PPY多层平面移动立体车库设计计算书知识讲解

PPY多层平面移动立体车库设计计算书

杭州福瑞科技有限公司

２０1 4年１2月

目录

第一部分机构设计计算

一、提升速度及电机选型设计计算

二、链条的选用及校核

三、主轴的设计计算

四、行走速度及行走电机选型

五、行走传动轴的设计计算

六、横移速度及横移电机选型

第二部分结构设计计算

一、计算荷载分析

二、立柱设计计算

三、横梁（轨道梁）设计计算

四、立柱与横梁螺栓连接设计计算

五、焊缝连接设计

第三部分电气设计说明

PPY多层平面移动立体车库设计计算书

多层平面移动立体车库为平面移动类停车设备。

工作原理为多层车台使用提升电机工作，升降载车板及车辆至停车层,经行走电机行走台车，通过横移动作横移至停车位。通过电控程序的合理设定，达到自动存取车的目的，使有限的停车空间可倍数停放车辆。

第一部分机构设计计算

一、提升速度及电机选型设计计算

1、提升载荷条件说明

（1）载车板自重G1：1800 kg 载车重G2：2300 kg

配重G3：3000 kg 提升链条重G4：600 kg

（2）空载时：W空=3000-1800+600=1800 kg

重载时：W重=2300+1800-3000+600=1700 kg

（3）在空载时提升承受最大载荷，按空载时设计计算提升电机

2、选用传动系统说明

简 图

3、提升电机采用SEW减速电机

拟选用行走电机型号：K97DV160M4

规格：AC380V，50Hz，11kW；

输出轴转速(n)：52r/min；

输出轴额定扭距：2040 Nm；

4、电机、传动链轮: 直径φ152.71mm 齿数Z=15 节距P=31.75 mm

5、主轴上提升链轮：直径φ152.71mm 齿数Z=15 节距P=31.75 mm

提升速度:V=ZNP/60/1000

=15*65×31.75/60/1000≈0.516 m/s=31.16 m/min 提升电机扭力及功率校核

提升重量 W =1900Kg

（1）提升电机扭距校核：

主轴所承受的扭距

M=F r=1900×9.8*(152.71/2/1000)/2≈1422.6Nm

M小于电机的额定扭距为2040Nm，所以符合要求。

（2）提升电机功率校核：

提升所需要功率为:

P静=FV=1900×9.8*0.413÷1000≈7.6 kw

传动系统效率η=0.85

P计算= P静/η≈9.02 kw

因为电机的额定功率为11kw，大于P计算，所以符合要求。

二、链条的选用及校核

选用双排链20A GB/T 1243-2006 ；查机械设计手册：

双排链20A抗拉强度：Fu=174kN

车载板自重：G1=1800kg；车重：G2=2300kg；配重：G3=3000 kg 提升速度:V=0.413 m/s

车载板吊挂方式：采用四点吊挂，倍率1

每一吊点采用一根双排链吊；

每一吊点有一根20A双排链吊挂，汽车重量采用6：4分配；

则，每根双排链所受的静载为：

F静= G1/4+0.6*G2/2+ G3/4=1890*9.8= 18.522kN

根据GB/T17907，链条安全系数为: [S]≥6（V＜1 m/s 时)；

链条实际安全系数为：S=F u/ F静

=174/18.522≈9.39≥[S]

符合准无人式停车设备6倍系数。

三、主轴的设计计算

1、主轴轴径计算

已知主轴所需传递扭矩：T=1422.6Nm=1422600Nmm

查机械设计手册实心轴直径按转矩计算公式为：d≥(5T/[τ])1/3主轴材料45钢调质：[τ]为30~40 N/mm2 取[τ]=40代入公式

d≥(5T/[τ])1/3=（5*1422600/40）1/3=55.1mm

截面有一键槽增大4%~5% d≥55.1*（100+4）%=57.3mm

整零后d=60mm

2、主轴强度安全系数校核

查机械设计手册第5版

S=SσSτ/( Sσ2+Sτ2) 1/2≥[S]

