毕业设计双柱机械式汽车举升机设计

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。 关键词关键词： 滑动螺旋副；导轨；丝杠；制动器；组合开关 ； 【abstract】 double-column mechanical vehicle lift, which consists of t

2、wo orbital-shaped lifting column, the two vertical slip in the shape of the orbital movements of sliding lifting column, two arms and two track-type care pallet, characterized lifting column orbital shape is described by the structure of the lower floor in the end beam l l rectangular gear box gear

3、box and the moment the short side upward on both sides of the square top of the beam column connection guide the overall composition; described lifting the orbital shape rectangular column following gear one is to install the motor drive box; and movements described in two parallel slip planes is fi

4、xed in the care of their arm through the sleeve described in track-type pallet interconnected pore spaces keywords ：slip ；screw guide ；screw brake ；combination ； switch； 目录 第一章 绪 论.1 1.1 研究背景 .1 1.2 国内外研究现状 .1 1.3 设计主要内容及步骤 .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

5、.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.30 5.1 结论 .30 5.2 建议 .30 参考文献.31 致 谢.32 附 录.33 1 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

6、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

7、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。 2 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

8、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。 3 第二章 总体

9、结构设计 2.1 尺寸和结构尺寸和结构 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 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 kg 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;

10、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。 4 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。

11、 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: 5 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

12、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*100

13、0)=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=0.47 1为带传动的效率.取 0.95 2为轴承的效率,取 0.98 3为丝杠传动的效率,取 0.55 4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 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 6 电压 （v） 380 额定电流 （

14、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/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 13m 之间，设计选择的举升速度为

15、2.1m/min。 7 第三章 立柱与托臂的设计 3.1 立柱的校核计算 f 525 保险装 置支撑 板 f by bx mh r rhy hx 83.119 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)=1102.04kg/cm2 max,满足强度条件。 8 3.1.1.2 校核剪应力强度 max=qmaxs/(zb)=qc/(zb/s) (3-2) =5234.804kg/(16.4362

16、8.2cm)=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) =27482720.111.08

17、81/2814.519=1082.71kg cm2 x=qs/b (3-3b) =5234.804171.24/(2814.51928.2)=11.29kg /cm2 y=-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) 9 所以,=(082.712+311.292)-2=1082 kg/ cm2=1102 kg/cm2,按第四强度理 论所算得的

18、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 325 10 20 1110 95 byf fbx f2 f1 1316.37kg c 180

19、 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=2066.3770=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

20、托臂的大小臂之间有 1mm 间隙,由此产生挠度: f间隙=1.864mm。 10 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=5.575.6cm600mpa,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

21、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/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。 14 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

22、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

23、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(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 15 高的现象

24、 。 4.1.1螺旋传动螺旋传动初始条件的确定初始条件的确定(见表见表 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 4.1.2 设计过程 （1）确定中径系数，可根据螺母形

25、式选定，整体式螺母取 =1.22.5,剖分式螺 母取 =2.53.5，对于该举升机属于整体式，本人采用的中径系数 =1.80。 （2）由机械设计手册可知用于校核的许用压强p=15 mpa （3）螺杆中径的选择可根据公式 22 pf/ af/ ad hzfp/( d hh)p 令=h/ d2 得 (4-1) p f d 2 项目数值单位 轴向载荷15000n 螺杆材料45 号钢无 螺母材料含油 mc 尼龙无 轴向载荷与运动方向反向无 螺杆端部结构两端固定无 螺杆最大工作长度1750.00mm 两支承间的最大距离1800.00mm 16 该公式可用于梯形螺纹(gb5796.186) 和矩形螺纹，还

26、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 8 . 0 30 代入上式得d232 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。 2 dh 旋合圈数 z 可根据公式选定 (4-2) 1210 p h z 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(gb5796.186) 和矩形螺纹，后者用于 30锯齿形螺纹 对于该设计则选用前者，所得结论为 h=4mm。 （5

