20XX车轮举升器设计分析

1、课程设计车轮举升器设计题目：院：汽车与交通工程学院学汽车服务工程专 业：学生姓名：指导教师：日期：二o一-年一月武汉科技大学课程设计摘 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

2、系统，加上对轮胎举升机进行研究，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I武汉科技大学课程设计 目录目录.II1课程设计任务书IV1.1设计目的IV1.2设计题目IV 1.3设计步骤IV1.

3、4时间安排IV1.5成绩评定V2总体设计12.1拟定传动方案1 2.2电动机的选择22.2 .1选择电动机型号2电动机转速的选择 22.3传动比的计算2 2.4传动装置的运动和动力计算3 3传动零件的设计计算4 3.1蜗轮蜗杆传动4材料的选择 4按齿面接触疲劳强度设计 4蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸 5按照齿根弯曲疲劳强度校核 5校核蜗杆刚度6验算效率蜗杆蜗轮各部分尺寸计算 7蜗杆传动热平衡计算 83.2螺旋传动83.2.1丝杠的设计8丝杠参数的计算 8螺杆强度计算83.2.4耐磨性计算 9武汉科技大学课程设计326计算螺母外径327螺杆稳定性设计 4轴的设计与校核12.10.104.1轴的设

4、计12蜗杆轴尺寸确定 .12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17蜗杆轴轴承端盖的选择 .17蜗轮轴承端盖的选择 .175.4键的设计176小结.19参考文献20iii武汉科技大学课程设计1课程设计任务书1.1设计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

5、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。.设计方案2 ）工作原理（1;举升器上升（轴400mm举升重量：600kg； 举升器上升行程：2 （）设计参数向）移动速度：。25-45r/min蜗轮转速）要求：两级减速（蜗轮蜗杆减速、螺杆螺母减速）3（ （ 4）确定举升器结构与总体布局（考虑限位）3.设计及计算）计算及选型；（1（2）举升

6、器总体设计4 .总装图绘制.编写设计说明书51.4时间安排课程设计时间共计2周，具体时间安排如下表：IV武汉科技大学课程设计表1.1课程设计时间安排表序号内容 4FTa2222( 3() 3)时间1举升器总体方案设计天22电机选择及计算天13举升器结构设计天44撰写说明书天25答辩天1成绩评定1.5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总休设计2.1拟定传动方案为了实现举升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，

7、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 来提咼其传动效率，故选择蜗轮蜗杆减速器作为减速机构。由上所述，故拟定传动方案如下：12

8、3456983滚动轴承8螺母4滚动轴承5蜗杆9举升平台图2-1总体方案的确定1电动机2联轴器6蜗轮7螺杆1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=600kg，举升机上升轴向移动速度=0.1m/s上升VK n=45r/min。行程h=400mm,取蜗轮转速则举升机所需要的功率FVKGV600 10 0.1P0.6KW所需的电动机功率/P Pwd总：螺杆螺：蜗轮蜗杆传动效率，取；式中总传动效率

9、；=0.7=13254121总：螺杆轴滚母传动效率，取：蜗杆轴滚动轴承传动效率，取；=0.4=0.98433；:联轴器传动效率，取动轴承传动效率，取；=0.99=0.9&45P0.6w 故 KW 2.25Pd 0.990.98 0.7 0.4 0.98 534吃.2.2电动机转速的选择由设计要求可初步选取蜗轮转速，机械设计手册得闭式蜗轮蜗杆传=45r/minn涡轮动的传动比，则电动机可选的转速范围为：4010imi nr/ 4001600mi n i45 （1040）r/nn d 涡轮符合这一转速范围要求的有 1000r/mi n 和1500r/min。根据机械设计手册选择符合要求的电

