双柱机械式汽车举升机设计.docx

【摘 要】
双柱机械式汽车举升机，它包括两个眶形举升柱，两个垂直滑动在该眶形举升柱上的升降滑架，两个托臂和两个轨道式托板，其特征在于所述眶形举升柱是由结构在下部的底板升底梁升矩形齿轮箱及矩齿轮箱两侧短边向上延伸的方形导柱连接上部的横梁构成的整体；所述眶形举升柱下面的矩形齿轮箱其中一个是安装电动机的驱动箱；而所述升降滑架是由两个平行固定在其上的托臂穿过所述轨道式托板上滑套的孔位相互连接。
关键词： 滑动螺旋副；导轨；丝杠；制动器；组合开关 ；

【Abstract】

目录
第一章 绪 论 1
1.1 研究背景 1
1.2 国内外研究现状 1
1.3 设计主要内容及步骤 2
1.4 设计的目的和意义 2
第二章 总体结构设计 3
2.1 尺寸和结构 3
2.2 传动路线的设计 4
2.3 同步装置的选择 4
2.4 电机的选择 5
第三章 立柱与托臂的设计 7
3.1 立柱的校核计算 7
3.2 托臂的校核 10
3.3 联接件的计算与校核 12
第四章 传动系统的设计 14
4.1 螺旋传动的设计 14
4.2 链传动的选择 22
4.3 带传动的选择 26
第五章 结论与建议 30
5.1 结论 30
5.2 建议 30
参考文献 31
致 谢 32
附 录 33

第一章 绪 论
1.1 研究背景
随着我国汽车深入家庭，汽车维修业也迎来了一个高峰期，而随之对汽车举升机的需求也日益增加，因为它是大多数汽车修理车间的常用设备。然而现在国内市场上具有一定生产规模和自主产权的汽车举升机厂家很少，对举升机的研究工作还很欠缺，因此对汽车举升机的设计很有现实的意义。
1.2 国内外研究现状
1.2.1 举升机的分类
我国的汽车举升机是20世纪80年代依据国外的产品技术生产的，由于移动和拆装方便，也便于维修中小型汽车，逐渐代替了以前维修汽车通用的“地沟”模式。汽车举升机产品种类较多：
按提升动力来分：有液压和机械两种形式。
按结构类型来分：有单柱式、双柱式、四柱式和剪式。
1.2.2 举升机的优缺点分析
机械式举升机的特点：同步性好，但机械维护成本高（换铜螺母及轴承）。机械连接可以是钢丝绳或链条，这样设计有一个缺点：如果钢丝绳或者链条在工作中伸长了，从而导致升降时拖架的移动不能同步。
液压式举升机的特点：维护成本低，单缸同步性好，但双缸同步性较差。液压式又分单缸和双缸式，单缸也分两种：老单缸和新单缸，双缸分龙门式和无地板式。单缸同步性虽很好，但油缸机械式地连接在对面立柱的托架上。
双柱式液压举升机的特点：液压举升，维修少。质量稳定，下降时需要两边拉开保险才能下降。油缸置下部占用下面的空间。
四柱式举升机的特点：四柱式在具有双柱式液压举升机的特点的同时还可以实现四轮定位的检测，安装升举更加的方便，中大型的修理场有广泛的应用。
1.3 设计主要内容及步骤 
1.3.1 举升机总体结构的设计。
根据承载能力及通常车辆的尺寸，设计出总体框架的大小
1.3.2 举升机传动系统的优化设计。
主要考虑电机，以电机为基础进行传动系统初始条件的设计，并对螺旋传动中的丝杠螺母进行急停装置和安全保险装置的设计
1.3.3 举升系统零部件的设计
对立柱，托臂以及连接装置进行设计计算
1.4 设计的目的和意义
1.4.1 设计的目的
通过进行全面的设计计算，来研制出一种适用型，经济型的机械式双柱举升机，它在举升车辆的应用范围上以及在维修厂的工作环境上得到优化设计。
1.4.2 设计的意义
通过对举升机全面系统的设计计算，对了解举升机的构造和传动进行了深入的探讨，对人们了解举升机，应用举升机以及以后的改进工作都有很高的现实意义。

