机械式双柱汽车举升机设计

摘要

随着科技和社会的发展和进步，各种各样的车辆将会陆续出现在公路上面，与此同时，随着时间的推移，汽车之间发生的交通事故也越来越频繁，如果不对汽车进行检修，最基本的就是严重影响了汽车的外观，严重的导致汽车不能继续使用，在以前，我国对这种现状的重视程度还是不够，即在交通工具上有自带的检修工具，但这对于难度大点的检修工作就带来困难，例如车底盘，如果发生故障，根本就不能够检修，而且这种现状存在着许多不和谐因素，更使群体分化加剧，社会人文关怀程度的下降。而如果能够经常对汽车进行检修，将会大大提高汽车的使用年限和外观美，给人们一个安全、放心的驾驶环境。

本次设计是关于机械式双柱汽车举升机的设计，通过对传统的机械式双柱汽车举升机结构进行了改进和优化，对它的机械结构进行设计，使得此种类型的机械式双柱汽车举升机的使用范围更广泛，更加灵活，并且对今后的选型设计工作有一定的参考价值。

关键词：机械；结构；机械式双柱汽车举升机；参考

Abstract

For a lot of special places, like the risk is very big, or we are difficult to reach,

such as disarm bombs, unknown corresponding domains such as detection, probing deep of more dangerous situation usually need to implement the robot.It’s a main part of robot for micro pedipulator, walking robots and more than six feet, compared to the Eight Legged Robot, because of strong bearing capacity, good stability, which the meritss is simple construction, So, a large number of researchers around the world, start .This paper mainly to the four bar mechanism as the main execution elements to design of micro walking the whole scheme of the four bar mechanism.

Its principle is diagonal synchronization, leg activity by the structure of the

crank rocker, front leg movements around the same, it detailed performance curve characteristics of the connecting rod,when the curve trajectory diagonal straight line segment, the robot is stationary, the motion trajectory when the diagonal curve is slanting line do the walking.

Keywords ：Manufacturing ,Location, Clamping, Process

第一章绪论 . .......................................... 1

1.1课题的来源与研究的目的和意义 . ............................ 1

1.2本课题研究的内容 . ........................................ 3

1.3机械式双柱汽车举升机的发展现状 . .......................... 5

第二章机械式双柱汽车举升机总体结构的设计 .................. 7

2.1机械式双柱汽车举升机的总体方案图 . ........................ 9

2.2机械式双柱汽车举升机的总体设计 . ......................... 10

2.2.1确定机械式双柱汽车举升机参数的原则 ................. 11

2.2.2确定机械式双柱汽车举升机结构参数的内容 ............. 12

2.2.3机械式双柱汽车举升机主要参数的确定 ................. 13

2.2.4机械式双柱汽车举升机间距 ........................... 15

第三章机械式双柱汽车举升机的设计 .......................... 17

3.1电机的选型计算 . ......................................... 19

3.2V带传动的设计计算 . ...................................... 20

3.3轴承的选型计算 . ......................................... 22

3.4滚珠丝杆的设计计算 . ..................................... 22

第四章各主要零部件强度的校核 ............................... 23

4.1滚珠轴承的强度校核 . ..................................... 25

4.2 滚珠丝杆的强度校核 ..................................... 27 结论 ....................................................... 28 致谢 ....................................................... 29 参考文献 ....................................................... 30

第一章绪论

1.1 课题的来源与研究的目的和意义

由于机械工程的知识总量已经远远超越个人掌握所有，一些专业知识是必不可少的。但是过度的专业知识分割，使视野狭隘，可以多多参加技术交流，和参加科研项目，缩小范围，提升新技术的进步和整个块的技术，提高外部条件变化的适应能力。封闭的专业知识的太狭隘，考虑的问题太特殊，在工作中协调困难，不利于自我提高。因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域，对专业合并的分化。机械工程可以增加产量，提高劳动生产率，提高生产的经济效益为目标，并研制和发展新的机械产品。在未来，新产品的开发，降低资源消耗，清洁的可再生能源，成本的控制，减少或消除环境污染作为一个超级经济目标和任务。机器能完成人的手和脚，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任务。现代机械工程机械和机械设备创造出更多、更精美的越来越复杂，很多幻想成为过去的现实。人类现在能成为天空的上游和宇宙，潜入海洋，数十亿光年的密切观察，细胞和分子。电子计算机硬件和软件，人类的新兴科学已经开始加强，并部分代替人脑科学，这是人工智能。这一新的发展已经显示出巨大的作用，但在未来几年还将继续创造出不可思议的奇迹。人类智慧的增长并没有减少手的效果，而是要求越来越精致，手工制作，更复杂的工作，从而促进手功能。又一方面实践促进人脑智力。在人类的进化过程中，以及在每个人的成长过程中，大脑和手是互相促进和平行进化。