10、动机型号为：Y100L2，其相关参数如下：P 3KWn 1500r/minn 1430r/min，同步转速；满载转速额定功率ddh2.3 传动比的计算而螺杆可得到举升机的总传动比，由选定的电动机的满载转速与螺杆转速螺杆d2武汉科技大学课程设计1430 =dd,，即则总传动比所以取转速与蜗轮转速相等，=31.78=i =涡轮螺杆45 涡轮螺杆 。 33 i2.4传动装置的运动和动力计算（1）各轴的转速计算蜗杆轴：min/1430rn n d1螺杆轴：min/=45rn n2涡轮（2）各轴输入功率的计算蜗杆轴：2.91KW0.99 3 P P 0.984d5螺杆轴:1.997KW 0.7 0.98

11、 2.91 PR123 (3)各轴的输入转矩的计算9500P9550 2.911 蜗杆轴：m T 19.44Nin 14302550P9550 1.9972 螺杆轴：T 476.78N m240n2将上述计算结果列于下表1中：表2-1轴号转速n/功率P/KW转矩传动比i)r/min(mN) T/(33 2.91 1430 1 19.44476.182451.9973武汉科技大学课程设计3传动零件的设计计算3.1蜗轮蜗杆传动材料的选择本机构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（）1PZCuS n1

12、0按齿面接触疲劳强度设计传动中心距:ZZ2E)KT(a 3 i h(i)确定作用在蜗轮上的转矩 T i mN T 476.18k (2)确定 载荷系数工作稳定，取载荷不均匀系数，由设计手册查得使用系数，蜗杆转1.15K 1K aK 1.05。故载荷系数:速不高，冲击不大，取动载荷系v 1.211 1.05 1.15 K KK K vaZ )材料弹性影 响系数(3e因为选的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故由机械设计查得：JMp160Z aEZ (4)确定载荷接触系数 先假设蜗杆与分度圆直径和传动中心距的比 值为：d1 0.4aZ=2.8由机械设计手册查得(5)确定接触应力蜗轮用铸造锡青铜()，蜗杆选

13、用45钢淬火，蜗杆螺旋齿面硬度大于1ZCuSnP104武汉科技大学课程设计45HRC，查机械设计手册知蜗杆齿面接触疲劳强度:Mpa200 h(6)代入数据求得中心距为:ZZ2E)(a KT=124mm31 h蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸ZZ,按传动比为33,取(1)选择蜗杆头数，蜗轮齿数：21Z=11Z i Z 33 1 33 12(2)确定模数蜗杆分度圆直径，模数：0.875 mma46.16 0.68d 12a d1 6.116 mZ2由机械设计手册查知可取模数:8mm m蜗杆直径系数q=10;故有蜗杆分度圆直径：d m q 80mm1此时，螺纹升角为：Z 1 arcta(n) q 5.7

14、 (3)确定中心矩： a 0.5(q Z) 172mm 2a 172mm 124mm 故接触强度够用。按照齿根弯曲疲劳强度校核蜗轮的当量齿数：5武汉科技大学课程设计2.58y 2Fa蜗轮分度圆直径 mm33 244d mZ 8 22 由机械设计得材料的基本许用弯曲应力：Mp 55aKT1.53312520 1.531.21 1 Mp 50 2.58 9.91Mp y 1aFFaa33 5.7cos880 244ddmcos 21 故齿根弯曲疲劳强度是足够的。校核蜗杆刚度；取mm220l 0.9d八22YY Y ;蜗杆最大挠度：YY ;2t1tEI4848EI蜗杆危险截面惯性系数：4 d6110

15、2.106 I ； 64蜗杆所受圆周力：T2。; N375 F F_ 2说1蜗杆所受轴向力：T2?; N FF 2604 21心蜗杆所受径向力：；N 948tan F FF2gr1a 0.08 丫查机械设计手册知许用最大挠度：带入数据可得挠度：0.08 Y0.051Y6武汉科技大学课程设计故蜗杆满足刚度要求。3.1.6 验算效率 tan 0.96)(0.95 tanv ;而与相对滑动速度有关 ；已知f arctanf5.7皿dn01；符合要求；sm/ 6.1Vs cos 60 1000由机械设计手册插值法查表得=0.0204;fv =1.168farctan小带入效率公式有：0.86此验算效率

