剪式举升机设计范文1Word文档下载推荐.docx

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双柱式液压举升机的特点：

液压举升，维修少。

质量稳定，下降时需要两边拉开保险才能下降。

油缸置下部占用下面的空间。

四柱式举升机的特点：

四柱式在具有双柱式液压举升机的特点的同时还可以实现四轮定位的检测，安装升举更加的方便，中大型的修理场有广泛的应用。

1.3设计主要内容及步骤 

1.3.1举升机总体结构的设计。

根据承载能力及通常车辆的尺寸，设计出总体框架的大小

1.3.2举升机传动系统的优化设计。

主要考虑电机，以电机为基础进行传动系统初始条件的设计，并对螺旋传动中的丝杠螺母进行急停装置和安全保险装置的设计

1.3.3举升系统零部件的设计

对立柱，托臂以及连接装置进行设计计算

1.4设计的目的和意义

1.4.1设计的目的

通过进行全面的设计计算，来研制出一种适用型，经济型的机械式双柱举升机，它在举升车辆的应用范围上以及在维修厂的工作环境上得到优化设计。

1.4.2设计的意义

通过对举升机全面系统的设计计算，对了解举升机的构造和传动进行了深入的探讨，对人们了解举升机，应用举升机以及以后的改进工作都有很高的现实意义。

第二章总体结构设计

2.1尺寸和结构

本机由立柱、滑套、底座三大部分组成。

对举升机整体尺寸的设计使其满足汽车在举升机上的停放并且对汽车修理时，与修理工不发生冲突妨碍修理。

具体尺寸如表2—1

最大举升重量

举升高度

举升时间

电机功率

外形尺寸

自重

3000kg

1750

50S

3KW

3000*50*2200

750kg

2.1.1立柱

为一方式空心焊接结构、电动机和皮带传动固定在立柱上端，传动丝杠固定在立柱上下端的轴承座内。

2.1.2滑套

与传动螺母连接并带动托架上下运动;

滑套内装有主滚轮，导间轮，承受升降过程中产生的侧向力并起导向作用。

2.1.3底座

左右两立柱安装在底座上;

底座用地脚螺柱固定在地基础上;

在底座内设有链

传动及其张紧装置。

2.2传动路线的设计

图2-2举升机传动原理图

1.副丝杆2.副立柱升降滑架3.9主螺母4.7副螺母5.链轮6.链条8.主立柱升降滑架10.电动机11.13带轮12皮带14主丝杠

举升机一般常见的传动路线有液压传动和机械传动。

液压传动，具有平稳，噪音低，易于防止过载的优点。

但液压元件与油缸有拍对运动，虽对零件加工面的加工精度要求较高，但仍不可避免地会造成油液泄漏.使场地及人身造成污染，检修时有诸多不便，泄漏还会造成轿车在举升中两边四个支点处不平衡状态，因而必须另设安全保险装置。

机械传动安全可靠，结构简单，零件加工精度低，安装维修方便，成本较低。

使用寿命相对较短，但随着技术的改进，这个缺点也在得到逐步的改善。

综上所述，结合现有国内外液压，机械传动（含钢丝绳传动）的各种举升机使用情况，我设计选用机械传动。

传动路线为：

电动机——皮带传动——主螺旋副传动——链传动——副螺旋副传动形式。

（见图2-2）

2.3同步装置的选择

举升机左右两立柱上的四个托架（与滑套相联接），必须保证同步升降。

目前采用的结构形式有三种:

第一种是螺旋副——锥齿轮——长轴——锥齿轮——螺旋副机械传动结构。

这种刚性联接方式，同步性好，但结构复杂，长轴虽可采用无缝钢管与短轴头焊接办法替代，但自重仍较大.