大脑和手之间的人工智能和机械工程的近似关系，唯一不同的是，智能硬件还需要使用机械制造。在过去，各种机械离不开人类的操作和控制，反应速度和运算精度的进化是非常缓慢的大脑和神经系统，人工智能将消除这种限制。相互促进，计算机科学和机械工程进展之间的平行，将在更高层次的新一轮发展的开始使机械工程。在第十九世纪，机械工程的知识总量仍然是有限的，大学在欧洲，它与一般的土木工程是一门综合性的学科，称为土木工程，下半场的第十九个世纪成为一门独立的学科。在第二十世纪，随着机械工程和知识增长的发展开始分解，机械工程专业，有分支机构。在第二十世纪中期趋势分解，在时间之前和之后的第二次世界大战结束时达到的峰值。由于机械工程的知识总量已经远远从个人掌握所有，一些专业是必不可少的。但是过度的专业知识使分割，视野狭隘，

可以查看和统筹大局和全球工程和技术交流，缩小范围，新技术的进步和整个块的技术，外部条件变化的适应能力差。封闭的专业知识的专家太狭，考虑的问题太特殊，在工作协调困难，不利于自我提高。因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域，对专业合并的分化。综合职业分化和发展知识循环过程的合成，是合理和必要的。从不同的专业和专业知识的专家，也有综合的知识了解不够，看看其他学科和项目作为一个整体，从而形成一种相互强烈的集体工作。综合和专业水平。有机械工程全面而专业的冲突；在综合性工程技术也有综合和专业问题。在人类所有的知识，包括社会科学，自然科学和工程技术，有一个更高的水平，更广泛的综合性和专业性的问题。

1.2 本课题研究的内容

本次设计主要针对机械式双柱汽车举升机进行设计，从机械式双柱汽车举升机的整体方案出发，然后具体细化出具体内部结构，其具体内部结构主要包括以下几个方面：

（1）到图书馆里查阅大量相关知识的资料，搜集出各类机械式双柱汽车举升机的原理及结构，挑选相关内容记录并学习。

（2）分析机械式双柱汽车举升机的结构与参数。

（3）确定设计总体方案。

（4）确定具体设计方案。

（5）机械式双柱汽车举升机的图纸的绘制。

（6）说明书的编制和整理。

1.3 机械式双柱汽车举升机的发展现状

当今社会，随着机械和机械工业的蓬勃发展，各行各业的机械设备也在不断地更新，不断地完善，机械式双柱汽车举升机同样在发展着，传统的机械式双柱汽车举升机是采用固定的方式，这样劳动效率低，运煤效率同样低下，不适合大批量的检修汽车的场合。现代机械式双柱汽车举升机是用来代替传统的检修机械式双柱汽车举升机的一种新型的机械式双柱汽车举升机。随着机械行业的大发展，机械式双柱汽车举升机的使用也越来越广泛。如果使用传动的临时的固定式机械式双柱汽车举升机的的话，不但劳动强度大、效率低、定位精度低，而且满足不了大批量通用型的检修要求。所以使用一个专用的机械式双柱汽车举升机已

成为发展趋势。双柱汽车举升机的产品图片如图1-1,1-2所示：

图1-1

图1-2

第二章机械式双柱汽车举升机总体结构的设计

2.1 机械式双柱汽车举升机的总体方案图

机械式双柱汽车举升机一般常见于汽车维修场所，当待修理的汽车开到机械式双柱汽车举升机上面后，电机驱动V 带传动机构开始动作，在滚珠丝杆的作用下，带动汽车缓缓上升，这样人就可以方便地站在下面进行汽车的底盘相关的维修了，当汽车检修好后，随着电机带动滚珠丝杆螺母副反转，举升机的托板开始缓缓下降，这样汽车就被慢慢地放回底面。其总体方案图如下图2-1所示：

2-1 机械式双柱汽车举升机总体方案图

2.2. 机械式双柱汽车举升机的总体设计

2.2.1 确定机械式双柱汽车举升机参数的原则 1、要满足配套设备的相关要求；

2、与机械式双柱汽车举升机的工作方式(即时支护或滞后支护) 相适应；

3、结构紧凑，人操作方便；

4、机械式双柱汽车举升机的工作稳定性好。

2.2.2 确定机械式双柱汽车举升机结构参数的内容

1、确定正常工作条件下，机械式双柱汽车举升机与相应设备的位置关系；

2、确定机械式双柱汽车举升机总体与主要部件的布置与尺。

2.2.3 机械式双柱汽车举升机主要尺寸的确定

1、机械式双柱汽车举升机高度

机械式双柱汽车举升机最小高度为：Hm=1.7m

机械式双柱汽车举升机最大高度为：Hn=2.5m

2、机械式双柱汽车举升机伸缩比

机械式双柱汽车举升机的伸缩比指最大与最小机械式双柱汽车举升机高度之比值为：m =Hm /Hn 代入数据得m=2。

2.2.4机械式双柱汽车举升机间距

所谓机械式双柱汽车举升机间距，就是相邻两机械式双柱汽车举升机中心线间的距离。按下式计算：bc=Bm+n∙C3；

式中：

bc —机械式双柱汽车举升机间距（机械式双柱汽车举升机中心距）；

Bm —每架机械式双柱汽车举升机升降台总长度；

C3—相邻机械式双柱汽车举升机（或框架）升降台之间的间隙；

n —每架所包含的组架的组数或框架数，整体自移式机械式双柱汽车举升机。机械式双柱汽车举升机间距bc 要根据机械式双柱汽车举升机型式来确定，本次设计取机械式双柱汽车举升机的中心距为2.682m 。

