折叠式移动轿车举升器设计.doc

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1、2010届交通运输专业毕业设计说明书第1章 概 述1.1本课题设计的意义目前，全球轿车保有量巨大，并且还在不断增多，据最新统计，全球轿车保有量已突破10亿辆，与之相比的，公路的发展、城市基础设施的建设还相对滞后，未能跟上汽车增长速度；由于我国近些年国民收入不断提升，导致轿车数量快速增长和公路建设相对滞后的这种矛盾，致使许多道路严重拥挤、经常堵塞，尤其全国乃至全球各大中城市的交通堵塞问题十分严峻。同时，城市、社区停车位严重不足的现象也日益突显，因此出现了路边停车、社区随意停车等许多不规范停车现象。因此，停车位前后阻车而不能顺利进出车位的现象也就时有发生。这严重影响了社区居民的正常出行，并且由此引

2、发的轿车鸣笛噪音污染问题也严重影响了人们的正常生活和邻里和谐。另一方面，全球石油资源日益紧缺，油价更是居高不下。据调查，因堵车浪费的燃油十分惊人，河南郑州每年因堵车而多消耗的燃油价值多达8亿至10亿元。一个城市就浪费如此之多，那全国乃至全球因为堵车而浪费的燃油就更加不可估量！因此，交通堵塞及停车难的问题成了一个亟待解决的全球性问题。1.2本课题在国内外的研究状况及发展趋势1.2.1举升器在国内外现况研究及趋势汽车举升器作为汽车保养产品的一种，在汽车维修行业的广泛应用；目前我国的汽车举升器产品系列丰富，主要分为四大类别：气动类、机械类、液压类和组合传动，以液压类使用最为广泛，机械次之，气动最少，

3、组合传动类有待开发。其中不同种类有：地基式、托举式、剪式、平行四边形式、平板式、便携式、单柱式、子母式、双柱式、四柱式、驱动式、接触车架式、对称式、非对称式、小行程、大升程、队列式等多种功能形成的举升器。显而易见，目前国内的举升器作为汽车保养设备，并不具备移动汽车和简单便携的功能，其作用被极大的限制，其发展也只是作为简单的维护目的，而且大部分举升器是大型的坐地式，笨重、不方便，虽然举升器的使用伴随着汽车的大量增长也被各个汽车维修厂普及使用，但是作为民众的使用率极小，并且发展趋势达到了极限，成为一个不可变的固定产业。1.2.2本课题的研究状况和发展趋势目前在各国的汽车保修行业里，作为专门用于汽车

4、起重和移送设备，有很多的类型和模式，但是现在的汽车举升设备是指专门用于在固定地点将汽车局部或整体垂直举升一定高度的设备，而且目前的现状属于便于进行保修和检查作业的机具。但是在正常的日常汽车使用过程中，一般汽车不具备自动横向位移或者原地旋转的功能，因此在遇到前后堵车不能出位的堵车问题时，无法移出或者原地调头改道行驶，致使交通堵塞问题愈加严重；同样在居民社区遇到因前后堵车而不能顺利进出车位的问题时也十分无奈，影响着人们的正常出行，属于一个隐形存在的实际问题。所以本课题针对这些问题进行设计，对汽车的无法纵、横向移动的问题上研究，而且改变不可动的举升器模式，本着独特创新的思想，将便携式可移动的思维作为

5、独特设计思路。同样，国内外在这方面的课题研究属于起步和空白的行列，伴随着诸多汽车设计公司对未来概念型汽车的开发，都思考汽车的横向移动的能力设计，可是这种概念设计属于非民众化的理念，为实际上述的问题，本课题还是具备了很高的发展前景，本课题的设计，实际装置的市场前景巨大，经济效益可观。如果本装置能够批量生产，普及到广大轿车用户当中，既可解决一定交通堵塞问题，又可以解决普遍存在的进出停车位的问题，大大提高了人们的生活效率，保证了人们的正常生活。当该装置真正投入实际生产，还可创造就业岗位，解决一定的就业问题，获得不小的经济效益和社会效益，真正做到打造畅通交通、构建和谐社会的目的。1.3本课题的设计创新

