剪式升降台的驱动机构设计.docx

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1、摘要剪式升降台存在着多种的驱动方式，它的工作形式主要是通过驱动作用使工作平台进行升降运动。它的驱动方式有液压式、半液压式、机械式。本论文就是以机械式驱动进行设计，通过对叉臂底部施以水平力，使升降台按要求进行升降运动。本设计包含受力分析、设计螺杆和推板、选用电机、设计减速箱、设计螺杆和推板。计算过程中有按要求进行强度校核及结构优化，确保了设计的可行性。最后根据设计结果绘制零件图、装配图和升降台的结构图。关键词：剪式升降台；机械驱动；减速箱第1章绪论1.1 背景介绍剪式升降机构是一种具备收缩和伸展两种不同工作状态的机械装置O该装置分为收缩和伸展两种工作状态，在不工作的时候可以被压缩成较小的体积，不

2、但节省空间，而且还便于运送和保存。在需要它工作的时候可以很快的伸展到需要的高度来使用，非常的方便快捷，由于它在实际使用时方便快捷的特点，工作效率也得以提高。剪式升降机构还具拥有如下的特点：（1）平台运动距离可以根据工作要求，将设计成单体结构的运动装置按需进行组合；（2）工作平台可以在设定的行程范围里进行伸缩运动，调整范围较大；（3）为了提高平台的承载能力，可以根据实际需要将多组机构并联起来工作；（4）机械结构简单，操作维护简便，制造成本较低，便于推广使用。1.2 剪式升降台的国内外现状根据提供传动方式的不同，升降台发展趋势大致有部分液压传动、全液压传动和机械传动三种。机械传动可以分为齿轮齿条式

3、、丝杠式、钢丝绳式三种方式。各种不同传动方式的特点分述如下：1.2.1丝杠剪式升降台这种剪式升降台通过驱动装置作用于丝杆，使滚珠丝杠旋转并推动两个剪刀臂之间的滚轮进行前后移动。通过展开或收缩内侧和外侧剪刀臂来调整它们之间距离，即控制内外剪刀叉的张合程度，从而调整升降平台的高度。由于该机构具有自锁功能，可以根据实际需要在工作行程范围内随时安全锁定在所需的高度。驱动装置既可以利用电动机，也可以用人工手动来实现，能够在多种工作场所灵活转换使用。图IT丝杠剪式升降台1.1.2 齿轮齿条剪式升降台齿轮齿条式升降机的工作原理：通过齿轮齿条啮合方式，把齿轮的转动运动改变为齿条的水平直线进给，从而带动载重箱体

4、进行升降运动。但是由于电机转速较大，通常需要使用减速器进行减速。齿轮齿条升降机的优点是：运行平稳、具有较高的工作效率和能承受较大的载荷，尤其适合机建行业使用。1.1.3 钢丝绳剪式升降台钢丝绳式升降机的运动方式类似于套在定滑轮上的绳子，当一端被拖下去的时候，另一端会升高；当升降机上的平衡物因为其重量而下降时，另一端的负载平台就会被抬升，通过曳引绳与曳引轮摩擦所差生的牵引力，实现升降运动。当吊笼载重产生变化时，需要改变对重的重量，通过曳引轮与钢丝绳之间的摩擦力让吊笼提升。不过前提是需要曳引轮能克服吊笼与对重之间的重量差。其实钢丝绳式升降机就是通过曳引轮与钢丝绳之间的摩擦作用来提升下降重物的机器。

5、1.3 设计的目的和意义由于社会的不断发展，人们的需求越来越多，生产力不断增加，生活水平也因此而不断提高，升降机的需求量也很自然地变得越来越大。生活中用到升降机的地方都确确实实的给我们带来了实际的便利，可见其在我们的生活中发挥着越来越重要的作用。升降机的工作绝大部分都是进行上下的动作达到我们的需要，而且能给我们提供一个安全稳定的平台。让我们能没有任何后顾之忧地在高空进行工作，不用担心安全方面的问题。升降机传动系统的基本构成有：电动机、联轴器（或皮带轮）、减速器及安装在减速器输出轴的传动件等。剪式升降台，可以方便维修安装人员对施工场地、工厂等大型建筑的高空悬挂设备进行安装或者清洁检修的工作。剪式

