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70 KN 电动 举高 设计

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目录一、课题研究的目的意义及国内外研究概况11.1课题来源11.2课程设计目的1二、课程设计题目1三、国内相关研究发展现状2四、电动螺旋千斤顶的方案选择和设计计算24.1确定电动螺旋千斤顶的传动方案24.2电动机的选择及传动比分配44.3带传动的设计计算5五、蜗杆传动的设计计算75.1选择材料、热处理方式75.2确定蜗杆头数和初步的蜗轮齿数75.3初步计算传动的主要尺寸75.4计算传动尺寸85.5验算蜗轮抗弯强度85.6计算蜗杆传动其他几何尺寸9六、螺旋传动的设计计算96.1.材料的选择96.2耐磨性计算及梯形螺纹尺寸的确定106.3自锁性与强度计算10七、电动螺旋千斤顶的各级传动的设计计算结果117.1电动机117.2带传动117.3蜗杆传动127.4螺旋传动13八、优化设计138.1螺杆的优化设计13结论17参考资料1820专业方向课程设计计算书一、课题研究的目的意义及国内外研究概况1.1课题来源指导教师指定课题。1.2课程设计目的本课程设计是使现代机械设计方向的学生全面、系统地掌握和深化机械设计类课程的基本知识、基本理论与基本方法的专业性、综合性实践教学环节。其作用和目标是：1、通过工程设计过程各主要环节的训练，使学生树立正确的设计思想，了解现代机械设计技术及其在实际工程中的应用，掌握一般机械设计的基本方法和技能，培养观察、提问、分析和解决问题的独立设计工作能力，训练设计构思和创新能力。2、培养学生综合运用机械设计类课程及其他有关先修课程的知识、理论与方法分析和解决机械设计问题的能力，以进一步巩固、深化、扩展所学到的理论知识，并使理论知识与生产实践紧密结合。3、培养学生的计算机辅助设计能力、现代设计理论与方法的运用能力和标准、规范、手册、图册及网络信息等有关技术资料的查阅与运用能力，为今后成为高级机械设计工程技术人员进行基本技能和基本素质训练。二、课程设计题目题目名称：电动举高器设计电动举高器为可移动式电动螺旋千斤顶，它转移轻便灵活，工作方便可靠，初始高度可调，常用于工作位置不固定、需将中等重量的重物举高的场合。已知条件：市场需要一批电动举高器，你所在的工厂（一般机械制造厂）决定开发该产品，并按大等批量制造后投放市场。工作参数见表4.1，短时间间歇工作，蜗轮应力循环次数可按50万次计；中等冲击，工作韩靖为室外、有灰尘；使用三相交流电源。 工作参数：最大载重w（kn）：70最大升距h (mm)：220高度调节范围h1（mm）：0180最大起重高度H max (mm)：910 起升速度v（mm/s）：2.1三、国内相关研究发展现状电动举高器为可移动式电动螺旋千斤顶，它转移轻便灵活，工作方便可靠，初始高度可调，常用于工作位置不固定、需将中等重量的重物举高的场合。千斤顶是一种起重高度小(小于1)的最简单的起重设备。主要用于厂矿、交通运输等部门作为车辆修理及其它起重、支撑等工作。其结构轻巧坚固、灵活可靠，一人即可携带和操作。千斤顶是用刚性顶举件作为工作装置，通过顶部托座或底部托爪在小行程内顶升重物的轻小起重设备。本课题拟研究的电动螺旋千斤顶将在传统的手动螺旋千斤顶的基础上，作很大的结构改进，将克服手动千斤顶在使用时费时费力不方便的缺点。现在的千斤顶一般可以分为液压式和机械式两种。液压式千斤顶分为通用和专用两类。其工作原理是基于帕斯卡原理，我们所常见到的液压千斤顶就是利用了这个原理来达到力的传递。机械式千斤顶由齿条式与螺旋式两种。螺旋千斤顶作为一种传统的机械千斤顶，是通过传动装置，使螺杆旋转，带动套筒与举臂升降，从而达到起重和顶升的目的。广泛的应用于起重、运输、装卸、安装及某些特殊的工艺操作。