第二种是选用外转性相近的两个电动机与加工精度相近的在装配时进行调整选配的两个螺旋副.分别驱动的传动结构。

第三种是本人设计采用的链传动结构。

同步性可靠，结构简单，自重小，结构安全可靠传动效率较高，但需设置调整方便的链传动的张紧装置。

2.4电机的选择

（1）电动机类型和结构形式的选择

按照工作要求和工作条件，又要考虑经济性和可维护性，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，根据整机结构布置，采用卧式封闭结构

（2）电动机容量计算

电动机容量仅考虑功率即可

功率P=A/t

式中：

A为工作所需的总能量，t为工作时间

代入数据得P=mgh/t=3000*10*1.9/（50*1000）=1.14kw

电动机功率PL=P/η

其中,传动装置的总效率

η=η1η22η3η4=0.95*0.982*0.55*0.94=0.47

η1为带传动的效率.取0.95

η2为轴承的效率,取0.98

η3为丝杠传动的效率,取0.55

η4为链传动的效率,取0.94

所以PL=1.14/0.47=2.4

考虑到启动制动的影响，电动机功率

PN≧1.1*PL=1.1*2.4=2.64KW

环境温度小于400C，不需要修正，所以，最终选择电动机的功率为3KW

通过《机械设计手册（软件版）》查询所需电机为:

额定功率（Kw）3

转速（r/min）1440

电压（V）380

额定电流（A）7

最大长度（mm）380

最大宽度（mm）283

最大高度（mm）245

（3）电动机额定转速的选择

举升机工作转速一般，故选择常用的电机额定转速

n1=1440r/min

2.5.1举升行程H

举升行程H是指举升机能将汽车举升的有效行程。

n举升行程与维修人员身高有关，根据我国不同地区，男女性别的差异，最大举升高度可按1.5m，1.65m，1.75m考虑。

本人设计选用举升行程1.75m。

2.5.2升降速度

升降速度的快慢.直接影响生产率高低电动机功率大小，操作运行中安全以及机构布置等。

现在的举升机的举升速度一般在1—3m之间，设计选择的举升速度为2.1m/min。

第三章立柱与托臂的设计

3.1立柱的校核计算

图3-1主立柱受力示意图

3.1.1立柱的强度校核

3.1.1.1校核正应力强度

σMAX=Mmax/W（3-1）

=MC/W

=2748272.1×

0.1/253.83=1082.72Kgcm2

许用应力选:

[σ]=541×

100/（9.8×

5）=1102.04Kg/cm2

σmax<

[σ],满足强度条件。

3.1.1.2校核剪应力强度

τmax=QmaxS/（ＩZB）=QC/（ＩZB/S）（3-2）

=5234.804Kg/（16.436×

28.2cm）=11.294Kg/cm2

　选σS=235MPa,而许用应力[τ]=235×

1009.8×

5=479.59Kg/cm2,

τmax<

[τ],满足强度条件。

图3-2立柱结构图

3.1.1.3折算应力强度校核

主立柱横截面上的最大正应力σmax产生在离中性轴最远的边缘处,而最大剪应力τmax则产生在中性轴上,虽然通过上面的校核说明在这两处的强度都是满足要求的,但是因为在截面C处,M和Q都具有最大值,正应力和剪应力都比较大,因此这里的主应力就比较大,有必要根据适当的强度理论进行折算应力校核,取该截面边缘处某点Ｋ进行计算:

σX=MY/Ｉ（3-3a）

=2748272×

0.1×

11.0881/2814.519=1082.71Kgcm2

τX=QS/ＩB（3-3b）

=5234.804×

171.24/（2814.519×

28.2）=11.29Kg/cm2

τY=-τX（3-3c）

图3-3在点K处取出的单元体受力情况示意图

在点Ｋ处取出的单元体受力情况如图8。

由于点Ｋ处在复杂应力状态,立柱材料采用的30钢是塑性材料,可以采用第四强度理论[4],将σX,σX的数值代入,用统计平均剪应力理论对此应力状态建立的强度条件为:

