畢業(yè)設計---雙柱機械式汽車舉升機設計

1、<p>　　雙柱機械式汽車舉升機設計</p><p><b>　　【摘 要】</b></p><p>　　雙柱機械式汽車舉升機，它包括兩個眶形舉升柱，兩個垂直滑動在該眶形舉升柱上的升降滑架，兩個托臂和兩個軌道式托板，其特征在于所述眶形舉升柱是由結構在下部的底板升底梁升矩形齒輪箱及矩齒輪箱兩側(cè)短邊向上延伸的方形導柱連接上部的橫梁構成的整體；所述眶形舉升柱下面

2、的矩形齒輪箱其中一個是安裝電動機的驅(qū)動箱；而所述升降滑架是由兩個平行固定在其上的托臂穿過所述軌道式托板上滑套的孔位相互連接。</p><p>　　關鍵詞： 滑動螺旋副；導軌；絲杠；制動器；組合開關 ；</p><p>　　【Abstract】</p><p>　　Double-column mechanical vehicle lift, which consist

3、s of two orbital-shaped lifting column, the two vertical slip in the shape of the orbital movements of Sliding lifting column, two arms and two track-type care pallet, characterized Lifting column orbital shape is descri

4、bed by the structure of the lower floor in the end beam l l rectangular gear box gear box and the moment the short side upward on both sides of the square top of the beam column connection guide the overall composition;

5、describe</p><p>　　Keywords ：Slip ；Screw guide ；screw brake ；combination ； switch；</p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　第一章 緒 論1</p><p>　　1.1 研究背景1</p>

6、<p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀1</p><p>　　1.3 設計主要內(nèi)容及步驟2</p><p>　　1.4 設計的目的和意義2</p><p>　　第二章 總體結構設計2</p><p>　　2.1 尺寸和結構2</p><p>　　2.2 傳動路線的設計3</p>

7、<p>　　2.3 同步裝置的選擇4</p><p>　　2.4電機的選擇4</p><p>　　第三章 立柱與托臂的設計6</p><p>　　3.1 立柱的校核計算6</p><p>　　3.2 托臂的校核9</p><p>　　3.3 聯(lián)接件的計算與校核11</p>

8、;<p>　　第四章 傳動系統(tǒng)的設計12</p><p>　　4.1 螺旋傳動的設計12</p><p>　　4.2 鏈傳動的選擇21</p><p>　　4.3 帶傳動的選擇25</p><p>　　第五章 結論與建議29</p><p>　　5.1 結論29</p>

9、<p>　　5.2 建議29</p><p><b>　　參考文獻30</b></p><p><b>　　致 謝31</b></p><p><b>　　附 錄31</b></p><p><b>　　第一章 緒 論</b>

10、;</p><p><b>　　1.1 研究背景</b></p><p>　　隨著我國汽車深入家庭，汽車維修業(yè)也迎來了一個高峰期，而隨之對汽車舉升機的需求也日益增加，因為它是大多數(shù)汽車修理車間的常用設備。然而現(xiàn)在國內(nèi)市場上具有一定生產(chǎn)規(guī)模和自主產(chǎn)權的汽車舉升機廠家很少，對舉升機的研究工作還很欠缺，因此對汽車舉升機的設計很有現(xiàn)實的意義。</p><

11、p>　　1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀</p><p>　　1.2.1 舉升機的分類</p><p>　　我國的汽車舉升機是20世紀80年代依據(jù)國外的產(chǎn)品技術生產(chǎn)的，由于移動和拆裝方便，也便于維修中小型汽車，逐漸代替了以前維修汽車通用的“地溝”模式。汽車舉升機產(chǎn)品種類較多：</p><p>　　按提升動力來分：有液壓和機械兩種形式。</p><

12、p>　　按結構類型來分：有單柱式、雙柱式、四柱式和剪式。</p><p>　　1.2.2 舉升機的優(yōu)缺點分析</p><p>　　機械式舉升機的特點：同步性好，但機械維護成本高（換銅螺母及軸承）。機械連接可以是鋼絲繩或鏈條，這樣設計有一個缺點：如果鋼絲繩或者鏈條在工作中伸長了，從而導致升降時拖架的移動不能同步。</p><p>　　液壓式舉升機的特點：維護成

13、本低，單缸同步性好，但雙缸同步性較差。液壓式又分單缸和雙缸式，單缸也分兩種：老單缸和新單缸，雙缸分龍門式和無地板式。單缸同步性雖很好，但油缸機械式地連接在對面立柱的托架上。</p><p>　　雙柱式液壓舉升機的特點：液壓舉升，維修少。質(zhì)量穩(wěn)定，下降時需要兩邊拉開保險才能下降。油缸置下部占用下面的空間。</p><p>　　四柱式舉升機的特點：四柱式在具有雙柱式液壓舉升機的特點的同時還可以

14、實現(xiàn)四輪定位的檢測，安裝升舉更加的方便，中大型的修理場有廣泛的應用。</p><p>　　1.3 設計主要內(nèi)容及步驟 </p><p>　　1.3.1 舉升機總體結構的設計。</p><p>　　根據(jù)承載能力及通常車輛的尺寸，設計出總體框架的大小</p><p>　　1.3.2 舉升機傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設計。</p>

15、<p>　　主要考慮電機，以電機為基礎進行傳動系統(tǒng)初始條件的設計，并對螺旋傳動中的絲杠螺母進行急停裝置和安全保險裝置的設計 </p><p>　　1.3.3 舉升系統(tǒng)零部件的設計</p><p>　　對立柱，托臂以及連接裝置進行設計計算 </p><p>　　1.4 設計的目的和意義</p><p>　　1.4.1 設計的

16、目的</p><p>　　通過進行全面的設計計算，來研制出一種適用型，經(jīng)濟型的機械式雙柱舉升機，它在舉升車輛的應用范圍上以及在維修廠的工作環(huán)境上得到優(yōu)化設計。</p><p>　　1.4.2 設計的意義</p><p>　　通過對舉升機全面系統(tǒng)的設計計算，對了解舉升機的構造和傳動進行了深入的探討，對人們了解舉升機，應用舉升機以及以后的改進工作都有很高的現(xiàn)實意義。