27、）工作压强 p 可由确定 p hzd f p 2 代入数据得 p=2.3 mpa 远远小于许用压强 15 mpa，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 v (4-3) 2 cos arctan a f 式中 为螺纹升角；v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=0.1 =300 其中 2 arctan(p/d ) arctan 8/3.14*42 3.03 17 v arctan 0.1/0.96 =5.95 则v 满足螺旋副自锁条件 （7）驱动力矩 t 由公式 (4-4a) 321 tttt t1=f d2/

28、2tan(+v) (4-4b) (4-4c) 2 0 2 0 3 0 3 0 2 3 1 dd dd fft s 式中，t1螺纹力矩；t2轴承摩擦力矩， 经计算得出 t=108.5nm， （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为 94 mpa；螺母的许用弯曲应力 为 50 mpa；螺母的许用剪切应力为 35 mpa。 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 ，其强度条件为 (4-5a) 2 3 1 2 2 1 2 . 0 3 4 d t d

29、 f 其中 t 为传递扭矩 nmm，为螺杆材料的许用应力 mpa， 代入数据，计算可得出为 =14.74 mpa=94 mpa 符合强度要求 螺杆剪切强度由公式 18 (4-5b) bzd f 1 式中： 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 =2.36= 35 mpa 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) b b zbd fh 2 1 3 式中，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 b=5.45b =50 mpa

30、符合条件 螺杆和螺母材料相同时, 只校核螺杆螺纹牙强度 螺母的剪切强度 可由公式 (4-5d) dbz f 式中，材料的许用切应力 mpa 代入数据 得 =1.7740 临界载荷 （4-6a） 2 2 / cr feil 式中：e螺杆材料的拉压弹性模量，mpa，e=2.06*105 mpa i螺杆危险截面的惯性矩， 44 1 id/64,mm 代入数据，得 fcr =185455 n （4-6b） 螺杆稳定性安全系数 scr sf / f12.36 符合条件 (10)丝杠效率 可由公式 (4-7) )tan( tan )99 . 0 95 . 0 ( 式中，(0.950.99)轴承效率,决定于

31、轴承形式, 滑动轴承取小值轴向载荷与运 动方向相反时取+号，经计算得到丝杠的效率为 0.55。 4.1.3 螺旋副尺寸参数设计结果(见表 4-2) 表 4-2 螺旋副尺寸参数 名称代号数值关系式 外螺纹大径d49.00 内螺纹大径d448.00d4=d+2ac 螺距p8.00 牙顶间隙ac0.50 基本牙型高度h14.00h1=0.5p 内螺纹牙高h44.5h4=h1+ac=0.5p+ac 外螺纹牙高h34.5h3=h1+ac=0.5p+ac 牙顶高z2.00z=0.25p=h1/2 内螺纹小径d140.00d1=d-2h1=d-p 20 外螺纹小径d339.00d3=d-2h3 外螺纹中径d

32、244d2=d-2z=d-0.5p 内螺纹中径d244d2=d-2z=d-0.5p 外螺纹牙顶圆角r10.25r1max=0.5ac 牙底圆角r20.50r2max=ac 原始三角形高h14.9h=1.866p 4.1.4 螺母的选用 由于举升机的工作螺母是在低速重载下进行工作，因此国内传统的设计方法都 是选用青铜(如 zcusnl0pbl , zcuall0fe3)作为螺母材料，形成青铜对钢的摩擦副。 要保证理想的使用效果，这对摩擦副必须保持在润滑状态下工作。但由于举升机工 作环境恶劣，大多数汽车修理厂不能明确专人使用和保养，不能保证丝杆螺母这对 摩擦副在润滑状态下工作，因此，在失油的情况下

33、，螺母磨损加剧，且时常伴有高 达 90db 的尖叫声.故我选用新型的 mc 含油尼龙材料作螺母。 含油 mc 尼龙螺母的优点为：在承载过程中的一定量压缩变形，使整个螺母螺牙 能全部承载，这样有利于降低牙型的作用力，保证牙型的强度，形成均载，磨损均 匀; mc 尼龙螺母本身硬度低，对硬质的尘粒具有很好的相容性，能更有效地保护丝 杆，使丝杆几乎不磨损。在运行过程中，mc 尼龙螺母不会出现象青铜螺母对丝杆在 失油状态下的尖叫声。并且选用 mc 含油铸造尼龙螺母，有利于降低成本。 4.1.5 丝杆螺母机构的安全性设计 4.1.5.1 副螺母设计 从上面的设计分析中可以看到，副螺母无论选用何种材料，如何

