郭聯(lián)金 張偉文 李會玲 林冰華

（1.東莞職業(yè)技術學院 智能制造學院，東莞 523808；2.廣東偉創(chuàng)五洋智能設備有限公司，東莞 523662）

近年來城鄉(xiāng)居民汽車保有量增加迅猛，交通擁堵和停車難的問題成為很多地方的頑疾。垂直循環(huán)立體停車庫因其占地小、投入小、建設快而得到大面積推廣。垂直循環(huán)式立體停車庫是載車托架通過鏈傳動在豎直方向上做循環(huán)運動以實現(xiàn)存車和取車的設備。它的基本結構為鋼構框架、動力裝置、傳動系統(tǒng)、電控系統(tǒng)及其他輔助結構[1]。目前，很多企業(yè)仍采用傳統(tǒng)的機械產品設計研發(fā)方式，依靠工程經驗、公式計算和樣機測試獲得實驗數(shù)據(jù)，經過反復修改才能設計出機械零部件，并組裝、搭建成車庫產品和投入市場使用，存在停車設備研發(fā)周期長、技術創(chuàng)新性不足以及材料浪費多等問題[2]。

計算機有限元法分析利用計算機對任意形狀的復雜幾何體進行“離散逼近”的高效處理，通過“化簡為繁”以獲取外力作用下變形體的應力、形變等力學特征和結構性能[3]，為停車庫的結構設計與優(yōu)化改進提供了科學手段，可避免傳統(tǒng)工程設計的盲目性[4]。傳動系統(tǒng)的部件設計對于車庫的受力強度、運行穩(wěn)定性、安全性及效率至關重要。本文主要采用有限元分析方法，對垂直循環(huán)立體車庫的關鍵部件鏈板、T 鏈輪、槽輪進行建模和靜態(tài)受力分析，提出傳動系統(tǒng)的改進設計方案。

1 車庫傳動系統(tǒng)的組成及原理

垂直循環(huán)立體停車庫普遍采用由非標部件構成的獨特鏈傳動方式。傳動系統(tǒng)由交流電機驅動，通過齒輪減速機構和傳動鏈條帶動一對大小鏈輪轉動，如 圖1 所示。槽輪在與其同軸相連的大鏈輪的帶動下，不斷嵌入和撥動主提升鏈條上的銷軸，使主提升鏈條帶動T 鏈板循環(huán)往復運動，牽引著與T 鏈板固定的存取車架（載車吊籃）在垂直平面內沿預設軌道做升降運動。圖2 為7 層12 車位垂直循環(huán)停車設備主提升鏈條的結構圖。從圖3 鏈傳動結構的示意圖可知，由于鏈傳動的多邊形效應，槽輪在轉動時槽孔與鏈節(jié)切入嚙合處，銷軸、滾子及套筒等結構會受到沖擊，容易產生疲勞破損和裂紋。槽輪的齒數(shù)與鏈傳動的速度相關，齒數(shù)少，鏈速不均勻[5]；齒數(shù)過多，易造成受力強度不足。鏈板的節(jié)距大，產生的沖擊力也增大；節(jié)距過小，則難以承受偏載和滿載時的負荷。因此，各傳動部件的合理設計對鏈傳動乃至整個提升系統(tǒng)的工作平穩(wěn)、高效運行影響極大。

垂直循環(huán)停車庫的運行形式為低速鏈傳動，重載工況下其失效位置多發(fā)生于承受靜拉力的鏈條鏈板上，如鏈板或銷軸斷裂，滾子及套筒磨損等。根據(jù)當前常見中小型轎車的類型和參數(shù)，設定相關設計數(shù)據(jù)如下：車身長≤5 m，車寬≤1.9 m，車高≤1.6 m，車質量≤2 000 kg，車輛輪距為1.2 ～1.6 m，軸距為2.1 ～2.8 m。車庫單個存車托架自身質量為150 kg，滿載時提升鏈條的承重為 （2 000+150）×12×9.8=252 084 N，極限偏載時提升鏈條的承重為（2 000+150）×6×9.8=126 420 N，勻速運行速度為8 m·min-1。

2 傳動系統(tǒng)關鍵部件分析

2.1 銷軸的設計與受力分析

對鏈條銷軸的尺寸進行設計。在提升存取車架過程中，銷軸受到與其連接的兩塊鏈板的作用力，主要為剪切應力。若銷軸的最大剪切應力大于其許用剪切應力，則銷軸易發(fā)生剪切斷裂。為此，必須先對其進行受力計算及分析，繼而設計鏈板、槽輪等其他關聯(lián)結構。考慮調質后的40Cr 合金鋼綜合性能良好，具有可承受重載、低沖擊且具有耐磨性等特點，可作為銷軸材料。40Cr 的許用剪切應力為211 MPa。銷軸承受的最大剪切應力應小于許用剪切應力τmax。設直徑為d，最大剪力為Fs，即車庫處于極限偏載時的重力取130 000 N，取安全系數(shù)s為2.5。則由式（1）和式（2）可求得銷軸的最小直徑為44 mm，在此取45 mm。

