喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 南昌航空大學(xué)科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 目 錄 1、 緒 論 1.1 研究背景 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.3 設(shè)計主要內(nèi)容及步驟 2 1.4 設(shè)計的目的和意義 2 2、 總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1 尺寸和結(jié)構(gòu) 3 2.2 傳動路線的設(shè)計 4 2.3 同步裝置的選擇 4 2.4 電機的選擇 5 3、 立柱與托臂的設(shè)計 3.1 立柱的校核計算 7 3.2 托臂的校核 10 3.3 聯(lián)接件的計算與校核 13 4、 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 4.1 螺旋傳動的設(shè)計 16 4.2 鏈傳動的選擇 23 4.3 帶傳動的選擇 29 5、 結(jié)論與建議 5.1 結(jié)論 33 5.2 建議 33 參考文獻 34 致 謝 35 35 1、 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(shè)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(quán)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(shè)計很有現(xiàn)實的意義。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1 舉升機的分類 我國的汽車舉升機是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：按提升動力來分，有液壓和機械兩種形式；按結(jié)構(gòu)類型來分，有單柱式、雙柱式、四柱式和剪式。 1.2.2 舉升機的優(yōu)缺點分析 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(shè)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(dǎo)致升降時拖架的移動不能同步。 液壓式舉升機的特點：維護成本低，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。 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。 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(yīng)用。 1.3 設(shè)計主要內(nèi)容及步驟? 1.3.1 舉升機總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 根據(jù)承載能力及通常車輛的尺寸，設(shè)計出總體框架的大小 1.3.2 舉升機傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計 主要考慮電機，以電機為基礎(chǔ)進行傳動系統(tǒng)初始條件的設(shè)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(shè)計 1.3.3 舉升系統(tǒng)零部件的設(shè)計 對立柱，托臂以及連接裝置進行設(shè)計計算 1.4 設(shè)計的目的和意義 1.4.1 設(shè)計的目的 通過進行全面的設(shè)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(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。 1.4.2 設(shè)計的意義 通過對舉升機全面系統(tǒng)的設(shè)計計算，對了解舉升機的構(gòu)造和傳動進行了深入的探討，對人們了解舉升機，應(yīng)用舉升機以及以后的改進工作都有很高的現(xiàn)實意義。 2、總體結(jié)構(gòu)設(shè)計 2.1 尺寸和結(jié)構(gòu) 本機由立柱、滑套、底座三大部分組成。 對舉升機整體尺寸的設(shè)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。 具體尺寸如表2—1 最大舉升重量 舉升高度 舉升時間 電機功率 外形尺寸 自重 3000 kg 1750 50 S 3 KW 750 kg 2.1.1 立柱 為一方式空心焊接結(jié)構(gòu)、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)。 2.1.2 滑套 與傳動螺母連接并帶動托架上下運動;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 傳動及其張緊裝置。 2.2 傳動路線的設(shè)計 圖2-2 舉升機傳動原理圖 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 10.電動機 11.13帶輪 12皮帶 14主絲杠 舉升機一般常見的傳動路線有液壓傳動和機械傳動。 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(shè)安全保險裝置。 機械傳動安全可靠，結(jié)構(gòu)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(shù)的改進，這個缺點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，機械傳動(含鋼絲繩傳動)的各種舉升機使用情況，我設(shè)計選用機械傳動。 