齿条式千斤顶是采用齿条作为刚性顶举件的千斤顶。目前很少使用。我国研制出新型折叠式液压千斤顶7 、新型剪式千斤顶、快速升降千斤顶、多用千斤顶、便携式电动汽车千斤顶、单动式千斤顶、双动式千斤顶、薄式千斤顶、空心千斤顶、实心千斤顶、柱塞千斤顶等多种千斤顶8。在90年代后期国外研制出来了充气千斤顶9和便携式液压千斤顶等新型千斤顶，用卧式千斤顶代替了立式千斤顶4.充气压力机主要适用于车间和轨道无需使用钢轨、道碴或软轨作支撑的情况5。在本次设计过程中对螺旋传动的计算和各零部件的设计与选材最为重要；并且重点运用了机械设计方面的知识，另外还运用了辅助绘图工具AoutCAD、等。本文从螺旋千斤顶的零部件的设计与选材等多方面，阐述了它设计的全过程。尤其在工艺规程设计中，运用了大量的科学加工理论及计算公式，对它进行了精确地计算。 由于螺旋千斤顶是一种小型的起重设备，体积小方便携带，造价成本低，所以在日常生活中被广泛应用。本课题主要是包括千斤顶的定居结构、传动系统的设计。关键词：电动、螺旋传动，体积小，方便，成本低四、电动螺旋千斤顶的方案选择和设计计算4.1确定电动螺旋千斤顶的传动方案现在的升降架构主要用的是螺旋传动，所以本课题主要是设计在电动机和螺旋传动之间传动部分，所以在电动机和螺旋传动之间的传动部分产生了四种方案：第一种是电动机带传动蜗杆传动螺旋传动第二种是电动机带传动锥齿轮传动螺旋传动第三种是电动机带传动齿轮传动螺旋传动第四种是电动机联轴器蜗轮传动螺旋传动因为要用到电动机和螺旋传动，又电动机后与带传动连接，因为带传动具有过载保护功能，所以选用带传动。由于电机转速较快，而千斤顶的提升速度较低，故整个传动系统要求有较高的传动比。在电动机和螺旋传动之间，蜗轮传动的传动比大，结构紧凑一般在动力传动中，取传动比I=1080；在分度机构中，I可达到1000.这样大的传动比如用齿轮机构，则需要采用多级传动才行，所以蜗杆结构紧凑，体积小、重量轻传动平稳，无噪声。因为蜗杆齿是连续的不间断的螺旋齿，它与蜗轮齿啮合时是连续不断的，所以工作平稳，冲击、震动、噪音小。并且蜗杆传动可实现两交错轴间运动和动力传递，但是蜗轮传动效率低，一般认为蜗轮传动效率比齿轮传动低。锥齿轮传动可实现两相交错轴间运动和动力传递，效率较高；传动比稳定；寿命长；工作可靠性高；使用的圆周速度和功率范围广，但需要专门设备制造，加工制造精度和安装精度较高，成本较高。经分析对比，蜗杆传动能得到较大的传动比，又锥齿轮传动精度要求，成本较高，在可以满足性能要求的前提下，为了达到经济实惠的目的，本课题拟采用第一种方案。本课题的电动机带传动蜗杆传动螺旋传动的传动方案：由电动机作为动力源，依次通过带传动、蜗杆传动实现降速，最后通过螺旋传动将螺杆的旋转运动转变为螺母的移动，同时依靠螺旋传动的自锁作用，达到起重与支撑的目的。这里之所以选择带传动、蜗杆传动实现降速，是因为带传动具有过载保护的功能，蜗杆传动则可用于传递空间两交错轴间的运动和动力，且蜗杆传动具有传动比大、体积小、运转平稳、噪音小等特点。运动简图如图4-1所示。图4-1运动简图4.2电动机的选择及传动比分配以下按电动机的选择、带传动的设计计算、蜗杆传动的设计计算、螺旋传动的设计计算的先后顺序来分别介绍各设计计算流程。4.2.1选择电动机的类型按供电电源的不同，电动机有直流电机和交流电机两大类，直流电机结构复杂，同样功率情况下尺寸、重量较大，价格较高，用于调速要求高的场合。交流电机按电机的转速与旋转磁场的转速是否相同可分为同步电机和异步电机两种。同步机结构较异步机复杂，造价较高。生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求，通常都釆用三相交流异步电动机，我国已制订统一标准的Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。