17、 </p><p>　　第二章 總體結構設計</p><p>　　2.1 尺寸和結構</p><p>　　本機由立柱、滑套、底座三大部分組成。</p><p>　　對舉升機整體尺寸的設計使其滿足汽車在舉升機上的停放并且對汽車修理時，與修理工不發(fā)生沖突妨礙修理。</p><p><b>　　具體尺寸如表2

18、—1</b></p><p><b>　　2.1.1 立柱</b></p><p>　　為一方式空心焊接結構、電動機和皮帶傳動固定在立柱上端，傳動絲杠固定在立柱上下端的軸承座內(nèi)。</p><p><b>　　2.1.2 滑套</b></p><p>　　與傳動螺母連接并帶動托架上下運

19、動;滑套內(nèi)裝有主滾輪，導間輪，承受升降過程中產(chǎn)生的側(cè)向力并起導向作用。</p><p><b>　　2.1.3 底座</b></p><p>　　左右兩立柱安裝在底座上;底座用地腳螺柱固定在地基礎上;在底座內(nèi)設有鏈</p><p><b>　　傳動及其張緊裝置。</b></p><p>　　2.2

20、 傳動路線的設計</p><p>　　圖2-2 舉升機傳動原理圖</p><p>　　1.副絲桿 2.副立柱升降滑架 3.9主螺母 4. 7副螺母 5.鏈輪 6.鏈條 8.主立柱升降滑架 10.電動機 11.13帶輪 12皮帶 14主絲杠</p><p>　　舉升機一般常見的傳動路線有液壓傳動和機械傳動。</p><p&

21、gt;　　液壓傳動，具有平穩(wěn)，噪音低，易于防止過載的優(yōu)點。但液壓元件與油缸有拍對運動，雖對零件加工面的加工精度要求較高，但仍不可避免地會造成油液泄漏.使場地及人身造成污染，檢修時有諸多不便，泄漏還會造成轎車在舉升中兩邊四個支點處不平衡狀態(tài)，因而必須另設安全保險裝置。</p><p>　　機械傳動安全可靠，結構簡單，零件加工精度低，安裝維修方便，成本較低。使用壽命相對較短，但隨著技術的改進，這個缺點也在得到逐步的改

22、善。</p><p>　　綜上所述，結合現(xiàn)有國內(nèi)外液壓，機械傳動(含鋼絲繩傳動)的各種舉升機使用情況，我設計選用機械傳動。</p><p>　　傳動路線為：電動機——皮帶傳動——主螺旋副傳動——鏈傳動——副螺旋副傳動形式。（見圖2-2）</p><p>　　2.3 同步裝置的選擇</p><p>　　舉升機左右兩立柱上的四個托架(與滑套相聯(lián)

23、接)，必須保證同步升降。目前采用的結構形式有三種:</p><p>　　第一種是螺旋副——錐齒輪——長軸——錐齒輪——螺旋副機械傳動結構。這種剛性聯(lián)接方式，同步性好，但結構復雜，長軸雖可采用無縫鋼管與短軸頭焊接辦法替代，但自重仍較大.</p><p>　　第二種是選用外轉(zhuǎn)性相近的兩個電動機與加工精度相近的在裝配時進行調(diào)整選配的兩個螺旋副.分別驅(qū)動的傳動結構。</p><

24、p>　　第三種是本人設計采用的鏈傳動結構。同步性可靠，結構簡單，自重小，結構安全可靠傳動效率較高，但需設置調(diào)整方便的鏈傳動的張緊裝置。</p><p><b>　　電機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結構形式的選擇</p><p>　　按照工作要求和工作條件，又要考慮經(jīng)濟性和可維護性，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異

25、步電動機，根據(jù)整機結構布置，采用臥式封閉結構</p><p><b>　　電動機容量計算</b></p><p>　　電動機容量僅考慮功率即可</p><p><b>　　功率 P=A/t</b></p><p>　　式中：A為工作所需的總能量，t為工作時間</p><p>

26、　　代入數(shù)據(jù)得P=mgh/t=3000*10*1.9/(50*1000)=1.14kw</p><p>　　電動機功率PL=P/η</p><p>　　其中,傳動裝置的總效率</p><p>　　η=η1η22η3η4 =0.95*0.982*0.55*0.94=0.47</p><p>　　η1為帶傳動的效率.取0.95</p>

27、<p>　　η2為軸承的效率,取0.98</p><p>　　η3為絲杠傳動的效率,取0.55</p><p>　　η4為鏈傳動的效率,取0.94</p><p>　　所以PL=1.14/0.47=2.4</p><p>　　考慮到啟動制動的影響，電動機功率</p><p>　　PN≧1.1*PL=1.1

28、*2.4=2.64 KW</p><p>　　環(huán)境溫度小于400C，不需要修正，所以，最終選擇電動機的功率為3 KW</p><p>　　通過《機械設計手冊（軟件版）》查詢所需電機為: </p><p>　　額定功率 （Kw） 3</p><p>　　轉(zhuǎn)速 （r/min） 1440</p>

29、<p>　　電壓 （V） 380</p><p>　　額定電流 （A） 7</p><p>　　最大長度 （mm） 380</p><p>　　最大寬度 （mm） 283</p><p>　　最大高度 （mm） 245</p><p

30、>　?。?）電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇</p><p>　　舉升機工作轉(zhuǎn)速一般，故選擇常用的電機額定轉(zhuǎn)速</p><p>　　n1=1440 r/min</p><p>　　2.4.1 舉升行程H</p><p>　　舉升行程H是指舉升機能將汽車舉升的有效行程。n舉升行程與維修人員身高有關，根據(jù)我國不同地區(qū)，男女性別的差異，最大舉升高度可按1