16、大于原估计值，故不用重算。蜗杆蜗轮各部分尺寸计算(1) 蜗杆d m(q 2) 8 ( 10+2)=96mm 齿顶圆直径心齿根圆直径)82.4)( d m(q竹导程角5.78=25.13mmmp轴向齿距1ad mq 8 10=80mm 分度圆直径 1 径向间隙 c 0.20m 0.2 8 1.6mm(2) 蜗轮齿根圆直径：mm 244.8 (33 2.4)zd m( 2.4) 822fd d 1.5m 2mZ 1.5m 2 8 33 1.5 8 540mm 夕卜 圆直径：2a22B 0.75d 0.75 96 72mm蜗轮齿宽：讨武汉科技大学课程设计喉母圆直径： mm2802) (332) 8

17、d m(z 2a2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。)(11000 Po t A表面传热系数，：)/(mc1017w t2 散热 面积取1.2A:m带入数据得：26 tC70C60故温升满足要求。3.2螺旋传动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。丝杠参数的计算1430=43.3r/minn33v 0.1m/s 由计算得工作台的上升速度为60v60 0.1 1000 133mms 导程 n45d 55mm，螺距，选用

18、梯形螺纹，公称直径为查阅机械设计课程设计表11-4p 14mmd 39mm55mmd d 57 10mm ，螺纹线数，螺纹中径,，小径大径仁323螺杆强度计算8武汉科技大学课程设计d482)=164489.8N tan( 4.29tan(m +5.91)T=6000 F摩擦力矩强度条va 22件：e23 dd1611 355s 88.8MPa453够。=71Mpa) 14.99Mpa<()( 3 e=234 6000164489.82，故螺栓强度足3916 39耐磨性计算F a pi8Mpa。，查机械设计手册表10-9,螺旋副的许用压强 P dhz2接触处，6000N 10 F KG 6

19、00aHhH Z,为螺母高度，其中为螺距，取为螺纹工作高度，P=2mm_ P，55=110mmH= d=22H110 7.8Z= 10，故合理。 螺纹圈数 _ P14h 0.5P 7mm ；F6000;压强：0.63Mpa<P=18Mpa P=55 7 7.8dhz2px4 10 = 4.29arctan arctan 螺纹升角：； 55 d2f 当量摩擦角：arctan= v cos，侧角则梯普通形螺纹牙，系 5-12据表取摩擦数=150.1 f0.1 v 5.91arctan。因为，故该螺旋副满足自锁要求。vcos15螺母的强度校核30=4060Mpa40Mpa。取，查表可得，螺母材

20、料青铜的许用应力为9武汉科技大学课程设计Fa 30Mpa 40MPa DdZb，。螺母的剪切强度条件：9.1mm 740.65P 0.65b 对于梯形螺纹，螺纹牙根部厚度 6000 =0.60MPa<，故满足剪切强度要求。7.857 9.1 Fl6 =螺母弯曲强度条件： 2 ZDd48 D57 D24.5mml,224.56000 6 =4.61MPa<= 2 8 57 7 故螺母强度足够。计算螺母外径F ）= （1.21.322 4）D d（a解得：=58.5mmD a螺杆稳定性设计=2,螺杆最大工作长度L取螺杆为一端固定，一端自由，取500mm。Id3939.75mmi螺杆危险

21、截面惯性半径A44ul2 500102.56mm 挠度i9.75 100F由欧拉公式确定。，则临界载荷c2 El Frc 2）ul（5610ME 2.0 Pa取弹性模量44 d39 43113560.8mm=I危险截面的惯性矩6464252 2.06 EI10 113560.8故截面载荷 230885NF =“ 22500）（）（210武汉科技大学课程设计Fcr S 3.55.0S=螺杆的稳定性条件ss _ FF230884.77rc 38.48 S sF6000故满足稳定性要求。11武汉科技大学课程设计轴的设计与校核4轴的设计4.1蜗杆轴尺寸确定4-1蜗杆轴各段尺寸图，L=142mmLTZ6