第二章 总体结构设计
2.1 尺寸和结构
本机由立柱、滑套、底座三大部分组成。
对举升机整体尺寸的设计使其满足汽车在举升机上的停放并且对汽车修理时，与修理工不发生冲突妨碍修理。
具体尺寸如表2—1

最大举升重量
举升高度
举升时间
电机功率
外形尺寸
自重
3000 kg
1750
50 S
3 KW
3000*50*2200
750 kg

2.1.1 立柱
为一方式空心焊接结构、电动机和皮带传动固定在立柱上端，传动丝杠固定在立柱上下端的轴承座内。
2.1.2 滑套
与传动螺母连接并带动托架上下运动;滑套内装有主滚轮，导间轮，承受升降过程中产生的侧向力并起导向作用。
2.1.3 底座
左右两立柱安装在底座上;底座用地脚螺柱固定在地基础上;在底座内设有链
传动及其张紧装置。
2.2 传动路线的设计

图2-2 举升机传动原理图
1.副丝杆 2.副立柱升降滑架 3.9主螺母 4. 7副螺母 5.链轮 6.链条 8.主立柱升降滑架 10.电动机 11.13带轮 12皮带 14主丝杠
举升机一般常见的传动路线有液压传动和机械传动。
液压传动，具有平稳，噪音低，易于防止过载的优点。但液压元件与油缸有拍对运动，虽对零件加工面的加工精度要求较高，但仍不可避免地会造成油液泄漏.使场地及人身造成污染，检修时有诸多不便，泄漏还会造成轿车在举升中两边四个支点处不平衡状态，因而必须另设安全保险装置。
机械传动安全可靠，结构简单，零件加工精度低，安装维修方便，成本较低。使用寿命相对较短，但随着技术的改进，这个缺点也在得到逐步的改善。
综上所述，结合现有国内外液压，机械传动(含钢丝绳传动)的各种举升机使用情况，我设计选用机械传动。
传动路线为：电动机——皮带传动——主螺旋副传动——链传动——副螺旋副传动形式。（见图2-2）
2.3 同步装置的选择
举升机左右两立柱上的四个托架(与滑套相联接)，必须保证同步升降。目前采用的结构形式有三种:
第一种是螺旋副——锥齿轮——长轴——锥齿轮——螺旋副机械传动结构。这种刚性联接方式，同步性好，但结构复杂，长轴虽可采用无缝钢管与短轴头焊接办法替代，但自重仍较大.
第二种是选用外转性相近的两个电动机与加工精度相近的在装配时进行调整选配的两个螺旋副.分别驱动的传动结构。
第三种是本人设计采用的链传动结构。同步性可靠，结构简单，自重小，结构安全可靠传动效率较高，但需设置调整方便的链传动的张紧装置。
2.4 电机的选择
（1） 电动机类型和结构形式的选择
按照工作要求和工作条件，又要考虑经济性和可维护性，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，根据整机结构布置，采用卧式封闭结构
（2） 电动机容量计算
电动机容量仅考虑功率即可
功率 P=A/t
式中：A为工作所需的总能量，t为工作时间
代入数据得P=mgh/t=3000*10*1.9/(50*1000)=1.14kw
电动机功率PL=P/η
其中,传动装置的总效率
η=η1η22η3η4 =0.95*0.982*0.55*0.94=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=1.14/0.47=2.4
考虑到启动制动的影响，电动机功率
PN≧1.1*PL=1.1*2.4=2.64 KW
环境温度小于400C，不需要修正，所以，最终选择电动机的功率为3 KW
通过《机械设计手册（软件版）》查询所需电机为:
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
（3）电动机额定转速的选择
举升机工作转速一般，故选择常用的电机额定转速
n1=1440 r/min
2.5.1 举升行程H
举升行程H是指举升机能将汽车举升的有效行程。n举升行程与维修人员身高有关，根据我国不同地区，男女性别的差异，最大举升高度可按1.5m，1.65m，1.75m考虑。本人设计选用举升行程1.75m。
2.5.2 升降速度
升降速度的快慢.直接影响生产率高低电动机功率大小，操作运行中安全以及机构布置等。现在的举升机的举升速度一般在1—3m之间，设计选择的举升速度为2.1m/min。