31、.5m，1.65m，1.75m考慮。本人設計選用舉升行程1.75m。</p><p>　　2.4.2 升降速度</p><p>　　升降速度的快慢.直接影響生產(chǎn)率高低電動機功率大小，操作運行中安全以及機構布置等。現(xiàn)在的舉升機的舉升速度一般在1—3m之間，設計選擇的舉升速度為2.1m/min。</p><p>　　第三章 立柱與托臂的設計</p>&

32、lt;p>　　3.1 立柱的校核計算</p><p>　　圖3-1 主立柱受力示意圖</p><p>　　3.1.1 立柱的強度校核</p><p>　　3.1.1.1 校核正應力強度</p><p>　　σMAX=Mmax/W (3-1）

33、 </p><p><b>　　=MC/W</b></p><p>　　=2748272.1×0.1/253.83=1082.72Kg cm2</p><p>　　許用應力選: [σ]=541×100/(9.8×5)=1102.04Kg/cm2</p><p&g

34、t;　　σmax<[σ],滿足強度條件。</p><p>　　3.1.1.2 校核剪應力強度</p><p>　　τmax=QmaxS/(ＩZB)=QC/(ＩZB/S) (3-2)</p><p>　　=5234.804Kg/(16.436×28.2cm)=11.294Kg/cm2</p><p>　　選σS=2

35、35MPa,而許用應力[τ]=235×1009.8×5=479.59Kg/cm2,</p><p>　　τmax<[τ],滿足強度條件。</p><p>　　圖3-2 立柱結構圖</p><p>　　3.1.1.3 折算應力強度校核</p><p>　　主立柱橫截面上的最大正應力σmax產(chǎn)生在離中性軸最遠的邊緣處

36、,而最大剪應力τmax則產(chǎn)生在中性軸上,雖然通過上面的校核說明在這兩處的強度都是滿足要求的,但是因為在截面C處,M和Q都具有最大值,正應力和剪應力都比較大,因此這里的主應力就比較大,有必要根據(jù)適當?shù)膹姸壤碚撨M行折算應力校核,取該截面邊緣處某點Ｋ進行計算:</p><p>　　σX=MY/Ｉ (3-3a)</p><p>　　=2748272

37、15;0.1×11.0881/2814.519=1082.71Kg cm2 </p><p>　　τX=QS/ＩB (3-3b)</p><p>　　=5234.804×171.24/(2814.519×28.2)=11.29Kg /cm2</p><p>　　τY=-τX

38、 (3-3c)</p><p>　　圖3-3 在點K處取出的單元體受力情況示意圖</p><p>　　在點Ｋ處取出的單元體受力情況如圖8。由于點Ｋ處在復雜應力狀態(tài),立柱材料采用的30鋼是塑性材料,可以采用第四強度理論[4],將σX,σX的數(shù)值代入,用統(tǒng)計平均剪應力理論對此應力狀態(tài)建立的強度條件為:</p><p>　　σｊ=(σ2+3τ2)

39、-2 ≤[σ] (3-4)</p><p>　　所以,σｊ=(082.712+3×11.292)-2=1082 kg/ cm2<[σ]=1102 kg/cm2,按第四強度理論所算得的折算應力也滿足許用強度的要求。</p><p>　　3.1.2 普通式雙柱舉升機的剛度分析與驗算</p><p>　　3.1.2.1 主立

40、柱的剛度分析與計算</p><p>　　用迭加法進行剛度計算[3],彈性模量E取201GPa=20.1×106N/cm2。</p><p>　　經(jīng)計算,由F1引起的撓度(向內(nèi)彎)為:FA1=4.7cm;由F2引起的撓度(向外彎)為:FA2=3.2cm;由M引起的撓度(向外彎)為:FW=0.086cm,此值很小,可忽略不計。立柱實際向內(nèi)彎的撓度FA=FA1+FA2=4.7-3.2=

41、1.5cm。</p><p>　　3.1.2.2 從托臂處考慮撓度情況</p><p>　　3-4 滑臺部件受力示意圖</p><p>　　托臂亦相當于一個懸臂梁,端部受力P=2066 kg,托臂部件由大臂和小臂組成,將大臂和小臂分別考慮:</p><p>　　小臂端部受力P,按懸臂粱公式計算,得到小臂端部處撓度為:</p>

42、<p>　　f1=0.1799cm。 (3-5)</p><p>　　大臂經(jīng)受力分析,大臂端部受一個力P=2066.37Kg和一個彎矩M=2066.37×70=144645.9Kgcm,大臂端部處由P和M引起的撓度分別為:</p><p>　　Fp=0.361cm (3-6a)<

43、/p><p>　　Fm=0.542cm (3-6b)</p><p>　　所以,托臂處因載荷引起的撓度為:</p><p>　　F載荷=F1+FP+FM=0.179+0.361+0.542=1.082cm。 (3-7)</p><p>　　因托臂的大小臂之間有1mm間隙,由此產(chǎn)生撓度:&l

44、t;/p><p>　　F間隙=1.864mm。</p><p>　　主立柱的彎曲撓度使滑臺產(chǎn)生轉(zhuǎn)動,滑臺的轉(zhuǎn)動又使托臂有一定的下沉量,經(jīng)計算,此值大小為:</p><p>　　F轉(zhuǎn)動=26.325mm</p><p>　　故托臂端部總下沉量:</p><p>　　F總=F載荷+F間隙+F轉(zhuǎn)動=

45、(3-8)</p><p>　　2.633+1.864+1.082=5.57≈5.6cm<6cm。</p><p>　　在舉升機行業(yè)標準中,此值滿足距立柱最遠點的托臂支承面下沉量要求。</p><p>　　3.2 托臂的校核</p><p>　　圖3-5 托臂的結構圖</p><p>　　3.2.1 托臂截

46、面形心和中心軸</p><p><b>　　已知條件：</b></p><p>　　外正方形的邊長 a = 10cm</p><p>　　內(nèi)正方形的邊長 b = 8.8cm</p><p><b>　　根據(jù)下列相關公式：</b></p><p>　　截面面積: S=a2-

47、b2 (3-9)</p><p>　　慣性矩：Ix=Iy=a4-b4 (3-10)</p><p>　　抗彎截面模數(shù)：Wx=(a4-b4)/6a (3-11)</p><p>　　Wx1=0.1179*(a4-b4)/a

48、 (3-12)</p><p>　　重心s到相應邊距離：ex=a/2 ex1=a/ (3-13)</p><p>　　慣性半徑:i= / (3-14)</p><p>　　代入上述數(shù)據(jù)得計算結果：</p><p>　　正方環(huán)形截面的面積A = 22.

