【正文】 。?????式中，(~)——軸承效率,決定于軸承形式, 滑動軸承取小值軸向載荷與運動方向相反時取+號，經計算得到絲杠的效率為 。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 Nf 為摩察系數有機械設計手冊表 512，取摩察系數 f= α=30 0其中 2arctn(P/d)????? *.0? ??v ??=則 ψψ v滿足螺旋副自鎖條件（7）驅動力矩 T 由公式 (44a)321T??T1=F d2/2tan(ψ+ψ v) (44b) (44c)20323dDFfs??式中，T1——螺紋力矩；T2——軸承摩擦力矩，經計算得出 T=（5）工作壓強 p 可由 確定??phzdF??2?代入數據得p= MPa遠遠小于許用壓強 15 MPa，故該結構穩(wěn)定。2??旋合圈數 z 可根據公式 選定 (42)1~0?pz經計算的 z=，螺紋的工作高度 h 可根據公式 h= 和 h= 確定前者用于梯形螺紋(－86) 和矩形螺紋，后者用于 30176。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。（2）由機械設計手冊可知用于校核的許用壓強[p]=15 MPa （3）螺桿中徑的選擇可根據公式 ????22PF/A/dhzFP/(dhH)p????令 ψ=H/ d 2 得 (41) ??pF???2項目 數值 單位軸向載荷 15000 N螺桿材料 45 號鋼 無螺母材料 含油 MC 尼龍 無軸向載荷與運動方向 反向 無螺桿端部結構 兩端固定 無螺桿最大工作長度 mm兩支承間的最大距離 mm 該公式可用于梯形螺紋(－86) 和矩形螺紋， 30176。通過校核計算來證明絲桿的自鎖性、絲桿的強度、絲桿的穩(wěn)定性以及螺母螺牙的強度等均符合設計要求，亦符合國際同類標準的設計要求。然而汽車舉升機的舉升運動一般者為間隙式運動，即將汽車舉升到一定的高度，便停止舉升汽車停在半空中，待修理作業(yè)結束后，再將汽車放下來，無需進行反復不停的升降運動，因此，絲桿不會出現溫升過 高的現象 。其主要缺點是摩擦阻力大，傳動效率低(216。然而由于受以往設計主導思想的影響及材料選用的局限性，加之大多數汽車修理廠不注重對舉升機的保養(yǎng)與維護，不能按照行業(yè)標準所規(guī)定的舉升機在運行 3000 次的范圍內更換工作螺母因此，時常發(fā)生舉升機在工作過程中的墜車事故，造成設備損壞和人員傷亡，分析其原因，絕大多數是由于舉升機工作螺母磨損所造成的。 第四章 傳動系統(tǒng)的設計 螺旋傳動的設計滑動螺旋工作時，主要承受轉矩及軸向力的作用，同時在螺桿和螺母的旋合螺紋間有較大的相對滑動，其失效形式主要是螺紋磨損，因此，滑動螺旋的基本尺寸（即螺桿直徑和螺母高度）通常是根據耐磨性條件確定的，對于受力較大的傳力螺旋，還應該校核螺桿危險截面以及螺母螺紋牙的強度，以防止發(fā)生塑性變形或斷裂；對于要求自鎖的螺桿應該校核其自鎖性。螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為：σp=F/d0Lmin≤[σp] (320)式中,σp許用應力，Lmin=螺栓的剪切強度條件為：τ=4F/∏d2≤[τ] (321)受力最大 F 為 10KN，根據公式計算的 σp=80MPa, τ= MPa，螺栓主要受擠壓，被剪斷的可能性很小,σs\Mpa≥355，滿足條件，所以螺栓螺母配合符合設計要求。 (316)選:σS=235MPA,τ[τ],滿足強度條件。 托臂的校核前面計算已得到 Ｉ= 2對 x 軸的抗彎截面模數 W x=對 x1 軸的抗彎截面模數 W x1=截面上半部分靜矩 S=,I/S= 校核正應力強度σ max=Mmax/ =Mc/ Wx1=8190m/ = 　 (315)許用應力選:[σ]600MPa,σmax[σ],滿足強度條件。已知條件：懸臂梁總長 I = m 集中載荷 P = 7000 N彈性模量 E = 196 GPa截面的軸慣性矩 I = m 4根據下列相關公式：RB=P ； M B=Pl ；Qx＝P ； M x=Px ；fA＝P l3/3EI ； Q A=Pl2/2EI帶入相關數據得計算結果：懸臂梁一的危險截面 B 處的: 支座反力 R b = 7000N反力矩 M b = 8190N在舉升機行業(yè)標準中,此值滿足距立柱最遠點的托臂支承面下沉量要求。 (37)因托臂的大小臂之間有 1mm 間隙,由此產生撓度:F 間隙 =。 從托臂處考慮撓度情況 3251 0201 1 1 095B YFF B XF 2F11 3 1 6 . 3 7 K gC18034 滑臺部件受力示意圖托臂亦相當于一個懸臂梁,端部受力 P=2066 kg,托臂部件由大臂和小臂組成,將大臂和小臂分別考慮:小臂端部受力 P,按懸臂粱公式計算,得到小臂端部處撓度為:f1=。由 M 引起的撓度(向外彎)為:F W=,此值很小,可忽略不計。經計算,由 F1引起的撓度(向內彎)為:F A1=。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。 校核剪應力強度τ max=QmaxS/(Ｉ ZB)=QC/(Ｉ ZB/S) (32)=()=　選 σ S=235MPa,而許用應力[τ]=2355=,τ max[τ],滿足強度條件?，F在的舉升機的舉升速度一般在 1—3m 之間，設計選擇的舉升速度為。本人設計選用舉升行程 。 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 為工作時間代入數據得 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。第三種是本人設計采用的鏈傳動結構。目前采用的結構形式有三種: 第一種是螺旋副——錐齒輪——長軸——錐齒輪——螺旋副機械傳動結構。傳動路線為：電動機——皮帶傳動——主螺旋副傳動——鏈傳動——