Sσ=σ-1/﹛﹙Kσ/β/εσ)σα+Ψσσm﹜

Sτ=τ-1/﹛﹙Kτ/β/ετ)τα+Ψττm﹜经受力分析：σα=M/W σm=0 τα=τm=T/2Wp

M=FL=5238*0.0863=452.04Nm

受力分析图如下

查机械设计手册第5版并代入公式

σα=M/W=452.04/18.26=24.76 MPa

τα=τm=T/2Wp=1496.56/39.47=18.96 MPa

Sσ=270*106/﹛﹙1.97/0.92/0.81)*24.76*106+0﹜=4.125

Sτ=155*106/﹛﹙1.51/0.92/0.76)*18.96*106+0.21*18.96*106﹜=3.45 S=SσSτ/( Sσ2+Sτ2) 1/2=4.125*3.45/( 4.1252+3.452) 1/2=2.646

查机械设计手册: [S]=1.3~2.5

S≥[S], 主轴强度安全系数满足要求

四、行走速度及行走电机选型

1、台车自重：1200 kg 载车重：2300 kg

行走滚轮：φ130mm

2、拟选用行走电机型号：S57DT80N4

规格：AC380V，50Hz，2.2kW；

输出轴转速(n)：154r/min；

输出轴额定扭距：123 Nm；

3、（1）行走速度: V=154*π*130/1000≈62.86 m/min

（2）行走所需扭矩:

行走时滚轮和导轨间的滚动摩擦扭矩M1（摩擦副材料为尼龙和钢）

M1=NK =(1200+2300)*9.8*2=68600 Nmm=68.6 Nm

滑动轴承(轴径φ50)mm的摩擦转矩T，摩擦因数u=0.02

T=F Q d/2*﹛u/(1+ u2)1/2﹜

=(1200+2300)*9.8*0.05/2*﹛0.02/(1+ 0.022)1/2﹜≈17.15 Nm

行走所需扭矩 M=（M1+T）/0.85≈100.88 Nm

输出轴额定扭距124 Nm大于所需扭矩100.88 Nm, 满足要求

（3）行走所需功率：

行走滚动摩擦所需电机功率：

P1=FV= M1/R*V=68.6/0.065*62.86/60/1000≈1.105 KW

滑动轴承(轴径 50)mm的摩擦损耗所需功率：

P2= F Qπdn*﹛u/(1+ u2)1/2﹜

=3.5*9.8*3.14*0.05*154/60*﹛0.02/(1+ 0.022)1/2﹜≈0.276 KW 行走所需电机功率 P=(P1+ P2）/0.85≈1.626 KW

选用电机功率2.2 KW大于行走所需功率1.626 KW，满足要求

五、行走传动轴的设计计算

1、传动轴轴径计算

已知主轴所需传递扭矩：T=100.88 Nm=100880Nmm

查机械设计手册实心轴直径按转矩计算公式为：d≥(5T/[τ])1/3

主轴材料45钢：[τ]为30~40 N/mm2 取[τ]=30代入公式

d≥(5T/[τ])1/3=（5*100880/30）1/3=25.62 mm

截面有一键槽增大4%~5% d≥25.62*（100+5）%=26.9mm

取d1=30mm（无键槽） d2=35mm d3=40mm（无键槽）

2、主轴强度安全系数校核

查机械设计手册第5版

S=SσSτ/( Sσ2+Sτ2) 1/2≥[S]

Sσ=σ-1/﹛﹙Kσ/β/εσ)σα+Ψσσm﹜

Sτ=τ-1/﹛﹙Kτ/β/ετ)τα+Ψττm﹜经受力分析，危险截面在d3=40mm处；

且σα=M/W σm=0 τα=τm=T/2Wp

M=FL=5716.67*0.08=457.33 Nm

受力分析图如下

查机械设计手册第5版并代入公式

σα=M/W=457.33/6.283=72.79 MPa

τα=τm=T/2Wp=100.88/25.123=4.02 MPa

Sσ=270*106/﹛﹙1.92/0.92/0.88)*72.79*106+0﹜=1.56

Sτ=155*106/﹛﹙1.58/0.92/0.81)*4.02*106+0.21*4.02*106﹜=16.55 S=SσSτ/( Sσ2+Sτ2) 1/2=1.56*16.55/( 1.562+16.552) 1/2=1.55

