畢業(yè)設(shè)計(jì)雙柱機(jī)械式汽車舉升機(jī)設(shè)計(jì)

1、【摘 要】雙柱機(jī)械式汽車舉升機(jī)，它包括兩個(gè)眶形舉升柱，兩個(gè)垂直滑動(dòng)在該眶形舉升柱上的升降滑架，兩個(gè)托臂和兩個(gè)軌道式托板，其特征在于所述眶形舉升柱是由結(jié)構(gòu)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(dǎo)柱連接上部的橫梁構(gòu)成的整體；所述眶形舉升柱下面的矩形齒輪箱其中一個(gè)是安裝電動(dòng)機(jī)的驅(qū)動(dòng)箱；而所述升降滑架是由兩個(gè)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。 關(guān)鍵詞： 滑動(dòng)螺旋副；導(dǎo)軌；絲杠；制動(dòng)器；組合開關(guān) ；【Abstract】目錄第一章 緒 論11.1 研究背景11.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀11.3 設(shè)計(jì)主要內(nèi)容及步驟21.4 設(shè)計(jì)的目的和意義2第二章 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)3

2、2.1 尺寸和結(jié)構(gòu)32.2 傳動(dòng)路線的設(shè)計(jì)42.3 同步裝置的選擇42.4電機(jī)的選擇5第三章 立柱與托臂的設(shè)計(jì)73.1 立柱的校核計(jì)算73.2 托臂的校核103.3 聯(lián)接件的計(jì)算與校核12第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)144.1 螺旋傳動(dòng)的設(shè)計(jì)144.2 鏈傳動(dòng)的選擇224.3 帶傳動(dòng)的選擇26第五章 結(jié)論與建議305.1 結(jié)論305.2 建議30參考文獻(xiàn)31致 謝32附 錄33第一章 緒 論1.1 研究背景隨著我國汽車深入家庭，汽車維修業(yè)也迎來了一個(gè)高峰期，而隨之對(duì)汽車舉升機(jī)的需求也日益增加，因?yàn)樗谴蠖鄶?shù)汽車修理車間的常用設(shè)備。然而現(xiàn)在國內(nèi)市場(chǎng)上具有一定生產(chǎn)規(guī)模和自主產(chǎn)權(quán)的汽車舉升機(jī)廠家很少，對(duì)舉

3、升機(jī)的研究工作還很欠缺，因此對(duì)汽車舉升機(jī)的設(shè)計(jì)很有現(xiàn)實(shí)的意義。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 舉升機(jī)的分類我國的汽車舉升機(jī)是20世紀(jì)80年代依據(jù)國外的產(chǎn)品技術(shù)生產(chǎn)的，由于移動(dòng)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(jī)產(chǎn)品種類較多：按提升動(dòng)力來分：有液壓和機(jī)械兩種形式。按結(jié)構(gòu)類型來分：有單柱式、雙柱式、四柱式和剪式。 舉升機(jī)的優(yōu)缺點(diǎn)分析機(jī)械式舉升機(jī)的特點(diǎn)：同步性好，但機(jī)械維護(hù)成本高（換銅螺母及軸承）。機(jī)械連接可以是鋼絲繩或鏈條，這樣設(shè)計(jì)有一個(gè)缺點(diǎn)：如果鋼絲繩或者鏈條在工作中伸長(zhǎng)了，從而導(dǎo)致升降時(shí)拖架的移動(dòng)不能同步。液壓式舉升機(jī)的特點(diǎn)：維護(hù)成本低，單缸同步性好，

4、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(jī)械式地連接在對(duì)面立柱的托架上。雙柱式液壓舉升機(jī)的特點(diǎn)：液壓舉升，維修少。質(zhì)量穩(wěn)定，下降時(shí)需要兩邊拉開保險(xiǎn)才能下降。油缸置下部占用下面的空間。四柱式舉升機(jī)的特點(diǎn)：四柱式在具有雙柱式液壓舉升機(jī)的特點(diǎn)的同時(shí)還可以實(shí)現(xiàn)四輪定位的檢測(cè)，安裝升舉更加的方便，中大型的修理場(chǎng)有廣泛的應(yīng)用。1.3 設(shè)計(jì)主要內(nèi)容及步驟 舉升機(jī)總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。根據(jù)承載能力及通常車輛的尺寸，設(shè)計(jì)出總體框架的大小 舉升機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。主要考慮電機(jī)，以電機(jī)為基礎(chǔ)進(jìn)行傳動(dòng)系統(tǒng)初始條件的設(shè)計(jì)，并對(duì)螺旋傳動(dòng)中的絲杠螺