σｊ=（σ2+3τ2）-2≤[σ]（3-4）

所以,σｊ=（082.712+3×

11.292）-2=1082kg/cm2<

[σ]=1102kg/cm2,按第四强度理论所算得的折算应力也满足许用强度的要求。

3.1.2普通式双柱举升机的刚度分析与验算

3.1.2.1主立柱的刚度分析与计算

用迭加法进行刚度计算[3],弹性模量E取201GPa=20.1×

106N/cm2。

经计算,由F1引起的挠度（向内弯）为:

FA1=4.7cm;

由F2引起的挠度（向外弯）为:

FA2=3.2cm;

由M引起的挠度（向外弯）为:

FW=0.086cm,此值很小,可忽略不计。

立柱实际向内弯的挠度FA=FA1+FA2=4.7-3.2=1.5cm。

3.1.2.2从托臂处考虑挠度情况

3-4滑台部件受力示意图

托臂亦相当于一个悬臂梁,端部受力P=2066kg,托臂部件由大臂和小臂组成,将大臂和小臂分别考虑:

小臂端部受力P,按悬臂粱公式计算,得到小臂端部处挠度为:

f1=0.1799cm。

（3-5）

大臂经受力分析,大臂端部受一个力P=2066.37Kg和一个弯矩M=2066.37×

70=144645.9Kgcm,大臂端部处由P和M引起的挠度分别为:

Fp=0.361cm（3-6a）

Fm=0.542cm（3-6b）

所以,托臂处因载荷引起的挠度为:

F载荷=F1+FP+FM=0.179+0.361+0.542=1.082cm。

（3-7）

因托臂的大小臂之间有1mm间隙,由此产生挠度:

F间隙=1.864mm。

主立柱的弯曲挠度使滑台产生转动,滑台的转动又使托臂有一定的下沉量,经计算,此值大小为:

F转动=26.325mm

故托臂端部总下沉量:

F总=F载荷+F间隙+F转动=（3-8）

2.633+1.864+1.082=5.57≈5.6cm<

6cm。

在举升机行业标准中,此值满足距立柱最远点的托臂支承面下沉量要求。

3.2托臂的校核

图3-5托臂的结构图

3.2.1托臂截面形心和中心轴

已知条件：

外正方形的边长a=10cm

内正方形的边长b=8.8cm

根据下列相关公式：

截面面积:

S=a2-b2（3-9）

惯性矩：

Ix=Iy=a4-b4（3-10）

抗弯截面模数：

Wx=（a4-b4）/6a（3-11）

Wx1=0.1179*（a4-b4）/a（3-12）

重心s到相应边距离：

ex=a/2ex1=a/

（3-13）

惯性半径:

i=

/

（3-14）

代入上述数据得计算结果：

正方环形截面的面积A=22.56平方厘米

正方环形截面的惯性矩I=333.59cm4

对x轴的抗弯截面模数We=66.72cm3

对x1轴的抗弯截面模数Wx1=47.2cm3

重心S到x边的距离ex=5cm

重心S到x1边的距离ex1=7.07cm

正方环形截面的惯性半径I=3.85cm

3.2.2托臂看作静载荷下的悬臂梁，进行内力分析。

悬臂梁总长I=1.17m

集中载荷P=7000N

弹性模量E=196GPa

截面的轴惯性矩I=0.0000033359m4

RB=P；

MB=-Pl；

Qx＝-P；

Mx=-Px；

fA＝Pl3/3EI；

QA=-Pl2/2EI

带入相关数据得计算结果：

悬臂梁一的危险截面B处的:

支座反力Rb=7000N

反力矩Mb=-8190N·

m

最大剪力Qb=-7000N

最大挠度fa=5.715*10-3m

最大转角θa=（-7.327*10-3）°

3.2.3托臂的校核

前面计算已得到Ｉ=333.59cm2

对x轴的抗弯截面模数Wx=66.72cm3

对x1轴的抗弯截面模数Wx1=47.2cm2

截面上半部分静矩S=112.8cm3,I/S=333.59/112.8=3mm

3.2.3.1校核正应力强度

σmax=Mmax/=Mc/Wx1=8190m/47.2cm3=173.517MPa　（3-15）

[σ]>

600MPa,σmax<

3.2.3.2校核剪应力强度

τ=Q*S/I（a-b）=7000Kg*112.8mm/3mm*（100-88）mm=21.93MPa。

（3-16）

选:

σS=235MPA,τ<

3.3联接件的计算与校核

举升机系统中螺栓的使用，设计中主要的有两种M10，M20，需要对其进行校核，以保证连接的可靠性要求.