49、56 平方厘米</p><p>　　正方環(huán)形截面的慣性矩I=333.59cm4</p><p>　　對x軸的抗彎截面模數(shù)We=66.72cm3 </p><p>　　對x1軸的抗彎截面模數(shù)Wx1=47.2cm3 </p><p>　　重心S到x邊的距離 ex=5cm </p><p>　　重心S到x1邊的距離 ex1

50、=7.07cm </p><p>　　正方環(huán)形截面的慣性半徑 I=3.85cm</p><p>　　3.2.2 托臂看作靜載荷下的懸臂梁，進行內(nèi)力分析。</p><p><b>　　已知條件：</b></p><p>　　懸臂梁總長 I = 1.17m</p><p>　　集中載荷

51、 P = 7000N</p><p>　　彈性模量 E = 196GPa</p><p>　　截面的軸慣性矩 I = 0.0000033359 m4</p><p><b>　　根據(jù)下列相關公式：</b></p><p>　　RB=P ； MB=-Pl ；</p><p&g

52、t;　　Qx＝-P ； Mx=-Px ；</p><p>　　fA＝Pl3/3EI ； QA=-Pl2/2EI</p><p>　　帶入相關數(shù)據(jù)得計算結果：</p><p>　　懸臂梁一的危險截面B處的: </p><p>　　支座反力 Rb = 7000N</p><p>　　反力矩 Mb = -8190

53、N·m</p><p>　　最大剪力 Qb = -7000N</p><p>　　最大撓度 fa = 5.715*10-3m</p><p>　　最大轉(zhuǎn)角θa =(-7.327*10-3)° </p><p>　　3.2.3 托臂的校核</p><p>　　前面計算已得到

54、Ｉ=333.59cm2</p><p>　　對x軸的抗彎截面模數(shù) Wx=66.72cm3</p><p>　　對x1軸的抗彎截面模數(shù) Wx1=47.2cm2</p><p>　　截面上半部分靜矩 S=112.8cm3,I/S=333.59/112.8=3mm</p><p>　　3.2.3.1 校核

55、正應力強度</p><p>　　σmax=Mmax/ =Mc/ Wx1=8190m/47.2cm3 = 173.517MPa　 (3-15)</p><p>　　許用應力選:[σ]>600MPa,σmax<[σ],滿足強度條件。</p><p>　　3.2.3.2 校核剪應力強度</p><p>　　τ=Q*S

56、/I(a-b)=7000Kg*112.8mm/3mm*(100-88) mm = 21.93MPa。 (3-16)</p><p>　　選:σS=235MPA,τ<[τ],滿足強度條件。</p><p>　　3.3 聯(lián)接件的計算與校核</p><p>　　舉升機系統(tǒng)中螺栓的使用，設計中主要的有兩種M10，M20，需要對其進行校核，以保證連接的可靠

57、性要求.</p><p>　　螺栓的材料選用優(yōu)質(zhì)碳素鋼</p><p><b>　　螺栓的預緊：</b></p><p>　　根據(jù)公式F0≤（0.6~0.7）δsA (3-17)</p><p>　　式中，δs——螺栓材料的屈服極限</p><p>　　A——螺栓

58、危險截面的面積A=∏d12/4</p><p>　　螺栓副間的摩擦力矩T≈0.2F0d</p><p><b>　　d-螺栓的公稱直徑</b></p><p><b>　　當d為10時，</b></p><p>　　σs/Mpa>=355 (3-18)</p&g

59、t;<p>　　根據(jù)公式計算得F<=16720.5N</p><p><b>　　當d為20時，</b></p><p>　　F0≤3.3441N (3-19)</p><p>　　100N的預緊力就可以滿足實際條件。</p><p>　　螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為：<

60、;/p><p>　　σp=F/d0Lmin≤[σp] (3-20)</p><p>　　式中,σp--許用應力，Lmin=1.25d0</p><p>　　螺栓的剪切強度條件為：</p><p>　　τ=4F/∏d2≤[τ] (3-21)</p>&

61、lt;p>　　受力最大F為10KN，</p><p>　　根據(jù)公式計算的σp=80MPa, τ=509.5 MPa，螺栓主要受擠壓，被剪斷的可能性很小,σs\Mpa≥355，滿足條件，所以螺栓螺母配合符合設計要求。</p><p>　　故d為20時同樣滿足聯(lián)接的需求，符合安全要求。</p><p>　　第四章 傳動系統(tǒng)的設計</p><p

62、>　　4.1 螺旋傳動的設計</p><p>　　滑動螺旋工作時，主要承受轉(zhuǎn)矩及軸向力的作用，同時在螺桿和螺母的旋合螺紋間有較大的相對滑動，其失效形式主要是螺紋磨損，因此，滑動螺旋的基本尺寸（即螺桿直徑和螺母高度）通常是根據(jù)耐磨性條件確定的，對于受力較大的傳力螺旋，還應該校核螺桿危險截面以及螺母螺紋牙的強度，以防止發(fā)生塑性變形或斷裂；對于要求自鎖的螺桿應該校核其自鎖性。</p><p&

63、gt;　　機械式汽車舉升機的主傳動實際上就是一種螺旋傳動。然而由于受以往設計主導思想的影響及材料選用的局限性，加之大多數(shù)汽車修理廠不注重對舉升機的保養(yǎng)與維護，不能按照行業(yè)標準所規(guī)定的舉升機在運行3000次的范圍內(nèi)更換工作螺母因此，時常發(fā)生舉升機在工作過程中的墜車事故，造成設備損壞和人員傷亡，分析其原因，絕大多數(shù)是由于舉升機工作螺母磨損所造成的。</p><p>　　圖4-1 絲杠螺母結構圖</p>

