基于SolidWork对小型电动双立柱式汽车顶升机的设计文档格式.docx
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第一章绪论
1.1本课题的研究背景
改革开放以来，我国经济迅猛发展，国民生活水平的提高，越来越多的私家车深入家庭，对汽车服务业的需求也越来越高，对于顶升机的需求总是供不应求，因为它是现在的汽车4s店的维修必备工具。
但是就我国目前技术来说，独立拥有足够的生产规模和知识产权的厂家很少，对顶升机的各方面性能的研究还很匮乏，所以我认为在目前这么一个环境下，对我国汽车顶升机的改进设计是十分有必要的，希望我的设计和改进能够为我国这个行业的瓶颈带来突破性的效果。
1.2汽车顶升机在国内外的研究现状
实际上，美国在1925年就已经生产了世界上第一架汽车顶升机，它是由气缸调节的单柱顶升机，但是由于当时技术和条件的限制；
所以在安全性能方面不能够保障。
直到1966年，第一台双柱汽车顶升机在德国出现，这意味着顶升机研究方面取得的更大的突破，但是这种顶升机直到11年之后才在其他国家相继投入生产。
在如今的汽车顶升机市场上，双柱汽车顶升机的销量逐年增长。
而在我国对这方面的研究起步较晚,直到上个世纪末才借鉴国外的技术生产出第一台汽车顶升机。
但随着我国的汽车行业的快速发展,私家车成为了目前我国人民追求更高物质生活的主流，因此与汽车相关的服务业也随之蓬勃发展,特别是汽车顶升机的需求量年年都在上升。
生产汽车顶升机的厂家如雨后春笋般一个接着一个冒出来，但目前顶升机国产货质量上不敢恭维。
所以造成了目前许多厂家都将注意力转移到怎样提升顶升机的质量与市场竞争力这一形势。
1.3设计步骤及主要内容
1.3.1顶升机整体尺寸大小的设计
根据顶升机实际承载能力及一般轿车的尺寸，构造出主体整个框架的大小
1.3.2对顶升机各部分传动系统进行优化
首先需要考虑的就是电机，对传动系统初始条件的设计需要以电机为基础;
其次，安全系统也必不可少，还需对螺旋传动中的丝杠螺母进行改进，能够满足急停和安全保险的必要条件。
1.3.3顶升机各个零部件的设计。
对顶升机内部的连接装置和传动装置进行优化设计，对主立柱以及托臂进行设计与校核计算。
1.4设计的目的和意义
1.4.1设计的目的
通过全面的分析与计算，来设计出一种能够更加经济适用的电动式双柱顶升机，它需满足在顶升车辆的应用范围上应该更广泛和在维修厂所处的工作环境上更优化。
1.4.2设计的意义
经过对顶升机整个系统的精密的设计与计算，了解了顶升机的构造以及对其传动系统有了更清澈的认知，方便顶升机被人们了解，对顶升机的应用以及日后对其改进都有很重要的现实意义。
第二章顶升机总体结构的设计
2.1整体的尺寸和结构
小型电动双立柱式汽车顶升机主要由主立柱、滑套、底座三大部分组成。
对顶升机整体的设计需满足汽车在顶升机上的停放平衡稳定同时还要能满足在修理工在对汽车进行修理时，不妨碍工作。
具体尺寸如表2-1所示：
最大顶升重量
最大顶升高度
顶升时间
电机功率
框架尺寸
本身重量
3000kg
1750mm
50S
3KW
3396*50*2630
750kg
表2-1
2.1.1立柱
立柱是U型实心结构，厚度为50mm，电动机焊接在右立柱中上端，传动丝杠装固在立柱上下端的轴承座内。
2.1.2滑套
传动螺母与滑套相连接且带动托架升降;
滑套内包含导间轮，主滚轮，滑套需承受托架上下运动内部所产生的侧向力并对其内部产生导向的效果。
2.1.3底座
底座上固定着两主立柱;
底座与地基通过地脚螺柱来固定;
而且在底座内部设有链传动以及相关的松紧装置。
2.2电路传动路线的设计
本人做此设计最终选用传动方式是机械传动，原因有如下几点：
1.性能安全可靠；
2.传动结构简单3.内部零件对加工精度的要求不高4.维修人员拆装维修方便5.经济实用。
虽然机械传动相对其他传动方式来说使用寿命较短，但就目前的改进技术来说，机械传动的这个缺点也在逐步得到相应的改善。
传动路线为：
电动机转动带动皮带传动，再由皮带传动将动力传给主螺旋副传动，接着主螺旋副传动将传动信息反馈给链传动，最终到达副螺旋副传动。
2.3相关同步装置的选择
顶升机左右两立柱上与滑套连接的四个托架，应保证同时上下滑动。
我设计时所采用的链传动结构。
同步性能方面可靠，结构相对于其他传动结构来说比较简单，本身的重量小，安全方面大可放心，而且传动的效率还较高，唯一的不足就是需要将链传动的张紧装置设置到最方便。
2.4主体电机的选择
（1）电动机的类型的选择
根据小型电动机的工作要求和相关工作条件，还要兼顾电动机的经济方面和维护保养方面，最终选用Y（IP44）系列三相异步电动机[1]。
（2）电动机容量计算
电动机的性能方面只需考虑其功率就行。
功率=总能量（重力势能）/时间
代入数据得P=mgh/t=1.05kw
电动机功率PL=P/η
其中,传动装置的总效率
η=η1η22η3η4=0.47
η1为带传动的效率.取0.95
η2为轴承的效率,取0.98
η3为丝杠传动的效率,取0.55
η4为链传动的效率,取0.94