查机械设计手册: [S]=1.3~2.5

S≥[S], 主轴强度安全系数满足要求

六、横移速度及横移电机选型

拟横移电机选用型号：JNAP-22DX 1HP

规格：AC380V，50Hz，0.75kW；

输出轴转速n：95 r/min；

输出轴额定扭距：67 Nm；

横移主动链轮：直径φ45.08mm 齿数Z=11 节距P=12.7 mm

横移被动链轮：直径φ45.08mm 齿数Z=11 节距P=12.7 mm

横移滚筒：φ48mm

载车重G2：2300 kg

（1）横移框横移速度

V=95 xπx0.048≈14.3 m/min

（2）横移框所需扭矩(车载重量按6:4)

滑动轴承(轴径φ24)mm的摩擦转矩T，摩擦因数取u=0.15

T摩=F Q d/2*﹛u/(1+ u2)1/2﹜

=2300*9.8*0.024/2*﹛0.15/(1+ 0.152)1/2﹜≈40.12 Nm

查机械设计手册：滚子链传动效率η1=0.96，联轴器效率η2=0.995，输送滚筒效率η3=0.96;

经受力分析，横移时在T1、T2、T3、T4位置所需扭矩为最大

T1=T摩*0.6/2/(η1η2η3)= 40.12*0.6/2/(0.96*0.995*0.96)=13.13Nm T2=T摩*0.6/2/(η115η2η3)= 40.12*0.6/2/(0.9615*0.995*0.96)=22.7Nm T3=T摩*0.4/2/(η1η2η3)= 40.12*0.4/2/(0.96*0.995*0.96)=8.75 Nm T4=T摩*0.4/2/(η115η2η3)= 53*0.4/2/(0.9615*0.995*0.96)=15.5 Nm 横移所需扭矩 Tmax=T1+T2+T3+T4≈60.1 Nm

输出轴额定扭距67 Nm大于所需扭矩60.1 Nm, 满足要求

（3）横移框所需电机功率

P=TN/9550=60.1*95/9550≈0.6 kW

已知选用电机功率为0.75 kW大于所需功率0.6 kW符合要求。

第二部分结构设计计算

一、计算荷载分析

1、结构及载车机构自重

一组结构停车设备的重量约36吨。

2、载车重量

每辆车重2300kg

3、风载荷计算与分配

根据GB3811，风载荷P W的计算公式为：P W=CK h qA

C—风力系数；

K h—风压高度变化系数；

q—计算风压，N/M2

A起重机或物品垂直于风向的迎风面积，M2

对型钢制成的平面桁架（充实率0.3—0.6）其风力系数C：C=1.6

风压高度变化系数K h：考虑当地为内陆地区，则和高度变化的对应关系为:

K h=（h/10）0.3=1.25

计算风压q，按照GB3811

非工作状态计算风压（沿海）qⅢ＝６００－１０００N/M2 取qⅢ＝１０００N/M2 工作状态计算风压qⅡ＝２５０N/M2

说明：风载计算中，考虑上部车辆的挡风面积，最大挡风高度按21290mm取值。

起重机或物品垂直于风向的迎风面积Ａ按垂直面算（见上图）

对二片并列等高的型式相同的结构

迎风面积Ａ＝Ａ１+ηＡ２

Ａ１＝Ａ２＝Ψ１ＡＬ

Ψ１＝０.３－０.６取Ψ１＝０.６

ＡＬ＝Ｈ*Ｌ＝16.2*5.64 ＝92 m2

η－两片相邻桁架结构前片对后片的挡风折减系数

根据间隔比a/h=3.03，查表得η＝０.1

则迎风面积Ａ＝Ａ１+ηＡ２

＝（０.６+０.1*０.６）*92＝60.72 m2

下面计算风载荷P W

非工作状态下的风载荷P W１＝１.６*1.25*１０００*60.72＝119.4*103Ｎ

工作状态下的风载荷P W２＝１.６*１.25*２５０*60.72＝29.6*103 Ｎ

4、动载荷影响分析

车库运行中存在以下动载：

（1）横向平移起、制动惯性载荷，在结构上部为桁架支撑,此项动载远小于由风载荷引起的水平横向载荷,故忽略不再计算.

