车轮举升器设计分析

1、课程设计题目：车轮举升器设计学院：汽车与交通工程学院专 业：汽车服务工程学 号：学生姓名：指导教师：日 期：二0七年一月摘 要随着我国汽车行业的蓬勃发展，汽修行业也迎来了巨大的市场需求。因此，汽车 维修行业非常需要多种效率高、针对性强的汽车维修设备和工具。在汽修行业，轮胎 举升机是一个被广泛采用的维修工具。轮胎举升机操作简便、美观、占地空间少便能 将轮胎方便省力的举起。用于省时省力的效果，不用时完全放置于地面，方便汽车倒 车或者放置物品，是汽修时不可缺少的工具。本文设计的轮胎举升机为可移动式轮胎举升机，采用电动机驱动。首先对题目进 行分析，再结合现有的轮胎举升机的结构和机械传动系统，加上对轮胎

2、举升机进行研 究，说明书的主要内容包括：传动方案的确定；电动机的选择；传动装置的运动和动 力参数的计算；传动零件的设计；轴的设计与校核；润滑及密封装置的设计；轴承的 选择；联轴器的选择；轴的设计与校核；键的设计及选择。其中对机构中的主要部件 做了强度校核，另外对于设计中存在的问题及需要改进之处给予指出。设计中采用机械式传动方案，动力经过蜗杆，螺旋传动减速，最后由丝杠的转动 变成升降运动，实现汽车被举升的目的。关键词：机械式；举升机；蜗轮蜗杆；螺旋传动；螺母；螺杆目录目录II1 课程设计任务书JV1.1 设计目的JV1.2设计题目JV1.3设计步骤JV1.4时间安排JV1.5成绩评定V2总体设计

3、12.1 拟定传动方案12.2 电动机的选择22.2 .1选择电动机型号22.2.2电动机转速的选择22.3传动比的计算22.4传动装置的运动和动力计算33 传动零件的设计计算 43.1蜗轮蜗杆传动43.1.1材料的选择43.1.2按齿面接触疲劳强度设计43.1.3蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸 53.1.4按照齿根弯曲疲劳强度校核53.1.5校核蜗杆刚度63.1.6验算效率 73.1.7蜗杆蜗轮各部分尺寸计算73.1.8蜗杆传动热平衡计算83.2螺旋传动83.2.1 丝杠的设计83.2.2丝杠参数的计算83.2.3螺杆强度计算83.2.4耐磨性计算9325螺母的强度校核9326计算螺母外径10

4、3.2.7螺杆稳定性设计 104轴的设计与校核124.1 轴的设计124.1.1 蜗杆轴尺寸确定 124.1.2 蜗轮轴尺寸确定 124.2蜗杆动力参数134.3轴在垂直方向内受力134.4轴在水平面受力情况 144.5求轴在水平面支反力 144.6 绘制垂直面弯矩图 144.7绘制水平面弯矩图 154.8绘制合成弯矩图154.9绘制扭矩图164.10危险截面合成弯扭图 165其他零部件的选择175.1联轴器的选择175.2轴承的选择175.3轴承端盖的选择175.3.1蜗杆轴轴承端盖的选择 175.3.2蜗轮轴承端盖的选择175.4键的设计176小结19参考文献201课程设计任务书1.1设计

5、目的课程设计是一项综合性的实践教学环节， 是对理论课程与实验课程的综合与补充， 旨在使学生加深对所学理论知识的理解，训练学生如何综合使用学过的理论和方法分 析实际问题的能力，以增强学生的实践能力与解决实际问题的能力。1.2设计题目车轮举升器设计1.3设计步骤1 调研及收集资料对于与本设计题目相关或类似的内容进行深入、全面的调查研究，广泛查阅图书 资料、科技文献、深入了解其工作原理、结构及优缺点。2 设计方案(1) 工作原理(2) 设计参数举升重量：600kg;举升器上升行程：400mm；举升器上升(轴 向)移动速度：0.10-0.15m/So(3) 要求：两级减速(蜗轮蜗杆减速、螺杆螺母减速)