5、母進(jìn)行急停裝置和安全保險(xiǎn)裝置的設(shè)計(jì) 舉升系統(tǒng)零部件的設(shè)計(jì)對(duì)立柱，托臂以及連接裝置進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 1.4 設(shè)計(jì)的目的和意義 設(shè)計(jì)的目的通過進(jìn)行全面的設(shè)計(jì)計(jì)算，來研制出一種適用型，經(jīng)濟(jì)型的機(jī)械式雙柱舉升機(jī)，它在舉升車輛的應(yīng)用范圍上以及在維修廠的工作環(huán)境上得到優(yōu)化設(shè)計(jì)。 設(shè)計(jì)的意義 通過對(duì)舉升機(jī)全面系統(tǒng)的設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)了解舉升機(jī)的構(gòu)造和傳動(dòng)進(jìn)行了深入的探討，對(duì)人們了解舉升機(jī)，應(yīng)用舉升機(jī)以及以后的改進(jìn)工作都有很高的現(xiàn)實(shí)意義。 第二章 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2.1 尺寸和結(jié)構(gòu)本機(jī)由立柱、滑套、底座三大部分組成。對(duì)舉升機(jī)整體尺寸的設(shè)計(jì)使其滿足汽車在舉升機(jī)上的停放并且對(duì)汽車修理時(shí)，與修理工不發(fā)生沖突妨礙修理。具體尺寸如表

6、21最大舉升重量舉升高度舉升時(shí)間電機(jī)功率外形尺寸自重3000 kg175050 S3 KW3000*50*2200750 kg2.1.1 立柱為一方式空心焊接結(jié)構(gòu)、電動(dòng)機(jī)和皮帶傳動(dòng)固定在立柱上端，傳動(dòng)絲杠固定在立柱上下端的軸承座內(nèi)。2.1.2 滑套與傳動(dòng)螺母連接并帶動(dòng)托架上下運(yùn)動(dòng);滑套內(nèi)裝有主滾輪，導(dǎo)間輪，承受升降過程中產(chǎn)生的側(cè)向力并起導(dǎo)向作用。2.1.3 底座左右兩立柱安裝在底座上;底座用地腳螺柱固定在地基礎(chǔ)上;在底座內(nèi)設(shè)有鏈傳動(dòng)及其張緊裝置。2.2 傳動(dòng)路線的設(shè)計(jì)圖2-2 舉升機(jī)傳動(dòng)原理圖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

7、10.電動(dòng)機(jī) 11.13帶輪 12皮帶 14主絲杠舉升機(jī)一般常見的傳動(dòng)路線有液壓傳動(dòng)和機(jī)械傳動(dòng)。液壓傳動(dòng)，具有平穩(wěn)，噪音低，易于防止過載的優(yōu)點(diǎn)。但液壓元件與油缸有拍對(duì)運(yùn)動(dòng)，雖對(duì)零件加工面的加工精度要求較高，但仍不可避免地會(huì)造成油液泄漏.使場(chǎng)地及人身造成污染，檢修時(shí)有諸多不便，泄漏還會(huì)造成轎車在舉升中兩邊四個(gè)支點(diǎn)處不平衡狀態(tài)，因而必須另設(shè)安全保險(xiǎn)裝置。機(jī)械傳動(dòng)安全可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，零件加工精度低，安裝維修方便，成本較低。使用壽命相對(duì)較短，但隨著技術(shù)的改進(jìn)，這個(gè)缺點(diǎn)也在得到逐步的改善。綜上所述，結(jié)合現(xiàn)有國內(nèi)外液壓，機(jī)械傳動(dòng)(含鋼絲繩傳動(dòng))的各種舉升機(jī)使用情況，我設(shè)計(jì)選用機(jī)械傳動(dòng)。傳動(dòng)路線為：電動(dòng)機(jī)皮

8、帶傳動(dòng)主螺旋副傳動(dòng)鏈傳動(dòng)副螺旋副傳動(dòng)形式。（見圖2-2）2.3 同步裝置的選擇舉升機(jī)左右兩立柱上的四個(gè)托架(與滑套相聯(lián)接)，必須保證同步升降。目前采用的結(jié)構(gòu)形式有三種:第一種是螺旋副錐齒輪長(zhǎng)軸錐齒輪螺旋副機(jī)械傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。這種剛性聯(lián)接方式，同步性好，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，長(zhǎng)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.第二種是選用外轉(zhuǎn)性相近的兩個(gè)電動(dòng)機(jī)與加工精度相近的在裝配時(shí)進(jìn)行調(diào)整選配的兩個(gè)螺旋副.分別驅(qū)動(dòng)的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。第三種是本人設(shè)計(jì)采用的鏈傳動(dòng)結(jié)構(gòu)。同步性可靠，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，自重小，結(jié)構(gòu)安全可靠傳動(dòng)效率較高，但需設(shè)置調(diào)整方便的鏈傳動(dòng)的張緊裝置。2.4 電機(jī)的選擇（1） 電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇按照

