机械式剪式电动千斤顶的设计【含11张CAD图纸】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共44页)
编号：184949410
类型：共享资源
大小：730.37KB
格式：ZIP
上传时间：2022-01-14
上传人：好资料QQ****51605
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
45
积分
- 关 键 词：
-
含11张CAD图纸
机械式
电动
千斤顶
设计
11
CAD
图纸
- 资源描述：
-
喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763
- 内容简介：
-
摘要千斤顶作为一种传统顶举重物的工具，在建筑、铁路、医疗、汽车维修等各领域均得到广泛的应用。本文主要针对汽车用千斤顶的设计与制造技术进行了研究。本文首先综合分析了国内外汽车用千斤项的发展现状和结构特点，讨论了开发新型汽车用千斤顶的意义。在综合分析比较各种现有汽车用千斤顶方案特点的基础上，提出了电动千斤顶的设计方案。设计过程中，采用遗传算法来对汽车千斤顶进行优化设计，并对千斤顶的顶举臂和齿轮传动系统目标方程的优化计算。最后校核优化结果，证明优化结果是可靠的。本文还完成了课题研究所需的建模工作，使用三维软件对新型千斤项主要零部件及系统建立了三维几何模型，同时也建立了适用于优化计算的数学模型。目录摘要1第一章 绪论21.1本课题研究的意义21.2国内外外千斤顶技术的发展状况61.2.1国外发展情况61.2.2国内发展情况7第二章 千斤顶关键部件的详细设计102.1千斤顶的主要设计技术指标102.2千斤顶运动与受力分析112.2.1千斤顶运动分析112.2.2千斤顶受力分析14第三章 千斤顶的部件设计173.1螺旋传动装置设计计算校核173.1.1耐磨性计算183.1.2螺杆的强度计算193.1.3螺杆的稳定性计算203.2减速装置设计计算校核213.2.1传动系统设计223.2.2电动机选择233.2.3保护装置24第四章 举臂结构优化计算264.1设计变量和目标函数264.2约束条件264.3优化计算及结果28第五章 齿轮传动优化计算295.1优化数学模型的建立295.2设计变量和目标函数295.3约束条件305.4优化计算及结果325.5齿轮强度校核335.5.1齿轮1强度校核335.5.2大齿轮2强度校核365.5.3小齿轮3强度校核38结论40参考文献41第一章 绪论1.1本课题研究的意义本课题的主要任务是探讨已有的汽车用千斤顶技术，设计开发一种新型的电动汽车用千斤顶，并将现代设计方法运用于汽车用千斤顶设计，提高其使用性能，降低生成成本。千斤顶对于人们来说并不陌生，日常生产实践中经常会遇到这样一些情况：例如需要将重物如车辆、大型设备、井下轨道等在没有起吊设备的情况下移动或抬起它们，而仅靠人工操作是非常困难甚至根本无法实现的，这就需要用到千斤项。由此可见，千斤顶与人们的生活密切相关。作为一种传统顶举重物的工具，千斤顶在建筑、铁路、医疗、汽车维修等各领域均得到了广泛的应用。目前，在生产实践中使用着以下各种各样的千斤项；(1)在建筑领域中应用的千斤顶主要有钢绞线千斤顶1、松卡式千斤顶2、穿心式千斤顶、掩护支架平衡千斤顶、预应力前卡式千斤顶、预应力张拉式千斤顶3、窄空间小吨位千斤顶等；(2)在汽车运输维修部门应用的千斤顶有螺旋千斤顶、剪式千斤顶、液压千斤顶、充气千斤顶等：(3)在医疗卫生部门应用的有X线刀机械微调千斤顶4；(4)除此以外还有应用在其他领域的一些千斤项。由于使用对象的差别和使用场合的不同，在汽车维修领域也有各种各样不同类型的产品出现。汽车用千斤顶的分类方法如下：(1)按汽车用千斤顶的结构特点分类，可分为立式千斤顶、卧式千斤顶和剪式千斤顶。目前开发出的立式千斤顶多为手动方式，它是一种常用的顶举或提升重物的轻小型起重设备，广泛应用于起重、运输、装卸、安装及某些特殊工艺操作5。这种立式千斤顶技术成熟，但在送入车下起顶部位和起顶时，由于操作者不能完全在车外部进行操作，因此操作不便。卧式千斤顶由油泵、工作油缸、顶臂、承力盘、手柄、侧板和轮子组成，使用时可以让用户在车外方便地操作。它的起顶高度低可达高度高，上升速度也较快，但起重吨位较低，本身尺寸较大，目前常用的有以下几种卧式千斤顶：轻型：用于轿车随车工具或自各外出以供急需，由于对象固定，因而可设计得小巧、轻便。用于随车工具或私人车库维修设备，属不定期使用，故并不强调牢固耐用。