6、蜗轮转速25-45r/min(4) 确定举升器结构与总体布局(考虑限位)3 设计及计算(1) 计算及选型；(2) 举升器总体设计4 总装图绘制5 编写设计说明书1.4时间安排课程设计时间共计2周，具体时间安排如下表：表1.1课程设计时间安排表序号内容时间1举升器总体方案设计2天2电机选择及计算1天3举升器结构设计4天4撰写说明书2天5答辩1天1.5成绩评定课程设计成绩的综合评定主要由以下几个方面组成1 课程设计过程，包括日常管理和具体的设计能力；2 课题设计质量，包括设计装置的合理性、图纸数量、说明书等;3课程设计答辩的情况，包括自述情况及回答问题情况。2总体设计2.1拟定传动方案为了实现举升

7、机构的上下升降运动，应该在本传动方案中采用螺杆螺母传动，用 以实现把旋转运动转向为举升平台上下运动，同时电动机与顺倒开关相连接，由电动 机轴的正反转来实现举升板的升降运动；又因为电动机的转速过高，在电动机与螺杆 之间应有减速机构，而蜗轮蜗杆减速的传动比较大，工作平稳，无噪音，结构紧凑， 其自锁性较好，较其它自锁机构更加安全可靠，可提高举升机的安全性，同时蜗轮蜗 杆减速适用于中小功率，润滑好，间歇运动的场合，另外对于布置于高级的蜗杆减速 器，蜗轮可采用锡青铜做材料，允许点面有较高的相对滑动速度，以利于形成润滑油 膜，提高承载能力和传动效率，还可以提高蜗杆的头数来提高其传动效率，故选择蜗 轮蜗杆减

8、速器作为减速机构。由上所述，故拟定传动方案如下：134569871电动机2联轴器6蜗轮7螺杆图2-1总体方案的确定3滚动轴承8螺母4滚动轴承5蜗杆9举升平台传动方案如上图所示，电动机1转动经输出轴输出动力，通过联轴器 2的减载缓 冲将动力传递到蜗轮蜗杆减速机构，蜗轮 6转动带动螺杆7旋转，从而通过螺杆螺母 传动带动举升平台9的上升。2.2 电动机的选择2.2 .1选择电动机型号由设计要求可知，举升重量 K =600kg，举升机上升轴向移动速度 V =0.1m/s,上升 行程h=400mm,取蜗轮转速n= 45r/min。则举升机所需要的功率FV KGV 600 00x0.1P0.6KW1000

9、 1000 1000所需的电动机功率R二Pw/总式中总传动效率总= 1 2 3 4 5 ；1 :蜗轮蜗杆传动效率，取1=0.7 ；2 :螺杆螺母传动效率，取2=0.4 ； 3 :蜗杆轴滚动轴承传动效率，取3=0.98 ； 4 :螺杆轴滚动轴承传动效率，取 4=0.98 ； 5 :联轴器传动效率，取 5=0.99 ；故 Pd =Pw匹2.25KW1 2 3 4 50.7 0.4 0.98 0.98 0.992.2.2电动机转速的选择由设计要求可初步选取蜗轮转速 n涡轮=45r/min，机械设计手册得闭式蜗轮蜗杆传 动的传动比i -10 40，则电动机可选的转速范围为：山二n 涡轮 i = 45

10、(1040)r/mi n = 4001600r / min符合这一转速范围要求的有1000r/min和1500r/min。根据机械设计手册选择符合 要求的电动机型号为：Y100L2，其相关参数如下：额定功率Fd =3KW，同步转速n =1500r/min ;满载转速 山=1430r/min2.3传动比的计算由选定的电动机的满载转速 d与螺杆转速 螺杆可得到举升机的总传动比，而螺杆1430转速与蜗轮转速相等，即螺杆=涡轮，则总传动比i L =丄二性=31.78 ,所以取耳螺杆口涡轮45i =33。2.4传动装置的运动和动力计算（1）各轴的转速计算蜗杆轴：4 =山=1430r / min螺杆轴：n

11、2 二 n涡轮=45r / min（2）各轴输入功率的计算蜗杆轴：P 二 Pd 5 4 =3 0.98 0.99 二 2.91KW螺杆轴：P2 =R.役=2.91 汇0.7 汇 0.98=1.997KW（3）各轴的输入转矩的计算蜗杆轴：9500_ 9550 2.91 ,9.44Nm n11430螺杆轴：丁2 = 955呢=9550 I*997 =476.78N” n240将上述计算结果列于下表1中:表2-1轴号转速n/（r/min）功率P/KW转矩T/（ N 刘）传动比i114302.9119.44332451.997476.183传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆传动3.1.1材料的选择本机构