第三章机械式双柱汽车举升机的设计

3.1电机的选型计算

机械式双柱汽车举升机是通过电机通过V 带传动带动滚珠丝杆旋转，从而实现托板的升降，从而来实现待检修车辆的升降功能，该机械式双柱汽车举升机采用普通三相电机通过带动齿轮传动从而通过滚珠丝杆螺母副实现托板的升降来实现对待检修汽车的检修功能。具体的电机选型计算过程如下：

N=G ∙W

η＝3(KW)

G －机械式双柱汽车举升机举升能力，230kg/h。

η－传动效率，取0.85。

所以根据N ＝3kw ，n ＝1440r/min查表得92BL4020L1-LK-B 电机的结构。

3.2 V带传动的设计计算

1设计功率P d

P d =3.0KW； d =K A ∙P =1. 2⨯4=2. 8kw ，在这里，我们取P K A －工况系数，根据系统工况，取K A ＝1.2； P －传递的功率；

2选定带型

根据p d 和n 1选取普通V 带A 型，n 1－小带轮转速为1440r/min 3 传动比

i 0=1.76 n 2＝

n 11440

=818r /min ；＝1. 76i

4 小带轮基准直径d d （mm ）

查表得d d 1=263mm,而

d d 1＝263mm>d d m in ，故合适； d d 2=1.76xd d 1=463mm； 6 带速验算

v =

πd d n 1

60⨯1000

a 0

π∙263⨯1440

60⨯1000

7 初定轴间距（mm ）

a 0=2(d d 1+d d 2) =1450mm

8 所需带的基准长度

L d 0=2a 0+

L d 0

（mm ）

(d d 2-d d 1) 2

4a 0

(d d 1+d d 2) +

802 ＝2⨯280+⨯280+

24⨯280

＝1005mm ；根据系统工况，选取带型为A －1000；

9 实际轴间距 a

a ≈a 0+

L d -L d 0

=280+

1005-1000

＝282. 5mm

10 带轮包角∂1

∂1=180- =180 -

d d 2-d d 1

⨯57. 3

⨯57. 3 = 164 287

11单根V 带的基本额定功率p 1

根据带型号、d d 1和n 1普通V 带取1.32kw ； 12 i ≠1时单根V 带型额定功率增量∆P 1

根据带型号、n 1和i 取0.15kw 13 V带的根数Z

Z =

P d 4. 8

==2. 9≈3

(p 1+∆p 1) k a k L (1. 32+0. 15) ⨯0. 96⨯0. 87

k a －小带轮包角修正系数查B1表8－1－23, 取0.96

k L －带长修正系数查B1表8－1－8，取0.87

14 单根V 带的预紧力F 0

F 0=50(P 2. 5

-1) d +mv 2 k a Zv

2. 54. 8

-1) +0. 1⨯7. 542 0. 964⨯7. 54

=500(

=134（N ）

m －V 带每米长的质量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm 15 作用在轴上的力F ∂ ∂

F ∂=2F 0Z sin 1=2⨯134⨯4⨯sin 82=1061(N )

2 F ∂max =3F 0Z sin

∂1

=3⨯134⨯4⨯sin 82 =159(N 2) 2

F ∂m a －考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍。 x 16带轮的结构和尺寸

带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。

带轮的材料为HT200。查B1表8－1－10得基准宽度制V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查表确定轮辐如下图5所示：

图5 V 带轮

3.3轴承的选型计算

已知轴承预计寿命20×365×8=58400小时；

(1）已知n Ⅱ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为深沟球轴承6208型。

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N； (3)计算当量载荷

P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5;根据课本P262（11-6）式得 P1=fp(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N； P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N； (4)轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N；