34、进行设计校核 计算，经过一段时间使用后，承载的工作螺母还是会磨损，会造成升降滑架的脱落， 从而导致设备，甚至人身伤亡事故的发生。为了防止这一事故的发生，故又设计了 一个与主螺母(工作螺母)有一相对距离 s 的副螺母。此副螺母在举升机正常工作时， 虽随同主螺母升降，但不承受任何作用力，因而，不会随同主螺母磨损。当主螺母 完全磨损后，升降滑架将会随同主螺母掉在副螺母上。因此，只要主、副螺母之间 的距离 s 合适，副螺母有一定的厚度及足够的抗冲击强度，就能抵抗由升降滑架以 及额定载荷下落时所产生的冲击力。由于 mc 含油尼龙还具有较好的缓冲特性，因此， 仍选用 mc 含油尼龙作为副螺母材料。 21

35、4.1.5.2 急停装置的设计 增加副螺母缓冲了主螺母磨损下落所造成的危害，但事故隐患并没有消除。为 了能有效地发现这一故障现象，除了通过在两立柱挡尘板上开有检视孔用于观察外， 还可以通过一套急停装置进行报警，如图 5-1 所示。急停装置由钢丝绳、滑轮、动 作轮、行程开关及弹簧复位元件等组成。钢丝绳一端固定在主立柱内的升降滑斗上， 另一端通过滑轮、底座，固定在副立柱内的升降滑架上。 正常工作中，主、副立柱内的升降滑架分别拉住钢丝绳的两端，通过滑轮使动 作轮与行程开关保持图 4-3a 所示的工作状态，即行程开关不工作，处于常开状态。 可以看到，当副立柱内的主螺母磨损造成升降滑架下落时，则钢丝绳松

36、动，在 弹簧力的作用下，动作轮带动滑轮上升，同时，动作轮在上移的过程中压下行程开 关，如图 4-3b，发出报警信号，使电动机停止转动。 当主立柱内的主螺母磨损，造成主升降滑架下落时，则钢丝绳拉紧，并带动滑 轮使动作轮下移，下移的过程中，压下行程开关，发出信号，使电动机停止运动， 如图 4-3c 所示。 是否有可能出现主、副立柱内的主螺母同时磨损，并出现主、副立柱内的升降 滑架同时下落，并使急停机构不能发出信号呢?应该说这种现象是有可能发生的，但 通过若干试验，还没有发现主、副立柱内的升降滑架同时下落的实例，这主要与主、 副 1 2 3 4 5 6 7 8 9 图 4-2 急停装置原理图 1.副

37、立柱升降滑架 2.主螺母 3.副螺母 4.钢丝绳 5.主立柱升降滑架 6.滑轮 7.动作轮 8.行程开关 9.压缩弹簧 22 图 4-3 动作轮与行程开关的工作关系 a 正常工作状态 b 副立柱内主螺母磨损 c 主立柱内主螺母磨损 立柱内的螺母材质、加工精度、润滑条件，是否偏载以及安装等因素有关。为防止 出现主、副立柱内的主螺母同时磨损下落，一方面要求用户在规定使用次数(以年限 来划分)内更换主螺母，另一方面通过立柱挡板的透视孔定期观察主、副螺母之间的 距离 s，当其达到一定值后必须更换主螺母。 本急停装置，当主、副立柱内的升降滑架因某种机械原因造成不同步，以及传 动中的链条失效(如脱落或断裂