螺栓的材料选用优质碳素钢

螺栓的预紧：

根据公式F0≤（0.6~0.7）δsA（3-17）

式中，δs——螺栓材料的屈服极限

A——螺栓危险截面的面积A=∏d12/4

螺栓副间的摩擦力矩T≈0.2F0d

d-螺栓的公称直径

当d为10时，

σs/Mpa>

=355（3-18）

根据公式计算得F<

=16720.5N

当d为20时，

F0≤3.3441N（3-19）

100N的预紧力就可以满足实际条件。

螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：

σp=F/d0Lmin≤[σp]（3-20）

式中,σp--许用应力，Lmin=1.25d0

螺栓的剪切强度条件为：

τ=4F/∏d2≤[τ]（3-21）

受力最大F为10KN，

根据公式计算的σp=80MPa,τ=509.5MPa，螺栓主要受挤压，被剪断的可能性很小,σs\Mpa≥355，满足条件，所以螺栓螺母配合符合设计要求。

故d为20时同样满足联接的需求，符合安全要求。

第四章传动系统的设计

4.1螺旋传动的设计

滑动螺旋工作时，主要承受转矩及轴向力的作用，同时在螺杆和螺母的旋合螺纹间有较大的相对滑动，其失效形式主要是螺纹磨损，因此，滑动螺旋的基本尺寸（即螺杆直径和螺母高度）通常是根据耐磨性条件确定的，对于受力较大的传力螺旋，还应该校核螺杆危险截面以及螺母螺纹牙的强度，以防止发生塑性变形或断裂；

对于要求自锁的螺杆应该校核其自锁性。

机械式汽车举升机的主传动实际上就是一种螺旋传动。

然而由于受以往设计主导思想的影响及材料选用的局限性，加之大多数汽车修理厂不注重对举升机的保养与维护，不能按照行业标准所规定的举升机在运行3000次的范围内更换工作螺母因此，时常发生举升机在工作过程中的坠车事故，造成设备损坏和人员伤亡，分析其原因，绝大多数是由于举升机工作螺母磨损所造成的。

图4-1丝杠螺母结构图

为了保证自锁性，机械式举升机的丝杆一般都选用单头梯形螺纹，螺旋副的摩擦性质为滑动摩擦，如图5-1所示其特点是结构简单，便于制造，有利于自锁，能保证举升机在将汽车举升到空中任意高度都可停顿，无需任何辅助支撑，工作人员便可在车下安全作业。

其主要缺点是摩擦阻力大，传动效率低（Ø

<

30%），在重载运行的情况下发热量高，不适于连续运行。

然而汽车举升机的举升运动一般者为间隙式运动，即将汽车举升到一定的高度，便停止举升汽车停在半空中，待修理作业结束后，再将汽车放下来，无需进行反复不停的升降运动，因此，丝杆不会出现温升过高的现象。

4.1.1螺旋传动初始条件的确定（见表4-1）

滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关，其中，最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大，螺旋副间越容易形成过度磨损，因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力P，使其小于材料的许用压力【p】