64、<p>　　為了保證自鎖性，機械式舉升機的絲桿一般都選用單頭梯形螺紋，螺旋副的摩擦性質(zhì)為滑動摩擦，如圖5-1所示其特點是結構簡單，便于制造，有利于自鎖，能保證舉升機在將汽車舉升到空中任意高度都可停頓，無需任何輔助支撐，工作人員便可在車下安全作業(yè)。其主要缺點是摩擦阻力大，傳動效率低(Ø<30%)，在重載運行的情況下發(fā)熱量高，不適于連續(xù)運行。然而汽車舉升機的舉升運動一般者為間隙式運動，即將汽車舉升到一定的高度，便

65、停止舉升汽車停在半空中，待修理作業(yè)結束后，再將汽車放下來，無需進行反復不停的升降運動，因此，絲桿不會出現(xiàn)溫升過高的現(xiàn)象 。</p><p>　　螺旋傳動初始條件的確定(見表4-1)</p><p>　　滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關，其中，最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺旋副間越容易形成過度磨損，因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要

66、是限制螺紋工作面上的壓力P ，使其小于材料的許用壓力【p】</p><p>　　按耐磨性條件，可以初步確定絲桿的直徑和螺母的高度。通過校核計算來證明絲桿的自鎖性、絲桿的強度、絲桿的穩(wěn)定性以及螺母螺牙的強度等均符合設計要求，亦符合國際同類標準的設計要求。</p><p>　　表4-1 初始條件的確定</p><p>　　4.1.2 設計過程</p>

67、<p>　?。?）確定中徑系數(shù)，可根據(jù)螺母形式選定，整體式螺母取ψ=1.2～2.5,剖分式螺母取ψ=2.5～3.5，對于該舉升機屬于整體式，本人采用的中徑系數(shù)ψ=1.80。</p><p>　　（2）由機械設計手冊可知用于校核的許用壓強[p]=15 MPa </p><p>　?。?）螺桿中徑的選擇可根據(jù)公式</p><p><b>　　令ψ=H

68、/ d2</b></p><p><b>　　得 </b></p><p><b>　　(4-1) </b></p><p>　　該公式可用于梯形螺紋(GB5796.1－86) 和矩形螺紋，還可以.用于30°鋸齒形螺紋。梯形螺紋、矩形螺紋可取，鋸齒形螺紋=0.65 </p>&l

69、t;p>　　代入上式得d2≥32</p><p><b>　　取d2為42</b></p><p>　?。?）螺距P可以和公稱直徑可同時選出</p><p>　　查機械設計手則，表3-4</p><p>　　可知 螺桿公稱直徑d為48mm，螺距P=8mm。</p><p>　　螺母高度H可

70、根據(jù)得出為86.4mm。</p><p>　　旋合圈數(shù)z可根據(jù)公式選定 (4-2)</p><p>　　經(jīng)計算的z=10.8，螺紋的工作高度h可根據(jù)公式h=0.5p 和 h=0.75p 確定</p><p>　　前者用于梯形螺紋(GB5796.1－86) 和矩形螺紋，后者用于30°鋸齒形螺紋</p><p>　　對于該設計則

71、選用前者，所得結論為h=4mm。</p><p>　?。?）工作壓強p可由確定</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)得</b></p><p><b>　　p=2.3 MPa</b></p><p>　　遠遠小于許用壓強15 MPa，故該結構穩(wěn)定。</p><p><b

72、>　?。?）自鎖性校核</b></p><p>　　因螺旋副要求自鎖，還應校核螺旋副是否滿足自鎖條件</p><p>　　即 ψ≤ψv (4-3)</p><p>　　式中ψ為螺紋升角；ψv為當量摩擦角;f為摩察系數(shù)</p><p>　　有機械設計手冊表5-12，取摩察系數(shù)f=0.1 α=300</p

73、><p><b>　　其中</b></p><p><b>　　=5.95</b></p><p><b>　　則ψ<ψv</b></p><p><b>　　滿足螺旋副自鎖條件</b></p><p>　?。?）驅(qū)動力矩T由公式

74、</p><p><b>　　(4-4a)</b></p><p>　　T1=F d2/2tan(ψ+ψv) (4-4b) </p><p><b>　　(4-4c)</b></p><p>　　式中，T1——螺紋力矩；T2——軸承摩擦力矩，</p><p&

75、gt;　　經(jīng)計算得出T=108.5N·m，</p><p>　?。?）螺桿以及螺母的計算</p><p>　　由機械設計課本表5-13</p><p>　　可查出螺栓材料的許用應力[σ]為94 MPa；螺母的許用彎曲應力 [σ]為50 MPa；螺母的許用剪切應力[τ]為35 MPa。</p><p>　　螺桿工作時承受軸向壓力F和

76、扭矩T的作用，螺桿危險截面上既有壓縮應力，又有切應力，因此，校核螺桿強度時，應根據(jù)第四強度理論求出危險截面的計算應力σ，其強度條件為</p><p><b>　　(4-5a)</b></p><p>　　其中T為傳遞扭矩N·mm，[σ]為螺桿材料的許用應力 MPa，</p><p>　　代入數(shù)據(jù)，計算可得出為σ=14.74 MPa&l

77、t;[σ]=94 MPa</p><p><b>　　符合強度要求</b></p><p><b>　　螺桿剪切強度由公式</b></p><p><b>　　(4-5b)</b></p><p>　　式中： [τ]——材料的許用切應力</p><p>

78、　　b ——螺紋牙根部的厚度，mm，對于梯形螺紋，b=0.65P=5.2</p><p>　　代入數(shù)據(jù)，得τ=2.36<[τ]= 35 MPa</p><p><b>　　符合條件</b></p><p>　　螺桿和螺母材料相同時, 只校核螺桿螺紋牙強度</p><p>　　螺桿的彎曲強度由公式</p>