中型：用于一般汽车维修工具，供修理汽车用，由于对象范围广，使用频度高，故要求操作方便快速，稳定性好，并要求一定寿命。重型：用于有较大周转场地的维修或事故抢救。由于使用条件限制，因而要求数量不是很多，从而单价高、使用频度高，因此这种千斤顶一般须有使用寿命的要求(一般不低于200次)6。剪式千斤顶是一种原理卧式千斤顶。剪式千斤顶有机械式的，也有液压式的。机械剪式千斤顶整个系统一般由上下举臂、丝杆和底座组成。若是电动剪式千斤顶，则还有电机、减速箱和固定板；液压剪式千斤顶则在底座上设有油室及油路连通机构。剪式千斤顶一般有手动和电动两种操作方式。(2)根据汽车用千斤顶动力来源的不同，可分为手动千斤顶、电动千斤项和电动手动两用千斤顶。手动千斤顶的动力来源是人力驱动。虽然制造简单，价格低廉，但由于使用时必须用手不断操作才能升降套简或举臂，所以费时费力，使用极其不便。如前面提到的立式千斤顶和卧式千斤项太都是手动方式。电动千斤顶的动力来源是电动机驱动。使用时直接利用汽车自备电源，驱动直流电机，通过适当的控制电路来实现所需要的功能，代替手工操作控制千斤顶的升降。因此相对手动千斤顶来说它提高了工作效率，避免了重复繁重的体力劳动，为司机创造出一种方便、高效、省力的修车环境和条件。但是单纯的电动千斤顶同样存在着局限性，如当电动装置损坏或者由于别的原因而导致电动装置无法工作时千斤顶就无法使用。电动手动两用千斤顶的动力来源既可以是电动机驱动又可以是人力驱动。用户可以根据实际情况选择不同的驱动方式。这种功能实现的关键是电动方式与手动方式的切换装置。它既可吐克服手动千斤项的低效、费力、不便等缺点，又可以拥有单纯电动千斤顶所无法具有的广泛实用性优点。所以现在大多数用户已经不再使用传统的手动千斤顶，转而使用电动或电动手动两用千斤项。现在已经开发出的电动千斤顶种类较多，有机械式的，也有液压式的；有直接控制式的8，也有红外遥控式的m。(3)根据汽车用千斤项传动类型的不同，可分为机械传动千斤顶和液压传动千斤顶。机械传动千斤顶是通过机械装置来实现千斤项的传动功能，如立式螺旋千斤顶。工作时千斤顶的螺母固定，利用手柄直接驱动螺杆作螺旋运动，从而将螺杆端部承力盘上的重物顶起。立式螺旋千斤顶除了采用手柄直接驱动螺杆的传统方式以外，还有以齿轮传动(圆柱直齿或锥齿轮)来驱动螺杆的方式。液压千斤项则是通过液压装置来实现千斤顶的传动功能。它将密封在油缸中的液体作为介质，把液压能转换为机械能，从而将重物向上项起10。液压千斤顶结构简单，体积小，重量轻，自润滑性好，举升力大，易于维修，但同时制造精度要求较高，效率低，操作不当时支点易滑脱，存在不安全因素11。若出现泄漏现象将引起举升汽车的下降，保险系数降低，使用其举升时易受部位和地方的限制。综上所述，虽然已有多种汽车用千斤顶，但这些产品大多利用传统设计方法，存在进一步改进设计、提高性能、降低成本的可能。另一方面，随着社会经济的发展，人们消费水平的提高，用户需求也在发生着巨大的变化。消费者将不再仅仅追求产品的结实、耐用、安全，而进一步关注产品的功能、经济、美学等特性12。就汽车用千斤顶来说，随着人们生活质量的提高，人们也对产品提出了更高的要求，千斤项应当在满足功能要求的前提下向轻便化、美观化、经济化发展。1.2国内外外千斤顶技术的发展状况1.2.1国外发展情况早在20世纪40年代，式千斤顶就已经开始在国外的汽车维修部门使用，但由于当时设计和使用上的原因，其尺寸较大，承载量较低。后来随着社会需求量的增大以及千斤顶本身技术的发展，卧式千斤顶逐渐向小型化发展。在90年代初国外绝大部分用户已以卧式千斤顶替代了立式千斤顶6。在90年代后期国外研制出了充气千斤顶m，和便携式液压千斤顶等新型千斤顶。充气千斤顶是由保加利亚汽车运输研究所发明的，它用有弹性而又非常坚固的橡胶制成。Truck Jack型便携式液压千斤顶则可用于对已断裂的货车转向架弹簧进行侠速的现场维修。该千斤顶能在现场从侧面对装有70125t级转向架的大多数卸载货车进行维修，并能完全由转向架侧架支撑住。它适用于车间或轨道上无需使用钢轨、道碴或轨枕作支承的情况18。1.2.2国内发展情况我国千斤顶技术起步较晚，由于历史的原因，直到1979年才接触到类似于国外卧式千斤顶这样的产品。经过多年设计与制造的实践，除了卧式千斤项以外，我国还研制出了新型折叠式液压千斤顼、新型剪式千斤顶、快速升降千斤顶、多用千斤顶、便携式电(手)动汽车用千斤顶、单动式千斤顶、双动式千斤顶、薄型千斤项、超薄型千斤项、空心千斤顶、实心千斤顶、柱塞千斤顶、高吨位千斤项等多种千斤顶20。经过我国自行研发生产，我国生产的汽车用千斤顶产品在外形、使用、承载力、寿命等方面都得到了很大的改进，有些已经达到甚至超过了国外同类产品。