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） 圖2-3總裝圖尺寸參數(shù) 2.3 同步裝置的選擇 舉升機左右兩立柱上的四個托架(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——長軸——錐齒輪——螺旋副機械傳動結(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(jié)構(gòu)。 第三種是本人設(shè)計采用的鏈傳動結(jié)構(gòu)。同步性可靠，結(jié)構(gòu)簡單，自重小，結(jié)構(gòu)安全可靠傳動效率較高，但需設(shè)置調(diào)整方便的鏈傳動的張緊裝置。 2.4 電機的選擇 (1)電動機類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇 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（IP44）系列三相異步電動機，根據(jù)整機結(jié)構(gòu)布置，采用臥式封閉結(jié)構(gòu)。 (1)電動機容量計算 電動機容量僅考慮功率即可 功率 式中：A為工作所需的總能量，t為工作時間，代入數(shù)據(jù)得， 電動機功率PL=P/η 其中,傳動裝置的總效率 η1為帶傳動的效率.取0.95 η2為軸承的效率,取0.98 η3為絲杠傳動的效率,取0.55 η4為鏈傳動的效率,取0.94 所以PL=1.14/0.47=2.4 考慮到啟動制動的影響，電動機功率 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 通過《機械設(shè)計手冊（軟件版）》查詢所需電機為: 額定功率 （Kw） 3 轉(zhuǎn)速 （r/min） 1440 電壓 （V） 380 額定電流 （A） 7 最大長度 （mm） 380 最大寬度 （mm） 283 最大高度 （mm） 245 （3）電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇 舉升機工作轉(zhuǎn)速一般，故選擇常用的電機額定轉(zhuǎn)速 n1=1440 r/min 2.5.1 舉升行程H 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(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，1.75m考慮。本人設(shè)計選用舉升行程1.75m。 2.5.2 升降速度 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(gòu)布置等。現(xiàn)在的舉升機的舉升速度一般在1—3m之間，設(shè)計選擇的舉升速度為2.1m/min。 3、 立柱與托臂的設(shè)計 3.1 立柱的校核計算 圖3-1 主立柱受力示意圖 3.1.1 立柱的強度校核 3.1.1.1 校核正應(yīng)力強度 (3-1） =MC/W =2748272.1×0.1/253.83=1082.72Kg cm2 許用應(yīng)力選: [σ]=541×100/(9.8×5)=1102.04Kg/cm2 σmax<[σ],滿足強度條件。 3.1.1.2 校核剪應(yīng)力強度 (3-2) =5234.804Kg/(16.436×28.2cm)=11.294Kg/cm2 　選σS=235MPa,而許用應(yīng)力[τ]=235×1009.8×5=479.59Kg/cm2, τmax<[τ],滿足強度條件。 圖3-2 立柱結(jié)構(gòu)圖 3.1.1.3 折算應(yīng)力強度校核 主立柱橫截面上的最大正應(yīng)力σmax產(chǎn)生在離中性軸最遠(yuǎn)的邊緣處,而最大剪應(yīng)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(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)膹姸壤碚撨M行折算應(yīng)力校核,取該截面邊緣處某點Ｋ進行計算: σX=MY/Ｉ (3-3a) =2748272×0.1×11.0881/2814.519=1082.71Kg cm2 τX=QS/ＩB (3-3b) =5234.804×171.24/(2814.519×28.2)=11.29Kg /cm2 τY=-τX (3-3c) 圖3-3 在點K處取出的單元體受力情況示意圖 在點Ｋ處取出的單元體受力情況如圖8。由于點Ｋ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,可以采用第四強度理論[4],將σX,σX的數(shù)值代入,用統(tǒng)計平均剪應(yīng)力理論對此應(yīng)力狀態(tài)建立的強度條件為: σｊ=(σ2+3τ2)-2 ≤[σ] (3-4) 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(yīng)力也滿足許用強度的要求。 3.1.2 普通式雙柱舉升機的剛度分析與驗算 3.1.2.1 主立柱的剛度分析與計算 用迭加法進行剛度計算[3],彈性模量E取201GPa=20.1×106N/cm2。 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=1.5cm。 3.1.2.2 從托臂處考慮撓度情況 3-4 滑臺部件受力示意圖 托臂亦相當(dāng)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: 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: f1=0.1799cm。 (3-5) 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: Fp=0.361cm (3-6a) Fm=0.542cm (3-6b) 所以,托臂處因載荷引起的撓度為: (3-7) 因托臂的大小臂之間有1mm間隙,由此產(chǎn)生撓度: 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: 主托臂端部總下沉量: (3-8) 在舉升機行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)中,此值滿足距立柱最遠(yuǎn)點的托臂支承面下沉量要求。 3.2 托臂的校核 圖3-5 托臂的結(jié)構(gòu)圖 3.2.1 托臂截面形心和中心軸 已知條件： 外正方形的邊長 a = 10cm 內(nèi)正方形的邊長 b = 8.8cm 根據(jù)下列相關(guān)公式： 截面面積: S=a2-b2 (3-9) 慣性矩： (3-10) 抗彎截面模數(shù)： (3-11) (3-12) 重心s到相應(yīng)邊距離：ex=a/2 ex1=a/ (3-13) 慣性半徑: (3-14) 代入上述數(shù)據(jù)得計算結(jié)果： 正方環(huán)形截面的面積A = 22.56 平方厘米 正方環(huán)形截面的慣性矩I=333.59cm4 對x軸的抗彎截面模數(shù)We=66.72cm3 對x1軸的抗彎截面模數(shù)Wx1=47.2cm3 重心S到x邊的距離 ex=5cm 重心S到x1邊的距離 ex1=7.07cm 正方環(huán)形截面的慣性半徑 I=3.85cm 3.2.2 托臂看作靜載荷下的懸臂梁，進行內(nèi)力分析 已知條件： 懸臂梁總長 I = 1.17m 集中載荷 P = 7000N 彈性模量 截面的軸慣性矩 I = 0.0000033359 m4 根據(jù)下列相關(guān)公式： RB=P ； MB=-Pl ； ＝-P ； ； ＝Pl3/3EI ； QA=-Pl2/2EI 帶入相關(guān)數(shù)據(jù)得計算結(jié)果： 懸臂梁一的危險截面B處的: 支座反力 Rb = 7000N 反力矩 Mb = -8190N·m 最大剪力 = -7000N 最大撓度 最大轉(zhuǎn)角 3.2.3 托臂的校核 前面計算已得到 Ｉ=333.59cm2 對x軸的抗彎截面模數(shù) =66.72cm3 對x1軸的抗彎截面模數(shù) Wx1=47.2cm2 截面上半部分靜矩 S=112.8cm3,I/S=333.59/112.8=3mm 3.2.3.1 校核正應(yīng)力強度 (3-15) 許用應(yīng)力選:[σ]>600MPa,σmax<[σ],滿足強度條件。 3.2.3.2 校核剪應(yīng)力強度 (3-16) 選:,τ<[τ],滿足強度條件。 3.3 聯(lián)接件的計算與校核 舉升機系統(tǒng)中螺栓的使用，設(shè)計中主要的有兩種M10，M20，需要對其進行校核，以保證連接的可靠性要求. 螺栓的材料選用優(yōu)質(zhì)碳素鋼 螺栓的預(yù)緊： 根據(jù)公式 (3-17) 式中，δs——螺栓材料的屈服極限 A——螺栓危險截面的面積 螺栓副間的摩擦力矩 d-螺栓的公稱直徑 當(dāng)d為10時， (3-18) 根據(jù)公式計算得F<=16720.5N 當(dāng)d為20時， (3-19) 100N的預(yù)緊力就可以滿足實際條件。 螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為： (3-20) 式中,σp--許用應(yīng)力， 螺 栓的剪切強度條件為： (3-21) 受力最大F為10KN， 根據(jù)公式計算的σp=80MPa, ，螺栓主要受擠壓，被剪斷的可能性很小,，滿足條件，所以螺栓螺母配合符合設(shè)計要求。 故d為20時同樣滿足聯(lián)接的需求，符合安全要求。 4、 傳動系統(tǒng)的設(shè)計 4.1 螺旋傳動的設(shè)計 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(yīng)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(yīng)該校核其自鎖性。 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(shè)計主導(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舉升機的保養(yǎng)與維護，不能按照行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)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(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(jié)構(gòu)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(?<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，無需進行反復(fù)不停的升降運動，因此，絲桿不會出現(xiàn)溫升過高的現(xiàn)象 。 4.1.1 螺旋傳動初始條件的確定(見表4-1) 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(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，滑動螺旋的耐磨性計算，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(shè)計要求，亦符合國際同類標(biāo)準(zhǔn)的設(shè)計要求。 