9、工作要求和工作條件，又要考慮經(jīng)濟(jì)性和可維護(hù)性，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)整機(jī)結(jié)構(gòu)布置，采用臥式封閉結(jié)構(gòu)（2） 電動(dòng)機(jī)容量計(jì)算電動(dòng)機(jī)容量?jī)H考慮功率即可功率 P=A/t式中：A為工作所需的總能量，t為工作時(shí)間代入數(shù)據(jù)得P=mgh/t=3000*10*1.9/(50*1000)=1.14kw電動(dòng)機(jī)功率PL=P/其中,傳動(dòng)裝置的總效率 =12234 =0.95*0.982*0.55*0.94=0.471為帶傳動(dòng)的效率.取0.952為軸承的效率,取0.983為絲杠傳動(dòng)的效率,取0.554為鏈傳動(dòng)的效率,取0.94所以PL=1.14/0.47=2.4考慮到啟動(dòng)制動(dòng)的影響，電動(dòng)機(jī)功

10、率PN1.1*PL=1.1*2.4=2.64 KW環(huán)境溫度小于400C，不需要修正，所以，最終選擇電動(dòng)機(jī)的功率為3 KW通過機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）查詢所需電機(jī)為: 額定功率 （Kw） 3轉(zhuǎn)速 （r/min） 1440電壓 （V） 380額定電流 （A） 7最大長(zhǎng)度 （mm） 380最大寬度 （mm） 283最大高度 （mm） 245（3）電動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選擇 舉升機(jī)工作轉(zhuǎn)速一般，故選擇常用的電機(jī)額定轉(zhuǎn)速 n1=1440 r/min2.5.1 舉升行程H舉升行程H是指舉升機(jī)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(guān)，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1.5m，1.65m

11、，1.75m考慮。本人設(shè)計(jì)選用舉升行程1.75m。 升降速度升降速度的快慢.直接影響生產(chǎn)率高低電動(dòng)機(jī)功率大小，操作運(yùn)行中安全以及機(jī)構(gòu)布置等。現(xiàn)在的舉升機(jī)的舉升速度一般在13m之間，設(shè)計(jì)選擇的舉升速度為2.1m/min。第三章 立柱與托臂的設(shè)計(jì)3.1 立柱的校核計(jì)算圖3-1 主立柱受力示意圖 立柱的強(qiáng)度校核.1 校核正應(yīng)力強(qiáng)度MAX=Mmax/W (3-1） =MC/W=2748272.10.1/253.83=1082.72Kg cm2許用應(yīng)力選: =541100/(9.85)=1102.04Kg/cm2max,滿足強(qiáng)度條件。.2 校核剪應(yīng)力強(qiáng)度max=QmaxS/(ZB)=QC/(ZB/S)

12、(3-2)=5234.804Kg/(16.43628.2cm)=11.294Kg/cm2選S=235MPa,而許用應(yīng)力=2351009.85=479.59Kg/cm2,max,滿足強(qiáng)度條件。圖3-2 立柱結(jié)構(gòu)圖.3 折算應(yīng)力強(qiáng)度校核主立柱橫截面上的最大正應(yīng)力max產(chǎn)生在離中性軸最遠(yuǎn)的邊緣處,而最大剪應(yīng)力max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(qiáng)度都是滿足要求的,但是因?yàn)樵诮孛鍯處,M和Q都具有最大值,正應(yīng)力和剪應(yīng)力都比較大,因此這里的主應(yīng)力就比較大,有必要根據(jù)適當(dāng)?shù)膹?qiáng)度理論進(jìn)行折算應(yīng)力校核,取該截面邊緣處某點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算: X=MY/ (3-3a)=27482720.111.088

13、1/2814.519=1082.71Kg cm2 X=QS/B (3-3b)=5234.804171.24/(2814.51928.2)=11.29Kg /cm2Y=-X (3-3c)圖3-3 在點(diǎn)K處取出的單元體受力情況示意圖在點(diǎn)處取出的單元體受力情況如圖8。由于點(diǎn)處在復(fù)雜應(yīng)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(qiáng)度理論4,將X,X的數(shù)值代入,用統(tǒng)計(jì)平均剪應(yīng)力理論對(duì)此應(yīng)力狀態(tài)建立的強(qiáng)度條件為:=(2+32)-2 (3-4)所以,=(082.712+311.292)-2=1082 kg/ cm2=1102 kg/cm2,按第四強(qiáng)度理論所算得的折算應(yīng)力也滿足許用強(qiáng)度的要求。 普通式

14、雙柱舉升機(jī)的剛度分析與驗(yàn)算.1 主立柱的剛度分析與計(jì)算用迭加法進(jìn)行剛度計(jì)算3,彈性模量E取201GPa=20.1106N/cm2。經(jīng)計(jì)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(jì)。立柱實(shí)際向內(nèi)彎的撓度FA=FA1+FA2=4.7-3.2=1.5cm。.2 從托臂處考慮撓度情況 3-4 滑臺(tái)部件受力示意圖托臂亦相當(dāng)于一個(gè)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:小臂端部受力P,按懸臂粱公式計(jì)算,得到小臂端部處撓度為:f1=0.