38、)时，也将起到断电保护的作用。 4.2 链传动的选择 4.2.1 链传动初始条件的确定(表 4-3） 表 4-3 初始条件的确定 项目数值单位 中心距初值2500,可上调或下调 5% mm 传递功率 3kw 小链轮转速 262r/min 平均传动比1,可大或小 0.5% 大链轮转速 262r/min 传动种类水平传动 传动速度低速传动(v3m/s) 中心距条件可调 载荷性质中等冲击 原动机种类电动机或汽轮机 张紧装置张紧轮 23 4.2.2 设计步骤及计算公式 （1）链轮齿数的选择与确定 根据机械设计思路可知增大 z1，链条紧边的总拉力下降，多边形效应减小，啮入 时链节间的相对转角减小，磨损小

39、，但尺寸、重量增大 当 z1和 z2为奇数而 lp为 偶数时，将有利于链条和链轮齿均匀磨损 z1和 z2的选取尚应考虑传动空间尺寸的 限制应参照链速选取见（表 4-4） 1minmin1 , 9,zzzz 表 4-4 链轮齿数的选择 链速0.60.338 8 1 z151919232325 链轮齿数应优先选用以下数列:17,19,21,23,25,38,57,76,95,114 本人选择的 z1 齿数为 25。 （2）设计功率的计算：根据公式 pca=kapkz/kp 2.57 kw。 （4-12） 式中 p 传递功率 kw； ka 工况系数；查表 9-6，取 1.5 kz小链轮齿数系数；查机

40、械设计图 9-13，取 1 kp 多排链排数系数，这里是双排链，取 1.75 （3）确定链条型号和节距 p 根据设计功率 pca和主动链轮转速,由功率图 9-11，选取链条的型号为 16a， 1 n 再由表 9-1 可选用的节距=25.4，为使传动平稳、结构紧凑、特别在高速下，宜选p 用节距较小的链条； （4）小链轮毂孔许用直径根据公式 120 （4-13） maxkk dd 式中，dk支承轴的设计确定 dkmax 链轮轮毂孔的最大许用直径 当不能满足要求时，可增大 z1 或 p 重新验算。 24 （5）链条速度的计算：根据公式 （ 4-14） 6000060000 2211 pnzpnz v

41、 2.77 根据链速 v，由图 9-14 选择合适的润滑方式为油池瑞华 (6)初定中心距 根据机械设计手册可知，初定中心距一般取a0=(30-50)p，因为本设计有张紧 轮，故a0可取大于 80p。这里取a0=2600mm （7）链长节数的计算与确定 按下式计算链接数 lp0 2 p0012210 l2a / pzz/ 2 zz/ 2 *p/a（） =229.7 （4-15） 为避免使用过渡链节，应将计算出的链节数lp0圆整为偶数lp 则 lp=230 链传动的最大中心距为 （4-16） 1p12 af p 2lzz =2500 式中，f1为中心距计算系数 （8）链条长度根据公式 （4-17）

42、 1000 pl l p 5.84 （9）有效圆周力的计算 （4-18） v p f 1000 9170 进而可以算得作用于轴上的拉力 对于接近垂直的传动 =9628n (4-19)fqf05 . 1 25 （10）静强度安全系数根据公式 (4-20a) fca fffk q n (4-20b) 2 qvfc (4-20c) 2 10qakf ff (4-20d) 2 10)sin( qakf ff 式中,q 链条极限拉伸载荷； ka 工况系数； f 有效圆周力； fc离心力引起的拉力 n； ff 悬垂拉力 在 ff和 ff中选用大者； 式中，n 许用安全系数，一般为 48；对于速度低、不太重

43、要的传动或作用 力的确定比较准确时，n可取较小值，可计算得径强度安全系数为 11.13,符合设计要求。 （11）铰链比压，根据公式 27.85 (4-21) a fffk p fca r 式中,ka 工况系数； f 有效圆周力 fc 离心力引起的拉力 fc=qv2a 铰链承压面积，a 值等于滚子链销轴直径 dz 与套筒直径 b2(内 链节外宽)的乘积。 （12）使用寿命(磨损寿命)根据公式 147590h (4-22) p p i iz v l p ccc t p r 1 91500 1 3 321 式中，t 使用寿命 hlp 链长 v 链速 26 m/sz1 小链轮齿数 i 传动比 p/p