按耐磨性条件，可以初步确定丝杆的直径和螺母的高度。

通过校核计算来证明丝杆的自锁性、丝杆的强度、丝杆的稳定性以及螺母螺牙的强度等均符合设计要求，亦符合国际同类标准的设计要求。

表4-1初始条件的确定

项目

数值

单位

轴向载荷

15000

N

螺杆材料

45号钢

无

螺母材料

含油MC尼龙

轴向载荷与运动方向

反向

螺杆端部结构

两端固定

螺杆最大工作长度

1750.00

mm

两支承间的最大距离

1800.00

4.1.2设计过程

（1）确定中径系数，可根据螺母形式选定，整体式螺母取ψ=1.2～2.5,剖分式螺母取ψ=2.5～3.5，对于该举升机属于整体式，本人采用的中径系数ψ=1.80。

（2）由机械设计手册可知用于校核的许用压强[p]=15MPa

（3）螺杆中径的选择可根据公式

令ψ=H/d2

得

（4-1）

该公式可用于梯形螺纹（GB5796.1－86）和矩形螺纹，还可以.用于30°

锯齿形螺纹。

梯形螺纹、矩形螺纹可取

，

锯齿形螺纹

=0.65

代入上式得d2≥32

取d2为42

（4）螺距P可以和公称直径可同时选出

查机械设计手则，表3-4

可知螺杆公称直径d为48mm，螺距P=8mm。

螺母高度H可根据

得出为86.4mm。

旋合圈数z可根据公式

选定（4-2）

经计算的z=10.8，螺纹的工作高度h可根据公式h=0.5p和h=0.75p确定

前者用于梯形螺纹（GB5796.1－86）和矩形螺纹，后者用于30°

对于该设计则选用前者，所得结论为h=4mm。

（5）工作压强p可由

确定

代入数据得

p=2.3MPa

远远小于许用压强15MPa，故该结构稳定。

（6）自锁性校核

因螺旋副要求自锁，还应校核螺旋副是否满足自锁条件

即ψ≤ψv

（4-3）

式中ψ为螺纹升角；

ψv为当量摩擦角;

f为摩察系数

有机械设计手册表5-12，取摩察系数f=0.1α=300

其中

=5.95

则ψ<

ψv

满足螺旋副自锁条件

（7）驱动力矩T由公式

（4-4a）

T1=Fd2/2tan（ψ+ψv）（4-4b）

（4-4c）

式中，T1——螺纹力矩；

T2——轴承摩擦力矩，

经计算得出T=108.5N·

m，

（8）螺杆以及螺母的计算

由机械设计课本表5-13

可查出螺栓材料的许用应力[σ]为94MPa；

螺母的许用弯曲应力[σ]为50MPa；

螺母的许用剪切应力[τ]为35MPa。

螺杆工作时承受轴向压力F和扭矩T的作用，螺杆危险截面上既有压缩应力，又有切应力，因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力σ，其强度条件为

（4-5a）

其中T为传递扭矩N·

mm，[σ]为螺杆材料的许用应力MPa，

代入数据，计算可得出为σ=14.74MPa<

[σ]=94MPa

符合强度要求

螺杆剪切强度由公式

（4-5b）

[τ]——材料的许用切应力

b——螺纹牙根部的厚度，mm，对于梯形螺纹，b=0.65P=5.2

代入数据，得τ=2.36<

[τ]=35MPa

符合条件

螺杆和螺母材料相同时,只校核螺杆螺纹牙强度

螺杆的弯曲强度由公式

（4-5c）

式中，[σ]b——材料的许用弯曲应力MPa

h——螺纹的工作高度，对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P=4

代入数据

得σb=5.45<

[σ]b=50MPa

螺杆和螺母材料相同时,只校核螺杆螺纹牙强度

螺母的剪切强度τ可由公式

（4-5d）

式中，[τ]——材料的许用切应力MPa

得τ=1.77<

35MPa

螺母弯曲强度由公式

（4-5e）

=2.78

式中[σ]b——材料的许用弯曲应力MPa

（9）临界载荷Fc的确定

根据螺杆的柔度λs值的大小，螺杆的临界载荷就选用不同的公式计算

而λs=μL/i

其中，μ——螺杆的长度系数，查表5—14，可知μ为0.50

L——螺杆的工作长度，mm，这里取1900

i——螺杆危险截面的惯性半径，mm，这里i=d1/4=9

则λs=105.6>

40

临界载荷

（4-6a）

E——螺杆材料的拉压弹性模量，MPa，E=2.06*105MPa