15、1799cm。 (3-5)大臂經(jīng)受力分析,大臂端部受一個(gè)力P=2066.37Kg和一個(gè)彎矩M=2066.3770=144645.9Kgcm,大臂端部處由P和M引起的撓度分別為:Fp=0.361cm (3-6a)Fm=0.542cm (3-6b)所以,托臂處因載荷引起的撓度為:F載荷=F1+FP+FM=0.179+0.361+0.542=1.082cm。 (3-7)因托臂的大小臂之間有1mm間隙,由此產(chǎn)生撓度:F間隙=1.864mm。主立柱的彎曲撓度使滑臺(tái)產(chǎn)生轉(zhuǎn)動(dòng),滑臺(tái)的轉(zhuǎn)動(dòng)又使托臂有一定的下沉量,經(jīng)計(jì)算,此值大小為:F轉(zhuǎn)動(dòng)=26.325mm故托臂端部總下沉量:F總=F載荷+F間隙+F轉(zhuǎn)動(dòng)= (

16、3-8)2.633+1.864+1.082=5.575.6cm600MPa,max,滿足強(qiáng)度條件。.2 校核剪應(yīng)力強(qiáng)度=Q*S/I(a-b)=7000Kg*112.8mm/3mm*(100-88) mm = 21.93MPa。 (3-16)選:S=235MPA,=355 (3-18)根據(jù)公式計(jì)算得F=16720.5N當(dāng)d為20時(shí)，F(xiàn)03.3441N (3-19)100N的預(yù)緊力就可以滿足實(shí)際條件。螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度條件為：p=F/d0Lminp (3-20)式中,p-許用應(yīng)力，Lmin=1.25d0螺栓的剪切強(qiáng)度條件為：=4F/d2 (3-21)受力最大F為10KN，根據(jù)公式計(jì)算的p=80

17、MPa, =509.5 MPa，螺栓主要受擠壓，被剪斷的可能性很小,sMpa355，滿足條件，所以螺栓螺母配合符合設(shè)計(jì)要求。故d為20時(shí)同樣滿足聯(lián)接的需求，符合安全要求。第四章 傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)4.1 螺旋傳動(dòng)的設(shè)計(jì)滑動(dòng)螺旋工作時(shí)，主要承受轉(zhuǎn)矩及軸向力的作用，同時(shí)在螺桿和螺母的旋合螺紋間有較大的相對(duì)滑動(dòng)，其失效形式主要是螺紋磨損，因此，滑動(dòng)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(duì)于受力較大的傳力螺旋，還應(yīng)該校核螺桿危險(xiǎn)截面以及螺母螺紋牙的強(qiáng)度，以防止發(fā)生塑性變形或斷裂；對(duì)于要求自鎖的螺桿應(yīng)該校核其自鎖性。機(jī)械式汽車舉升機(jī)的主傳動(dòng)實(shí)際上就是一種螺旋傳動(dòng)。然而由于受以往設(shè)

18、計(jì)主導(dǎo)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(duì)舉升機(jī)的保養(yǎng)與維護(hù)，不能按照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)所規(guī)定的舉升機(jī)在運(yùn)行3000次的范圍內(nèi)更換工作螺母因此，時(shí)常發(fā)生舉升機(jī)在工作過程中的墜車事故，造成設(shè)備損壞和人員傷亡，分析其原因，絕大多數(shù)是由于舉升機(jī)工作螺母磨損所造成的。圖4-1 絲杠螺母結(jié)構(gòu)圖為了保證自鎖性，機(jī)械式舉升機(jī)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(dòng)摩擦，如圖5-1所示其特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，便于制造，有利于自鎖，能保證舉升機(jī)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(diǎn)是摩擦阻力大，傳動(dòng)效率低(30%)，在重載運(yùn)行的情況下發(fā)熱量

19、高，不適于連續(xù)運(yùn)行。然而汽車舉升機(jī)的舉升運(yùn)動(dòng)一般者為間隙式運(yùn)動(dòng)，即將汽車舉升到一定的高度，便停止舉升汽車停在半空中，待修理作業(yè)結(jié)束后，再將汽車放下來，無需進(jìn)行反復(fù)不停的升降運(yùn)動(dòng)，因此，絲桿不會(huì)出現(xiàn)溫升過高的現(xiàn)象 。4.1.1 螺旋傳動(dòng)初始條件的確定(見表4-1)滑動(dòng)螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動(dòng)速度、螺紋表面粗糙度以及潤(rùn)滑狀態(tài)等因素有關(guān)，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(dòng)螺旋的耐磨性計(jì)算，主要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】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(jì)算來證明絲桿的自鎖性、絲桿的強(qiáng)