（2）横向平移因轨道间隙引起的冲击动载，影响甚微，忽略

（3）由突然起升或下降制动引起的冲击动载，动载系数 1.1。由于此项动载是一辆车及载车台的动负荷，主要影响活动车架及横梁的载荷，对于立柱受力可忽略。

二、立柱设计计算

１、立柱受力分析

本设备的立柱总共有四支，左、右各二支，，由力学分析可知：中间的二支立柱受力最大，由于各立柱截面及外形尺寸相同，故只计算中间立柱底板的强度。

中间2根立柱承受设备自重和载车重量的1/2，也承受风载的1/2。

工作状态下，中间单立柱承受的最大轴力

N=N自重/4+ N载车/2+（P W2*5.5/2）/5.55/2

N = 36000/4*9.8 + 2300*9/2*9.8+29.6*103*5.5/(2*2*5.55) = 254791 N

= 25101.1 kgf

在非工作状态下，中间单立柱承受的最大轴力

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1÷?+=

W P N N 自重 N = 36000/4*9.8 + 158.4*103

*5.5/(2*2*5.55) =127443 N =13004.4 kgf

按工作状态下进行校核。 2、立柱底板之强度：

立柱底板采用厚度30毫米的Q235热轧钢板焊接而成，外形尺寸为500mm*500 mm*30mm ，可近似认为立柱底板为受等分布负荷之平面板，

根据GB3811—83，对Q235钢材，其σs =235Mpa ，σb =390MPa

σs /σb = 235/390 = 0.6 〈 0.7

对立柱底板，主要承受压应力，因此这里仅计算其端面承压许用应力[σcd ]I ： [σcd ]I =1.5[σ]I =σs =235MPa =2350 KG/CM 2

现在计算立柱底的实际承压应力σ=F/S 中间单只底板承重F=24351.1 kgf 。 底板面积S 为：S=50*50=2500 CM 2

那么σ=F/S=26101.1 /2500=10.44 KG/CM 2

=1.04 MPa σ ﹤ [σcd ]I ，立柱底板的实际承压应力σ符合规范要求。

对底板再进行局部压应力计算，设载荷偏向全部作用在240*240的单翼上

σm = F/( t*c) t —板厚，t=30MM

c —集中负荷分布长度c=240MM

σm = F/( t*c) =26101.1*9.8/（30*240） =35.14 Mpa σm ﹤ [σcd ]I 立柱底板局部压应力σm ，也符合规范要求

3、立柱强度计算：

选用立柱为200*200*8方管（见下图） 截面为200*200*8，其截面积S 为：S=61.44cm 2 W=378.14 cm 3

立柱所受最大力F与立柱底板相同，F=255791 N。

立柱受压强度σ：σN=F/S=255791 /61.44*102≈41.63 Mpa

M风载= P W２/2×H/8 =39.6*103×19.5/16≈48.3×103 Nm

M车载 = M max ×2=7210.8*2 Nm ≈ 14.42 ×103 Nm

σ车载= M车载 /W=（14.42 ×103)/378.14≈38.1 Mpa 取σN

立柱受压受弯的强度和

σ= M风载 /W+ σN

= (48.3×103)/378.14+ 41.6≈ 127.73 + 41.6 =169.3 Mpa

对Q235 200*200*8方管，其σs=235 Mpa，根据GB3811，

拉伸、压缩、弯曲许用应力[σ]I为：[σ]I=σs/1.3=180.8 MPa

立柱实际承受应力在标准规定的许用应力内，故设计符合要求。

三、横梁（轨道梁）设计计算

1、横梁（轨道梁）强度校核

轨道梁选用125*125*6.5*9型钢，根据受力分析，其最大弯曲力矩在单跨中点处，由于各跨受力相等，故仅对一处进行弯曲强度设计和校核。

现在计算A处的实际最大弯曲应力σ：

σ=︱M︱max/W

对125*125*6.5*9型钢的截面系数计算为W≈131.14 cm3

横梁选用200*100*5.5*8号H钢，截面系数为W≈323.63 cm3，经分析受力最大处、跨度最大处与轨道梁相同，并且截面系数比轨道梁大，故只设计和校核轨道梁；