第三章 立柱与托臂的设计
3.1 立柱的校核计算

图3-1 主立柱受力示意图
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=1082.72Kg cm2
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 立柱结构图
3.1.1.3 折算应力强度校核
主立柱横截面上的最大正应力σmax产生在离中性轴最远的边缘处,而最大剪应力τmax则产生在中性轴上,虽然通过上面的校核说明在这两处的强度都是满足要求的,但是因为在截面C处,M和Q都具有最大值,正应力和剪应力都比较大,因此这里的主应力就比较大,有必要根据适当的强度理论进行折算应力校核,取该截面边缘处某点Ｋ进行计算:
σX=MY/Ｉ (3-3a)
=2748272×0.1×11.0881/2814.519=1082.71Kg cm2
τX=QS/ＩB (3-3b)
=5234.804×171.24/(2814.519×28.2)=11.29Kg /cm2
τY=-τX (3-3c)
图3-3 在点K处取出的单元体受力情况示意图
在点Ｋ处取出的单元体受力情况如图8。由于点Ｋ处在复杂应力状态,立柱材料采用的30钢是塑性材料,可以采用第四强度理论[4],将σX,σX的数值代入,用统计平均剪应力理论对此应力状态建立的强度条件为:
σｊ=(σ2+3τ2)-2 ≤[σ] (3-4)
所以,σｊ=(082.712+3×11.292)-2=1082 kg/ cm2<[σ]=1102 kg/cm2,按第四强度理论所算得的折算应力也满足许用强度的要求。
3.1.2 普通式双柱举升机的刚度分析与验算
3.1.2.1 主立柱的刚度分析与计算
用迭加法进行刚度计算[3],弹性模量E取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。
3.1.2.2 从托臂处考虑挠度情况

3-4 滑台部件受力示意图
托臂亦相当于一个悬臂梁,端部受力P=2066 kg,托臂部件由大臂和小臂组成,将大臂和小臂分别考虑:
小臂端部受力P,按悬臂粱公式计算,得到小臂端部处挠度为:
f1=0.1799cm。 (3-5)
大臂经受力分析,大臂端部受一个力P=2066.37Kg和一个弯矩M=2066.37×70=144645.9Kgcm,大臂端部处由P和M引起的挠度分别为:
Fp=0.361cm (3-6a)
Fm=0.542cm (3-6b)
所以,托臂处因载荷引起的挠度为:
F载荷=F1+FP+FM=0.179+0.361+0.542=1.082cm。 (3-7)
因托臂的大小臂之间有1mm间隙,由此产生挠度:
F间隙=1.864mm。
主立柱的弯曲挠度使滑台产生转动,滑台的转动又使托臂有一定的下沉量,经计算,此值大小为:
F转动=26.325mm
故托臂端部总下沉量:
F总=F载荷+F间隙+F转动= (3-8)
2.633+1.864+1.082=5.57≈5.6cm<6cm。
在举升机行业标准中,此值满足距立柱最远点的托臂支承面下沉量要求。
3.2 托臂的校核

图3-5 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/2 ex1=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
对x轴的抗弯截面模数We=66.72cm3
对x1轴的抗弯截面模数Wx1=47.2cm3
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 托臂看作静载荷下的悬臂梁，进行内力分析。
已知条件：
悬臂梁总长 I = 1.17 m
集中载荷 P = 7000 N
弹性模量 E = 196 GPa
截面的轴惯性矩 I = 0.0000033359 m4
根据下列相关公式：
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
对x轴的抗弯截面模数 Wx=66.72cm3
对x1轴的抗弯截面模数 Wx1=47.2cm2
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)
许用应力选:[σ]>600MPa,σmax<[σ],满足强度条件。
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<[τ],满足强度条件。
3.3 联接件的计算与校核
举升机系统中螺栓的使用，设计中主要的有两种M10，M20，需要对其进行校核，以保证连接的可靠性要求.
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)
100N的预紧力就可以满足实际条件。
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，
根据公式计算的σp=80MPa, τ=509.5 MPa，螺栓主要受挤压，被剪断的可能性很小,σs\Mpa≥355，满足条件，所以螺栓螺母配合符合设计要求。
故d为20时同样满足联接的需求，符合安全要求。