22、, d=60mm, (1)对于第1段，其直径 由联轴器决定，联轴器型号：ld =60mm,;则=150mmn, d=65mmD=120mm) 对于第2段，其直径由轴承尺寸确定，轴承型号：7213AC(2ld =30mmB=23mm, 则；=65mm, 22id 段，取=300mm=70mm,;)对于第(33331 d dl 4)对于第 4。=30mm=65mm段，(2244 4.1.2 蜗轮轴尺寸确定 P2.0mmdA轴的最小直径58.211033NB5.75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, 12武汉科技大

23、学课程设计id =21mm=55mm, B=21mm,则；Ed =10mm (2)对于第 2 段，=65mm22|d ,；3)对于第 3 段，取=53mm=50mm (33ldd 段，；=550mm, =55mm (4)对于第4414蜗杆动力参数4.22.91KW 蜗杆传递的功率Pinl430转速minr 1传递的扭矩m 19.44NT i2Ti 375NF 圆周力it_ diT22 F2604 N 轴向力 i _d2T22 t an20N6 2 Ftan F04948tan 径向力 1 ad 2 243lFb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

24、，在垂直面内轴受有集中力，弯FFiriaM 及轴承支反力、作用。矩FFvbvai MOM 0则轴承支反力由轴的平衡方程得BA13武汉科技大学课程设计24380 2604 948 2d/l2 F F22仙 F=903N va243I80243F 260494&2/ 1/2 F dF22仙 F 46Nvb蜗杆轴垂直面受力图4-4轴在水平面受力情况4.4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4-5如图pt375FtN =188F F作用，由轴的平衡力方程得：hbha22求轴在水平面支反力4.5222N+188F903 =922FF2222N 188F46 194F FH

25、BBVBFt,IaA,衿pkfrhFhaE 目图蜗杆轴水平面受力分析4-5绘制垂直面弯矩图4.6如所示，可计算垂直面弯矩图如下：4-614武汉科技大学课程设计bvbv221243 903 109714N M Fmmvaav22 243lmm 5589N FM 46垂直面弯矩图4-6图绘制水平面弯矩图4.7ahah22:如图4-7所示，可计算得水平面弯矩为 243lmmN 188F5589M山川川I価mm水平面弯矩图图4-7绘制合成弯矩图4.8所示，可计算支点合成力矩为：如图4-8'2222mmN 22842 112066MM M 109714 AHAAV2222mm 23515N 22

26、842MMM5589 BHBVB一rmTnrnnrnTnirnilllTnnnrTnnTTTTrTTrE合成力产生的力矩图4-8图15武汉科技大学课程设计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三一三=三轴传递的扭矩图4-9图4.10危险截面合成弯扭图图4-10弯扭合成图如图4-10所示，可计算危险截面合成弯扭值: 危险截面当量弯矩为：22 )MT (M Ae112667Nmm A1e，则取折合系数为0.6M M d 60mm大于最小直径，所以安全。116222112667N 112066(0.6 M M (19467)T)mm22 11640N 19467)(MT)mm

27、(0.6 eMP，则查机械设计手册表14-3M112667e30.3mmd330.1 0.155b 1因为轴的小径武汉科技大学课程设计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=120mm； B=23mm；;油润滑；极限转速 7000r/min KNC 66.5丝杆

28、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；;油润滑；极限转速 6300r/minKN 69.205.3轴承端盖的选择蜗轮蜗杆轴承端盖材料均选用 HT150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D D 5d 72 5 8 112mmmmde1.2 10,所以厚度，端盖外径 d3=8,数目取4,323D D 10 72 10 62mmD D 2.5d 92mm；，端盖连接螺栓的中心距 34。5.3.2 蜗轮轴承端盖的选择d3=M8,数目键的设计蜗轮轴承选用7211AC型，内径d=55mm,外径D=100mm,同理取 D D 5d 100 5 8 140mmmme 101.2d,4取；所以厚度，端盖外径323D D 2.5d 120mmD D 10 90mm。端盖连接螺栓的中心距 4035.4由于蜗轮轴的公称直径d=55mm，蜗轮厚度B=57mm，则查表得：17武汉科技大学课程设计采用C型键，键宽b=16mm，键厚度h=10mm,长度L=40mm。18武汉科技大学课程设计6小结本文经过初步