79、;<p><b>　　(4-5c)</b></p><p>　　式中，[σ]b——材料的許用彎曲應力 MPa </p><p>　　h ——螺紋的工作高度 ，對于矩形和梯形螺紋，h=0.5P=4</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)</b></p><p>　　得σb=5.45<

80、[σ]b =50 MPa</p><p><b>　　符合條件</b></p><p>　　螺桿和螺母材料相同時, 只校核螺桿螺紋牙強度 </p><p>　　螺母的剪切強度τ可由公式</p><p><b>　　(4-5d)</b></p><p>　　式中，[τ]——材料

81、的許用切應力 MPa </p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)</b></p><p>　　得 τ=1.77<35 MPa</p><p><b>　　符合條件</b></p><p><b>　　螺母彎曲強度由公式</b></p><p><

82、b>　　(4-5e)</b></p><p><b>　　=2.78</b></p><p>　　式中[σ]b——材料的許用彎曲應力 MPa</p><p>　　（9）臨界載荷Fc的確定</p><p>　　根據(jù)螺桿的柔度λs值的大小，螺桿 的臨界載荷就選用不同的公式計算</p><

83、p>　　而 λs=μL/i</p><p>　　其中，μ——螺桿的長度系數(shù)，查表5—14，可知μ為0.50</p><p>　　L——螺桿的工作長度，mm，這里取1900</p><p>　　i——螺桿危險截面 的慣性半徑，mm，這里i= d1/4=9</p><p>　　則 λs =105.6>40</p>

84、<p>　　臨界載荷 （4-6a）</p><p>　　式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，MPa，E=2.06*105 MPa</p><p>　　I——螺桿危險截面的慣性矩，</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)，得</b></p><p>　　Fcr =185455 N

85、 （4-6b）</p><p><b>　　螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)</b></p><p><b>　　符合條件</b></p><p>　　(10)絲杠效率η可由公式</p><p><b>　　(4-7)</b></p><p>　　式中，(0.

86、95~0.99)——軸承效率,決定于軸承形式, 滑動軸承取小值軸向載荷與運動方向相反時取+號，經(jīng)計算得到絲杠的效率為0.55。</p><p>　　4.1.3 螺旋副尺寸參數(shù)設計結果(見表4-2)</p><p>　　表4-2 螺旋副尺寸參數(shù)</p><p>　　4.1.4 螺母的選用</p><p>　　由于舉升機的工作螺母是在低速重

87、載下進行工作，因此國內(nèi)傳統(tǒng)的設計方法都是選用青銅(如ZCuSnl0Pbl , ZCuAll0Fe3)作為螺母材料，形成青銅對鋼的摩擦副。要保證理想的使用效果，這對摩擦副必須保持在潤滑狀態(tài)下工作。但由于舉升機工作環(huán)境惡劣，大多數(shù)汽車修理廠不能明確專人使用和保養(yǎng)，不能保證絲桿螺母這對摩擦副在潤滑狀態(tài)下工作，因此，在失油的情況下，螺母磨損加劇，且時常伴有高達90dB的尖叫聲.故我選用新型的MC含油尼龍材料作螺母。</p><

88、;p>　　含油MC尼龍螺母的優(yōu)點為：在承載過程中的一定量壓縮變形，使整個螺母螺牙能全部承載，這樣有利于降低牙型的作用力，保證牙型的強度，形成均載，磨損均勻; MC尼龍螺母本身硬度低，對硬質(zhì)的塵粒具有很好的相容性，能更有效地保護絲桿，使絲桿幾乎不磨損。在運行過程中，MC尼龍螺母不會出現(xiàn)象青銅螺母對絲桿在失油狀態(tài)下的尖叫聲。并且選用MC含油鑄造尼龍螺母，有利于降低成本。</p><p>　　4.1.5 絲桿螺

89、母機構的安全性設計</p><p>　　4.1.5.1 副螺母設計</p><p>　　從上面的設計分析中可以看到，副螺母無論選用何種材料，如何進行設計校核計算，經(jīng)過一段時間使用后，承載的工作螺母還是會磨損，會造成升降滑架的脫落，從而導致設備，甚至人身傷亡事故的發(fā)生。為了防止這一事故的發(fā)生，故又設計了一個與主螺母(工作螺母)有一相對距離s的副螺母。此副螺母在舉升機正常工作時，雖隨同主螺母

90、升降，但不承受任何作用力，因而，不會隨同主螺母磨損。當主螺母完全磨損后，升降滑架將會隨同主螺母掉在副螺母上。因此，只要主、副螺母之間的距離s合適，副螺母有一定的厚度及足夠的抗沖擊強度，就能抵抗由升降滑架以及額定載荷下落時所產(chǎn)生的沖擊力。由于MC含油尼龍還具有較好的緩沖特性，因此，仍選用MC含油尼龍作為副螺母材料。 </p><p>　　4.1.5.2 急停裝置的設計</p>&

91、lt;p>　　增加副螺母緩沖了主螺母磨損下落所造成的危害，但事故隱患并沒有消除。為了能有效地發(fā)現(xiàn)這一故障現(xiàn)象，除了通過在兩立柱擋塵板上開有檢視孔用于觀察外，還可以通過一套急停裝置進行報警，如圖5-1所示。急停裝置由鋼絲繩、滑輪、動作輪、行程開關及彈簧復位元件等組成。鋼絲繩一端固定在主立柱內(nèi)的升降滑斗上，另一端通過滑輪、底座，固定在副立柱內(nèi)的升降滑架上。 </p><p>　　正常工作中，主、副立柱內(nèi)的升降

92、滑架分別拉住鋼絲繩的兩端，通過滑輪使動作輪與行程開關保持圖4-3a所示的工作狀態(tài)，即行程開關不工作，處于常開狀態(tài)。</p><p>　　可以看到，當副立柱內(nèi)的主螺母磨損造成升降滑架下落時，則鋼絲繩松動，在彈簧力的作用下，動作輪帶動滑輪上升，同時，動作輪在上移的過程中壓下行程開關，如圖4-3b，發(fā)出報警信號，使電動機停止轉(zhuǎn)動。</p><p>　　當主立柱內(nèi)的主螺母磨損，造成主升降滑架下落時