∵深沟球轴承 ε=3；

3.4 滚珠丝杆的设计计算 1、确定滚珠丝杠副的导程

根据相关资料，查得： V max =8m/min n max =1000r/min 代入得， P ≈1.516mm

由于计算出的P 值应取较大值圆整，因此 P=1.5mm

2、确定当量转速与当量载荷

（1）各种切削方式下，丝杠转速

由表1查得

V1=0.6 V 2=0.8 V 3=1 V 4=8 代入得

n1=100 n2=133 n 3=167 n4=1333 （2）各种切削方式下，丝杠轴向载荷

由表1查得

已知W 1=3000N W 2=5000N 代入得

（3）当量转速

由表1查得

代入得 n m ≈267r/min （3）当量载荷

代入得 F m =1380N； 3、预期额定动载荷

（1）按预期工作时间估算

按表9查得：轻微冲击取 fw=1.3 按表7查得：1～3取

按表8查得：可靠性97%取fc=0.44 已知：Lh=20000小时代入得 C m =27899N

（2）拟采用预紧滚珠丝杠副，按最大负载Fmax 计算：

按表10查得：中预载取 Fe=4.5 代入得

取以上两种结果的最大值 C m =27899N

4、确定允许的最小螺纹底径

（1）估算丝杠允许的最大轴向变形量 ①

②

≤（1/3～1/4）重复定位精度 ≤（1/4～1/5）定位精度

: 最大轴向变形量 µm

已知：重复定位精度10µm, 定位精度25µm ①

②

=3 =6

=3µm

取两种结果的小值

(2）估算最小螺纹底径

丝杠要求预拉伸，取两端固定的支承形式

(1.1～1.2) 行程+（10～14）

已知：行程为1000mm, W1=3000N ,μ代入得

F 0=600N D 2m =20.04mm

5、确定滚珠丝杠副的规格代号

（1）选内循环浮动式法兰，直筒双螺母型垫片预形式（2）由计算出的

FFZD4008-5 P =8mm

C a =30700﹥C am =27899 6、确定滚珠丝杠副预紧力

=0.2

在样本中取相应规格的滚珠丝杠副

其中

7、行程补偿值与与拉伸力（1）行程补偿值

式中：

=（2～4）

(2) 预拉伸力

代入得

8、滚珠丝杠副工作图设计

(1) 丝杠螺纹长度Ls ：

Ls=Lu+2Le 由表二查得余程Le=40 绘制工作图

（2）两固定支承距离L1 按样本查出螺母安装联接尺寸丝杠全长L

（3）行程起点离固定支承距离L0 由工作图得 Ls=890 L1=1000 L=1000 L0=30 得KC=920

9、刚度验算及精度选择

（1）

已知W1=5000 N ，

=0.2；

F0=1000 N ；

F0 ：静摩擦力 N ；

：静摩擦系数； W1 ：正压力 N ；（2）验算传动系统刚度

Kmin

Kmin ：传动系统刚度 N

已知反向差值或重复定位精度为10； Kmin=222＞160；

（3）传动系统刚度变化引起的定位误差

；

=1.7

m ；

（4）确定精度

V300p ：任意300mm 内的行程变动量对半闭环系统言， V300p ≤0.8×定位精度-定位精度为20V300p ＜14.3

m/300； m ；

；

丝杠精度取为3级；

V300p=12

m ＜14.3；

(5) 确定滚珠丝杠副的规格代号已确定的型号：WWCM ；公称直径：12 导程：3；螺纹长度：900；丝杠全长：1000； P 类3级精度

FFZD4010-3-P3 /1410×1290； 10、验算临界压缩载荷； Fc ： N；

丝杠所受最大轴向载荷Fmax 小于丝杠预拉伸力F 不用验算。 11、验算临界转速

nc=f×10；

nc : 临界转速 n/min； f ：与支承形式有关的系数；

：丝杠底径；

：临界转速计算长度 mm；由表14得f=21.9；由样本得d2=34.3；

由工作图及表14得：Lc2= L1- L0； 4310＞nmax=1500；

12、验算

Dn=Dpw nmax；

D pw ：滚珠丝杠副的节圆直径 mm ； nmax : 滚珠丝杠副最高转速 n/min； Dpw ≈41.4mm ；

第四章各主要零部件强度的校核

4.1滚珠轴承的强度校核轴承所受支反力合力

+R BZ =629. 132+1368. 022=1505. 74N （4.1） R B =R BY

对于双列圆锥滚子轴承，派生轴向力互相抵消。 F Ba =0，F Ca =F a =712. 57N 由文献[2]表39. 2-24得，

F Ba

P Br =R B +Y 1F Ba =1505. 74+0. 8⨯0=1505. 74N （4.2）按轴承B 的受力大小验算 L h =

10⎛C ⎫10⎛862⨯10⎫9

⎪ ⎪h （4.3） ==4. 78⨯10 1505⎪⎪60n P 60⨯556. 74⎝⎭⎝Br ⎭

L h =4. 78⨯109h=5. 46⨯105年

由于机械式双柱汽车举升机的运转平稳，必须选择较大寿命的轴承，轴承能达到所计算的寿命。经审核后，此轴承合格。 4.2 滚珠丝杆的强度校核

滚动螺旋传动主要承受轴向力。螺母与螺钉间滑动摩擦较大，所以磨损失效的主要形式。基本尺寸（直径滚珠丝杠和螺母高度），通常基于条件的耐磨性测

定。滚珠丝杆驱动力较大，还应检查滚珠丝杆和螺母的螺纹强度的危险截面，以防止塑性变形或断裂的发生；自锁螺钉的要求，检查自锁螺钉；传动精度，应检查的刚度，以免造成传输降低音高变化的应力的精度；滚珠丝杆长径比大，应检查其稳定性，以防止轴心受压失稳；长滚珠丝杆转速也应该检查的临界转速，以防止过大的横向振动。设计应根据驱动型，工作条件和失效模式，选同的设计标