表4-1 初始條件的確定 項目 數(shù)值 單位 軸向載荷 15000 N 螺桿材料 45號鋼 無 螺母材料 含油MC尼龍 無 軸向載荷與運動方向 反向 無 螺桿端部結(jié)構(gòu) 兩端固定 無 螺桿最大工作長度 1750.00 mm 兩支承間的最大距離 1800.00 mm 4.1.2 設(shè)計過程 （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。 （2）由機械設(shè)計手冊可知用于校核的許用壓強[p]=15MPa （3）螺桿中徑的選擇可根據(jù)公式 令ψ=H/ d2 得 (4-1) 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 代入上式得d2≥32 取d2為42 （4）螺距P可以和公稱直徑可同時選出 查機械設(shè)計手則，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(GB5796.1－86) 和矩形螺紋，后者用于30°鋸齒形螺紋 對于該設(shè)計則選用前者，所得結(jié)論為h=4mm。 （5）工作壓強p可由 確定 代入數(shù)據(jù)得 p=2.3MPa 遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于許用壓強15MPa，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 ψ≤ψv (4-3) 式中ψ為螺紋升角；ψv為當(dāng)量摩擦角;f為摩察系數(shù) 有機械設(shè)計手冊表5-12，取摩察系數(shù)f=0.1 α=300 其中 則ψ<ψv 滿足螺旋副自鎖條件 （7）驅(qū)動力矩T由公式 (4-4a) T1=F d2/2tan(ψ+ψv) (4-4b) (4-4c) 式中，T1——螺紋力矩；T2——軸承摩擦力矩， 經(jīng)計算得出T=108.5N·m， （8）螺桿以及螺母的計算 由機械設(shè)計課本表5-13 可查出螺栓材料的許用應(yīng)力[σ]為94MPa；螺母的許用彎曲應(yīng)力 [σ]為50MPa；螺母的許用剪切應(yīng)力[τ]為35MPa。 螺桿工作時承受軸向壓力F和扭矩T的作用，螺桿危險截面上既有壓縮應(yīng)力，又有切應(yīng)力，因此，校核螺桿強度時，應(yīng)根據(jù)第四強度理論求出危險截面的計算應(yīng)力σ，其強度條件為 (4-5a) 其中T為傳遞扭矩N·mm，[σ]為螺桿材料的許用應(yīng)力， 代入數(shù)據(jù)，計算可得出為σ=14.74MPa<[σ]=94MPa 符合強度要求 螺桿剪切強度由公式 (4-5b) 式中： [τ]——材料的許用切應(yīng)力 b ——螺紋牙根部的厚度，mm，對于梯形螺紋，b=0.65P=5.2 代入數(shù)據(jù)，得τ=2.36<[τ]= 35MPa 符合條件 螺桿和螺母材料相同時, 只校核螺桿螺紋牙強度 螺桿的彎曲強度由公式 (4-5c) 式中，[σ]b——材料的許用彎曲應(yīng)力 h ——螺紋的工作高度 ，對于矩形和梯形螺紋，h=0.5P=4 代入數(shù)據(jù) 得σb=5.45<[σ]b =50MPa 符合條件 螺桿和螺母材料相同時, 只校核螺桿螺紋牙強度 螺母的剪切強度τ可由公式 (4-5d) 式中，[τ]——材料的許用切應(yīng)力 代入數(shù)據(jù) 得 τ=1.77<35MPa 符合條件 螺母彎曲強度由公式 (4-5e) =2.78 式中[σ]b——材料的許用彎曲應(yīng)力 （9）臨界載荷的確定 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 而 λs=μL/i 其中，μ——螺桿的長度系數(shù)，查表5—14，可知μ為0.50 L——螺桿的工作長度，mm，這里取1900 i——螺桿危險截面 的慣性半徑，mm，這里i= d1/4=9 則 λs =105.6>40 臨界載荷 （4-6a） 式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，， ——螺桿危險截面的慣性矩， 代入數(shù)據(jù)，得 =185455 N （4-6b） 螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù) 符合條件 (10)絲杠效率η可由公式 (4-7) 式中，(0.95~0.99)——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。 4.1.3 螺旋副尺寸參數(shù)設(shè)計結(jié)果(見表4-2) 表4-2 螺旋副尺寸參數(shù) 名稱 代號 數(shù)值 關(guān)系式 外螺紋大徑 d 49.00 內(nèi)螺紋大徑 D4 48.00 D4=d+2ac 螺距 p 8.00 牙頂間隙 ac 0.50 基本牙型高度 H1 4.00 H1=0.5p 內(nèi)螺紋牙高 H4 4.5 H4=H1+ac=0.5p+ac 外螺紋牙高 h3 4.5 h3=H1+ac=0.5p+ac 牙頂高 Z 2.00 Z=0.25p=H1/2 內(nèi)螺紋小徑 D1 40.00 D1=d-2H1=d-p 外螺紋小徑 d3 39.00 d3=d-2h3 外螺紋中徑 d2 44 d2=d-2Z=d-0.5p 內(nèi)螺紋中徑 D2 44 D2=d-2Z=d-0.5p 外螺紋牙頂圓角 R1 0.25 R1max=0.5ac 牙底圓角 R2 0.50 R2max=ac 原始三角形高 H 14.9 H=1.866p 4.1.4 螺母的選用 由于舉升機的工作螺母是在低速重載下進行工作，因此國內(nèi)傳統(tǒng)的設(shè)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。 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。 