【正文】 北京：高等教育出版社，1994 致 謝首先感謝我們的學校，在設計過程中，學校給我們配備了從軟件到硬件等一系列的方便，從而使我們在設計過程中能夠專心的研究。)齒頂圓最大直徑damax mm damax=d+齒頂圓最小直徑damin mm damin=()pdr齒根圓直徑df mm df=ddr齒側凸緣或排間槽直徑dg mm dgpctg(180/z)176。（2）設計功率的計算：根據(jù)公式Pca=KAPKz/Kp ＝ KW。鋼絲繩一端固定在主立柱內的升降滑斗上，另一端通過滑輪、底座，固定在副立柱內的升降滑架上。為了防止這一事故的發(fā)生，故又設計了一個與主螺母(工作螺母)有一相對距離 s 的副螺母。 螺旋副尺寸參數(shù)設計結果(見表 42)表 42 螺旋副尺寸參數(shù)名稱 代號 數(shù)值 關系式外螺紋大徑 d 內螺紋大徑 D4 D4=d+2ac螺距 p 牙頂間隙 ac 基本牙型高度 H1 H1=內螺紋牙高 H4 H4=H1+ac=+ac外螺紋牙高 h3 h3=H1+ac=+ac牙頂高 Z Z==H1/2內螺紋小徑 D1 D1=d2H1=dp 外螺紋小徑 d3 d3=d2h3外螺紋中徑 d2 44 d2=d2Z=內螺紋中徑 D2 44 D2=d2Z=外螺紋牙頂圓角 R1 R1max=牙底圓角 R2 R2max=ac原始三角形高 H H= 螺母的選用由于舉升機的工作螺母是在低速重載下進行工作，因此國內傳統(tǒng)的設計方法都是選用青銅(如 ZCuSnl0Pbl , ZCuAll0Fe3)作為螺母材料，形成青銅對鋼的摩擦副。鋸齒形螺紋對于該設計則選用前者，所得結論為 h=4mm。 螺旋傳動初始條件的確定(見表 41)滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關，其中，最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺旋副間越容易形成過度磨損，因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力 P ，使其小于材料的許用壓力【p】按耐磨性條件，可以初步確定絲桿的直徑和螺母的高度。故 d 為 20 時同樣滿足聯(lián)接的需求，符合安全要求。 托臂的校核圖 35 托臂的結構圖 托臂截面形心和中心軸1 0 0 m m88mm已知條件：外正方形的邊長 a = 10cm內正方形的邊長 b = 根據(jù)下列相關公式：截面面積: S=a 2b2 (39) absxX1exex1慣性矩：I x=Iy=a4b4 (310)抗彎截面模數(shù)：W x=(a4b4)/6a (311)Wx1=*(a4b4)/a (312)重心 s 到相應邊距離：e x=a/2 ex1=a/ (313)2慣性半徑:i= / (314)2a b?1代入上述數(shù)據(jù)得計算結果：正方環(huán)形截面的面積 A = 平方厘米正方環(huán)形截面的慣性矩 I=對 x 軸的抗彎截面模數(shù) We= 對 x1 軸的抗彎截面模數(shù) Wx1= 重心 S 到 x 邊的距離 ex=5cm 重心 S 到 x1 邊的距離 ex1= 正方環(huán)形截面的慣性半徑 I= 托臂看作靜載荷下的懸臂梁，進行內力分析。由 F2引起的撓度(向外彎)為:FA2=。 升降速度，操作運行中安全以及機構布置等。 （見圖 22） 同步裝置的選擇舉升機左右兩立柱上的四個托架(與滑套相聯(lián)接)，必須保證同步升降。在底座內設有鏈傳動及其張緊裝置。 設計的意義 通過對舉升機全面系統(tǒng)的設計計算，對了解舉升機的構造和傳動進行了深入的探討，對人們了解舉升機，應用舉升機以及以后的改進工作都有很高的現(xiàn)實意義。單缸同步性雖很好，但油缸機械式地連接在對面立柱的托架上。然而現(xiàn)在國內市場上具有一定生產(chǎn)規(guī)模和自主產(chǎn)權的汽車舉升機廠家很少，對舉升機的研究工作還很欠缺，因此對汽車舉升機的設計很有現(xiàn)實的意義。