20、度、絲桿的穩(wěn)定性以及螺母螺牙的強(qiáng)度等均符合設(shè)計(jì)要求，亦符合國際同類標(biāo)準(zhǔn)的設(shè)計(jì)要求。表4-1 初始條件的確定項(xiàng)目數(shù)值單位軸向載荷15000N螺桿材料45號(hào)鋼無螺母材料含油MC尼龍無軸向載荷與運(yùn)動(dòng)方向反向無螺桿端部結(jié)構(gòu)兩端固定無螺桿最大工作長(zhǎng)度1750.00mm兩支承間的最大距離1800.00mm 設(shè)計(jì)過程（1）確定中徑系數(shù)，可根據(jù)螺母形式選定，整體式螺母取=1.22.5,剖分式螺母取=2.53.5，對(duì)于該舉升機(jī)屬于整體式，本人采用的中徑系數(shù)=1.80。（2）由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知用于校核的許用壓強(qiáng)p=15 MPa （3）螺桿中徑的選擇可根據(jù)公式令=H/ d2 得 (4-1) 該公式可用于梯形螺紋(G

21、B5796.186) 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 代入上式得d232取d2為42（4）螺距P可以和公稱直徑可同時(shí)選出查機(jī)械設(shè)計(jì)手則，表3-4可知 螺桿公稱直徑d為48mm，螺距P=8mm。螺母高度H可根據(jù)得出為86.4mm。旋合圈數(shù)z可根據(jù)公式選定 (4-2)經(jīng)計(jì)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 確定前者用于梯形螺紋(GB5796.186) 和矩形螺紋，后者用于30鋸齒形螺紋對(duì)于該設(shè)計(jì)則選用前者，所得結(jié)論為h=4mm。（5）工作壓強(qiáng)p可由確定代入數(shù)據(jù)得p=2.3 MPa遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于許用壓強(qiáng)15 M

22、Pa，故該結(jié)構(gòu)穩(wěn)定。（6）自鎖性校核因螺旋副要求自鎖，還應(yīng)校核螺旋副是否滿足自鎖條件即 v (4-3)式中為螺紋升角；v為當(dāng)量摩擦角;f為摩察系數(shù)有機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表5-12，取摩察系數(shù)f=0.1 =300其中=5.95則v滿足螺旋副自鎖條件（7）驅(qū)動(dòng)力矩T由公式 (4-4a)T1=F d2/2tan(+v) (4-4b) (4-4c)式中，T1螺紋力矩；T2軸承摩擦力矩，經(jīng)計(jì)算得出T=108.5Nm，（8）螺桿以及螺母的計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)課本表5-13可查出螺栓材料的許用應(yīng)力為94 MPa；螺母的許用彎曲應(yīng)力 為50 MPa；螺母的許用剪切應(yīng)力為35 MPa。螺桿工作時(shí)承受軸向壓力F和扭矩T的作用，

23、螺桿危險(xiǎn)截面上既有壓縮應(yīng)力，又有切應(yīng)力，因此，校核螺桿強(qiáng)度時(shí)，應(yīng)根據(jù)第四強(qiáng)度理論求出危險(xiǎn)截面的計(jì)算應(yīng)力，其強(qiáng)度條件為 (4-5a)其中T為傳遞扭矩Nmm，為螺桿材料的許用應(yīng)力 MPa，代入數(shù)據(jù)，計(jì)算可得出為=14.74 MPa=94 MPa符合強(qiáng)度要求螺桿剪切強(qiáng)度由公式 (4-5b)式中： 材料的許用切應(yīng)力 b 螺紋牙根部的厚度，mm，對(duì)于梯形螺紋，b=0.65P=5.2代入數(shù)據(jù)，得=2.36= 35 MPa符合條件螺桿和螺母材料相同時(shí), 只校核螺桿螺紋牙強(qiáng)度螺桿的彎曲強(qiáng)度由公式 (4-5c)式中，b材料的許用彎曲應(yīng)力 MPa h 螺紋的工作高度 ，對(duì)于矩形和梯形螺紋，h=0.5P=4代入數(shù)據(jù)

24、得b=5.45b =50 MPa符合條件螺桿和螺母材料相同時(shí), 只校核螺桿螺紋牙強(qiáng)度 螺母的剪切強(qiáng)度可由公式 (4-5d)式中，材料的許用切應(yīng)力 MPa 代入數(shù)據(jù)得 =1.7740臨界載荷 （4-6a）式中：E螺桿材料的拉壓彈性模量，MPa，E=2.06*105 MPa I螺桿危險(xiǎn)截面的慣性矩，代入數(shù)據(jù)，得Fcr =185455 N （4-6b）螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)符合條件 (10)絲杠效率可由公式 (4-7)式中，(0.950.99)軸承效率,決定于軸承形式, 滑動(dòng)軸承取小值軸向載荷與運(yùn)動(dòng)方向相反時(shí)取+號(hào)，經(jīng)計(jì)算得到絲杠的效率為0.55。 螺旋副尺寸參數(shù)設(shè)計(jì)結(jié)果(見表4-2)表4-2 螺旋副尺