准，无需逐一检查。表2.1螺旋传动的常用材料

（1）滚珠丝杆螺母副，横向丝杆的最大轴向载荷为2000N ，支承间最大距离为400mm ，，要求定位精度为0.001mm ，滚珠丝杆的负荷包括运动部件的重量所引起的进给抗力。应按额定静载荷选用。

C ³f f P m a x 0d H

f d 载荷性质系数为1

' '

f H f H —动载荷硬度影响系数， =1

P max

—最大轴向载荷

定静载荷为C0³2000N ，查表得使用寿命时间T=15000h，初选丝杆螺距t=5mm，得丝杆转速

n =

1000V max 1000´1

==200t 2 n/min

由于丝杆螺距为3，可选W 系列完循环丝杆副尺寸系列W2005-2.5圈一列滚珠丝杆螺母副的几何参数计算，见表2.6所示：

表2.2 滚珠丝杆螺母副几何参数

（2）传动效率计算

h =

tg g

tg (g +j ) （2.23）

式中：ϕ—摩擦角；γ—丝杆螺纹升角。

h =

tg g

=0.96

tg (g +j )

（3）刚度验算，滚珠丝杆受工作负载P 引起的导程

L p

的变化量

DL 1=K （2.24）

Y 向所受牵引力大，故应用Y 向参数计算

P =400（N ） L p =0. 5 （cm ）

E =20.6? 106 (N cm ) (材料为45钢)

1.6512

F =p R 2=3.14() =2.2132

2 （cm ）

200⨯0. 5-6

∆L 1==2. ±194⨯106

20. ⨯61⨯02. 213

所以（cm ）丝杆因受扭矩而引起的导程变化量D L 2很小，可以忽略。所以导程误差

∆=∆L 1

100100

=2.194⨯10-6⨯=4.97L 00.5 (μm /m )

查表知C 级精度的丝杆允许误差6μm ，故强度足够。

到如今，毕业设计总算接近尾声了，通过这次对于机械式双柱汽车举升机的设计，使我们充分把握的设计方法和步骤，不仅复习所学的知识，而且还获得新的经验与启示，在各种软件的使用找到的资料或图纸设计，会遇到不清楚的作业，老师和学生都能给予及时的指导，确保设计进度，本文所设计的是机械式双柱汽车举升机的设计，通过初期的方案的制定，查资料和开始正式做毕设，让我系统地了解到了所学知识的重要性，从而让我更加深刻地体会到做一门学问不易，需要不断钻研，不断进取才可要做的好，总之，本设计完成了老师和同学的帮助下，在大学研究的最感谢帮助过我的老师和同学，是大家的帮助才使我的论文得以通过。

时间过得很快，论文总算完成了，我的心里感到特别高兴和激动，在这里，我打心里向我的导师和同学们表示衷心的感谢！因为有了老师的谆谆教导，才让我学到了很多知识和做人的道理，由衷地感谢我亲爱的老师，您不仅在学术上对我精心指导，在生活上面也给予我无微不至的关怀支持和理解，在我的生命中给予的灵感，所以我才能顺利地完成大学阶段的学业，也学到了很多有用的知识，同时我的生活中的也有了一个明确的目标。知道想要什么，不再是过去的那个爱玩的我了。导师严谨的治学态度，创新的学术风格，认真负责，无私奉献，宽容豁达的教学态度都是我们应该学习和提倡的。通过近半年的设计计算，查找各类机械式双柱汽车举升机的相关资料，论文终于完成了，我感到非常兴奋和高兴。虽然它是不完美的，是不是最好的，但在我心中，它是我最珍惜的，因为我是怎么想的，这是我付出的汗水获得的成果，是我在大学四年的知识和反映。四年的学习和生活，不仅丰富了我的知识，而且锻炼了我的个人能力，更重要的是来自老师和同学的潜移默化让我学到很多有用的知识，在这里，谢谢老师以及所有关心我和帮助我的人，谢谢大家。

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[13]李如松. 机械式双柱汽车举升机的应用现状与展望. 中国期刊全文数据库

1994年第4期。

[14]李明. 机械式双柱汽车举升机设计. 制造技术与机床2005年第7期。 [15]李杜莉，武洪恩，刘志海. 机械式双柱汽车举升机的运动学分析. 煤矿机械2007年2月

[16]Hirohiko Arai, Kazuo Tanie, and Susumu Tachi. Dynamic Control of a

Manipulator with Passive Joints in Operational Space.