6、机构是一种提供升降运动的装置，普遍应用于登高作业平台、起重平台等日常生活及施工生产中，通常都是通过利用它能在较小的空间里进行较大的平台位移的工作特点来进行工作。1.4 设计应达到的要求本设计将通过机械传动的方式让剪式升降机平台进行上升或下降的运动，从而达到提升或降低工作面或重物的功能。工作原理：利用电机或人力提供驱动动力，通过皮带传动的方式把驱动力传递给减速箱，由减速箱内部齿轮机构进行减速，再通过减速箱输出齿轮轴输出动力，（输出的齿轮轴借助联轴器与螺杆联接）,最后通过螺旋传动让推板相对螺杆进行水平运动，以及推板两端轴承使升降机以一定的速度进行上升（下降）运动。升降台的升降运动可以通过控制电动机

7、的转向来达到要求。另外，由于螺杆上的梯形螺纹被设计成自锁螺纹，所以升降机在上升下降时可随时停止运动，定位在所需的高度并且能自锁，因而具备相当高的安全性。第2章剪式升降平台设计2.1 剪式升降机驱动机构设计参数总负载尸2300kg,提升最大高度180Onmb电机额定功率2.2kW,平台升降速度5mmino2.2 工作平台和剪臂的参数设计表2-1车辆基本尺寸车型长度(m)宽度(m)高度(m)轴距(m)夏利小型两厢轿车3.641.57.61.37.52.22.5根据上表夏利小型两厢轿车参数作为平台设计依据，选择剪式升降平台长度6为2500mm,宽度a为1600mm。己知平台提升的最大高度为1800m

8、m,设定最低高度为600mm。工作台面的长度b应比剪臂的长度L长一点，才能避免当工作平面下降至最低位置时剪臂端的滚轮脱离轨道。所以：L臂=(0.80.9)b，取ZZ臂=0.8b=2000mm。以水平移动为定速设计，工作平面与剪臂的夹角取经验值为15。70。首先,设定剪臂的上下端钱点分别与工作台面、地面之间的距离为50mm(综合轮子、固定端、工作台厚度、底座厚度等因素)。当升降机达到所需的180OnInl高度时具有如下关系：SinJ=18需5,即8=58。70。，符合要求。同样道理，当升降机降到600mm的最低设计高度时，相关参数关系如下式：Sine二竽=60；蓝50,即。=14.48o15。，

9、不符合标准。所以再取最低高度62Omnb具有如下关系：Sine=竽=62；蓝50,即。=15.07。15。，符合标准。所以取最低高度620mm,最低高度夹角为。=15。2.3 平台受力分析:图2-2升降机工作台及叉臂受力情况FAy=FBy=N23000N=11500FAy=FBy=F=沙FAX=FEX=FBX=Fex尸Ey=Fb=U根据力矩平衡的平衡原理：F,Lcos0=FexI/sin(2-1)所以：x=2尸COt8由于当升降机处于最低高度时，水平推力F最大，根据前面计算得出的夹角9=10,得：Fky=FBy=F=11500NAx=X=FBX=FEX85837.2/V所以处于最低高度时所需的

10、水平推力为F=Fax=85837.2N第3章螺旋传动设计3.1 螺旋传动的构件设计3.1.1 设计螺杆梯形螺纹为等腰梯形。它的优点是：内外螺纹配合紧密，不易松动，具有自锁功能。本方案的螺杆选用梯形螺纹螺杆。本设计方案选用45号钢。如图3-1所示，螺纹中径、螺距、高度与工作高度分别用小、A和力来表示，它们的单位均为mm,作用螺纹承压面积A上的单位为m-,作用于螺杆的轴向力F的单位为N,螺纹工作圈数U=?图3T螺旋副受力则螺纹承压面上耐磨性条件为：P=-=-=FPpAd2hu7d2hHLrj(3-1)螺杆的校核计算可以采用以上公式。为了得出螺杆设计所需公式，令=Hfd29则H=(pd2代入式中并整

11、理后可得：2(3-2)d2 0.8由于选用的是梯形螺纹，故取h=0.5P,则:(3-3)式中，p为材料的许用压力，MPa；平值一般取1.2-3.5,由于螺母是无缺口的整体，为使力学性能较好，螺纹工作圈数最好不超过10。故取0=1.2-2.5,暂取0=1.4o查表5-127取值=21MPa)故：d2 0.8,FCC-85837.2yloi=0.8Xmm43.2mmyjp71.4X21根据GB/T5796.3-2005,ck取44mm,故P取12mm螺纹升角:.phPtanQ=-=Trd2nd?(3-4)即a=tan14.96d2螺母高度HrH=d2=1.444=61.6mm(3-5)螺母的螺纹工