第四章 传动系统的设计
4.1 螺旋传动的设计
滑动螺旋工作时，主要承受转矩及轴向力的作用，同时在螺杆和螺母的旋合螺纹间有较大的相对滑动，其失效形式主要是螺纹磨损，因此，滑动螺旋的基本尺寸（即螺杆直径和螺母高度）通常是根据耐磨性条件确定的，对于受力较大的传力螺旋，还应该校核螺杆危险截面以及螺母螺纹牙的强度，以防止发生塑性变形或断裂；对于要求自锁的螺杆应该校核其自锁性。
机械式汽车举升机的主传动实际上就是一种螺旋传动。然而由于受以往设计主导思想的影响及材料选用的局限性，加之大多数汽车修理厂不注重对举升机的保养与维护，不能按照行业标准所规定的举升机在运行3000次的范围内更换工作螺母因此，时常发生举升机在工作过程中的坠车事故，造成设备损坏和人员伤亡，分析其原因，绝大多数是由于举升机工作螺母磨损所造成的。
图4-1 丝杠螺母结构图
为了保证自锁性，机械式举升机的丝杆一般都选用单头梯形螺纹，螺旋副的摩擦性质为滑动摩擦，如图5-1所示其特点是结构简单，便于制造，有利于自锁，能保证举升机在将汽车举升到空中任意高度都可停顿，无需任何辅助支撑，工作人员便可在车下安全作业。其主要缺点是摩擦阻力大，传动效率低(Ø<30%)，在重载运行的情况下发热量高，不适于连续运行。然而汽车举升机的举升运动一般者为间隙式运动，即将汽车举升到一定的高度，便停止举升汽车停在半空中，待修理作业结束后，再将汽车放下来，无需进行反复不停的升降运动，因此，丝杆不会出现温升过高的现象 。
4.1.1 螺旋传动初始条件的确定(见表4-1)
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】
按耐磨性条件，可以初步确定丝杆的直径和螺母的高度。通过校核计算来证明丝杆的自锁性、丝杆的强度、丝杆的稳定性以及螺母螺牙的强度等均符合设计要求，亦符合国际同类标准的设计要求。
表4-1 初始条件的确定
项目
数值
单位
轴向载荷
15000
N
螺杆材料
45号钢
无
螺母材料
含油MC尼龙
无
轴向载荷与运动方向
反向
无
螺杆端部结构
两端固定
无
螺杆最大工作长度
1750.00
mm
两支承间的最大距离
1800.00
mm
4.1.2 设计过程
（1）确定中径系数，可根据螺母形式选定，整体式螺母取ψ=1.22.5,剖分式螺母取ψ=2.53.5，对于该举升机属于整体式，本人采用的中径系数ψ=1.80。
（2）由机械设计手册可知用于校核的许用压强[p]=15 MPa
（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
查机械设计手则，表3-4
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)
经计算的z=10.8，螺纹的工作高度h可根据公式h=0.5p 和 h=0.75p 确定
前者用于梯形螺纹(GB5796.1－86) 和矩形螺纹，后者用于30°锯齿形螺纹
对于该设计则选用前者，所得结论为h=4mm。
（5）工作压强p可由确定
代入数据得
p=2.3 MPa
远远小于许用压强15 MPa，故该结构稳定。
（6）自锁性校核
因螺旋副要求自锁，还应校核螺旋副是否满足自锁条件
即 ψ≤ψv (4-3)
式中ψ为螺纹升角；ψv为当量摩擦角;f为摩察系数
有机械设计手册表5-12，取摩察系数f=0.1 α=300
其中