25、寸參數(shù)名稱代號(hào)數(shù)值關(guān)系式外螺紋大徑d49.00內(nèi)螺紋大徑D448.00D4=d+2ac螺距p8.00牙頂間隙ac0.50基本牙型高度H14.00H1=0.5p內(nèi)螺紋牙高H44.5H4=H1+ac=0.5p+ac外螺紋牙高h(yuǎn)34.5h3=H1+ac=0.5p+ac牙頂高Z2.00Z=0.25p=H1/2內(nèi)螺紋小徑D140.00D1=d-2H1=d-p外螺紋小徑d339.00d3=d-2h3外螺紋中徑d244d2=d-2Z=d-0.5p內(nèi)螺紋中徑D244D2=d-2Z=d-0.5p外螺紋牙頂圓角R10.25R1max=0.5ac牙底圓角R20.50R2max=ac原始三角形高H14.9H=1.86

26、6p 螺母的選用由于舉升機(jī)的工作螺母是在低速重載下進(jìn)行工作，因此國內(nèi)傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法都是選用青銅(如ZCuSnl0Pbl , ZCuAll0Fe3)作為螺母材料，形成青銅對(duì)鋼的摩擦副。要保證理想的使用效果，這對(duì)摩擦副必須保持在潤(rùn)滑狀態(tài)下工作。但由于舉升機(jī)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(duì)摩擦副在潤(rùn)滑狀態(tài)下工作，因此，在失油的情況下，螺母磨損加劇，且時(shí)常伴有高達(dá)90dB的尖叫聲.故我選用新型的MC含油尼龍材料作螺母。含油MC尼龍螺母的優(yōu)點(diǎn)為：在承載過程中的一定量壓縮變形，使整個(gè)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(qiáng)度，形成均載，磨損均勻

27、; MC尼龍螺母本身硬度低，對(duì)硬質(zhì)的塵粒具有很好的相容性，能更有效地保護(hù)絲桿，使絲桿幾乎不磨損。在運(yùn)行過程中，MC尼龍螺母不會(huì)出現(xiàn)象青銅螺母對(duì)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。 絲桿螺母機(jī)構(gòu)的安全性設(shè)計(jì).1 副螺母設(shè)計(jì) 從上面的設(shè)計(jì)分析中可以看到，副螺母無論選用何種材料，如何進(jìn)行設(shè)計(jì)校核計(jì)算，經(jīng)過一段時(shí)間使用后，承載的工作螺母還是會(huì)磨損，會(huì)造成升降滑架的脫落，從而導(dǎo)致設(shè)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(shè)計(jì)了一個(gè)與主螺母(工作螺母)有一相對(duì)距離s的副螺母。此副螺母在舉升機(jī)正常工作時(shí)，雖隨同主螺母升降，但不承受任何作用力，因而，不會(huì)隨同

28、主螺母磨損。當(dāng)主螺母完全磨損后，升降滑架將會(huì)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(qiáng)度，就能抵抗由升降滑架以及額定載荷下落時(shí)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。 .2 急停裝置的設(shè)計(jì)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(jìn)行報(bào)警，如圖5-1所示。急停裝置由鋼絲繩、滑輪、動(dòng)作輪、行程開關(guān)及彈簧復(fù)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

29、、底座，固定在副立柱內(nèi)的升降滑架上。 正常工作中，主、副立柱內(nèi)的升降滑架分別拉住鋼絲繩的兩端，通過滑輪使動(dòng)作輪與行程開關(guān)保持圖4-3a所示的工作狀態(tài)，即行程開關(guān)不工作，處于常開狀態(tài)?？梢钥吹剑?dāng)副立柱內(nèi)的主螺母磨損造成升降滑架下落時(shí)，則鋼絲繩松動(dòng)，在彈簧力的作用下，動(dòng)作輪帶動(dòng)滑輪上升，同時(shí)，動(dòng)作輪在上移的過程中壓下行程開關(guān)，如圖4-3b，發(fā)出報(bào)警信號(hào)，使電動(dòng)機(jī)停止轉(zhuǎn)動(dòng)。當(dāng)主立柱內(nèi)的主螺母磨損，造成主升降滑架下落時(shí)，則鋼絲繩拉緊，并帶動(dòng)滑輪使動(dòng)作輪下移，下移的過程中，壓下行程開關(guān)，發(fā)出信號(hào)，使電動(dòng)機(jī)停止運(yùn)動(dòng)，如圖4-3c所示。是否有可能出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的主螺母同時(shí)磨損，并出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的升降滑

30、架同時(shí)下落，并使急停機(jī)構(gòu)不能發(fā)出信號(hào)呢?應(yīng)該說這種現(xiàn)象是有可能發(fā)生的，但通過若干試驗(yàn)，還沒有發(fā)現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的升降滑架同時(shí)下落的實(shí)例，這主要與主、副圖4-2 急停裝置原理圖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6.滑輪7.動(dòng)作輪8.行程開關(guān)9.壓縮彈簧圖4-3 動(dòng)作輪與行程開關(guān)的工作關(guān)系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)主螺母磨損立柱內(nèi)的螺母材質(zhì)、加工精度、潤(rùn)滑條件，是否偏載以及安裝等因素有關(guān)。為防止出現(xiàn)主、副立柱內(nèi)的主螺母同時(shí)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(dāng)