故根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。4.2.2选择电动机的功率本课题要设计一款电动螺旋千斤顶性能要求如下：升重量为70kn，提升速度为2.1mm/s左右。1）最后的螺旋传动环节的螺母所需的功率为PwPw = Fv/1000 =70x2.1/1000 =0.147kw(4.1)2）电动机所需的输出功率由机械传动效率概略值取，设1、2、3、4、分别为带传动效率、一对轴承效率、蜗杆传动效率和滑动丝杠传动效率（螺旋传动），由3表2-5查得1 =0.96，2 = 0.99，3 =0.75，4 = 0.3，则传动装置的总效率为： =1*2*3*4=0.96 x 0.99 x 0.99 x 0.75 x 0.3 0.21(4.2)3）电动机所需的工作功率为：Po = Pw /=0.147/0.21=0.7kW(4.3)根据参考文献1表8-4，选取电动机的额定功率Pe=1.1kW4.2.3选择电动机的转速因为千斤顶的提升速度为2.1mm/s左右，根据后面滑动螺旋传动可以知道螺杆的导程p=6mm，所以螺杆和螺母的转速就为nw= 2.1x60 / 6 = 24.5r/min查参考文献1表2-2，V带传动传动比为i带=24 ,蜗杆传动的传动比为i蜗杆 = 10 40 则总传动比范围为i 总=i带 x i蜗杆=(2 4) x(10 - 40) = 20 160。电动机的转速范围为no =nw*i总 = 24.5x (20 160 ) = 490 3960r/min(4.4)由参考文献1表8-2可知，符合这一要求的电动机同步转速有1500r/min, 1000r/min和750r/min，考虑1500r/min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵,故选用转速为750r/min的电动机进行试算,其满载转速为= 710 r/min , 其型号为Y132S-7。4.2.4传动比的分配总传动比i总= 710 / 24.5= 28.98根据传动比范围，取带传动的传动比为i带 = 2，则蜗杆传动的传动比为i蜗杆 = i总/i带 = 28.98/ 2 = 14.49,可以取整数i蜗杆 =15，有利于后面的计算，因为千斤顶的顶升速度为2.1mm/s左右，没有很严格的2.1mm/s的要求。4.2.5电动机的动力分析图4-3电动机的动力分析4.3带传动的设计计算4.3.1确定设计功率由参考文献1表8-7,每天工作小时数小于10小时，载荷平稳，查得工作情况系数Ka=1.0。则计算功率Pc = KaP = 0.772KW 4.3.2选择V带的带型根据计算功率Pc=KaP = 0.772kw和小带轮转速（即电动机的转速）n1 =nm= 750r/mi从图4-4中选择Z型V带。图4-4 普通V带选型图4.3.3确定带轮的基准直径d并验算带速v1）根据V带的带型Z型V带，参考文献2表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径dl, 并要使dldmin。初选小带轮基准直径dl=71（50 ）mm。2）根据式子vl = 3.14d1 n1/(60 x 1000 ) 2.82 m/s，带速不宜过低或过髙，一般应使 v=325m/s，最高不超过30m/s，由此可见符合要求。3）选取滑动率 = 0.015 (0.010.02 )，大带轮的基准直径 d2=n1/n2xd1x(1-)=139. 9mm(4.5)根据参考文献2表8-8，选取大带轮的基准直径取 d2=140mm。4）验算n2的变化：n2=(1-)xd1xn1/d2= ( 1-0. 015)x71x750/140=374.65r/min。(4.6)可算出变动比=(374.65-375) /375=-0.09%。