=5.95
则ψ<ψv
满足螺旋副自锁条件
（7）驱动力矩T由公式
(4-4a)
T1=F d2/2tan(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，
（8）螺杆以及螺母的计算
由机械设计课本表5-13
可查出螺栓材料的许用应力[σ]为94 MPa；螺母的许用弯曲应力 [σ]为50 MPa；螺母的许用剪切应力[τ]为35 MPa。
螺杆工作时承受轴向压力F和扭矩T的作用，螺杆危险截面上既有压缩应力，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σ，其强度条件为
(4-5a)
其中T为传递扭矩N·mm，[σ]为螺杆材料的许用应力 MPa，
代入数据，计算可得出为σ=14.74 MPa<[σ]=94 MPa
符合强度要求

螺杆剪切强度由公式
(4-5b)
式中： [τ]——材料的许用切应力
b ——螺纹牙根部的厚度，mm，对于梯形螺纹，b=0.65P=5.2
代入数据，得τ=2.36<[τ]= 35 MPa
符合条件
螺杆和螺母材料相同时, 只校核螺杆螺纹牙强度
螺杆的弯曲强度由公式
(4-5c)
式中，[σ]b——材料的许用弯曲应力 MPa
h ——螺纹的工作高度 ，对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P=4
代入数据

得σb=5.45<[σ]b =50 MPa
符合条件
螺杆和螺母材料相同时, 只校核螺杆螺纹牙强度
螺母的剪切强度τ可由公式
(4-5d)
式中，[τ]——材料的许用切应力 MPa
代入数据
得 τ=1.77<35 MPa
符合条件
螺母弯曲强度由公式
(4-5e)
=2.78
式中[σ]b——材料的许用弯曲应力 MPa
（9）临界载荷Fc的确定
根据螺杆的柔度λs值的大小，螺杆 的临界载荷就选用不同的公式计算

而 λs=μL/i
其中，μ——螺杆的长度系数，查表5—14，可知μ为0.50
L——螺杆的工作长度，mm，这里取1900
i——螺杆危险截面 的惯性半径，mm，这里i= d1/4=9
则 λs =105.6>40

临界载荷 （4-6a）

式中：E——螺杆材料的拉压弹性模量，MPa，E=2.06*105 MPa
I——螺杆危险截面的惯性矩，
代入数据，得
Fcr =185455 N （4-6b）

螺杆稳定性安全系数
符合条件

(10)丝杠效率η可由公式
(4-7)
式中，(0.95~0.99)——轴承效率,决定于轴承形式, 滑动轴承取小值轴向载荷与运动方向相反时取+号，经计算得到丝杠的效率为0.55。
4.1.3 螺旋副尺寸参数设计结果(见表4-2)
表4-2 螺旋副尺寸参数
名称
代号
数值
关系式
外螺纹大径
d
49.00