31、其達(dá)到一定值后必須更換主螺母。本急停裝置，當(dāng)主、副立柱內(nèi)的升降滑架因某種機(jī)械原因造成不同步，以及傳動(dòng)中的鏈條失效(如脫落或斷裂)時(shí)，也將起到斷電保護(hù)的作用。4.2 鏈傳動(dòng)的選擇4.2.1 鏈傳動(dòng)初始條件的確定(表4-3）表4-3 初始條件的確定項(xiàng)目數(shù)值單位中心距初值2500,可上調(diào)或下調(diào)5%mm傳遞功率3KW小鏈輪轉(zhuǎn)速262r/min平均傳動(dòng)比1,可大或小0.5%大鏈輪轉(zhuǎn)速262r/min傳動(dòng)種類水平傳動(dòng)傳動(dòng)速度低速傳動(dòng)(v3m/s)中心距條件可調(diào)載荷性質(zhì)中等沖擊原動(dòng)機(jī)種類電動(dòng)機(jī)或汽輪機(jī)張緊裝置張緊輪4.2.2 設(shè)計(jì)步驟及計(jì)算公式 （1）鏈輪齒數(shù)的選擇與確定根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)思路可知增大z1，鏈條緊

32、邊的總拉力下降，多邊形效應(yīng)減小，嚙入時(shí)鏈節(jié)間的相對(duì)轉(zhuǎn)角減小，磨損小，但尺寸、重量增大 當(dāng)z1和z2為奇數(shù)而Lp為偶數(shù)時(shí)，將有利于鏈條和鏈輪齒均勻磨損 z1和z2的選取尚應(yīng)考慮傳動(dòng)空間尺寸的限制應(yīng)參照鏈速選取見（表4-4）表4-4 鏈輪齒數(shù)的選擇鏈速388151919232325鏈輪齒數(shù)應(yīng)優(yōu)先選用以下數(shù)列:17,19,21,23,25,38,57,76,95,114本人選擇的z1齒數(shù)為25。（2）設(shè)計(jì)功率的計(jì)算：根據(jù)公式Pca=KAPKz/Kp 2.57 KW。 （4-12）式中P 傳遞功率KW；KA 工況系數(shù)；查表9-6，取1.5Kz小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；查機(jī)械設(shè)計(jì)圖9-13，取1Kp 多排鏈排數(shù)系

33、數(shù)，這里是雙排鏈，取1.75（3）確定鏈條型號(hào)和節(jié)距p根據(jù)設(shè)計(jì)功率Pca和主動(dòng)鏈輪轉(zhuǎn)速,由功率圖9-11，選取鏈條的型號(hào)為16A，再由表9-1可選用的節(jié)距=25.4，為使傳動(dòng)平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)緊湊、特別在高速下，宜選用節(jié)距較小的鏈條；（4）小鏈輪轂孔許用直徑根據(jù)公式120 （4-13）式中，dk支承軸的設(shè)計(jì)確定 dkmax 鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 當(dāng)不能滿足要求時(shí)，可增大z1或p重新驗(yàn)算。（5）鏈條速度的計(jì)算：根據(jù)公式 （ 4-14）2.77 根據(jù)鏈速v，由圖9-14選擇合適的潤(rùn)滑方式為油池瑞華(6)初定中心距根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)可知，初定中心距一般取a0=(30-50)p，因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)有張緊輪，故a0可

34、取大于80P。這里取a0=2600mm（7）鏈長(zhǎng)節(jié)數(shù)的計(jì)算與確定按下式計(jì)算鏈接數(shù)Lp0 =229.7 （4-15） 為避免使用過渡鏈節(jié)，應(yīng)將計(jì)算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0圓整為偶數(shù)Lp則 Lp=230鏈傳動(dòng)的最大中心距為 （4-16）=2500式中，f1為中心距計(jì)算系數(shù) （8）鏈條長(zhǎng)度根據(jù)公式 （4-17） 5.84 （9）有效圓周力的計(jì)算 （4-18）9170 進(jìn)而可以算得作用于軸上的拉力對(duì)于接近垂直的傳動(dòng) =9628N (4-19)（10）靜強(qiáng)度安全系數(shù)根據(jù)公式 (4-20a) (4-20b) (4-20c) (4-20d)式中,Q 鏈條極限拉伸載荷； KA 工況系數(shù)； F 有效圓周力； Fc離心力

35、引起的拉力 N；Ff 懸垂拉力在Ff和Ff中選用大者； 式中，n 許用安全系數(shù)，一般為48；對(duì)于速度低、不太重要的傳動(dòng)或作用力的確定比較準(zhǔn)確時(shí)，n可取較小值，可計(jì)算得徑強(qiáng)度安全系數(shù)為11.13,符合設(shè)計(jì)要求。 （11）鉸鏈比壓，根據(jù)公式27.85 (4-21)式中,KA 工況系數(shù)；F 有效圓周力Fc 離心力引起的拉力Fc=qv2A 鉸鏈承壓面積，A值等于滾子鏈銷軸直徑dz與套筒直徑b2(內(nèi)鏈節(jié)外寬)的乘積。（12）使用壽命(磨損壽命)根據(jù)公式147590h (4-22)式中，T 使用壽命 hLp 鏈長(zhǎng)v 鏈速 m/sz1 小鏈輪齒數(shù)i 傳動(dòng)比p/p 許用磨損伸長(zhǎng)率，按具體工作條件確定 鏈傳動(dòng)尺