最大弯矩︱M︱max 在单跨中点处，承载1辆车，动载系数1.1。

F =（1.1*2.3+0.5+1.2)*1000 /2 *9.8+210*9.8 =22785 N

经受力分析：承载最大时F S=12258 N

L= 5640 mm =5.64 m L1=L2= 1545 mm =1.545 m L3= 2550 mm =2.55 m

︱M︱max = Fs*L/4= 12258*5.64/4≈17283.8 NM

计算其实际最大弯曲应力：

σ=︱M︱max/W z=17283.8/131.14 ≈ 131.8 MPa

此处[σ]=σs/1.3 =180.8 Mpa，显然故横梁强度符合要求。

2、横梁（轨道梁）刚度校核

根据标准，当满载小车位于跨中时，主横梁垂直静挠度Y L应满足下述要求： Y L ≤L/700，其中L为起重机跨度。

这里水平横梁为Y L最大处其跨度L=5640 mm

则许用挠度为5640/700=8.05 mm

下面计算实际度挠度Y L

实际挠度Y L=-（F*X3*X3）/（3*E*I Z L3）

E—材料的弹性模量，Q235为E=206*103 MPa

I Z --材料的截面惯性矩

对125*125*6.5*9型钢的梁惯性矩I z= 824.77*104 mm4

实际挠度Y L= -(12258*28203*28203)/（3*206*103* 824.8*104*56403）= -8 mm

由于实际挠度Y L ≤许用挠度[Y L]=8.05 mm

所以结构件刚性校核合乎要求。

四、立柱与横梁螺栓连接设计计算

立柱与横梁连接为：螺栓GB/T5782-2000 M12*45，性能等级8.8级。

多层平面移动立柱与横梁的连接在重载时载荷相同，载荷分别有受轴向载荷紧螺栓连接8颗，受横向载荷紧螺栓连接4颗，且每组螺栓的每颗螺栓可视为所受力均匀分布。

受轴向载荷紧螺栓连接8颗为：螺栓GB/T5780-2000 M12*45，性能等级4.8级。

受横向载荷紧螺栓连接4颗为：螺栓GB/T5780-2000 M12*45，性能等级8.8级。

重载时12颗螺栓所受总载荷F总=6860+544=7404N

经连接板所能承受载荷分析：

受轴向载荷受1178N和横向载荷6226N分布，受轴向载荷的平均每颗螺栓载荷为：F轴=1178/8=147.25N；受横向载荷的平均每颗螺栓载荷为：F横=6226/4=1556.5 N

1、受轴向载荷紧螺栓连接计算公式为：σ=1.3 F轴/（π/4*d12）≤[σ]

σ=1.3*147.25/（π/4*10.1062）=2.39 MPa

查机械设计手册第五板 [σ]= σS/S S=320/3=106.67 MPa

M12螺栓 [σ]≥σ故符合要求。

2、受横向载荷紧螺栓连接计算公式为：σ=1.3 F P/（π/4*d12）≤[σ]

其中F P=K f F横/（mf）=1.2*1556.5/（1*0.16）=11673.75 N

σ=1.3*11673.75/（π/4*10.1062）=189.2 MPa

查机械设计手册第五板 [σ]= σS/S S=640/3=213.33 MPa

M12螺栓 [σ]≥σ故符合要求

五、焊接连接计算

当焊缝承受复合应力时，对接焊缝的强度σH按下式计算：

σH=（σ2+2τ2）1/2≤[σH]