内螺纹大径
D4
48.00
D4=d+2ac
螺距
p
8.00

牙顶间隙
ac
0.50

基本牙型高度
H1
4.00
H1=0.5p
内螺纹牙高
H4
4.5
H4=H1+ac=0.5p+ac
外螺纹牙高
h3
4.5
h3=H1+ac=0.5p+ac
牙顶高
Z
2.00
Z=0.25p=H1/2
内螺纹小径
D1
40.00
D1=d-2H1=d-p
外螺纹小径
d3
39.00
d3=d-2h3
外螺纹中径
d2
44
d2=d-2Z=d-0.5p
内螺纹中径
D2
44
D2=d-2Z=d-0.5p
外螺纹牙顶圆角
R1
0.25
R1max=0.5ac
牙底圆角
R2
0.50
R2max=ac
原始三角形高
H
14.9
H=1.866p
4.1.4 螺母的选用
由于举升机的工作螺母是在低速重载下进行工作，因此国内传统的设计方法都是选用青铜(如ZCuSnl0Pbl , ZCuAll0Fe3)作为螺母材料，形成青铜对钢的摩擦副。要保证理想的使用效果，这对摩擦副必须保持在润滑状态下工作。但由于举升机工作环境恶劣，大多数汽车修理厂不能明确专人使用和保养，不能保证丝杆螺母这对摩擦副在润滑状态下工作，因此，在失油的情况下，螺母磨损加剧，且时常伴有高达90dB的尖叫声.故我选用新型的MC含油尼龙材料作螺母。
含油MC尼龙螺母的优点为：在承载过程中的一定量压缩变形，使整个螺母螺牙能全部承载，这样有利于降低牙型的作用力，保证牙型的强度，形成均载，磨损均匀; MC尼龙螺母本身硬度低，对硬质的尘粒具有很好的相容性，能更有效地保护丝杆，使丝杆几乎不磨损。在运行过程中，MC尼龙螺母不会出现象青铜螺母对丝杆在失油状态下的尖叫声。并且选用MC含油铸造尼龙螺母，有利于降低成本。
4.1.5 丝杆螺母机构的安全性设计
4.1.5.1 副螺母设计
从上面的设计分析中可以看到，副螺母无论选用何种材料，如何进行设计校核计算，经过一段时间使用后，承载的工作螺母还是会磨损，会造成升降滑架的脱落，从而导致设备，甚至人身伤亡事故的发生。为了防止这一事故的发生，故又设计了一个与主螺母(工作螺母)有一相对距离s的副螺母。此副螺母在举升机正常工作时，虽随同主螺母升降，但不承受任何作用力，因而，不会随同主螺母磨损。当主螺母完全磨损后，升降滑架将会随同主螺母掉在副螺母上。因此，只要主、副螺母之间的距离s合适，副螺母有一定的厚度及足够的抗冲击强度，就能抵抗由升降滑架以及额定载荷下落时所产生的冲击力。由于MC含油尼龙还具有较好的缓冲特性，因此，仍选用MC含油尼龙作为副螺母材料。
4.1.5.2 急停装置的设计
增加副螺母缓冲了主螺母磨损下落所造成的危害，但事故隐患并没有消除。为了能有效地发现这一故障现象，除了通过在两立柱挡尘板上开有检视孔用于观察外，还可以通过一套急停装置进行报警，如图5-1所示。急停装置由钢丝绳、滑轮、动作轮、行程开关及弹簧复位元件等组成。钢丝绳一端固定在主立柱内的升降滑斗上，另一端通过滑轮、底座，固定在副立柱内的升降滑架上。
正常工作中，主、副立柱内的升降滑架分别拉住钢丝绳的两端，通过滑轮使动作轮与行程开关保持图4-3a所示的工作状态，即行程开关不工作，处于常开状态。
可以看到，当副立柱内的主螺母磨损造成升降滑架下落时，则钢丝绳松动，在弹簧力的作用下，动作轮带动滑轮上升，同时，动作轮在上移的过程中压下行程开关，如图4-3b，发出报警信号，使电动机停止转动。
当主立柱内的主螺母磨损，造成主升降滑架下落时，则钢丝绳拉紧，并带动滑轮使动作轮下移，下移的过程中，压下行程开关，发出信号，使电动机停止运动，如图4-3c所示。
是否有可能出现主、副立柱内的主螺母同时磨损，并出现主、副立柱内的升降滑架同时下落，并使急停机构不能发出信号呢?应该说这种现象是有可能发生的，但通过若干试验，还没有发现主、副立柱内的升降滑架同时下落的实例，这主要与主、副

图4-2 急停装置原理图
1.副立柱升降滑架2.主螺母3.副螺母4.钢丝绳5.主立柱升降滑架
6.滑轮7.动作轮8.行程开关9.压缩弹簧

图4-3 动作轮与行程开关的工作关系
a正常工作状态b副立柱内主螺母磨损C主立柱内主螺母磨损
立柱内的螺母材质、加工精度、润滑条件，是否偏载以及安装等因素有关。为防止出现主、副立柱内的主螺母同时磨损下落，一方面要求用户在规定使用次数(以年限来划分)内更换主螺母，另一方面通过立柱挡板的透视孔定期观察主、副螺母之间的距离s，当其达到一定值后必须更换主螺母。
本急停装置，当主、副立柱内的升降滑架因某种机械原因造成不同步，以及传动中的链条失效(如脱落或断裂)时，也将起到断电保护的作用。
4.2 链传动的选择
4.2.1 链传动初始条件的确定(表4-3）
表4-3 初始条件的确定
项目
数值
单位
中心距初值
2500,可上调或下调5%
mm
传递功率
3
KW
小链轮转速
262
r/min
平均传动比
1,可大或小0.5%