n2略有微小变化，但其误差值在 5%范围内，故允许。4.3.4确定中心距a一般初选带传动的中心距为0.7x（d1+d2) a(dl+d2)0.7x(71+140) ) a2x (71+140)(4.7)147 a422选取 a0=160mm带长 L0=2a+3.14/2x(dl+d2) + (d2-dl)2/4a0=719mm(4.8)查基准长度表得Ld=710mm 实际中心距 aa0+(Ld-L0)/2 155mm (4.9)4.3.5验算小带轮上的包角因为小带轮上的包角1小于大带轮上的包角2 ,又小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力，因此，打滑只可能在小带轮上发生，为了提高带传动的工作能力，应使1=180- (d2-dl) x57. 3/a=157.8。由于小带轮包角190，故合适。4.3.6确定带的根数査参考文献2表8-4a和表8-4b可以得到，V带的基本额定功率Po=0. 3KW。V带的额定功率增量Po=0.03KW。查参考文献2表8-5,取包角修正系数ka=0.95。查表8-2得带长修正系数：kl=0. 99。则V带的根数：z=Pc/( Po+ Po)xka x kl=2. 80315。（4.10）取整数z=3。4.3.7确定带的初拉力查参考文献2表8-3，得V带单位长度的质量：q=0.06kg/m 单根V 带的最小初拉力：Fo=500 Pc x(2.5-ka)/(ka zv1)+qv2=47. IN （4.11）作用在轴上的压轴力：FQ=2zFo sin(1/2)=277. 64N。（4.12）4.3.8V带轮的结构的设计小带轮的结构采用实心式，由参考文献1表8-14查电动机轴径Do=24mm，查表 8-15 得 e=12mm, f=8mm。轮毂宽L=(l. 52)Do=(l. 52)x24=3648mm。其最终宽度结合安装带轮的轴段确定。轮毂 B= (z-1) e+2f= (3-1) xl2+2x8=40mm。大带轮的结构也采用实心式，轮毂宽与小带轮和同。五、蜗杆传动的设计计算5.1选择材料、热处理方式考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高有和对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HBC=4050,设和对滑动速度vs=2m/s，故蜗轮选用铸铝铁青铜ZCUAL10Fe3 金屈模制造。5.2确定蜗杆头数和初步的蜗轮齿数根据参考文献2表11-1和i=15,选用Z1=2,则Z2=i*Z1=15x2=30。5.3初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有m 2d1 9KT 2ZE2 /(Z22h2)（5.1）1）蜗轮传递转矩蜗杆传动输入功率：Pi =Pox带= 0.772 x0.96= 0.74kw（5.2）蜗杆转速：n, =700r/minT2 = 9.55 x 106P2 /n2 = 9.55 x 106 x 蜗杆 /(n1 /i) = 9.55 xl06 x 0.74 x 0.8 /(375 / 15 )=226143.75N. Mm（5.3）2）载荷系数K=KAKVKb由参考文献1表10-6查得工作系数KA=1.0，由于转速不高，冲击不大，取动载荷系数KV=1.05，因工作载荷平稳，故取载荷分布系数L =1.0。则 K= KAKVKb=1.05。3）许用接触应力h= Knhoh。