目前我国的汽配企业不仅供应国内市场的需要，每年还出口约500万台汽车用千斤顶到世界各地21。虽然如此，仔细分析千斤顶设计制造的技术水平，采用先进技术不足，仍存在较大的改进空间。典型汽车用千斤项特点比较（有几种千斤顶的比较）立式千斤顶如绪论中所述立式千斤顼虽然技术比较成熟，但在送入车下起顶部位和起项时，操作者不能在汽车外部进行操作，造成使用不便。而且它的起顶高度比较高，不适合底盘很低的小轿车使用，限制了其应用范围。因此在设计制造新型千斤顶时不采用立式结构。卧式千斤顶卧式千斤顶在使用时可以让用户在车外方便地操作，同时它的起顶高度低，可达高度高，上升速度也较快，很好地克服了立式千斤顶存在的不足。但是由于卧式千斤项自身结构的特点，也存在着尺寸较大、起重吨位较低等不足。剪式千斤顶剪式千斤顶分液压式和机械式两种传动方式。普通液压式剪式千斤顶具有结构简单，体积小，重量轻，自润滑性好，举升力大，便于维修等优点，但同时具有效率低，存在不安全因素等缺点。虽然采用改进之后的结构可以克服上述不足，但同时又会增加设备的制造难度和成本；而且液压千斤顶存在液压油容易泄漏，造成环境污染等问题。所以本课题不采用液压传动方式。机械式剪式千斤顶能够稳定、安全、迅速、可靠地将车辆或重物举起，同时还具有起顶高度低、可达高度高、起重吨位太、尺寸紧凑等优点，适合作为各种车辆的修车必备工具而随车携带123。表1-l为现有各种汽车用千斤顶设计方案的详细比较t4-27。方案名称优点缺点红外线遥控千斤顶可以实现一定距离内的遥控操作遥控距离有限制灵敏度不高行星减速器遥控电动千斤顶自动化程度较高，可自动停止升降运动手动操作时需将减速器和电机拆卸下来普通电动千斤顶由拨叉实现电动手动切换拨叉装置结构复杂制造成本高卧式千斤顶能够稳定迅速安全的将重物举起起顶吨位较低、尺寸较大普通液压千斤顶输出推力大重量轻体积小效率低存在不安全因素通过上述分析可知，现有多种方案各有优点，但都存在着一定的不足，为满足本项目的设计要求，拟采用机械剪式电动千斤顶的设计方案，该方案操作简单，制造方便，可降低生产成本，且有如下优点：(1)性能良好：起顶高度低，可达高度高；(2)结构简单：重量轻，坚固耐用，成本低；(3)操作方便。第二章 千斤顶关键部件的详细设计2.1千斤顶的主要设计技术指标汽车用千斤顶作为汽车的举升工具，其主要功能是承受汽车车身重量。由汽车用千斤顶通常使用情况可知其实际承载一般不超过车身重量的一半，由于通常的小轿车车身重量在2000kg以下，因此为了使设计的产品具有普遍适用性，将其最大承受载荷设计为1000kg。轿车底盘离地距一般为12-17cm高，城市SUV的离地距一般是16-20cm。将其最低高度设计为165mm。其具体技术指标如下：(1)最大承受载荷：1000kg(2)最低高度：165mm(3)起升高度：220mm(4)最大高度：385mm(5)驱动方式：电动(6)净重：5kg(7)外型尺寸：457248166(mm3)千斤顶的主要使用条件：(1)承载载荷不能长时间超过1000kg(2)驱动电压不能超过直流12V(3)注意防锈(4)顶车时选好承重点(5)千斤顶应安放在平整的可以承重的路面2.2千斤顶运动与受力分析2.2.1千斤顶运动分析千斤顶运动模型的建立对于所选设计方案，根据汽车用千斤顶实际运动情况可知，螺杆运动副一端为铰接副，另外一端为移动副。当电动机带动螺杆转动或手动使螺杆转动时，联接螺母相对于螺杆作水平运动并带动举臂升降(螺杆顺时针转动时，联接螺母相对于螺杆向着靠近铰接端运动，举臂上升；螺杆逆时针转动时，联接螺母相对于螺杆向着远离铰接端运动，举臂下降)。此时随着举臂的升降，螺杆本身也存在着水平运动和垂直运动。电动机和固定板同样随着千斤顶举臂的升降而一起升降，而支撑底座始终保持不动。由此可以建立机构运动模型图。如图21所示，以底座D为坐标原点(0，0)，设螺杆与举臂的夹角为(090。)，臂长为L，则铰接点A和移动副C点的坐标分别为A点：（xA,yA)=(-Lcos,Lsin)C点：（xC,yC)=(Lcos,Lsin)项举重物支承点B处坐标为B点：（xB,yB)=(O,2Lsin)图2-1千斤顶运动模型图千斤顶运动速度分析主要分析A、B、C三点运动速度。A点与C点相对于千斤项纵向轴线对称，其运动情况相同，因此只需分析C点即可。1 c点分析由点的速度合成定理可知28，动点C在某瞬时的绝对速度等于它在该瞬时的牵连速度与相对速度的矢量和。设C点的绝对速度为，牵连速度为，相对速度为，则设螺杆导程为S(mm)，表示螺纹上任一点沿同一条螺旋线转一周所移动的轴向距离。