大链轮转速
262
r/min
传动种类
水平传动

传动速度
低速传动(v≤3m/s)

中心距条件
可调

载荷性质
中等冲击

原动机种类
电动机或汽轮机

张紧装置
张紧轮

4.2.2 设计步骤及计算公式
（1）链轮齿数的选择与确定
根据机械设计思路可知增大z1，链条紧边的总拉力下降，多边形效应减小，啮入时链节间的相对转角减小，磨损小，但尺寸、重量增大 当z1和z2为奇数而Lp为偶数时，将有利于链条和链轮齿均匀磨损 z1和z2的选取尚应考虑传动空间尺寸的限制应参照链速选取见（表4-4）
表4-4 链轮齿数的选择
链速
0.60.3
38
>8

1519
1923
2325
链轮齿数应优先选用以下数列:17,19,21,23,25,38,57,76,95,114本人选择的z1齿数为25。
（2）设计功率的计算：根据公式
Pca=KAPKz/Kp

＝2.57 KW。 （4-12）
式中P ——传递功率KW；
KA ——工况系数；查表9-6，取1.5
Kz——小链轮齿数系数；查机械设计图9-13，取1
Kp ——多排链排数系数，这里是双排链，取1.75
（3）确定链条型号和节距p
根据设计功率Pca和主动链轮转速,由功率图9-11，选取链条的型号为16A，再由表9-1可选用的节距=25.4，为使传动平稳、结构紧凑、特别在高速下，宜选用节距较小的链条；
（4）小链轮毂孔许用直径根据公式
＝120 （4-13）
式中，dk——支承轴的设计确定
dkmax —链轮轮毂孔的最大许用直径
当不能满足要求时，可增大z1或p重新验算。
（5）链条速度的计算：根据公式
（ 4-14）
＝2.77
根据链速v，由图9-14选择合适的润滑方式为油池瑞华
(6)初定中心距
根据机械设计手册可知，初定中心距一般取a0=(30-50)p，因为本设计有张紧轮，故a0可取大于80P。这里取a0=2600mm
（7）链长节数的计算与确定
按下式计算链接数Lp0

=229.7 （4-15）

为避免使用过渡链节，应将计算出的链节数Lp0圆整为偶数Lp
则 Lp=230
链传动的最大中心距为

（4-16）
=2500
式中，f1为中心距计算系数
（8）链条长度根据公式
（4-17）
＝5.84
（9）有效圆周力的计算
（4-18）
＝9170
进而可以算得作用于轴上的拉力
对于接近垂直的传动
=9628N (4-19)

（10）静强度安全系数根据公式
(4-20a)
(4-20b)
(4-20c)
(4-20d)
式中,Q ——链条极限拉伸载荷；
KA ——工况系数；
F ——有效圆周力；
Fc——离心力引起的拉力 N；
Ff ——悬垂拉力
在Ff'和Ff"中选用大者；
式中，[n] ——许用安全系数，一般为4~8；对于速度低、不太重要的传动或作用力的确定比较准确时，[n]可取较小值，可计算得径强度安全系数为11.13,符合设计要求。
（11）铰链比压，根据公式
＝27.85 (4-21)
式中,KA ——工况系数；
F ——有效圆周力
Fc ——离心力引起的拉力
Fc=qv^2A ——铰链承压面积，A值等于滚子链销轴直径dz与套筒直径b2(内链节外宽)的乘积。
（12）使用寿命(磨损寿命)根据公式
＝147590h (4-22)
式中，T ——使用寿命
hLp ——链长
v ——链速
m/sz1 ——小链轮齿数
i ——传动比
[Δp/p] ——许用磨损伸长率，按具体工作条件确定
4.2.3 链传动尺寸参数的确定（表4-5）
表4-5 链传动尺寸参数
名称
符号
小链轮数值
大链轮数值
单位
关系式
排距
pt
18.11
18.11
mm

分度圆直径
d
86.39
86.39
mm
d=p/(sin(180/z)°)
齿顶圆最大直径
damax
96.08
96.08
mm
damax=d+1.25p-dr
齿顶圆最小直径
damin
90.62
90.62
mm
damin=(1-1.6/z)p-dr
齿根圆直径