所以PL=1.05/0.47=2.23
我们知道，在电动机刚启动的时候，都会受到相关制动影响，所以选择电动机的功率需满足：
PN≧1.1*PL=1.1*2.23=2.453KW
工作温度为常温，满足条件,因此我最后确定的电动机功率为3KW
经查询相关资料[2]，确定电动机的各个指标如表2-2所示:
额定功率（Kw）3
转速（r/min）1440
电压（V）380
额定电流（A）7
最大长度（mm）380
最大宽度（mm）283
最大高度（mm）245
表2-2
（3）电动机额定转速的选择
选择的电动机满足所有条件，电机的额定转速为n1=1440r/min。
2.5.1顶升行程H
顶升行程的意思是顶升机将汽车顶升一定高度，这段高度就是顶升行程。
顶升行程与维修人员身高有关，一般维修工都是男性，根据本人的身高来考虑，最大顶升行程最终选定1.75m。
2.5.2升降速度
升降速度也是个关键性因素，因为它关乎到生产效率的高低，电动机功率的大小，操作过程是否足够安全以及布置一些机构方面等。
现在的市场上售卖的顶升机的顶升速度通常在1—3m/min这个范围内，经过仔细的考虑，我设计时最终选定的顶升速度为2.1m/min。
第三章两边立柱与四个托臂的设计
3.1立柱的校核与计算
图3-1主立柱受力分析图
3.1.1立柱的强度校核
3.1.1.1校核正应力强度
σMAX=Mmax/W（3-1）
=MC/W
=2748272.1×
0.1/253.83=1082.72Kgcm2
许用应力选:
[σ]=541×
100/（9.8×
5）=1102.04Kg/cm2
σmax<
[σ],满足强度条件。
3.1.1.2校核剪应力强度
τmax=QmaxS/（ＩZB）=QC/（ＩZB/S）（3-2）
=5234.804Kg/（16.436×
28.2cm）=11.294Kg/cm2
选σS=235MPa,而许用应力[τ]=235×
1009.8×
5=479.59Kg/cm2,
τmax<
[τ],满足强度条件。
图3-2主立柱三维立体图
3.1.1.3折算应力强度校核
σX=MY/Ｉ（3-3a）
=2748272×
0.1×
11.0881/2814.519=1082.71Kgcm2
τX=QS/ＩB（3-3b）
=5234.804×
171.24/（2814.519×
28.2）=11.29Kg/cm2
τY=-τX（3-3c）
对在Ｋ点的受力分析上图所示
σｊ=（σ2+3τ2）-2≤[σ] （3-4）
所以,σｊ=（082.712+3×
11.292）-2=1082kg/cm2<
[σ]=1102kg/cm2。
3.1.2小型电动双立柱式汽车顶升机主力柱的分析计算
3.1.2.1主立柱的刚度分析与计算
经查询［３］弹性模量E为201GPa=20.1×
106N/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。
3.2托臂的分析与计算
图3-4托臂的结构图
3.2.1托臂截面形心和中心轴
已知条件：
外正方形的边长a=10cm
内正方形的边长b=8.8cm
根据下列相关公式：
截面面积:
S=a2-b2（3-9）
惯性矩：
Ix=Iy=a4-b4（3-10）
抗弯截面模数：
Wx=（a4-b4）/6a（3-11）
Wx1=0.1179×
（a4-b4）/a（3-12）
重心s到相应边距离：
ex=a/2ex1=a/
（3-13）
惯性半径:
i=
/
（3-14）
代入上述数据得计算结果：
正方环形截面的面积A=22.56平方厘米
正方环形截面的惯性矩I=333.59cm4
重心S到x边的距离ex=5cm
重心S到x1边的距离ex1=7.07cm
正方环形截面的惯性半径I=3.85cm
3.2.2将托臂近似的当成静载荷下的悬臂梁。
悬臂梁总长I=1.17m
集中载荷P=7000N
弹性模量E=196GPa
截面的轴惯性矩I=0.0000033359m4
RB=P；
MB=-Pl；
Qx＝-P；
Mx=-Px；
fA＝Pl3/3EI；
QA=-Pl2/2EI
带入相关数据得计算结果：
悬臂梁一的危险截面B处的:
支座反力Rb=7000N
反力矩Mb=-8190N·
m
最大剪力Qb=-7000N
最大挠度fa=5.715×
10-3m
最大转角θa=（-7.327×
10-3）°
3.2.3托臂的校核
前面计算已得到Ｉ=333.59cm2
截面上半部分静矩S=112.8cm3,I/S=333.59/112.8=3mm
3.2.3.1校核正应力强度
σmax=Mmax/=Mc/Wx1=8190m/47.2cm3=173.517MPa （3-15）
[σ]>
600MPa,σmax<
3.2.3.2校核剪应力强度
τ=Q×
S/I（a-b）=7000Kg×
112.8mm/3mm×
（100-88）mm=21.93MPa。
（3-16）
选:
σS=235MPA,τ<
3.3对于相关联接件的计算与校核
在顶升机中对螺栓的要求进行设计，目前主要有M10，M20这两种，亦需要对螺栓进行校核的分析计算，以能够满足安全方面的要求.