螺距为P(mm)，螺纹线数为x，螺杆转速为n(rmin)，螺母相对于螺杆的轴向速度为V(mms)，则S=px(对于单线螺纹，x=1)V=Sn/60=np/60在实际运动中，A点相对于螺杆水平向右运动，C点相对于螺杆水平向左运动。当螺杆转动一圈，螺母相对于螺杆的轴向位移为S(mm)，A点和C点各有位移S2，因此C点相对于螺杆水平向左运动的速度应为螺杆速度的一半，即=V/2=np120由速度合成图可知：所以 (3-1)2B点分析：由理论力学知识可知，举臂可以视为一刚体，从而可用刚体的平面运动方法加以分析求解。平面图形内任一点的速度等于基点的速度与该点随图形绕基点转动的速度的矢量和。以C点为基点求B点的速度，则 （3-2)式中，表示基点C的绝对速度。将式(3-2) 两端分别对x，y轴投影，得 (3-3)又因为，,L为举臂长度，得将式(3-1)代入上式，得 (3-4)式中B点上升速度，mms；n螺旋转速，rrain；p螺杆螺距，mm；螺杆与举臂夹角，度（。）B点速度为在螺杆转速为n(rmin)，螺距为P的情况下，当螺杆与举臂夹角为的时候，千斤顶顶举重物上升的速度。由式(3-4)可以看出，千斤顶顶举重物上升的速度随着的增大而减小。由于在千斤顶上升过程中，螺杆与举臂夹角逐渐增大，因此千斤顶顶举重物的速度逐渐变小，在极限位置停止运动。2.2.2千斤顶受力分析千斤顶受力模型的建立千斤顶支承点B受到顶举重物的压力G，两上举臂受压力，方向沿着举臂轴线向里，所以举臂对支承点B的顶举力为反作用力，方向沿着举臂向外，与重物对支承点B的压力平衡，顶举重物不断上升，见图34。以杆2为研究对象，它受到来自于重物(通过B点作用在杆2端部)的约束力和来自于螺杆移动副的约束力，由于它只在两个力作用下平衡，因此是二力杆。由二力杆的性质可知这两个力必定沿二力作用点的连线，等值、反向。其它举臂可以此类推。两上举臂(杆1和杆2)分别受轴向压力T1和T2，由力的作用与反作用可知，杆1和杆2对支承点B的作用力分别为T1和T2，方向沿着举臂轴线向外。与重物对支承点的压力G形成三力平衡。图2-2千斤顶受力模型千斤顶的校验如图2-2所示，千斤项起重量为G，B点受到重物的压力G和杆1、杆2的反作用力和，此三力平衡，平衡方程如下：在螺杆连接处的C点受到杆2、杆3的沿着举臂轴线向外的反作用力和，同时还受到螺杆轴向拉力F，此三力平衡，平衡方程如下：式中：=T联立以上两式，得T=G(2sin) (3-5)F=Gctg (3-6)式中：F螺杆受到的轴向拉力，NT举臂受到的轴向压力，NG被顶举重物的重量，N螺杆与举臂的夹角，度(090)由式3-6可知，当不断增大，F不断减小，所以初始位置时，螺杆受力最大，应该按初始位置进行校核。根据公式3-6可知，在25。时千斤顶举臂和螺杆受力均非常大，因此设计时一般不把千斤顶起始顶举位置定在位25。故先将千斤顶起始顶举高度h1设计为165mm，=25。则杆长L= h1/2sin()=195mm根据三角形两边之和大于第三边定理，千斤顶的最大顶举高度h2=385mm2L=390。所以千斤顶能够实现最大顶举高度h2=385mm。第三章 千斤顶的部件设计3.1螺旋传动装置设计计算校核螺旋传动平稳，选择适当的导程角可以使机构具有自锁性，能获得很大的减速比和力的增益。但同时其机械效率低，具有自锁性的螺旋机构的效率一般低于50。由于汽车千斤顶的主要用途是在汽车维修时使用，要求将汽车顶起并稳定在某一位置，因此需要千斤顶的螺旋传动具有传递动力和自锁功能。根据千斤顶自身的使用场合和螺旋传动的特点，选用滑动螺旋，单头梯形螺纹，螺纹具有较小的导程及导程角。所设计的千斤顶结构中的螺旋机构部分由螺杆、螺母和底座组成。螺杆为主动件，作回转运动；螺母为从动件，作轴向移动。整个螺旋传动将旋转运动变成直线运动，同时进行能量和力的传递。对于一般的传力螺纹，其主要失效形式是螺纹表面的磨损，螺杆的拉断(或受压时丧失稳定)或剪断以及螺纹根部的剪断及弯断。设计时通常以耐磨性计算和强度计算确定螺旋传动的主要尺寸。根据实际需要，汽车用千斤顶作为汽车的举升工具必须承受汽车车身很大的重量。根据一般的小轿车车身重量和汽车用千斤顶通常使用情况可知，汽车用千斤顶额定承受载荷设计为1000kg具有普遍的适应性。以额定承载1000kg计算，根据公式3-6可知，螺杆最大轴向载荷为F=Gctg，当=25时，F最大F=2.1104N。这需要螺杆材料具有较高的强度和良好的加工性，初选螺杆材料为45号钢，调质处理，材料屈服极限s为360MPa，根据公式= s/35得= s/3.6=100MPa又因为旋转机构为低速旋转，根据机械设计表6.5可知p=1118MPa，取15MPa。