[σH]-- 焊缝的许用应力（见下表）

焊缝的许用应力

表中[σ]为结构件材料的基本许用应力。这里Q235钢板σs/σb ＜0.7，则：拉伸、压缩、弯曲许用应力[σ]I为：[σ]I=σs/1.5

剪切许用应力[τ]I为：[τ]I=[σ]I/3

端面承压许用应力[σcd]I为：[σcd]I=1.5[σ]I

下面计算焊接应力，中间立柱的固定架受力最大，其筋板处为双面连续焊（见下图），

承受纵向剪力，根据前面（二）的计算，

剪应力τ=F/A

剪力大小F为：

F= 钢构分摊重量+车辆分摊重量=（29000/4+2300*9/4）/2=6987.5*9.8=68477.5 N 受剪面的面积A为：A=B*H*2

B—焊缝长度 B=200+110=330MM

H—焊缝高度

查表得对10MM厚钢板焊缝高度H=4—6MM，取H=4MM

A=2*330*4 =2640MM2

剪应力τ=F/A =68477.5/2640=25.94 Mpa

剪切基本许用应力[τ]I为：

[τ]I=[σ]I/31/2 =σs/1.5/31/2 =235/1.5/31/2 =90.5 Mpa

焊缝的许用剪切应力[τH] = 0.8[τ]I / 21/2= 0.8*90.5/1.414 = 51.2 Mpa

焊缝的剪应力τ小于焊缝的许用剪切应力[τH]且倍率为51.2/25.94=1.97

故焊缝校核合乎要求。

第三部分电气设计说明

一、电气概述

为保障PSH升降横移立体停车设备的安全稳定运行，本产品电气设计遵循的规范如下：

《通用用电设备配电设计规范GB50055—93》

《爆炸和火灾危险环境电力装置设计规范GB 50058-92》

《建设工程施工现场供用电安全规范GB 50194-93》

《电力工程电缆设计规范GB 50217-94》

《地下建筑照明设计标准CECS45∶92》

二、系统设计的主要内容

（ 1 ）控制系统设计的技术条件：为节约系统元件，系统在同一时刻所有电机只能做一方向转动。

（ 2 ）电动机：提升电机采用SEW公司电机和减速机：K97DV160M4;行走采用SEW公司电机和减速机：S57DT80N4；横移采用仲益公司电机和减速机JNAP-22DX 1HP。

（ 3 ）PLC 的型号：采用三菱FX1N-60MR，外加FX0N－8ERY；

（ 4 ）PLC的输入采用矩阵输入方式，这样可以比较大的节约PLC输入点数，减少外部器件，保障系统的可靠性；

（ 5 ）系统按标准设置了相序、过热、过流保护；

（ 6 ）人机界面的设计：面板上设置有：电源、运行、故障指示灯。按键包括左移、右移，上翻滚，下翻滚，确认，复位灯，另有急停和运行开关。

电气系统设计包括：动力系统、控制系统、安全防护系统、照明系统、防雷接地系统等

动力系统：本设备采用主要负荷有：升降电机共2台15KW；行走电机2.2 KW，共9台；横移电机0.75 KW，共190台；根据产品的运行模式，同时运行的负荷为33.7KW, 即产品作升降操作时为产品的最大负荷。考虑到负荷余量以及照明、控制系统本身的负荷消耗，产品的实际总负荷设计为：≤35 KW。

控制系统：本控制系统采用PLC控制，操作装置应有紧急停止开关，断开动力及控制电源，其按钮应为红色，必须手动复位。但不应切断电源插座、照明、通风、消防和警报电路的电源。

安全防护系统：电气上保证系统接地的可靠性，过流，过压，相序，过热等，产品关键传感器采用多级防护。前端采用光电开关检测误入等。应有短路、欠压、过压保护、零电位保护、相序保护。

照明系统：为方便设备的使用，系统配置了照明系统。

接地防雷：为保障系统的安全运行，以及室外露天的使用情况，系统设备的横梁均接地，做防雷。

三、系统设计的基本步骤

可编程控制器应用系统设计与调试的主要步骤，如图 1 所示。

图 1 可编程控制器应用系统设计与调试的主要步骤