12、作圈数：U=若5.1(3-6)所以U取圈数为6,符合要求。螺纹牙工作高度：h=0.5P=6mm可得：85837.2P =d2hu 4466MPa 17.2MPa p,满足条件。3.1.2 自锁验算自锁条件是%,外为螺纹当量摩擦角v=tan-1fv(3-7)由于螺杆和螺母选用的材料类型都是钢，所以取K=009,可得：v=tan-10.095.14因为：avf所以满足自锁条件。3.1.3 螺杆的强度计算由于螺杆工作时受力强度较大，按规范要求需要进行强度计算。螺杆在工作时既要承受扭矩T的作用，又要承受轴向压力(或拉力)F0螺杆危险截面上既有切应力，又有拉伸(压缩)应力。通过第四强度理论计算处危险截面

13、的应力来校核螺杆强度，其强度条件为：%。=2+32=JO2+3GJ；),(3-8)式中：尸为螺杆所受的轴向压力(或拉力)，N；力为螺杆螺纹段的危险截面面积，mm2；脩为螺杆螺纹段的抗扭截面系数，mm3；d为螺杆螺纹小径，mm；7为螺杆所受的扭矩，Nmm；可为螺杆材料的许用应力，MPa,见表5-13。由于选用的螺杆为标准件，故d=37mm。A=Edl2=EX372mm2=1075.2mm2WT=Mdl3=3x373mm3=9945.7nm31616d44T=Ftan(+)y=85837.2tan(4.96o+5.14o)=336378.6Nmm司的取值根据表5T3，由于螺杆材料为45号钢，且Oq

14、为材料屈服极限，而且当所收轴向力近似于定值时，许用应力应选用可选范围中的最大值，故取s=355MPa.一GOS355L3533把所得的数据代入求强度条件的式中，得:85837.21075.2336378.69945.7 .MPa = 99.OMPa=V=MPa118.3MPaM螺杆强度符合要求。3.1.4 螺母螺纹牙的强度计算由于螺杆采用的的材料强度一般都高于螺母，在使用过程中螺母螺纹牙相对容易发生剪切和挤压损坏现象，所以仅需对螺母的强度进行校核。如图3-1所示，螺母的螺纹大径和螺纹中径分别用和表示，单位均为mm。螺纹大径展开后可作为悬臂梁，宽度为D,同时假设每圈螺纹承受大小为:的平均压力。则

15、螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为图3-2螺母螺纹圈受力危险截面a-a的弯曲强度条件为（3-10）式中b为螺纹牙根部的厚度（单位mm）,对于梯形螺纹，ZfO.5月0.51211i11f6mm；为弯曲力臂（单位为mm）,L1-5144mm=3.5mm为螺母材料的许用切应力（单位MPa）,根据表5-13取E=40MPa;瓦为螺母材料的许用弯曲应力（单位MPa）,根据表5-13取瓦=60MPa把所得的数据分别代入（3-9）中，得:FT =Dbu85837.2TT 51 6 6MPa = 14.9MPa 螺纹牙危险截面a-a的弯曲强度符合条件GFL Db2u6 X 85837.2 X 3.5 51

16、62 6MPa = 52.1MPa 3.1.5 推板的尺寸设计及校核根据实际情况，首先假设设计的螺母构件为非标准件，是长条状实心矩形块且中心有螺纹通孔（即截面为正方形），而且两侧面各有一个圆柱轴类部件装有轴承，与剪臂进行配合。由于两端剪臂底部与轴承连接处受力都为0.5F43000N,根据GB/T276-2013选用的深沟球轴承型号为6406,C为47.5kN,dDB=309023o因此与轴承配套使用的的轴类构件直径应为30mm,长度不能短于23mm0由于取工作台宽度为160Onlnb另外取小车车轮宽度为250mm,故两边剪臂之间距离为1600-（250/2）x2=135Omm。由于需要与矩形块

17、端面保持一定距离，故取宽度S=2mm0故取轴类部件长度为23+19+2=44Innb所以矩形块长度为1350-44x2=1262mm0矩形块厚度为W尸=6x12=72mrn,内螺纹螺距为12mm,螺纹中径为44mm。故假设的矩形块构件的尺寸1262x72x72mm,故截面尺寸为72x72mm,由于矩形块中心有螺纹通孔，所以抗弯截面系数为吗=处=/Z竺处业2.4x10-566（3-11）矩形块弯矩M=-=85837X1.262N.mX2708INm（3-12）44为确定矩形块强度是否符合标准，需要校核其弯曲正应力强度。通过计算结果可以看到，在一般细长的非薄壁截面梁中（包括实心与厚壁截面梁），最大

