃生者1号将身上的绳索挂于线轴2上的绳索的挂钩上，等待人体在空中稳定后，将锁紧装置的扳手扳下，跳楼逃生。

随着线轴2的转动，线轴1同时的以同一方向转动，将线轴1的绳子自动收起。

待逃生者1号降到地面，线轴1收起的长度恰好为所在楼层高度，为第二个人逃生创造了条件[17]。

将安全锁紧装置的把手提起，与把手连接在一起的凸轮随即卡住了传动齿轮3，使其不能转动，传动部分被卡住，同时线轴也就不能转动，这样就使得逃生者不下降，而停留在空中，当逃生者位置稳定后，逃生者就可以用手将装置的扳手扳下，凸轮离开齿轮3，齿轮3开始转动，逃生者开始下降，逃生器开始正常工作。

本装置的设计目的就是使生者下落前身体稳定在空中，以最大程度减少下落过程中由于人体起初的不稳定造成的空中摇摆，让逃生者安全下落。

同时也给了逃生者心理和行动上一定的准备时间，使本逃生装置的更加人性化。

结论。