由参考文献1表10-7，查取基本许用接触应力oh =210MPa ，工作寿命要求L h =12000h ，应力循环次数为N=60an2 L h =60xlx (375/15)xl2000=1.8x107（5.4）故寿命系数为：K NH= h = K NHoh = 0.4461 x 210 = 93.56 MPa（5.5）4）弹性系数Ze=160，则模数m和蜗杆分度圆的dlM2d1 9KT2Ze 2 /(Z22*H2)= 9 x 1.05 x226143.75 x (90 /(30 x 93.56 ) = 732.41mm3（5.6）由参考文献1表10-8选取模数m=5mm,蜗杆分度圆直径dl=50mm。5.4计算传动尺寸1）由参考文献1表11-2,m=5mm, dl=50mm, zl=2，可以得到直径系数q=10,分度圆导程角作=11 18 36 11.31，蜗轮齿数z2=32，变位系数x2 = 1mm。验算传动比 i=z2/zl=16，这是传动比误差为(16-15)/20=5%，这是允许的。2）蜗轮分度圆直径为d2=m x z2=5x32=160mm3）传动中心距为a=(dl+d2)/2+ x2 m= (50+160)/20. 5X4=103mm（5.7）验算初选蜗杆分度圆直径与传动中心距的比值dl/a,结果查参考文献2图11-18,接触系数Zp Zp=2. 90，符合要求，计算结果可用。5.5验算蜗轮抗弯强度蜗轮齿根抗弯强度公式为a, =1.53 KT2YFaYy /(dd2m) aF1）K、T2、m和d1、d2同前2）齿形系数YFa2。当量齿数:Zv2= Z2 / cos3 = 41 / cos3 11 .31。= 41 .81。（5.8）参考文献1查得YFa2=2. 9273) 螺旋角系数。 = 1 - y/140 o = 1-11.31/140= 0.92（5.9）4）许用弯曲应力。由参考文献1表10-10查得=91寿命系数为YN=0.725（5.10）F = Yn*F = 0.725 x 90 = 65.28MPa（5.11）则抗弯强度为F = 1.53 KT 2YFa /(d1d2m ) = 1 .53 x 1.05 x 183360 x 2.927x0.92/(50x160x5) =19.83F， 抗弯强度足够。5.6计算蜗杆传动其他几何尺寸1）蜗杆齿顶高ha1= ha*m = 1 x 5 = 5mm齿根高hf1 = (ha * +c*)m = (1 + 0.2) x 5 = 6.0mm全齿高h1= ha1 + hf1 = 5 + 6 = 11 mm 齿根圆直径d f1= d1- 2 hf1 = 40 - 2 x 6 = 28mm螺旋部分长度为（查参考文献2表11-4)得b1 (8 + 0.06 Z2)m = (8 + 0.06 x 32 ) x 4 = 39.68mm因为m=5mm，小于10mm，需要增加25mm得 bl=39.68+25=64.68mm，取 bl=65mm轴向齿距Pa = 3.14 x m = 3.14 x 5 = 15.7 mm 螺旋线导程p t = pa z1 = 12 .56 x 2 = 25 .12 mm蜗节圆直径杆 dl= d1 +2x2m -40.4- 2 x (0.5) x 4 = 36 mm2）蜗轮齿顶高ha2= m(h a * + x2) =5 x (1 -0.5) = 2.5 mm 齿根高hf2= m(ha * - x2 + c*) =5x (1 + 0.5 + 0.2) = 8.5 mm齿高h2 = ha2 + hf2= 2 .5+8.5 = 11mm喉圆直径心da2= d2 + 2ha2= 160 + 2 x 2.5 = 165mm齿根圆直径 d f2= d2 - 2hhf2 = 160 - 2 x 8.5 = 143mm咽喉母圆半径rg2= a - da2/ 2 = 100 - 165 /2 = 17.5mm齿宽b2 = 36 mm(由参考文献2表11 - 4取得)蜗轮节圆直径d2，= d2 = 160mm六、螺旋传动的设计计算6.1.