18、弯曲正应力与最大弯曲切应力的比值与梁的长高比（即力值基本相近。由此可见，在一般细长的非薄壁截面梁中，主要应力是弯曲正应力，故只需对弯曲正应力进行校核。故：m%=假=3篝=Pa=IIl9MPao=600MPa，故不符合要求。需要改变参数。再次取截面尺寸72x107Innb通过如上计算可得Gmax=560MPao=600MPa,符合要求，但是，假如按该尺寸进行计算，矩形块质量太大，不实用，所以需要进行结构优化，如图3-3所示。图3-3推板结构图把带有螺纹通孔的部分构件设计成方形螺母与上下两块长度为1262mm的矩形板进行焊接，两边表面有轴类构件的小矩形板也是和方形螺母一样，上下平面与两块矩形板进行

19、焊接。焊接后的强度需符合所需强度。结构优化假设上下两块矩形板截面尺寸为20x12OnIn1,通过也是上述计算，可得max=I=564MPa=600MPa,符合要求。RH7. 2.4螺杆联轴器处键的校核联轴器处的键为A型键，其尺寸为6x力X/=16mm10mm100mm(见GB/T1096-2003)选择键材料为45钢。考虑有轻微冲击，根据表6-2，许用应力为100-120MPa,A型键的工作长度：7三Z-Zf(100-16)mm=84mm4166230MPa = 15.8MPa 108450挤压应力%二丝%西Pp,强度合适7.3大齿轮轴上轴承的寿命校核计算大齿轮轴上的深沟球轴承6210承受的载

20、荷是轴支承处的总反力，只有径向力，且两轴承所受力大小相等7.3.1当量动载荷轴承当量动载荷等于其所受总径向力P=J髭V+偿H=,855.52+322.32=942.3N(7-10)7.3.2轴承的寿命计算公式:(7-11)Lh=熟传)其中深沟球轴承6210额定动载荷上35x1()3n,指数 = 3,轴承在100”以下工作得为=1,机器外载荷有轻微冲击时取左=1.2则:IO61 3500060 111.9 1.2 942.3h = 4.42 X 106h每年工作300天,两班工作制，每天工作16h04.42 IO6 yLv = 920 年y 300 x 16轴承的寿命足够。第8章箱体结构尺寸名称

21、符号减速器尺寸关系计算公式计算值取值中心距a-121mm箱座壁厚0.025a+l4.0258箱盖壁厚0.2a+l3.428箱座凸缘厚度b1.51212箱盖凸缘厚度b1.511212箱座底凸缘厚度bi2.52020地脚螺栓直径0.036a+121616地脚螺栓数目n当a250时,n=444轴承旁连接螺栓直径dO.75df1212箱盖与箱座连接螺栓直径di(0.50.6)df89.68连接螺栓（Md2）的间距I150200150-200155轴承端盖螺栓直径治(0.40.5)df6.488窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4)df4.8-6.46定位销直径d(0.70.8)d25.66.46连接螺栓

22、（Mdl）至外壁距离ClClCImin2222连接螺栓（MdI）至凸缘边缘距离C2c2c2min2020连接螺栓（Md2）至外壁距离ClClcImin1818连接螺栓（Md2）至凸缘边缘距离C2c2c2min1616地脚螺栓至外壁距离ClclCImin2626地脚螺栓至凸缘边缘距离Clc2c2nin2424轴承旁凸台半径RlMdi螺栓安装尺寸2020凸台高度h暂不定外壁至轴承座端面距离Iac+c2(36)(Md)454848大齿轮顶圆与内壁距离11.259.612小齿轮端面与内壁距离2810箱盖外肋厚度mm10.8566.87箱座外肋厚度tnm0.8566.87轴承端盖外径DiD+(55.5)

23、ch暂不定轴承端盖凸缘厚度t1.2)d310-1210轴承旁连接螺栓距离SsD2暂不定结论剪式升降台在生活中和生产中的应用很广泛。因此，对于升降台驱动机构的设计优化显得颇为重要。本次设计主要是选用机械传动的方式对升降台的驱动机构进行设计，在理论计算下经过努力将设计完成。本次设计选择了机械式的驱动机构进行设计，是因为其具有工作平稳、易于自锁和能传递较大的力的特点。首先，根据需要达到的要求，选用螺旋传动作为施加水平力的机构，并对其进行参数的设计计算。然后，通过所需传递的力的大小确定电机的选用以及进行减速箱的设计。最后，对于螺旋传动中的推板进行结构优化。虽然本设计中仍会有存在某些不足，但是这对于以后机械驱动的升降台的设计会有借鉴意义。