3.1.1耐磨性计算滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大螺旋副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力p，使其小于材料的许用压力p。 查机械设计可知，螺纹工作面上的耐磨性条件为(543)上式可作为校核计算用。为了导出设计计算式，令=H/d2， 则H=d2，代入式（543）引整理后可得544对于矩形和梯形螺纹，h0.5P，则546螺母高度 H=d2 式中：p材料的许用压力，查机械设计表6.5可知，当低速运转时p =1825MPa，取p=21 MPa；一般取1.23.5，取=2。 故取公称直径d=20mm，螺距P=2，中径d2=19mm。根据公式算得螺纹中径d2后螺母高度 H=d2=38mm故选用的螺纹满足耐磨性条件。3.1.2螺杆的强度计算 受力较大的螺杆需进行强度计算。螺杆工作时承受轴向压力（或拉力）Q和扭矩T的作用。螺杆危险截面上既有压缩（或拉伸）应力；又有切应力。因此校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力ca，其强度条件为式中：A 螺杆螺纹段的危险截面面积。WT螺杆螺纹段的抗扭截面系数， dl 螺杆螺纹小径，mm；T螺杆所受的扭矩， Nmm；螺杆材料许用应力，=100 Mpa； y螺纹升角，y=arctg( P/（d2）)=1.947； 摩擦角，；螺纹倾角，； f摩擦系数,查机械设计表6.7可知， f=0.080.10，取f=0.9。3.1.3螺杆的稳定性计算 对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力Q大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力Q必须小于临界载荷Q。则螺杆的稳定性条件为 Ssc=Qc/Q=Ss =2.54.0式中：Ssc螺杆稳定性的计算安全系数； Ss螺杆稳定性安全系数，对于传导螺旋，Ss2.54.0。 Qc螺杆的临界载荷，根据螺杆的柔度S值的大小选用不同的公式计算。S=l/i,i=d1/4；螺杆的长度系数，查机械设计手册表12-1-5取0.7；l螺杆的工作长度，mm，螺杆危险截面面积S=l/i=0.7x354x4/19=52.17；由机械设计手册表12-1-4，和表1-1-127得S 2=60则可以不必进行稳定性校核，满足稳定性条件。效率=0.95tany/ tan(y+ )=25.3%3.2减速装置设计计算校核对于减速系统，由前述已确定的传动方案可知，本设计中的传动部分由一系列轴线相对于机架位置均固定的外啮合标准直齿圆柱齿轮组成，属于定轴轮系。1- 电动机 2-轴l 3-轴2 4-轴套 5-螺杆6-主驱动齿轮 7-中间传动齿轮 8-驱动齿轮图3-8千斤顶减速装置示意图3.2.1传动系统设计齿轮传动是机械传动中最主要的一类传动，应用非常广泛。就装置型式来说，齿轮传动有开式、半开式及闭式之分13”。针对汽车用千斤顶的使用场合及实际情况，选择闭式齿轮传动装置。根据千斤顶的运动特点，螺杆的转速相对于直流电动机的转速低很多，因此必须在直流电动机和螺杆之间用减速机构连接。为满足千斤顶性能要求，且工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，效率高，必须选用合理的传动方案。本设计中拟采用四级齿轮传动。直流电动机自带一减速比为40的行星齿轮系减速器，减速后通过电机一行星输出轴上的小齿轮输出，再经过多级齿轮传动减速，由最终输出轴输出所要求的扭矩和转速。根据传动比分配的原则：各级传动比应在合理的范围内，以符合传动型式的特点，使结构紧凑、合理。传动装置中各级传动间应尺寸协调，结构均匀，各传动件不发生干涉碰撞。结合千斤项的结构特点，近似取：第1级传动比i1为：2.1第2级传动比i2为；2.1由于齿轮的失效形式主要有轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合和塑性变形等。因此在设计齿轮时必须保证齿轮传动在具体的工作情况下有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。对于闭式齿轮传动，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。