摘要

关键词：机械；结构；机械式双柱汽车举升机；参考

Abstract

For a lot of special places, like the risk is very big, or we are difficult to reach,

Its principle is diagonal synchronization, leg activity by the structure of the

Keywords ：Manufacturing ,Location, Clamping, Process

第一章绪论 . .......................................... 1

1.1课题的来源与研究的目的和意义 . ............................ 1

1.2本课题研究的内容 . ........................................ 3

1.3机械式双柱汽车举升机的发展现状 . .......................... 5

第二章机械式双柱汽车举升机总体结构的设计 .................. 7

2.1机械式双柱汽车举升机的总体方案图 . ........................ 9

2.2机械式双柱汽车举升机的总体设计 . ......................... 10

2.2.1确定机械式双柱汽车举升机参数的原则 ................. 11

2.2.2确定机械式双柱汽车举升机结构参数的内容 ............. 12

2.2.3机械式双柱汽车举升机主要参数的确定 ................. 13

2.2.4机械式双柱汽车举升机间距 ........................... 15

第三章机械式双柱汽车举升机的设计 .......................... 17

3.1电机的选型计算 . ......................................... 19

3.2V带传动的设计计算 . ...................................... 20

3.3轴承的选型计算 . ......................................... 22

3.4滚珠丝杆的设计计算 . ..................................... 22

第四章各主要零部件强度的校核 ............................... 23

4.1滚珠轴承的强度校核 . ..................................... 25

第一章绪论

1.1 课题的来源与研究的目的和意义

1.2 本课题研究的内容

（1）到图书馆里查阅大量相关知识的资料，搜集出各类机械式双柱汽车举升机的原理及结构，挑选相关内容记录并学习。

（2）分析机械式双柱汽车举升机的结构与参数。

（3）确定设计总体方案。

（4）确定具体设计方案。

（5）机械式双柱汽车举升机的图纸的绘制。

（6）说明书的编制和整理。

1.3 机械式双柱汽车举升机的发展现状

成为发展趋势。双柱汽车举升机的产品图片如图1-1,1-2所示：

图1-1

图1-2

第二章机械式双柱汽车举升机总体结构的设计

2.1 机械式双柱汽车举升机的总体方案图

2-1 机械式双柱汽车举升机总体方案图

2.2. 机械式双柱汽车举升机的总体设计

2.2.1 确定机械式双柱汽车举升机参数的原则 1、要满足配套设备的相关要求；

2、与机械式双柱汽车举升机的工作方式(即时支护或滞后支护) 相适应；

3、结构紧凑，人操作方便；

4、机械式双柱汽车举升机的工作稳定性好。

2.2.2 确定机械式双柱汽车举升机结构参数的内容

1、确定正常工作条件下，机械式双柱汽车举升机与相应设备的位置关系；

2、确定机械式双柱汽车举升机总体与主要部件的布置与尺。

2.2.3 机械式双柱汽车举升机主要尺寸的确定

1、机械式双柱汽车举升机高度

机械式双柱汽车举升机最小高度为：Hm=1.7m

机械式双柱汽车举升机最大高度为：Hn=2.5m

2、机械式双柱汽车举升机伸缩比

机械式双柱汽车举升机的伸缩比指最大与最小机械式双柱汽车举升机高度之比值为：m =Hm /Hn 代入数据得m=2。

2.2.4机械式双柱汽车举升机间距

所谓机械式双柱汽车举升机间距，就是相邻两机械式双柱汽车举升机中心线间的距离。按下式计算：bc=Bm+n∙C3；

式中：

bc —机械式双柱汽车举升机间距（机械式双柱汽车举升机中心距）；

Bm —每架机械式双柱汽车举升机升降台总长度；

C3—相邻机械式双柱汽车举升机（或框架）升降台之间的间隙；

第三章机械式双柱汽车举升机的设计

3.1电机的选型计算

N=G ∙W

η＝3(KW)

G －机械式双柱汽车举升机举升能力，230kg/h。

η－传动效率，取0.85。

所以根据N ＝3kw ，n ＝1440r/min查表得92BL4020L1-LK-B 电机的结构。

3.2 V带传动的设计计算

1设计功率P d

P d =3.0KW； d =K A ∙P =1. 2⨯4=2. 8kw ，在这里，我们取P K A －工况系数，根据系统工况，取K A ＝1.2； P －传递的功率；