2.2 銷孔鏈板的設計與受力分析

當車庫滿載即12 個存取車架全部裝載車輛時，主提升鏈條受到的拉力最大，故在設計時主要分析滿載工況下鏈條承受的牽引力與重力，計算鏈板的等效應力和應變。鏈板全部采用非標500 mm 長節(jié)距，尺寸為610 mm×110 mm×19 mm，材質為35CrMo 的合金鋼板，密度為7.85 g·cm-3，抗拉強度為980 MPa， 屈服強度為835 MPa，彈性模量為2.13×1011，泊松比為0.286。銷軸鏈板的尺寸設計如圖4（a）所示。對鏈板模型添加材料、約束條件及載荷，劃分網格（鏈板孔及相鄰區(qū)域劃分得更小），進行有限元計算及分析，由此得到鏈板受到的最大應力為407 MPa，位于鏈板與銷軸的接觸面區(qū)域，安全系數(shù)為2.05，高于常用安全系數(shù)1.5，最大位移為0.046 mm（如圖4（b）所示），最大等效應變?yōu)?.001 57，均在規(guī)定范圍內，故鏈板滿足工作強度要求。

2.3 槽輪的受力分析與改進

鏈輪通過傳動軸驅動槽輪旋轉，槽輪的4 個徑向槽在轉動過程中不斷與導軌鏈條上的銷軸嵌入和脫離，通過槽孔內接觸面的擺動推移帶動提升鏈條在導軌內循環(huán)往復運動。因存車托架在整體框架的左右側對稱分布，前后提升鏈條同時工作，在偏載工況時槽輪需要克服的載荷最大。因最大偏載載荷為130 000 N，鏈條銷軸直徑為45 mm，按照齒輪尺寸關系公式計算槽輪的厚度為鏈條銷軸的1.5 倍，即 60 mm。采用有限元對槽輪三維模型進行靜力學分析，材料選型45#鋼，密度設為7 890 kg·m-3，屈服強度為355 MPa，彈性模量為209 GPa，泊松比為0.269。使槽輪內孔固定，在下側兩個相鄰槽孔的受力面上逆時針施加垂直曲面的作用力130 000 N。將不受力的兩個上側輪片網格劃分為一般精度，在受力面附近區(qū)域的網格劃分為精細，然后進行求解，結果如圖5 所示。槽輪與鏈條銷軸作用的最大應力為149.5 MPa，最小安全系數(shù)為2.4，位于槽孔最小半徑內圓周處，小于材料屈服強度。最大剛度變形位移為0.3 mm，應變值為5.45×10-4，位于槽孔邊緣。形變及位移相對整體尺寸非常小，且在標準規(guī)定范圍內，故槽輪的結構及尺寸滿足設計要求。

2.4 T 鏈板的設計與受力分析

T 鏈板用于連接各車位的存車托架，結構模型如圖6（a）所示。它在運行過程中主要承受單個存車架和車輛的重力。隨著提升鏈條停留位置的不同的變化，其受力情況發(fā)生變化。當處于頂部、底部及兩側位置時，變化較大。存放車輛時，存車架作用于T 鏈板上的拉力為2 150 kgf，做有限元分析時取2 500 kgf，采用Q345 鋼材，材料屈服點為345 MPa，抗拉強度為490 ～620 MPa。圖6（b）為T 鏈板與存車托架連接處運行至車庫底部時的靜應力分析結果?？梢?，T 鏈板的最大等效應力為169.6 MPa，遠小于材料的抗拉強度，安全系數(shù)為2.03，大于常用安全系數(shù)1.5，最大等效應變?yōu)?.001 3，滿足使用性能要求。

3 車庫運行情況與討論

經計算和有限元校核，驗證了所設計的鏈傳動關鍵部件符合在最大負載下的強度要求，并以此設計為基礎，研發(fā)如圖7 所示的垂直循環(huán)車庫。需要說明的是，上述分析僅對車庫部件在靜態(tài)受力情況下進行簡化分析。在實際運行時，車庫以不同速度、不同工況運行至循環(huán)提升系統(tǒng)的不同位置時，各部件的受力情況較為復雜。如存取時車架運動至車庫底部的弧線導軌，由于運動軌跡的改變容易導致載車托架產生較大晃動，需要對裝配體進行運動仿真與模態(tài)分析，以減少切換沖擊。由于傳動系統(tǒng)長期處于低速、重載工況下作業(yè)，在循環(huán)應力作用下，應進一步研究各部件的疲勞壽命。

4 結語

垂直循環(huán)立體車庫采用鏈傳動方式，運行速度低，沖擊小，傳動力矩較為固定，平穩(wěn)性良好。本文建立了7 層12 車位垂直循環(huán)停車庫的虛擬樣機模型，并對傳動系統(tǒng)的關鍵部件進行了設計和受力分析，采用計算機有限元分析方法對鏈板、槽輪、T 鏈板進行了強度校核。結果表明，所設計的部件均滿足強度要求，為車庫的結構設計提供了理論參考。由于車庫在不同工況運行時受力復雜，后續(xù)須進行動態(tài)受力分析。此外，整體設備運行時還涉及到存車托架之間的運動干涉、鋼結構框架的靜態(tài)與動態(tài)受力分析以及安全評估等問題，有待后續(xù)進一步研究。