36、寸參數(shù)的確定（表4-5）表4-5 鏈傳動(dòng)尺寸參數(shù)名稱符號(hào)小鏈輪數(shù)值大鏈輪數(shù)值單位關(guān)系式排距pt18.1118.11mm分度圓直徑d86.3986.39mmd=p/(sin(180/z)齒頂圓最大直徑damax96.0896.08mmdamax=d+1.25p-dr齒頂圓最小直徑damin90.6290.62mmdamin=(1-1.6/z)p-dr齒根圓直徑df76.2376.23mmdf=d-dr齒側(cè)凸緣或排間槽直徑dg 68.47 68.47mmdgpctg(180/z)-1.04h-0.76 (h:內(nèi)鏈板高)4.3 帶傳動(dòng)的選擇 帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)初始條件的確定（表4-6）表4-6 初始條件的確

37、定項(xiàng)目值單位電機(jī)功率3千瓦(W)小帶輪轉(zhuǎn)速1440轉(zhuǎn)/分(r/min)大帶輪轉(zhuǎn)速262轉(zhuǎn)/分(r/min)初定軸間距270毫米(mm) 設(shè)計(jì)過程及校核計(jì)算（1）設(shè)計(jì)功率的計(jì)算計(jì)算功率Pca是根據(jù)傳遞功率P和帶的工作條件而確定的Pca=KAP 式中： Pca計(jì)算功率，KW； KA工作情況系數(shù)，查課本表8-7，由于舉升機(jī)的載荷變化較大并且一般每天工作小時(shí)數(shù)不大于10小時(shí)，根據(jù)取KA=1.2 P所需的傳遞功率，KW代入數(shù)據(jù)則Pca =1.2*3=3.6 kw（2）選擇V帶的類型 根據(jù)計(jì)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。（3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速V1

38、） 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1根據(jù)V的帶型，參考表8-6和表8-8，確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=56又i12= n1/ n2=5.5則dd2=5.5*56=3082） 驗(yàn)算帶速V根據(jù)公式8-13可得 =4.22 m/s =4.22m/s當(dāng)帶傳動(dòng)的功率一定時(shí)，提高帶速，可以降低帶傳動(dòng)的有效拉力，相應(yīng)地減少帶的根數(shù)或者V帶橫截面積，總體上減少帶傳動(dòng) 的尺寸，但是提高帶速，也提高了V帶的離心應(yīng)力，增加了單位時(shí)間內(nèi)的循環(huán)次數(shù)，不利于提高帶傳動(dòng)的疲勞強(qiáng)度和壽命 由此可見，帶速不宜過高或過低，一般推薦v=5-25m/s 故重新選擇 dd1=80 則 根據(jù)表8-8 取dd2=500則V1=6m/s V2=6

39、m/s符合要求（4）確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld 1）由公式 代入數(shù)據(jù)得364a01040可初步確定中心距a0=420 2）計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)Ld0 =1734根據(jù)表8-2，選取Ld =1800mm3） 計(jì)算中心距及其變動(dòng)范圍傳動(dòng)的實(shí)際中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2 =420+66/2 =453考慮到帶輪的制造誤差、帶長(zhǎng)誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補(bǔ)充張緊的需要，給出中心距的變動(dòng)范圍(5) 驗(yàn)算小帶輪上的包角1 由公式（8-7）可知，小帶輪上的包角1小于大帶輪上的包角2，又有式（8-6）可知，小帶輪上的總摩擦力相應(yīng)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

40、了提高帶傳動(dòng)的工作能力，應(yīng)使 (6)確定帶的根數(shù)z 式中，K小帶輪包角修正系數(shù);查表8-5，取0.95KL帶長(zhǎng)修正系數(shù)，查表8-2，取1.14 代入數(shù)據(jù)，得Z =8.7故選取帶的根數(shù)Z為9根（7）確定帶的初拉力F0由式（8-6），并計(jì)入離心力和包角的影響，可得單根V帶所需的最小初拉力 帶入數(shù)據(jù)，可得(F0)min = 56.5 N 對(duì)于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為1.5(F0)min；對(duì)于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為1.3(F0)min安裝時(shí)，應(yīng)保證F0大于上述數(shù)值，但也不能過大，為控制實(shí)際F0的大小，可以在V帶與兩帶輪切點(diǎn)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（8）計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力FP為了設(shè)計(jì)帶輪軸的軸承，需要計(jì)算帶傳動(dòng)的作用在軸上的壓軸力 =21