93、，則鋼絲繩拉緊，并帶動滑輪使動作輪下移，下移的過程中，壓下行程開關，發(fā)出信號，使電動機停止運動，如圖4-3c所示。</p><p>　　是否有可能出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的主螺母同時磨損，并出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的升降滑架同時下落，并使急停機構不能發(fā)出信號呢?應該說這種現(xiàn)象是有可能發(fā)生的，但通過若干試驗，還沒有發(fā)現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的升降滑架同時下落的實例，這主要與主、副</p><p>　　圖4-2 急停裝

94、置原理圖</p><p>　　1.副立柱升降滑架2.主螺母3.副螺母4.鋼絲繩5.主立柱升降滑架</p><p>　　6.滑輪7.動作輪8.行程開關9.壓縮彈簧</p><p>　　圖4-3 動作輪與行程開關的工作關系</p><p>　　a正常工作狀態(tài)b副立柱內(nèi)主螺母磨損C主立柱內(nèi)主螺母磨損</p><p>　　立

95、柱內(nèi)的螺母材質(zhì)、加工精度、潤滑條件，是否偏載以及安裝等因素有關。為防止出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的主螺母同時磨損下落，一方面要求用戶在規(guī)定使用次數(shù)(以年限來劃分)內(nèi)更換主螺母，另一方面通過立柱擋板的透視孔定期觀察主、副螺母之間的距離s，當其達到一定值后必須更換主螺母。</p><p>　　本急停裝置，當主、副立柱內(nèi)的升降滑架因某種機械原因造成不同步，以及傳動中的鏈條失效(如脫落或斷裂)時，也將起到斷電保護的作用。</

96、p><p>　　4.2 鏈傳動的選擇</p><p>　　4.2.1 鏈傳動初始條件的確定(表4-3）</p><p>　　表4-3 初始條件的確定</p><p>　　4.2.2 設計步驟及計算公式 </p><p>　　（1）鏈輪齒數(shù)的選擇與確定</p><p>　　根據(jù)機械設計思路可知

97、增大z1，鏈條緊邊的總拉力下降，多邊形效應減小，嚙入時鏈節(jié)間的相對轉(zhuǎn)角減小，磨損小，但尺寸、重量增大 當z1和z2為奇數(shù)而Lp為偶數(shù)時，將有利于鏈條和鏈輪齒均勻磨損 z1和z2的選取尚應考慮傳動空間尺寸的限制應參照鏈速選取見（表4-4）</p><p>　　表4-4 鏈輪齒數(shù)的選擇</p><p>　　鏈輪齒數(shù)應優(yōu)先選用以下數(shù)列:17,19,21,23,25,38,57,76,95,1

98、14本人選擇的z1齒數(shù)為25。</p><p>　?。?）設計功率的計算：根據(jù)公式</p><p>　　Pca=KAPKz/Kp</p><p>　　＝2.57 KW。 （4-12）</p><p>　　式中P ——傳遞功率KW；</p><p>　　KA ——工況系數(shù)；查表9-6，

99、取1.5</p><p>　　Kz——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；查機械設計圖9-13，取1</p><p>　　Kp ——多排鏈排數(shù)系數(shù)，這里是雙排鏈，取1.75</p><p>　?。?）確定鏈條型號和節(jié)距p</p><p>　　根據(jù)設計功率Pca和主動鏈輪轉(zhuǎn)速,由功率圖9-11，選取鏈條的型號為16A，再由表9-1可選用的節(jié)距=25.4，為使傳動平

100、穩(wěn)、結構緊湊、特別在高速下，宜選用節(jié)距較小的鏈條；</p><p>　?。?）小鏈輪轂孔許用直徑根據(jù)公式</p><p>　?。?20 （4-13）</p><p>　　式中，dk——支承軸的設計確定 </p><p>　　dkmax —鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 </p><p>

101、;　　當不能滿足要求時，可增大z1或p重新驗算。</p><p>　?。?）鏈條速度的計算：根據(jù)公式</p><p><b>　?。?4-14）</b></p><p>　　＝2.77 </p><p>　　根據(jù)鏈速v，由圖9-14選擇合適的潤滑方式為油池瑞華</p><p>

102、;<b>　　(6)初定中心距</b></p><p>　　根據(jù)機械設計手冊可知，初定中心距一般取a0=(30-50)p，因為本設計有張緊輪，故a0可取大于80P。這里取a0=2600mm</p><p>　　（7）鏈長節(jié)數(shù)的計算與確定</p><p>　　按下式計算鏈接數(shù)Lp0</p><p>　　=229.7

103、 （4-15）</p><p>　　為避免使用過渡鏈節(jié)，應將計算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0圓整為偶數(shù)Lp</p><p>　　則 Lp=230</p><p>　　鏈傳動的最大中心距為</p><p><b>　?。?-16）</b></p><p><b&g

104、t;　　=2500</b></p><p>　　式中，f1為中心距計算系數(shù) </p><p>　?。?）鏈條長度根據(jù)公式</p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　＝5.84 </p><p>　?。?）有效圓周力的計算<

105、/p><p><b>　?。?-18）</b></p><p>　　＝9170 </p><p>　　進而可以算得作用于軸上的拉力</p><p><b>　　對于接近垂直的傳動</b></p><p>　　=9628N (4-19

106、)</p><p>　?。?0）靜強度安全系數(shù)根據(jù)公式</p><p><b>　　(4-20a)</b></p><p><b>　　(4-20b)</b></p><p><b>　　(4-20c)</b></p><p><b>　　(4

107、-20d)</b></p><p>　　式中,Q ——鏈條極限拉伸載荷； </p><p>　　KA ——工況系數(shù)； </p><p>　　F ——有效圓周力； </p><p>　　Fc——離心力引起的拉力 N；</p><p><b>　　Ff ——懸垂拉力</b></p&g