12、中蜗杆蜗轮传递功率不大，速度中等，故蜗杆选用45钢，因希望效率高些, 耐磨性好，蜗杆表面进行淬火，硬度为 45-55HRC。蜗轮用铸造锡青铜(ZCuSn10P1)3.1.2按齿面接触疲劳强度设计传动中心距:ZeZH卩(1)确定作用在蜗轮上的转矩T1T =476.18N m (2)确定载荷系数k工作稳定，取载荷不均匀系数K，1,由设计手册查得使用系数 Ka =1.15,蜗杆转速不高，冲击不大，取动载荷系Kv =1.05。故载荷系数：K 二 Ka * ： *Kv =1.15 1.05 1 =1.21(3)材料弹性影响系数Ze因为选的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故由机械设计查得:Ze =160. Mp

13、a(4) 确定载荷接触系数乙、先假设蜗杆与分度圆直径和传动中心距的比值为:生=0.4由机械设计手册查得Z -2.8(5) 确定接触应力蜗轮用铸造锡青铜(ZCuSn10P1)，蜗杆选用45钢淬火，蜗杆螺旋齿面硬度大于45HRC，查机械设计手册知蜗杆齿面接触疲劳强度:l-200Mpa(6) 代入数据求得中心距为:=124mm3.1.3蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸(1) 选择蜗杆头数乙，蜗轮齿数 J，按传动比为33,取:Zi=1Z2 = i 乙=33 1 = 33(2) 确定模数蜗杆分度圆直径，模数：d1 =0.68a0.875 =46.16mm2a - dr乙= 6.116由机械设计手册查知可取模

14、数：m =8mm蜗杆直径系数q=10;故有 蜗杆分度圆直径:4 = m q 二 80mm此时，螺纹升角为:十0= 5.7确定中心矩：a = 0.5(q Z2) = 172mma =172mm124mm故接触强度够用。3.1.4按照齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的当量齿数：Z 厶3334v33cos r cos 5.7由机械设计查得齿形系数:yFa2 = 258蜗轮分度圆直径d2 =口乙=8 33 = 244mm由机械设计得材料的基本许用弯曲应力：|-55Mpa1.53KT,1.53x1.21x312520 o 门一 “-F3- yFa132.58 = 9.91Mpa ： 50Mpadmcos ?80

15、汇 244汉8 汉 cos 5.7故齿根弯曲疲劳强度是足够的。3.1.5校核蜗杆刚度取 I =0.9d2 = 220mm;蜗杆最大挠度：Y Yt12 - Yt22 ；_Ft1l3 ；48EIYt2 -Fnl348EI蜗杆危险截面惯性系数:y4I - =2.106 1 06 ；64蜗杆所受圆周力:2T。Ft1=Fa2， 375N;d1蜗杆所受轴向力:Fa1 二耳=牛=2604N ;d2蜗杆所受径向力：Fr2 F1 二 Fa1 tan20 948N ；查机械设计手册知许用最大挠度：Y丄0.08带入数据可得挠度：Y =0.05仁 Y I - 0.08故蜗杆满足刚度要求3.1.6验算效率= (0.95

16、 二 0.96)tantan ：；化已知吋=5.7 ； -v =arctanfv ；而f与相对滑动速度有关n：d1 n01000 60 cos由机械设计手册插值法查表得fv =0.0204;v =arctanfv=1.168带入效率公式有：= 0.86此验算效率大于原估计值，故不用重算3.1.7蜗杆蜗轮各部分尺寸计算（1）蜗杆齿顶圆直径da1 =m(q 2) =8 (10+2)=96mm齿根圆直径df1 = m(q-2.4) =8 (10-2.4) =60.8mm导程角= 5.7轴向齿距pa1 =二 m 二二 8=25.13mm分度圆直径4 = mq =8 10=80mm径向间隙c=0.20m

17、=0.2 8 =1.6mm（2）蜗轮齿根圆直径：df 2 二 m(z22.4) = 8 (332.4) = 244.8mm外圆直径：de2 二 da2 1.5m 二 2m乙 1.5m = 2 8 33 1.5 8 = 540mm蜗轮齿宽：B 二 0.75da1 = 0.75 96 二 72mm武汉科技大学课程设计喉母圆直径：da 2 二 m(z2 2) =8 (33 2) = 280mm3.1.8蜗杆传动热平衡计算由于蜗杆传动效率低，发热量大，若不及时散热，会引起箱体内油温升高，润滑 失效，导致磨损加剧，甚至出现胶合失效，故连续工作的闭式蜗杆传动应进行热平衡 计算。,x 1000 -tq *