由于汽车用千斤顶并不要求传动精度非常高，考虑到成本、体积等综合因素，所有齿轮均选用渐开线直齿圆柱齿轮，9级精度，材料选用45号钢。由此初选各级齿轮传动的参数见表3.1。表3.1齿轮传动主要几何参数压力角模数齿轮齿数齿宽系数mZ2Z320119408电动机选择电动机类型的选择在产品中选用合适的电动机非常重要。考虑到新型电动千斤顶主要用于小轿车的顶举，并可能在使用过程中频繁启动、反转、制动等，所以选用直流电动机，电源电压采用12V(直接使用汽车点烟器输出电压，方便用户操作)。电动机功率的确定根据千斤顶额定载重量1000kg，取上升最大速度为1.5mms，得P=FV=14.7W根据前面计算，螺杆效率为1=25.3，取减速器的效率为2=0.95，电动机自带减速装置的效率为3=0.95，则P。=P(123)=64.37W根据千斤顶顶举重量和速度要求需要选用型号为GDM-15SP-15SGN的直流电动机。表3-1 电机参数电压功率转速减速比输出转速GDM-12SP-12SGN12V100W1800rpm/min20903.2.3保护装置过载保护顾名思义即载荷（负载）超出某一限定值，为了维护机器及设备的安全而进行的保护。我们所指的过载保护装置主要是针对于机器和设备的扭矩进行保护的扭矩限制器、扭矩保持器、对机器及设备轴向载荷（包括拉力和推力）过载进行保护的直线限力器，对电机过载进行保护的电气式过载保护器。扭矩限制器又称安全离合器、安全联轴器，常用于安装在动力传动的主、被动侧之间，当发生过载故障时（扭矩超过设定值），扭矩限制器便会产生分离，从而有效保护了驱动机械（如电机、减速机、伺服马达）以及负载，常见形式为：磨擦式扭矩限制器以及滚珠式扭矩限制器。扭矩限制器的安装结构形式有：轴-轴、轴-法兰、轴-同步带轮、轴-链轮、轴-齿轮、轴-带轮等。扭矩保持器是一种摩擦型的扭矩限制器，当传递扭矩达到设定值时，扭矩保持器打滑，与普通的摩擦离合器不同的是主要用于低速时的滑移使用场合，能够达到很高的控制精度，如收放卷的张力控制、滚子输送的间歇打滑、旋转工作台的缓冲制动、拧螺丝机构、拧螺母机构、拧阀门机构等设备上的扭矩控制。电式的过载保护器是通过监视电流而迅速检测出电机过载。它不同于电机的过载保护器如热继电器、熔断器等，而是用于设备保护的过载保护器。与热继电器相比其反应时间更为迅速，不到其反应时间的1/5，电机过载保护器的电流在稍微超过预设电流时不会动作，即使工作其动作也会很缓慢。电流冲击继电式的过载保护器，能通过监视电流而迅速检测出电机过载，从而能使昂贵的设备避免损坏。它不同于电机的过载保护器如热继电器、熔断器等，而是用于设备保护的过载保护器。与热继电器相比其反应时间更为迅速，不到其反应时间的1/5，电机过载保护器的电流在稍微超过预设电流时不会动作，即使工作其动作也会很缓慢。目前有模拟式和数字显示式两大类，其主要优点有：a.价格便宜；b.检测精度高；c.反应时间迅速，动作准确；d.使用寿命长达10万次以上；f:易于安装于现有设备上而不需做大的改动。由于千斤顶结构紧凑不易装设大的机械式扭矩限制器，故本次设计采用电流过载保护方式，根据GDM-15SPGDM-15SGN(U)直流电动机的电压和电流。选用克雷KL/ST-101E电流过载保护器，额定工作电流（A）为最小5A 15A，最大电流为16A，工作电压（V）为 12V。第四章 举臂结构优化计算举臂是汽车用千斤顶重要的工作部件，也是直接顶举汽车的机构。由以上可知，千斤顶设计参数为：最低起顶高度为ho=165mm，最大项升高度为hl=385mm，工作高度为h=220mm。因举臂长度和举臂板厚的优化空间极小，设定举臂长度L=195mm，举臂厚度t=2mm(如图41所示)。4.1设计变量和目标函数以举臂的横截面宽度(d1)和高度(d2)为设计变量，即从减轻重量、节省材料和降低成本考虑，应以顶举机构(举臂)体积最小为设计目标，建立目标函数如下：式中：x1举臂宽度(mm)；x2举臂高度(mm)；L举臂长度(mm)，L为常量，取值为L=195mm；t举臂板厚(ram)，t为常量，取值为t=2mm。4.2约束条件根据实际情况，举臂模型可以简化为铰支的简单桁架结构，举臂则可理想化为二力杆。由于举臂只受轴向载荷的作用，故校核时只需考虑其强度和稳定性。为了研究的方便，将载荷理想化为静载荷。按初步设计经验，分别给出合理的边界：从而举臂约束条件如下：(1)边界约束(2)稳定性约束式中：举臂柔度；L举臂长度；举臂横截面最小惯性矩(mm4)；A举臂横截面面积(mm2)；t板厚，取t=2mm；具体参数取值如下：=3.8m=235MPak=0.00668MPa(3)强度约束材料许用压力，=235MPa ；P举臂所受最大载荷(N)，；G顶举物重，G=9.8x103N ；举臂与螺杆最小夹角， 。