螺栓的材料选用优质碳素钢
螺栓的预紧：
根据公式F0≤（0.6~0.7）δsA（3-17）
式中，δs——螺栓材料的屈服极限
A——螺栓危险截面的面积A=∏d12/4
螺栓副间的摩擦力矩T≈0.2F0d
d-螺栓的公称直径
当d为10时，
σs/Mpa>
=355（3-18）
根据公式计算得F<
=16720.5N
当d为20时，
F0≤3.3441N（3-19）
预紧力采用100N就可足以满足所需条件。
螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：
σp=F/d0Lmin≤[σp]（3-20）
式中,σp--许用应力，Lmin=1.25d0
螺栓的剪切强度条件为：
τ=4F/∏d2≤[τ]（3-21）
受力最大F为10KN，
许用应力σp=80MPa,τ=509.5MPa，螺栓被挤断的可能性比被夹断几率大,σs\Mpa≥355，满足许用要求，因此螺栓螺母的选择符合顶升机的需求。
所以当d=20时也可以满足连接条件，也能对安全方面加以保障。
第四章针对传动系统的设计
4.1螺旋传动的设计
4.1.1螺旋传动初始条件的确定（见表4-1）
表4-1初始条件的确定
项目
数值
单位
轴向载荷
螺杆材料
螺母材料
轴向载荷与运动方向
螺杆端部结构
螺杆最大工作长度
两支承间的最大距离
15000
45号钢
含油MC尼龙
反向
两端固定
1750.00
1800.00
N
无
mm
4.1.2设计过程
（1）由于该顶升机是由整体出发考虑，所以我设计的ψ取1.80。
（2）由资料[4]可知校核时许用压强是15MPa。
（3）螺杆中径的选择可根据公式
令ψ=H/d2
得
（4-1）
该公式可用于梯形螺纹（GB5796.1－86）和矩形螺纹，还可以.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
代入上式得d2≥32
取d2为42
（4）螺距P可以和公称直径可同时选出
查相关资料可知[15]
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。
旋合圈数z可根据公式
选定（4-2）
计算可得z=10.8，h（螺纹的工作高度）=0.5p或h=0.75p
我此次的螺纹是梯形螺纹和矩形螺纹，所以h=4mm。
（5）工作压强p可由
确定
代入数据得
p=2.3MPa＜[P],所以用该螺母可以保证结构的稳定。
（6）驱动力矩T由公式
（4-4a）
T1=Fd2/2tan（ψ+ψv）（4-4b）
（4-4c）
式中，T1——螺纹力矩；
T2——轴承摩擦力矩，
经计算得出T=108.5N·
m。
4.1.3螺旋副尺寸参数如表4-2所示
表4-2螺旋副尺寸参数
名称
代号
关系式
外螺纹大径
内螺纹大径
螺距
牙顶间隙
基本牙型高度
d
D4
p
ac
H1
49.00
48.00
8.00
0.50
4.00
D4=d+2ac
H1=0.5p
内螺纹牙高
外螺纹牙高
牙顶高
内螺纹小径
外螺纹小径
外螺纹中径
内螺纹中径
外螺纹牙顶圆角
牙底圆角
原始三角形高
H4
h3
Z
D1
d3
d2
D2
R1
R2
H
4.5
2.00
40.00
39.00
44
0.25
14.9
H4=H1+ac=0.5p+ac
h3=H1+ac=0.5p+ac
Z=0.25p=H1/2
D1=d-2H1=d-p
d3=d-2h3
d2=d-2Z=d-0.5p
D2=d-2Z=d-0.5p
R1max=0.5ac
R2max=ac
H=1.866p
4.2链传动的选择
4.2.1链传动初始条件的确定如表4-3所示：
中心距初值
传递功率
小链轮转速
平均传动比
大链轮转速
传动种类
传动速度
中心距条件
载荷性质
原动机种类
张紧装置
2500,可上调或下调5%
3
262
1,可大或小0.5%
水平传动
低速传动（v≤3m/s）
可调
中等冲击
电动机或汽轮机
张紧轮
KW
r/min
表4-3初始条件的确定
4.2.2设计步骤及计算公式
（1）链轮齿数的选择与确定应参照链速选取见（表4-4）[16]
表4-4链轮齿数的选择
链速
0.6～0.3
3～8
>
8
15～19
19～23
23～25
我所选择的z1齿数为25。
（
升级会员 