18、A.:t:表面传热系数，10 一- 17w/(m2 *c )A:散热面积取1.2 m2带入数据得：t =26C 乞60 - 70C故温升满足要求。3.2螺旋传动3.2.1丝杠的设计螺母材料选用ZCuSn10P1，丝杠选用梯形螺纹，材料为 45钢正火3.2.2丝杠参数的计算1430n 二 二 43.3r/min33由计算得工作台的上升速度为v=.1m/s60 0.1 100045=133mm查阅机械设计课程设计表11-4,选用梯形螺纹，公称直径为d =55mm，螺距P =14mm，螺纹线数=10，螺纹中径d2=55mm，小径d39mm,大径d = 57mm3.2.3螺杆强度计算摩擦力矩T右希48

19、 x26000 ta n(4.29 +5.91 )=164489.8N强度条件：=、.32 二(4FJ2 3( T fl Y rdi2di3 16pds355、88.8MPa3 54论|(仆6000)2 +3“164489.8)2 =14.99皿卩& 39 163.2.4耐磨性计算P 旦，查机械设计手册表10-9,螺旋副的许用压强pl = 18Mpa:d2hz接触处 Fa 二 KG =600 10 =6000N，Z =H，其中h为螺纹工作高度，H为螺母高度，P为螺距，取=2mm， PH = d2=2 55=110mm，螺纹圈数Z= H = 110 =7.8 ： 10，故合理。P 14h = 0

20、.5P = 7mm ；压强：卩=上60000.63MpaP=18Mpa ；-：d2hz -： 55 7 7.8螺纹升角:二arcta npx_：d240=arcta nc. 55= 4.29当量摩擦角：v=arctancos据表5-12取摩擦系数f =0.1 ,普通梯形螺纹牙侧角1 =15，则J v = arctan 0.15.91。因为 v，故该螺旋副满足自锁要求。cos153.2.5螺母的强度校核查表可得，螺母材料青铜的许用应力为T=4060Mpa , .=3040Mpa。取_ Fa“=40MPa , . =30Mpa。螺母的剪切强度条件：.一二DdZ对于梯形螺纹，螺纹牙根部厚度b=0.6

21、5P=0.65 74 =9.1mm二57 9.1 7.8=60MPa，故满足剪切强度要求螺母弯曲强度条件：-6Fl2二 Dd 2ZD-D257 -48l4.5mm2 26 6000 4.5、二2=4.61MPa、兀汽57汉7汇8故螺母强度足够。3.2.6计算螺母外径、二（1.21.3F二（D2a二d2） 4江解得：Da=58.5mm3.2.7螺杆稳定性设计螺杆为一端固定，一端自由，取=2，螺杆最大工作长度L取500mm。I d339螺杆危险截面惯性半径i=J=一 = 一= 9.75mmYa 44丘宀 ul2汉500挠度102.56mmi 9.75-100，贝U临界载荷Fc由欧拉公式确定。Fcr

22、取弹性模量E=2. 06 5 0 M Pa危险截面的惯性矩644二 39644二 113560.8mm故截面载荷Fcr=二 2EI（ul）2二 2 2.06 10 5 113560.8（2 汉 500）2二 230885N螺杆的稳定性条件FcrSsc=Ss = 3.5 5.0F匕 _ 230884.77F 6000=38.48 Ss故满足稳定性要求。4轴的设计与校核4.1轴的设计4.1.1蜗杆轴尺寸确定图4-1蜗杆轴各段尺寸(1) 对于第1段，其直径由联轴器决定，联轴器型号：LTZ6，d=60mm, L=142mm, 则 d1 =60mm， =150mm；(2) 对于第2段，其直径由轴承尺寸确

23、定，轴承型号：7213AC, d=65mm, D=120mm, B=23mm,贝U d2=65mm, l2=30mm；(3) 对于第 3 段，取 d3=70mm, l3=300mm；(4) 对于第 4 段，d4 = d 2=65mm, 14 = 12 =30mm。4.1.2蜗轮轴尺寸确定轴的最小直径d -N 103 35.752.0= 58.2 mm图4-2蜗轮轴各段尺寸(1)对于第1段，其直径由轴承尺寸确定，轴承型号：7211AC , d=55mm, D=120mm,B=21mm,则 d1=55mm, l1=21mm；(2) 对于第 2 段，d2=65mm, l2=10mm；(3) 对于第