4.3优化计算及结果采用遗传算法进行优化设计，给定种群大小population(N)为200、遗传的代数generation(gen)为200；初始化父代种群，采用随机取值的方法赋值，目标函数个数Multi-objective(M)为3，决策变量的个数Variable (V)为3；设定其杂交率为0.9，变异率为0.1；优化结果如表所示。表 优化结果x1(mm)x2(mm)举臂体积(mm2)原始数据382835100优化数据32.154232.9231378用遗传算法进行优化计算后,目标函数得到优化，函数值由原始方案的35100mm3下降到优化后的31378mm3，减少了3722mm3，即单条举臂体积减小106。本设计方案中的汽车用千斤顶共有四条对称的举臂，因此单台千斤顶总共可以减少用料14888 mm3，约120克。可见采用遗传算法对千斤顶进行优化设计之后举臂体积得到降低，从而节省了材料，降低了产品成本。故最终选取x1为33mm，x2为33mm。第五章 齿轮传动优化计算5.1优化数学模型的建立由前述可知本方案的传动系统由四级渐开线直齿圆柱齿轮构成，所有齿轮均选用45号钢，9级加工精度。主动齿轮调质处理，硬度为HB230，从动齿轮正火处理，硬度为HB200。齿轮在轴上非对称分布，工作载荷平稳。第k级传动(k=l，2，3，4)的传递功率为Pk，转速为nk，传动比为ik (见图3-8)。5.2设计变量和目标函数一个优化设计方案只用一组设计参数的最优组合来表示。一般在齿轮传动系统的优化设计中常取模数、主动轮齿数、最小齿宽(或齿宽系数)等作为设计变量。根据设计变量选择原则，本设计变量选为i第一组齿轮的传动比；m齿轮模数； 主动轮齿数；主动齿轮齿宽系数。需要指出的是，在设计变量中，齿数为整型变量，模数m，为离散变量，为连续变量。在设计中，将整型变量和离散变量视为连续变量处理，运算结束后再进行圆整。齿轮传动优化设计的优化目标通常分为三类：最小的体积(重量)；最大的承载能力；最低的制造费用。而本文对于渐开线圆柱齿轮传动在满足设计要求和性能条件下，主要从结构紧凑、减轻重量、节省材料和降低成本考虑，故以系统体积最小为设计目标。在工作条件和材料选定的情况下可用传动主、从动齿轮体积之和来衡量。若齿轮体积最小，则整个装置传动部分的体积也最小。考虑到制造、装配等误差。且为了充分利用从动轮的齿宽，则增加主动轮的齿宽，通常取b1=1.2b2，亦即b2=0.83 b1。为齿宽系数， =bd。根据体积最小准则，则整个传动系统的目标函数为按规范设计经验，主动齿轮齿数一般在lO25，模数和齿宽系数的边界设置如下：5.3约束条件5.3.1齿轮接触疲劳强度条件式中工况系数，查机械设计表12.9可知，对于从动机械、原动机工作均匀平稳，=1；动载系数，查机械设计表12.9可知，对于齿轮1，齿轮2，齿轮4，齿轮4，；载荷分布不均匀系数，当轴承相对齿轮为非对称布置、且轴的刚度较小时，查机械设计表12.11可知，式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得ZH节点区域系数，查机械设计表12.16可知，对于标准直齿轮时。ZH=2.5；ZE材料弹性系数，查机械设计表12.12可知，对于钢齿轮，ZE=189.8MPa；Ze重合度系数，查机械设计可知，初选重合度，则；许用接触应力，查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿轮的接触疲劳极限，查查机械设计表12.18，取=600MPa。第k级传动的主动轮转矩，； 第k级传动的主动轮轴的传递功率，W；第k级传动的主动轮转速(r/min)，；各级齿轮传动效率，=O.99；其中no=90rmin, i1=1.8，i2=23。5.3.2齿轮弯曲强度条件查机械设计手册表14-1-101可知，齿轮弯曲应力式中：齿形系数2.57；应力修正系数2.58；依据主动齿轮齿数一般在lO25，初步估算齿数范围，查机械设计表12.21，初定主动齿轮齿形系数、应力修正系数如表所示；许用弯曲应力查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿根的弯曲疲劳极限，查查机械设计表12.23，取=480MPa。