双柱机械式汽车举升机设计.docx
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1、【摘 要】双柱机械式汽车举升机,它包括两个眶形举升柱,两个垂直滑动在该眶形举升柱上的升降滑架,两个托臂和两个轨道式托板,其特征在于所述眶形举升柱是由结构在下部的底板升底梁升矩形齿轮箱及矩齿轮箱两侧短边向上延伸的方形导柱连接上部的横梁构成的整体;所述眶形举升柱下面的矩形齿轮箱其中一个是安装电动机的驱动箱;而所述升降滑架是由两个平行固定在其上的托臂穿过所述轨道式托板上滑套的孔位相互连接。 关键词: 滑动螺旋副;导轨;丝杠;制动器;组合开关 ;【Abstract】目录第一章 绪 论11.1 研究背景11.2 国内外研究现状11.3 设计主要内容及步骤21.4 设计的目的和意义2第二章 总体结构设计3
2、2.1 尺寸和结构32.2 传动路线的设计42.3 同步装置的选择42.4电机的选择5第三章 立柱与托臂的设计73.1 立柱的校核计算73.2 托臂的校核103.3 联接件的计算与校核12第四章 传动系统的设计144.1 螺旋传动的设计144.2 链传动的选择224.3 带传动的选择26第五章 结论与建议305.1 结论305.2 建议30参考文献31致 谢32附 录33第一章 绪 论1.1 研究背景随着我国汽车深入家庭,汽车维修业也迎来了一个高峰期,而随之对汽车举升机的需求也日益增加,因为它是大多数汽车修理车间的常用设备。然而现在国内市场上具有一定生产规模和自主产权的汽车举升机厂家很少,对举
3、升机的研究工作还很欠缺,因此对汽车举升机的设计很有现实的意义。1.2 国内外研究现状1.2.1 举升机的分类我国的汽车举升机是20世纪80年代依据国外的产品技术生产的,由于移动和拆装方便,也便于维修中小型汽车,逐渐代替了以前维修汽车通用的“地沟”模式。汽车举升机产品种类较多:按提升动力来分:有液压和机械两种形式。按结构类型来分:有单柱式、双柱式、四柱式和剪式。1.2.2 举升机的优缺点分析机械式举升机的特点:同步性好,但机械维护成本高(换铜螺母及轴承)。机械连接可以是钢丝绳或链条,这样设计有一个缺点:如果钢丝绳或者链条在工作中伸长了,从而导致升降时拖架的移动不能同步。液压式举升机的特点:维护成
4、本低,单缸同步性好,但双缸同步性较差。液压式又分单缸和双缸式,单缸也分两种:老单缸和新单缸,双缸分龙门式和无地板式。单缸同步性虽很好,但油缸机械式地连接在对面立柱的托架上。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
5、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
6、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21最大举升重量举升高度举升时间电机功率外形尺寸自重3000 kg175050 S3 KW3000*50*2200750 kg2.1.1 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
7、 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
8、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
9、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/其中,传动装置的总效率 =12234 =0.95*0.982*0.55*0.94=0.471为带传动的效率.取0.952为轴承的效率,取0.983为丝杠传动的效率,取0.554为链传动的效率,取0
10、.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PN1.1*PL=1.1*2.4=2.64 KW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3 KW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=1440 r/min2.5.1 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
11、,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13m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MAX=Mmax/W (3-1) =MC/W=2748272.10.1/253.83=1082.72Kg cm2许用应力选: =541100/(9.85)=1102.04K
12、g/cm2max,满足强度条件。3.1.1.2 校核剪应力强度max=QmaxS/(ZB)=QC/(ZB/S) (3-2)=5234.804Kg/(16.43628.2cm)=11.294Kg/cm2选S=235MPa,而许用应力=2351009.85=479.59Kg/cm2,max,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max产生在离中性轴最远的边缘处,而最大剪应力max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
13、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进行计算: X=MY/ (3-3a)=27482720.111.0881/2814.519=1082.71Kg cm2 X=QS/B (3-3b)=5234.804171.24/(2814.51928.2)=11.29Kg /cm2Y=-X (3-3c)图3-3 在点K处取出的单元体受力情况示意图在点处取出的单元体受力情况如图8。由于点处在复杂应力状态,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X,X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:=(2+32)-2 (3-4)所以,=(082.712+311.2
14、92)-2=1082 kg/ cm2=1102 kg/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=20.1106N/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
15、个悬臂梁,端部受力P=2066 kg,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=2066.3770=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
16、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=5.575.6cm600MPa,max,满足强度条件。3.2.3.2 校核剪应力强度=Q*S/I(a-b)=7000Kg*112.8mm/3mm*(100-88) mm = 21.93MPa。 (3-16)选:S=235MPA,=355 (3-18)根据公式计算得F=16720.5N当d为20时,F03.3441N (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:p=F/
17、d0Lminp (3-20)式中,p-许用应力,Lmin=1.25d0螺栓的剪切强度条件为:=4F/d2 (3-21)受力最大F为10KN,根据公式计算的p=80MPa, =509.5 MPa,螺栓主要受挤压,被剪断的可能性很小,sMpa355,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
18、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
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