材料的选择己知条件最大起重量F=70KN,最大其中高度h=220mm1）螺杆选材（根据参考文献2表5-11)材料：45钢，调制处理；螺杆材料许用拉应力P=100MPa2）螺母选材材料：ZCuA110Fe3，螺母材料许用弯曲应力= 50mPa，螺母材料许用剪应力 = 35 MPa (参考文献2表5-13)3）螺旋传动速度范围2.1mm/s，屈于低速，由参考文献2表5-12，滑动螺旋副材料的许用压力为Pp=20MPa。6.2耐磨性计算及梯形螺纹尺寸的确定滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形、和锯齿形。其中以梯形螺纹应用最广，因此，选择滑动螺旋的梯形螺纹。1） 按耐磨性计算螺纹中径值一般取1.22. 5。取=1. 7，螺纹中径d2 0.8= 0.8 = 30.68 mm2） 选取梯形螺纹基本尺寸公称直径d=36mm螺距p=6mm中径d2=33mm 内螺纹大径D4=37mm外螺纹小径d3=29mm 内螺纹小径Dl=30mm 螺母高度H=d2=l. 7x33=56. lmm 螺纹圈数 n=H/p=56. 1/6=9. 35 10126.3自锁性与强度计算1）自锁性验算根据螺杆-螺母的材料为钢-青铜，查参考文献2选取摩擦系数f=0. 09 (0.080.1)螺纹升角电=3. 31当量摩擦角 =arctan（f/cos ( P ) )=5.19o由于，故可以自锁。2）螺杆强度验算螺杆的强度条件为ca= /ApT为螺杆所受的扭矩，即为前面的蜗轮扭矩226143.75N. mm A为螺杆螺纹段的危险截面面积：A = D1 2/4 = 3.14 x 29 2 / 4 = 660 .19 mm 2ca = /A =97.4MPa因为ca p，所以螺杆强度满足。3）螺母螺纹牙强度验算螺纹压根部的厚度b=0. 65p=0. 65 x 6=3. 9mm螺母牙剪切应力 = F /D 4b2n = 50000 /(3.14 x 37 x 3.92 x 9.35 ) = 11 .8 MPa由于p，所以螺母牙剪切强度足够。弯曲力臂l= (D4 - D2)/2 = (37 - 33 ) / 2 = 2螺母牙弯曲应力 b= 6Fl/(D 4b2n) = 6 x 50000x2 /(3.14 x 37 x 3.92 x 9.35 ) = 36 .3 MPa由于，所以螺母牙弯曲强度足够。4）螺杆的稳定性验算螺杆受压段的最大工作长度l=350mm螺杆受压段最小截面惯性半径i=d 1/4=29/4=7. 25mm压杆的柔度 = u l/i=0. 7x350/7. 25=33. 79由蜗杆材料查取：1=1002=60 E=2. 06xl05MPa由于2，所以该螺杆属于小柔度杆。由参考文献2的螺杆设计可知，当40时，可以不必进行稳定性校核。七、电动螺旋千斤顶的各级传动的设计计算结果7.1电动机电机型号: Y132S-8电机额定功率：Pe=l. 10KW 电机同步转速：Nt=750r/min 电机满载转速：Nm=710r/min 千斤顶输入功率：P0=0.772kW带传动输入功率：P0=0.772kW蜗杆传动输入功率：P1=0.74kW螺旋传动输入功率：P2=0. 62kW 7.2带传动带的类型：普通v型带传动输入功率：pi =0.772kW 主动轴转速：nl = 710r/min 传动比：i = 2.00 从动轴转速：n2 = 374.65r/min 带的型号：Z型小带轮基准直径：dl = 71mm大带轮基准直径：d2= 140mm 带速：v = 5. 20m/s 带轮中心距：a =155mm小带轮包角：a 1 = 157. 8带的根数：z = 3 单根带的初拉力：F0 = 47. 1N作用在轴上的压力：FQ = 277. 64N7.3蜗杆传动传动类型：阿基米德蜗杆传动蜗杆传动效率：n =0.8 中心距：a=103mm蜗杆头数：zl=2 蜗轮齿数：z2=32齿形角：a =20模数： m=5. 