5.4优化计算及结果采用遗传算法分别对每组齿轮进行优化设计，给定种群大小population(N)为200、遗传的代数generation(gen)为200；初始化父代种群，采用随机取值的方法赋值，目标函数个数Multi-objective(M)为3，决策变量的个数Variable (V)为3；设定其杂交率为0.9，变异率为0.1；优化结果如表所示。表 优化结果传统设计优化结果圆整模数m22.04062齿数z11917.5118传动比i2.11.78211.8齿宽系数0.80.710.71体积1176900696350用遗传算法进行优化计算后,目标函数得到优化，函数值由原始方案的1176900mm3下降到优化后的696350mm3，减少了480550mm3，即单条举臂体积减小43.8。5.5齿轮强度校核根据优化结果,取m1=2 ,z1=18,z2=32,z3=74，齿宽系数为0.71。5.5.1齿轮1强度校核齿轮接触疲劳强度条件477.83MPa式中工况系数，查机械设计表12.9可知，对于从动机械、原动机工作均匀平稳，=1；动载系数，查机械设计表12.9可知，对于齿轮转速不高最高线速度为齿轮1的速度，,取。 载荷分布不均匀系数，当轴承相对齿轮为非对称布置、且轴的刚度较小时，查机械设计表12.11可知，式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得=1.497ZH节点区域系数，查机械设计表12.16可知，对于标准直齿轮时。ZH=2.5；ZE材料弹性系数，查机械设计表12.12可知，对于钢齿轮，ZE=189.8MPa；Ze重合度系数，查机械设计可知，初选重合度，则；许用接触应力，查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿轮的接触疲劳极限，查查机械设计表12.18，取=600MPa。接触寿命系数，查机械设计图12.18，取=1；最小安全系数，查机械设计表12.14，取=1.1。第k级传动的主动轮转矩，； 第k级传动的主动轮轴的传递功率，第k级传动的主动轮转速(r/min)，；各级齿轮传动效率，=O.99；其中no=90rmin,i1=1.8，i2=2.3。齿轮弯曲强度条件查机械设计手册表14-1-101可知，齿轮弯曲应力式中：齿形系数2.57；应力修正系数1.58；许用弯曲应力查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿根的弯曲疲劳极限，查查机械设计表12.23，取=460MPa。5.5.2大齿轮2强度校核齿轮接触疲劳强度条件269.09MPa式中工况系数，查机械设计表12.9可知，对于从动机械、原动机工作均匀平稳，=1；动载系数，查机械设计表12.9可知，对于齿轮转速不高最高线速度为齿轮1的速度，取。 载荷分布不均匀系数，当轴承相对齿轮为非对称布置、且轴的刚度较小时，查机械设计表12.11可知，式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得=1.497ZH节点区域系数，查机械设计表12.16可知，对于标准直齿轮时。ZH=2.5；ZE材料弹性系数，查机械设计表12.12可知，对于钢齿轮，ZE=189.8MPa；Ze重合度系数，查机械设计可知，初选重合度，则；许用接触应力，查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿轮的接触疲劳极限，查查机械设计表12.18，取=600MPa。接触寿命系数，查机械设计图12.18，取=1；最小安全系数，查机械设计表12.14，取=1.1。第k级传动的主动轮转矩，； 第k级传动的主动轮轴的传递功率，第k级传动的主动轮转速(r/min)，；各级齿轮传动效率，=O.99；其中no=90rmin， i1=1.8，i2=2.3。齿轮弯曲强度条件查机械设计手册表14-1-101可知，齿轮弯曲应力式中：齿形系数2.57；应力修正系数1.58；许用弯曲应力查机械设计可知，当初选许用应力时MPa失效概率为1%时，试验齿根的弯曲疲劳极限，查查机械设计表12.23，取=460MPa。5.5.3小齿轮3强度校核齿轮接触疲劳强度条件111.6MPa式中工况系数，查机械设计表12.9可知，对于从动机械、原动机工作均匀平稳，=1；动载系数，查机械设计表12.9可知，对于齿轮转速不高最高线速度为齿轮1的速度，取。 载荷分布不均匀系数，当轴承相对齿轮为非对称布置、且轴的刚度较小时，查机械设计表12.11可知，式中A=1.17，B=0.16，
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号