108、t;<p>　　在Ff'和Ff"中選用大者； </p><p>　　式中，[n] ——許用安全系數(shù)，一般為4~8；對于速度低、不太重要的傳動或作用力的確定比較準確時，[n]可取較小值，可計算得徑強度安全系數(shù)為11.13,符合設計要求。</p><p>　?。?1）鉸鏈比壓，根據(jù)公式</p><p>　　＝27.85

109、 (4-21)</p><p>　　式中,KA ——工況系數(shù)；</p><p><b>　　F ——有效圓周力</b></p><p>　　Fc ——離心力引起的拉力</p><p>　　Fc=qv^2A ——鉸鏈承壓面積，A值等于滾子鏈銷軸直徑d與套筒直徑b2(內(nèi)鏈節(jié)外寬)的乘積。</p><

110、p>　?。?2）使用壽命(磨損壽命)根據(jù)公式</p><p>　?。?47590h (4-22)</p><p>　　式中，T ——使用壽命 </p><p><b>　　hLp ——鏈長</b></p><p><b>　　v ——鏈速 </b></p

111、><p>　　m/sz1 ——小鏈輪齒數(shù)</p><p><b>　　i ——傳動比</b></p><p>　　[Δp/p] ——許用磨損伸長率，按具體工作條件確定</p><p>　　4.2.3 鏈傳動尺寸參數(shù)的確定（表4-5）</p><p>　　表4-5 鏈傳動尺寸參數(shù)</p>

112、<p>　　4.3 帶傳動的選擇</p><p>　　4.3.1 帶傳動設計初始條件的確定（表4-6）</p><p>　　表4-6 初始條件的確定</p><p>　　4.3.2 設計過程及校核計算</p><p>　?。?）設計功率的計算</p><p>　　計算功率Pca是根據(jù)傳遞功率P和帶

113、的工作條件而確定的</p><p><b>　　Pca=KAP</b></p><p>　　式中： Pca——計算功率，KW；</p><p>　　KA——工作情況系數(shù)，查課本表8-7，由于舉升機的載荷變化較大并且一般每天工作小時數(shù)不大于10小時，根據(jù)<<機械設計手冊>>取KA=1.2</p><

114、p>　　P——所需的傳遞功率，KW</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)</b></p><p>　　則Pca =1.2*3=3.6 kw</p><p>　?。?）選擇V帶的類型</p><p>　　根據(jù)計算功率Pca和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1，從圖8-11中選取普通V帶的帶型為Z型。</p><p&

115、gt;　　確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V</p><p>　　初選小帶輪的基準直徑dd1</p><p>　　根據(jù)V的帶型，參考表8-6和表8-8，確定小帶輪的基準直徑dd1=56</p><p>　　又i12= n1/ n2=5.5</p><p>　　則dd2=5.5*56=308</p><p><b&

116、gt;　　驗算帶速V</b></p><p><b>　　根據(jù)公式8-13</b></p><p><b>　　可得</b></p><p><b>　　=4.22 m/s</b></p><p><b>　　=4.22m/s</b></

117、p><p>　　當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應地減少帶的根數(shù)或者V帶橫截面積，總體上減少帶傳動 的尺寸，但是提高帶速，也提高了V帶的離心應力，增加了單位時間內(nèi)的循環(huán)次數(shù)，，不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命</p><p>　　由此可見，帶速不宜過高或過低，一般推薦v=5-25m/s</p><p>　　故重新選擇 dd1=80</

118、p><p><b>　　則 </b></p><p><b>　　根據(jù)表8-8</b></p><p><b>　　取dd2=500</b></p><p><b>　　則V1=6m/s</b></p><p><b&g

119、t;　　V2=6m/s</b></p><p><b>　　符合要求</b></p><p>　?。?）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld</p><p><b>　　1）由公式</b></p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)</b></p><

120、;p>　　得364≤a0≤1040</p><p>　　可初步確定中心距a0=420</p><p>　　2）計算相應的帶長Ld0</p><p><b>　　=1734</b></p><p>　　根據(jù)表8-2，選取Ld =1800mm</p><p>　　計算中心距及其變動范圍</

121、p><p>　　傳動的實際中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2</p><p><b>　　=420+66/2</b></p><p><b>　　=453</b></p><p>　　考慮到帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要，給出中心距的變動范圍</p>

122、<p>　　(5) 驗算小帶輪上的包角α1</p><p>　　由公式（8-7）可知，小帶輪上的包角α1小于大帶輪上的包角α2，，又有式（8-6）可知，小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力，因此，打滑只可能發(fā)生在小帶輪上，為了提高帶傳動的工作能力，應使</p><p>　　(6)確定帶的根數(shù)z</p><p>　　式中，Kα——小帶輪包角修正

123、系數(shù);查表8-5，取0.95</p><p>　　KL——帶長修正系數(shù)，查表8-2，取1.14</p><p><b>　　代入數(shù)據(jù)，得</b></p><p><b>　　Z =8.7</b></p><p>　　故選取帶的根數(shù)Z為9根</p><p>　?。?）確定帶的初

124、拉力F0</p><p>　　由式（8-6），并計入離心力和包角的影響，可得單根V帶所需的最小初拉力</p><p><b>　　帶入數(shù)據(jù)，可得</b></p><p>　　(F0)min = 56.5 N </p><p>　　對于新安裝的V帶，初拉力應為1.5(F0)min；對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應為1.

125、3(F0)min</p><p>　　安裝時，應保證F0大于上述數(shù)值，但也不能過大，為控制實際F0的大小，可以在V帶與兩帶輪切點的跨度中心，施加一規(guī)定的，與帶邊垂直的力G（查表知G=6N），使帶在每100mm上產(chǎn)生1.6mm的撓度即可</p><p>　?。?）計算帶傳動的壓軸力FP</p><p>　　為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動的作用在軸上的壓軸力<

126、;/p><p><b>　　=2143N</b></p><p>　　式中，α1為小帶輪的包角</p><p>　　第五章 結論與建議</p><p><b>　　5.1 結論</b></p><p>　　通過對舉升機內(nèi)部結構的深入分析計算，對主要的承重部件進行了強度以及剛度