4.1.5 絲桿螺母機構(gòu)的安全性設(shè)計 4.1.5.1 副螺母設(shè)計 從上面的設(shè)計分析中可以看到，副螺母無論選用何種材料，如何進行設(shè)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(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，雖隨同主螺母升降，但不承受任何作用力，因而，不會隨同主螺母磨損。當(dāng)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。 4.1.5.2 急停裝置的設(shè)計 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(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、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)。 可以看到，當(dāng)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(guān)，如圖4-3b，發(fā)出報警信號，使電動機停止轉(zhuǎn)動。 當(dāng)主立柱內(nèi)的主螺母磨損，造成主升降滑架下落時，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(guān)，發(fā)出信號，使電動機停止運動，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(gòu)不能發(fā)出信號呢?應(yīng)該說這種現(xiàn)象是有可能發(fā)生的，但通過若干試驗，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 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.動作輪8.行程開關(guān)9.壓縮彈簧 圖4-3 動作輪與行程開關(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)其達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。 4.2 鏈傳動的選擇 (1) 采用盡可能短的運動鏈，以利于降低成本、提高傳動效率和傳動精度。 (2) 應(yīng)使機械有較高的效率，對單流傳動應(yīng)提高每一傳動環(huán)節(jié)的傳動效率，對分、匯流傳動應(yīng)提高功率大的功率流路線中各傳動件的傳動效率。 (3) 合理安排傳動機構(gòu)的順序。轉(zhuǎn)變運動形式的機構(gòu)通常安排在運動鏈的末端，靠近執(zhí)行構(gòu)件處，摩擦傳動（帶、機械無級變速器等）以及圓錐齒輪（大尺寸者難于制造）一般安排在傳動的高速部位。 4.2.1 鏈傳動初始條件的確定(表4-3） 表4-3 初始條件的確定 項目 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 3 KW 小鏈輪轉(zhuǎn)速 262 r/min 平均傳動比 1,可大或小0.5% 大鏈輪轉(zhuǎn)速 262 r/min 傳動種類 水平傳動 傳動速度 低速傳動(v≤3m/s) 中心距條件 可調(diào) 載荷性質(zhì) 中等沖擊 原動機種類 電動機或汽輪機 張緊裝置 張緊輪 4.2.2 設(shè)計步驟及計算公式 （1）鏈輪齒數(shù)的選擇與確定 根據(jù)機械設(shè)計思路可知增大z1，鏈條緊邊的總拉力下降，多邊形效應(yīng)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(dāng)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(yīng)考慮傳動空間尺寸的限制應(yīng)參照鏈速選取見（表4-4） 表4-4 鏈輪齒數(shù)的選擇 鏈速 0.6～0.3 3～8 >8 15～19 19～23 23～25 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)計功率的計算：根據(jù)公式 ＝2.57 KW。 （4-12） 式中P ——傳遞功率KW； KA ——工況系數(shù)；查表9-6，取1.5 ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù)；查機械設(shè)計圖9-13，取1 ——多排鏈排數(shù)系數(shù)，這里是雙排鏈，取1.75 （3）確定鏈條型號和節(jié)距p 根據(jù)設(shè)計功率和主動鏈輪轉(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，為使傳動平穩(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)計確定 —鏈輪輪轂孔的最大許用直徑 當(dāng)不能滿足要求時，可增大z1或p重新驗算。 （5）鏈條速度的計算：根據(jù)公式 （ 4-14） ＝2.77 根據(jù)鏈速v，由圖9-14選擇合適的潤滑方式為油池瑞華 (6)初定中心距 根據(jù)機械設(shè)計手冊可知，初定中心距一般取，因為本設(shè)計有張緊輪，故可取大于80P。這里取 （7）鏈長節(jié)數(shù)的計算與確定 按下式計算鏈接數(shù) =229.7 （4-15） 為避免使用過渡鏈節(jié)，應(yīng)將計算出的鏈節(jié)數(shù)Lp0圓整為偶數(shù)Lp 則 鏈傳動的最大中心距為 （4-16） =2500 式中，f1為中心距計算系數(shù) (8）鏈條長度根據(jù)公式 （4-17） ＝5.84 （9）有效圓周力的計算 （4-18） ＝9170 進而可以算得作用于軸上的拉力 對于接近垂直的傳動 (4-19) （10）靜強度安全系數(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； ——離心力引起的拉力 N； ——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；對于速度低、不太重要的傳動 或作用力的確定比較準(zhǔn)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(shè)計要求。 (11）鉸鏈比壓，根據(jù)公式 (4-21) 式中,KA ——工況系數(shù)； F ——有效圓周力 ——離心力引起的拉力 ——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 ——鏈長 v ——鏈速 m/sz1 ——小鏈輪齒數(shù) i ——傳動比 [Δp/p] ——許用磨損伸長率，按具體工作條件確定 4.2.3 鏈傳動尺寸參數(shù)的確定（表4-5） 表4-5 鏈傳動尺寸參數(shù) 名稱 符號 小鏈輪數(shù)值 大鏈輪數(shù)值 單位 關(guān)系式 排距 pt 18.11 18.11 mm 分度圓直徑 d 86.39 86.39 mm d=p/(sin(180/z)°) 齒頂圓最大直徑 96.08 96.08 mm 齒頂圓最小直徑 90.62 90.62 mm =(1-1.6/z)p-dr 齒根圓直徑 76.23 76.23 mm 齒側(cè)凸緣或排間槽直徑 dg 68.47 68.47 mm -1.04h-0.76 (h:內(nèi)鏈板高) 4.3 帶傳動的選擇 4.3.1 帶傳動設(shè)計初始條件的確定（表4-6） 表4-6 初始條件的確定 項目 值 單位 電機功率 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) 4.3.2 設(shè)計過程及校核計算 （1）設(shè)計功率的計算 計算功率是根據(jù)傳遞功率P和帶的工作條件而確定的 式中： ——計算功率，KW； 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(shè)計手冊>>取KA=1.2 P——所需的傳遞功率，KW 代入數(shù)據(jù) 則 （2）選擇V帶的類型 根據(jù)計算功率和小帶輪的轉(zhuǎn)速n1，從圖8-11中選取普通V帶的帶型為Z型。 （1） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速V 1） 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 2） 驗算帶速V 根據(jù)公式8-13 可得 =4.22 m/s =4.22m/s 當(dāng)帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，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 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 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=6m/s 符合要求 （4）確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長度Ld 1）由公式 代入數(shù)據(jù) 得364≤a0≤1040 可初步確定中心距a0=420 2）計算相應(yīng)的帶長Ld0 =1734 根據(jù)表8-2，選取Ld =1800mm 3） 計算中心距及其變動范圍 傳動的實際中心距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 (5) 驗算小帶輪上的包角α1 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(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，為了提高帶傳動的工作能力，應(yīng)使 (6)確定帶的根數(shù)z 式中，Kα——小帶輪包角修正系數(shù);查表8-5，取0.95 KL——帶長修正系數(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 對于新安裝的V帶，初拉力應(yīng)為1.5(F0)min；對于運轉(zhuǎn)后的V帶，初拉力應(yīng)為 1.3(F0)min，安裝時，應(yīng)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。 （8）計算帶傳動的壓軸力FP 為了設(shè)計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動的作用在軸上的壓軸力 =2143N 式中，α1為小帶輪的包角 5、 全文總結(jié) 通過本次畢設(shè)，我不僅對雙柱舉升機的結(jié)構(gòu)、原理有了一個清楚的認(rèn)識，而且對各種系列的舉升機的性能有了個初步的了解。 目前，市場上主要的產(chǎn)品是：雙電機的螺紋傳動舉升機、液壓傳動的舉升機和單電機的螺紋傳動舉升機。其中雙電機的螺紋傳動舉升機特點是：結(jié)構(gòu)簡單、易于安裝；但是，左、右電動機運行容易不一致，導(dǎo)致左、右舉升臂的舉升速度不一樣，這就需要安裝負(fù)反饋，那么在成本上就有所上升。而液壓的特點是：運行平穩(wěn)、噪音小，但設(shè)計起來較復(fù)雜且易漏油，污染工作環(huán)境。再來看第三種類型，也就是本次設(shè)計所采用的方案，它較之前者，結(jié)構(gòu)稍復(fù)雜，但控制電路簡單 、不需要負(fù)反饋、成本低；較之后者，則結(jié)構(gòu)略顯簡單、不污染環(huán)境，但平穩(wěn)性、噪音方面則不足。 參考文獻 [1] 交通部公路科學(xué)研究所，北京通力機械工業(yè)總公司. 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