24、3 段，取 d3=50mm, l3=53mm；(4) 对于第 4 段，d4 二 di=55mm , l4=550mm；4.2蜗杆动力参数蜗杆传递的功率 Pi =2.91KW转速 n1 = 1430r. min传递的扭矩T =19.44N m2T1 圆周力 Ft1- =375Nd 12T 2 轴向力 Fa12604Nd22T2径向力 Fr1tan 二 Fa tan二2 6 0 4 tan 2 0N 9 4 8d2图4-3蜗杆轴受力分析4.3轴在垂直方向内受力如图4-2所示，把蜗杆所受力向轴上转化，在垂直面内轴受有集中力Fa1，Fr1弯矩M1及轴承支反力Fva、Fvb作用。轴承支反力由轴的平衡方程

25、得 Ma =0，Mb=0则948 竺 2604 80Fr I /2 Fa d1/222Fva2 =903N24324380948F2604 Fr|/2-Fa dl/222Fvb2 = 46N243Fv*Fwh图4-4蜗杆轴垂直面受力4.4轴在水平面受力情况如图4-5所示，把蜗杆所受之力向轴上转化，在水平方向之内轴上受有集中力Ft1作用，由轴的平衡力方程得：Fha =Fhb二巴2 24.5求轴在水平面支反力Fa y Fva2 Fha2 二,9032 + 1882 =922NFb 二,Fvb2 - Fhb2 二.462 1882 =194NFt图4-5蜗杆轴水平面受力分析4.6绘制垂直面弯矩图如4

26、-6所示，可计算垂直面弯矩图如下:如图4-7所示，可计算得水平面弯矩为1 243M ah = FAh1885589 N mm2 2HflTllTn.图4-7水平面弯矩图4.8绘制合成弯矩图如图4-8所示，可计算支点合成力矩为：M A 二.M 2av M 2ah 二 1097142 228422 =112066N dmMb 二 M 2BV M 2BH 二 55892 228422 =23515N -mm一才 TTirrnTTn I niTlI In H ITTTKrnrnTmTTr =一 _图4-8合成力产生的力矩图4.9绘制扭矩图如图4-9所示，由前面的计算知轴传递的扭矩为：图4-9轴传递的扭

27、矩图Me(；T)2h(0.619467)=11640N im查机械设计手册表14-3 -iJ =55MPa，则Med_3 厂112667 = 30.3mm0.1LJ0.1 55因为轴的小径di =60mm,大于最小直径，所以安全5其他零部件的选择5.1联轴器的选择因为联轴器连接的是发电机输出轴和减速器输入轴，即为高速轴，所以为了减小 启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量的和具有弹性的联轴器，故选用型号 为LTZ6的弹性柱销式联轴器，其参数如下：d=65mm，L=142mm。5.2轴承的选择蜗杆轴轴承使用7213AC轴承，查机械设计课程设计表 12-6有以下具体参数：d=65mm； D=1

28、20mm； B=23mm；= 66.5KN ;油润滑；极限转速 7000r/min丝杆轴轴承选用7214AC轴承，查机械设计课程设计表 12-6有以下具体参数：d=70mm； D=15mm； B=24mm； Cr =69.2KN ;油润滑；极限转速 6300r/min5.3轴承端盖的选择蜗轮蜗杆轴承端盖材料均选用 HT1505.3.1蜗杆轴轴承端盖的选择蜗轮轴轴承选用7213AC，内径d=65mm,外径D=120mm,端盖连接螺钉直径取d3=8,数目取4,所以厚度e2d3 TOmm，端盖外径D 5d 72 5 82mmD4二D -10 =72-10 =62mm，端盖连接螺栓的中心距D。二D 2砂=92mm；5.3.2蜗轮轴承端盖的选择蜗轮轴承选用7211AC型，内径d=55mm，外径D=100mm，同理取d3=M8,数目取4;所以厚度eJ2 NOmm，端盖外径D D 5d3 = 100 5 8 = 140mm端盖连接螺栓的中心距D =D 25d3 WOmm，D厂D-10 = 9mm5.4键的设计由于蜗轮轴的公称直径d=55mm，蜗轮厚度B=57mm，则查表得:采用C型键，键宽b=16mm,键厚度h=10mm,长度L=40