00mm实际传动比：i=16齿数比：u=16蜗轮变位系数：x2=1蜗杆直径系数：q=10蜗杆轴向齿距：Pa=12. 56mm 蜗杆导程：Pz=25. 12mm蜗杆分度圆直径：dl=40mm蜗杆齿顶圆直径：dal=50mm 蜗杆齿根圆直径：dfl=28mm顶隙： c=0. 8mm 蜗杆齿顶高：hal=5mm 蜗杆齿根高：hf 1=6mm 蜗杆齿高：hl=11腿蜗杆导程角：=11.31蜗杆齿宽：bl=65mm 蜗轮分度圆直径：d2=160mm蜗轮齿顶高：ha2=2.5mm 蜗轮齿根髙：hf2=8.5mm 蜗轮齿根圆直径：df2=143mm 蜗轮全齿髙：h2=11mm腿蜗轮咽喉母圆半径：rg2=16mm蜗轮齿宽：b2=36mm 蜗轮齿宽角：=100蜗杆节圆直径：dl =36mm 蜗轮节圆直径：d2 =160mm7.4螺旋传动最大起重力：F=70kN 最大起重髙度：h=220mm 螺杆材料：45钢，调质螺母材料：ZCuA110Fe3 中等精度，单头梯形螺纹牙型角：a = 30公称直径：d=36mm螺距：P=6mm中径：d2 (D2) =33mm 螺母大径：D4=37mm 螺杆小径：d3=29mm 螺母小径：Dl=30mm 螺母高度：H=57mm 螺纹升角：=3. 31八、优化设计在结构设计中，当结构的几何模式确定后，常遇到两种情况，要求对结构做一定的修改，以达到既符合性能要求，又能做到最经济实惠的设计。由于螺杆，上端盖，以及箱体的灵敏度的要求较高，需对其进行优化设计，在保证各方面强度的情况下，减少螺杆，上端盖，箱体的质量大小，从而降低了螺旋千斤顶的生产成本，并且也使千斤顶的运输，使用更方便快捷。以此达到稳健性设计的目的。以下通过ANSYS中的workbench对各主要零件进行受力分析和结构优化。8.1螺杆的优化设计蜗杆是电动螺旋千斤顶的重要传动部分，螺杆的大小和质量对整个千斤顶的质量和运行情况有着重要的关系，螺杆的螺纹部分与蜗轮配合处其直径大小是固定不变了，所以可以通过改变与轴承配合处轴直径大小来改变螺杆的质量。在初始设计时螺杆通过workbench的仿真分析如图8-13得，其在70kn重物的下压下，其应力应变和疲劳强度都符合要求，再通过初步的手动计算后手动计算过，重新建模，经workbench分析后其应变和疲劳强度也符合要求如图8-14，而千斤顶的质量也由原先的5.255kg减为3.555kg，实现了螺杆的优化稳健性的设计目的。经workbench分析：步骤1：将PROE中设计好的螺杆导入workbench如图8-1所示。图8-1电动机的动力分析步骤2：双击model，进入workbench的分析界面。步骤3：右键点击MESH,在下拉菜单单击Generate Mesh，进行网格划分。步骤4：返回A界面，右键单击，在下拉菜单中打击eadit，在进入材料添加界面。步骤5：单击，后点击，在弹出的下拉菜单中选择，这个铸铁材料。再单击返回A界面。步骤6：进入B界面单击图，进入材料的添加和分析优化。如图8-2所示。图8-2步骤7：单击，添加铸铁材料。步骤8：单击进行物体的受力分析。单击，在下拉菜单中选择PRESSURE。结果如图8-3所示。图8-3步骤9：单击GEOMETRY，在图形中选择要加载力的轴承孔面，后单击APPLY。步骤10：点击，输入70000N。于此添加完成。步骤11：点击，进入支撑面的选择。单击，在其下拉菜单中选择Fixed support，结果如图8-4所示。图8-4步骤12：单击，选择上端盖与箱体接触的面，然后单击确定。步骤13：继续单击solve，进入解决问题阶段。结果如图8-5所示。图8-5步骤14：单击的下拉菜单，选择Equivalent，最后单击，结果如图8-6所示。图8-6螺杆分析结果结论电动螺旋千斤顶解决了手动螺旋千斤顶在使用时费时费力、不方便