機械連接可以是鋼絲繩或鏈條，這樣設計有一個缺點：如果鋼絲繩或者鏈條在工作中伸長了，從而導致升降時拖架的移動不能同步。 設計主要內容及步驟 舉升機總體結構的設計?；變妊b有主滾輪，導間輪，承受升降過程中產(chǎn)生的側向力并起導向作用。使用壽命相對較短，但隨著技術的改進，這個缺點也在得到逐步的改善。 電機的選擇（1） 電動機類型和結構形式的選擇按照工作要求和工作條件，又要考慮經(jīng)濟性和可維護性，選用一般用途的 Y（IP44）系列三相異步電動機，根據(jù)整機結構布置，采用臥式封閉結構（2） 電動機容量計算電動機容量僅考慮功率即可功率 P=A/t式中：A 為工作所需的總能量， t 為工作時間代入數(shù)據(jù)得 P=mgh/t=3000*10*(50*1000)=電動機功率 PL=P/η其中,傳動裝置的總效率 η=η 1η 22η 3η 4 =***=η η 2為軸承的效率,取 η 3為絲杠傳動的效率,取 η 4為鏈傳動的效率,取 所以 PL=考慮到啟動制動的影響，電動機功率PN≧*P L=*= KW環(huán)境溫度小于 400C，不需要修正，所以，最終選擇電動機的功率為 3 KW通過《機械設計手冊（軟件版） 》查詢所需電機為: 額定功率 （Kw） 3轉速 （r/min） 1440 電壓 （V） 380額定電流 （A） 7最大長度 （mm） 380最大寬度 （mm） 283最大高度 （mm） 245（3）電動機額定轉速的選擇 舉升機工作轉速一般，故選擇常用的電機額定轉速 n1=1440 r/min 舉升行程 H舉升行程 H 是指舉升機能將汽車舉升的有效行程。由于點Ｋ處在復雜應力狀態(tài),立柱材料采用的 30 鋼是塑性材料,可以采用第四強度理論[4],將 σ X,σ X的數(shù)值代入,用統(tǒng)計平均剪應力理論對此應力狀態(tài)建立的強度條件為:σ ｊ =(σ 2+3τ 2)2 ≤[σ] (34) 所以,σ ｊ =(+3)2=1082 kg/ cm2[σ]=1102 kg/cm2,按第四強度理論所算得的折算應力也滿足許用強度的要求。 (37)因托臂的大小臂之間有 1mm 間隙,由此產(chǎn)生撓度:F 間隙 =。 (316)選:σS=235MPA,τ[τ],滿足強度條件。其主要缺點是摩擦阻力大，傳動效率低(216。梯形螺紋、矩形螺紋可取 ， 鋸齒形螺紋 = ???3?代入上式得 d2≥32取 d2 為 42（4）螺距 P 可以和公稱直徑可同時選出查機械設計手則，表 34可知 螺桿公稱直徑 d 為 48mm，螺距 P=8mm。螺桿工作時承受軸向壓力 F 和扭矩 T 的作用，螺桿危險截面上既有壓縮應力，又有切應力，因此，校核螺桿強度時，應根據(jù)第四強度理論求出危險截面的計算應力 σ，其強度條件為 (45a)????????????????????其中 T 為傳遞扭矩 N在運行過程中，MC 尼龍螺母不會出現(xiàn)象青銅螺母對絲桿在失油狀態(tài)下的尖叫聲。 急停裝置的設計增加副螺母緩沖了主螺母磨損下落所造成的危害，但事故隱患并沒有消除。為防止出現(xiàn)主、副立柱內的主螺母同時磨損下落，一方面要求用戶在規(guī)定使用次數(shù)(以年限來劃分)內更換主螺母，另一方面通過立柱擋板的透視孔定期觀察主、副螺母之間的距離 s，當其達到一定值后必須更換主螺母。和 Ff中選用大者； 式中，[n] ——許用安全系數(shù)，一般為 4~8；對于速度低、不太重要的傳動或作用力的確定比較準確時，[n]可取較小值，可計算得徑強度安全系數(shù)為,符合設計要求。 Sons Inc,1996[18] Orlov P. Fundamentals of Machine :Mir Pub.,1987[19] Sors L. Fatigue Design of Machine Components. Oxford: Pergamon Press,1971[20] 周