双柱机械式汽车举升机毕业设计目录第一章绪论 (1)1.1研究背景 (1)1.2国外研究现状 (1)1.3设计主要容及步骤 (2)1.4设计的目的和意义 (2)第二章总体结构设计 (3)2.1尺寸和结构 (3)2.2传动路线的设计 (4)2.3同步装置的选择 (4)2.4 电机的选择 (5)第三章立柱与托臂的设计 (7)3.1立柱的校核计算 (7)3.2托臂的校核 (10)3.3联接件的计算与校核 (12)第四章传动系统的设计 (14)4.1螺旋传动的设计 (14)4.2链传动的选择 (22)4.3带传动的选择 (26)第五章结论与建议 (31)5.1结论 (31)5.2建议 (31)参考文献 (32)致谢 (33)附录 ................................................. 错误!未定义书签。

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—12.1.1 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。

2.1.2 滑套与传动螺母连接并带动托架上下运动;滑套装有主滚轮，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;在底座设有链传动及其紧装置。

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P L=P/η其中,传动装置的总效率η=η1η22η3η4 =0.95*0.982*0.55*0.94=0.47η1为带传动的效率.取0.95η2为轴承的效率,取0.98η3为丝杠传动的效率,取0.55η4为链传动的效率,取0.94所以P L=1.14/0.47=2.4考虑到启动制动的影响，电动机功率P N≧1.1*P L=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。

举升行程与维修人员身高有n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=1082.72Kg cm2 许用应力选: [σ]=541×100/(9.8×5)=1102.04Kg/cm2σmax<[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=1082.71Kg cm2τX =QS/ＩB(3-3b)=5234.804×171.24/(2814.519×28.2)=11.29Kg /cm2τY =-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=1082 kg/ cm2<[σ]=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=20.1×106N/cm2。

经计算,由F1引起的挠度(向弯)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=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=2066.37×70=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。