2选定带型

根据p d 和n 1选取普通V 带A 型，n 1－小带轮转速为1440r/min 3 传动比

i 0=1.76 n 2＝

n 11440

=818r /min ；＝1. 76i

4 小带轮基准直径d d （mm ）

查表得d d 1=263mm,而

d d 1＝263mm>d d m in ，故合适； d d 2=1.76xd d 1=463mm； 6 带速验算

v =

πd d n 1

60⨯1000

a 0

π∙263⨯1440

60⨯1000

7 初定轴间距（mm ）

a 0=2(d d 1+d d 2) =1450mm

8 所需带的基准长度

L d 0=2a 0+

L d 0

（mm ）

(d d 2-d d 1) 2

4a 0

(d d 1+d d 2) +

802 ＝2⨯280+⨯280+

24⨯280

＝1005mm ；根据系统工况，选取带型为A －1000；

9 实际轴间距 a

a ≈a 0+

L d -L d 0

=280+

1005-1000

＝282. 5mm

10 带轮包角∂1

∂1=180- =180 -

d d 2-d d 1

⨯57. 3

⨯57. 3 = 164 287

11单根V 带的基本额定功率p 1

根据带型号、d d 1和n 1普通V 带取1.32kw ； 12 i ≠1时单根V 带型额定功率增量∆P 1

根据带型号、n 1和i 取0.15kw 13 V带的根数Z

Z =

P d 4. 8

==2. 9≈3

(p 1+∆p 1) k a k L (1. 32+0. 15) ⨯0. 96⨯0. 87

k a －小带轮包角修正系数查B1表8－1－23, 取0.96

k L －带长修正系数查B1表8－1－8，取0.87

14 单根V 带的预紧力F 0

F 0=50(P 2. 5

-1) d +mv 2 k a Zv

2. 54. 8

-1) +0. 1⨯7. 542 0. 964⨯7. 54

=500(

=134（N ）

m －V 带每米长的质量（kg/m）查B1表8－1－24，取0.1k/gm 15 作用在轴上的力F ∂ ∂

F ∂=2F 0Z sin 1=2⨯134⨯4⨯sin 82=1061(N )

2 F ∂max =3F 0Z sin

∂1

=3⨯134⨯4⨯sin 82 =159(N 2) 2

F ∂m a －考虑新带初预紧力为正常预紧力的1.5倍。 x 16带轮的结构和尺寸

带轮应既有足够的强度，又应使其结构工艺性好，质量分布均匀，重量轻，并避免由于铸造而产生过大的应力。

带轮的材料为HT200。查B1表8－1－10得基准宽度制V 带轮轮槽尺寸，根据带轮的基准直径查表确定轮辐如下图5所示：

图5 V 带轮

3.3轴承的选型计算

已知轴承预计寿命20×365×8=58400小时；

(1）已知n Ⅱ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N；初先两轴承为深沟球轴承6208型。

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N；

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N； (3)计算当量载荷

P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5;根据课本P262（11-6）式得 P1=fp(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N； P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N； (4)轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N；