44、许用磨损伸长率，按具体工作条件确定 4.2.3 链传动尺寸参数的确定（表 4-5） 表 4-5 链传动尺寸参数 名称符号小链轮数 值 大链轮数 值 单位关系式 排距pt18.1118.11mm 分度圆直 径 d86.3986.39mmd=p/(sin(180/z) 齿顶圆最 大直径 damax96.0896.08mmdamax=d+1.25p-dr 齿顶圆最 小直径 damin90.6290.62mmdamin=(1-1.6/z)p-dr 齿根圆直 径 df76.2376.23mmdf=d-dr 齿侧凸缘 或排间槽 直径 dg 68.47 68.47mmdgpctg(180/z)-1.04h-

45、 0.76 (h:内链板高) 4.3 带传动的选择 4.3.1 带传动设计初始条件的确定（表 4-6） 表 4-6 初始条件的确定 项目值单位 电机功率3千瓦(w) 小带轮转速1440转/分(r/min) 大带轮转速262转/分(r/min) 初定轴间距270毫米(mm) 27 4.3.2 设计过程及校核计算 （1）设计功率的计算 计算功率 pca是根据传递功率 p 和带的工作条件而确定的 pca=kap 式中： pca计算功率，kw； ka工作情况系数，查课本表 8-7，由于举升机的载荷变化较大并且一 般每天工作小时数不大于 10 小时，根据取 ka=1.2 p所需的传递功率，kw 代入数据

46、 则 pca =1.2*3=3.6 kw （2）选择 v 带的类型 根据计算功率 pca和小带轮的转速n1，从图 8-11 中选取普通 v 带的带型为 z 型。 （3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速 v 1）初选小带轮的基准直径dd1 根据 v 的带型，参考表 8-6 和表 8-8，确定小带轮的基准直径dd1=56 又i12= n1/ n2=5.5 则dd2=5.5*56=308 2）验算带速 v 根据公式 8-13 可得 1d11 vd n / 60*1000 3.14*56*1440/ 60*1000 =4.22 m/s 2d22 vd n / 60*1000 3.14*308*262

47、/ 60*1000 =4.22m/s 当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有效拉力，相应地减少带 28 的根数或者 v 带横截面积，总体上减少带传动 的尺寸，但是提高带速，也提高了 v 带的离心应力，增加了单位时间内的循环次数， ，不利于提高带传动的疲劳强度和寿 命 由此可见，带速不宜过高或过低，一般推荐 v=5-25m/s 故重新选择 dd1=80 则 d2 d5.5*80440 根据表 8-8 取dd2=500 则v1=6m/s v2=6m/s 符合要求 （4）确定中心距 a，并选择 v 带的基准长度ld 1）由公式 d1d20d1d2 0.7dda2dd（）（） 代入数据 得

48、 364a01040 可初步确定中心距a0=420 2）计算相应的带长ld0 2 d00d1d2d1d20 l2ad d/ 2 dd/ 4a（） =1734 根据表 8-2，选取ld =1800mm 3）计算中心距及其变动范围 传动的实际中心距 a=a0+(ld-ld0)/2 =420+66/2 =453 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张 紧的需要，给出中心距的变动范围 mind aa0.015 l45327426mm maxd aa0.015 l43227459mm 29 (5) 验算小带轮上的包角1 由公式（8-7）可知，小带轮上的包角1小于大带轮上的包

49、角2， ，又有式 （8-6）可知，小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力，因此，打滑只 可能发生在小带轮上，为了提高带传动的工作能力，应使 000 1d2d1 180dd57.3/a13490（） (6)确定带的根数z cara00l z p / pk p/(pp )k k 式中，k小带轮包角修正系数;查表 8-5，取 0.95 kl带长修正系数，查表 8-2，取 1.14 代入数据，得 z =8.7 故选取带的根数 z 为 9 根 （7）确定带的初拉力f0 由式（8-6） ，并计入离心力和包角的影响，可得单根 v 带所需的最小初拉力 2 0minca (f )500* 2.5kp /( k zv)qv （） 带入数据，可得 (f0)min