∵深沟球轴承 ε=3；

3.4 滚珠丝杆的设计计算 1、确定滚珠丝杠副的导程

根据相关资料，查得： V max =8m/min n max =1000r/min 代入得， P ≈1.516mm

由于计算出的P 值应取较大值圆整，因此 P=1.5mm

2、确定当量转速与当量载荷

（1）各种切削方式下，丝杠转速

由表1查得

V1=0.6 V 2=0.8 V 3=1 V 4=8 代入得

n1=100 n2=133 n 3=167 n4=1333 （2）各种切削方式下，丝杠轴向载荷

由表1查得

已知W 1=3000N W 2=5000N 代入得

（3）当量转速

由表1查得

代入得 n m ≈267r/min （3）当量载荷

代入得 F m =1380N； 3、预期额定动载荷

（1）按预期工作时间估算

按表9查得：轻微冲击取 fw=1.3 按表7查得：1～3取

按表8查得：可靠性97%取fc=0.44 已知：Lh=20000小时代入得 C m =27899N

（2）拟采用预紧滚珠丝杠副，按最大负载Fmax 计算：

按表10查得：中预载取 Fe=4.5 代入得

取以上两种结果的最大值 C m =27899N

4、确定允许的最小螺纹底径

（1）估算丝杠允许的最大轴向变形量 ①

②

≤（1/3～1/4）重复定位精度 ≤（1/4～1/5）定位精度

: 最大轴向变形量 µm

已知：重复定位精度10µm, 定位精度25µm ①

②

=3 =6

=3µm

取两种结果的小值

(2）估算最小螺纹底径

丝杠要求预拉伸，取两端固定的支承形式

(1.1～1.2) 行程+（10～14）

已知：行程为1000mm, W1=3000N ,μ代入得

F 0=600N D 2m =20.04mm

5、确定滚珠丝杠副的规格代号

（1）选内循环浮动式法兰，直筒双螺母型垫片预形式（2）由计算出的

FFZD4008-5 P =8mm

C a =30700﹥C am =27899 6、确定滚珠丝杠副预紧力

=0.2

在样本中取相应规格的滚珠丝杠副

其中

7、行程补偿值与与拉伸力（1）行程补偿值

式中：

=（2～4）

(2) 预拉伸力

代入得

8、滚珠丝杠副工作图设计

(1) 丝杠螺纹长度Ls ：

Ls=Lu+2Le 由表二查得余程Le=40 绘制工作图

（2）两固定支承距离L1 按样本查出螺母安装联接尺寸丝杠全长L

（3）行程起点离固定支承距离L0 由工作图得 Ls=890 L1=1000 L=1000 L0=30 得KC=920

9、刚度验算及精度选择

（1）

已知W1=5000 N ，

=0.2；

F0=1000 N ；

F0 ：静摩擦力 N ；

：静摩擦系数； W1 ：正压力 N ；（2）验算传动系统刚度

Kmin

Kmin ：传动系统刚度 N

已知反向差值或重复定位精度为10； Kmin=222＞160；

（3）传动系统刚度变化引起的定位误差

；

=1.7

m ；

（4）确定精度

V300p ：任意300mm 内的行程变动量对半闭环系统言， V300p ≤0.8×定位精度-定位精度为20V300p ＜14.3

m/300； m ；

；

丝杠精度取为3级；

V300p=12

m ＜14.3；

(5) 确定滚珠丝杠副的规格代号已确定的型号：WWCM ；公称直径：12 导程：3；螺纹长度：900；丝杠全长：1000； P 类3级精度

FFZD4010-3-P3 /1410×1290； 10、验算临界压缩载荷； Fc ： N；

丝杠所受最大轴向载荷Fmax 小于丝杠预拉伸力F 不用验算。 11、验算临界转速

nc=f×10；

nc : 临界转速 n/min； f ：与支承形式有关的系数；

：丝杠底径；

：临界转速计算长度 mm；由表14得f=21.9；由样本得d2=34.3；

由工作图及表14得：Lc2= L1- L0； 4310＞nmax=1500；

12、验算

Dn=Dpw nmax；

D pw ：滚珠丝杠副的节圆直径 mm ； nmax : 滚珠丝杠副最高转速 n/min； Dpw ≈41.4mm ；

第四章各主要零部件强度的校核

4.1滚珠轴承的强度校核轴承所受支反力合力

+R BZ =629. 132+1368. 022=1505. 74N （4.1） R B =R BY

对于双列圆锥滚子轴承，派生轴向力互相抵消。 F Ba =0，F Ca =F a =712. 57N 由文献[2]表39. 2-24得，

F Ba

P Br =R B +Y 1F Ba =1505. 74+0. 8⨯0=1505. 74N （4.2）按轴承B 的受力大小验算 L h =

10⎛C ⎫10⎛862⨯10⎫9

⎪ ⎪h （4.3） ==4. 78⨯10 1505⎪⎪60n P 60⨯556. 74⎝⎭⎝Br ⎭

L h =4. 78⨯109h=5. 46⨯105年

由于机械式双柱汽车举升机的运转平稳，必须选择较大寿命的轴承，轴承能达到所计算的寿命。经审核后，此轴承合格。 4.2 滚珠丝杆的强度校核

准，无需逐一检查。表2.1螺旋传动的常用材料

C ³f f P m a x 0d H

f d 载荷性质系数为1

' '

f H f H —动载荷硬度影响系数， =1

P max

—最大轴向载荷

定静载荷为C0³2000N ，查表得使用寿命时间T=15000h，初选丝杆螺距t=5mm，得丝杆转速

n =

1000V max 1000´1

==200t 2 n/min

由于丝杆螺距为3，可选W 系列完循环丝杆副尺寸系列W2005-2.5圈一列滚珠丝杆螺母副的几何参数计算，见表2.6所示：

表2.2 滚珠丝杆螺母副几何参数

（2）传动效率计算

h =

tg g

tg (g +j ) （2.23）

式中：ϕ—摩擦角；γ—丝杆螺纹升角。

h =

tg g

=0.96

tg (g +j )

（3）刚度验算，滚珠丝杆受工作负载P 引起的导程

L p

的变化量

DL 1=K （2.24）

Y 向所受牵引力大，故应用Y 向参数计算

P =400（N ） L p =0. 5 （cm ）

E =20.6? 106 (N cm ) (材料为45钢)

1.6512

F =p R 2=3.14() =2.2132

2 （cm ）

200⨯0. 5-6

∆L 1==2. ±194⨯106

20. ⨯61⨯02. 213

所以（cm ）丝杆因受扭矩而引起的导程变化量D L 2很小，可以忽略。所以导程误差

∆=∆L 1

100100

=2.194⨯10-6⨯=4.97L 00.5 (μm /m )

查表知C 级精度的丝杆允许误差6μm ，故强度足够。

参考文献

[10]高微, 杨中平, 赵荣飞等. 机械式双柱汽车举升机结构优化设计. 机械设计与

制造2006.1。

文数据库2002年。

[13]李如松. 机械式双柱汽车举升机的应用现状与展望. 中国期刊全文数据库

1994年第4期。

[14]李明. 机械式双柱汽车举升机设计. 制造技术与机床2005年第7期。 [15]李杜莉，武洪恩，刘志海. 机械式双柱汽车举升机的运动学分析. 煤矿机械2007年2月

[16]Hirohiko Arai, Kazuo Tanie, and Susumu Tachi. Dynamic Control of a

Manipulator with Passive Joints in Operational Space.

机械式双柱汽车举升机设计

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