6、点及主要功能1.3.1本课题设计的创新点 解决前后堵车而又不能出位，造成的阻塞交通，以及鸣笛 (噪音)造成的污染等问题； 轻便、快速、安全、可靠、单人操纵，操控时间不超过8分钟； 采用万向传动机构，实现可折叠功能，轿车后备箱可方便容纳，是轿车用户出行，特别是驾车旅游时的好帮手； 采用双螺母结构，大大提升了举升高度，保证了在有限空间内顺利举起轿车； 锥齿轮啮合动力传递方式，实现了动力输送方向的改变，更重要的是还可将动力一分为三； 通过制动装置的使用，使得在一定坡道上同样可以完成举升移动轿车，同时更加提高了装置使用的安全性。1.3.2 本课题设计的主要功能 举升功能。能够将汽车举起使整车有效地离开

7、地面。本装置通过采用双螺母举升方式，能够在有限的轿车底盘高度内将轿车举升至足够可移动的有效高度（车轮完全离开地面）。 灵活移动、旋转轿车的功能。本装置能够横向、纵向移动轿车，原地旋转轿车任意角度，且可原地掉头。本装置在每个举升箱附近都装有可以任意旋转滚动的万向轮，通过人对举升器举起的轿车施加外力，可使轿车按照人的意愿任意横向、纵向移动，或原地旋转任意角度。 折叠功能。装置折叠后体积大大减小，便于随车携带。本装置的各个驱动桥与中央驱动箱之间通过万向传动装置联接，从而能保证有效传递动力，当举升任务完成后还可实现折叠，折叠后体积大大减小，便于放置于轿车后备箱随车携带。 制动功能。通过有效地制动使举升

8、或下降轿车时更加安全。本装置通过在各个万向轮上安装制动装置，可以有效地对整个装置进行制动，以确保举升或下降轿车时能够安全进行。由于各个制动器制动蹄均通过一根钢索控制，故可通过一个制动控制装置手柄对三个制动器进行统一制动，使得控制更加简练、快速。 足够的刚度和强度。本装置在各驱动桥之间有联接杆，使整个装置构成一三角形稳定结构，从而提高了整个装置的强度和刚度。此外，在某些关键部位还加设了加强筋，以确保其强度。 操作快捷、轻便功能。本装置能够快速实现展开、折叠、锁定以及解锁功能，操控时间少于8分钟。本装置通过锥齿轮减速以及螺杆、螺母大减速比传动，可获得足够举升力，且能通过一人之力轻易地将轿车举起。1

9、.4本章小结综上所述，本“轻便可折叠式移动轿车举升器”设计原理及结构科学、合理，能有效解决交通堵塞时不能正常出位改道及停车时因前后受堵而不能顺利进出车位、鸣笛造成噪音污染等问题。此外，本装置市场前景巨大，经济效益可观。若能真正付诸实际生产，普及使用，相信一定能达到本设计的目的，即解决交通堵塞及停车位进出车位难等问题，打造畅通交通，构建和谐社会。第2章 方 案 比 较2.1 举升器设计要求2.1.1 课题设计要求 手动举升质量1500kg的轿车的； 分析相关轿车几何参数（以羚羊轿车为例）； 轻便操作劳动强度低； 可折叠方便放置轿车后备箱随车携带； 可纵、横向移动以及任意方向移动轿车； 优化结构设

10、计，对重要零部件进行强度、刚度校核。2.1.2 实际情况对设计要求经对羚羊轿车的实地测量和相关资料查询，获悉羚羊轿车的几何参数1见表2-1。表2-1 各类机械传动效率表车身羚羊 09款 1.3 白金版羚羊 07款 1.3 舒适型长度(mm)：41054105宽度(mm)：14401440高度(mm)：13801380轴距(mm)：23652365前轮距(mm)：13751375后轮距(mm)：13801380最小离地间隙(mm)：165165前后轮间距(mm)：11501150车身结构：三厢车三厢车车门数(个)：44梁架宽度(mm)：5050底盘大梁间距(mm)：12201220行李箱容积(L

11、)：500500前轮胎规格：175/70 R13175/70 R13后轮胎规格：175/70 R13175/70 R13经过对上表的分析，对需要用到的数据整理统计，大梁长度1150mm，梁间距1220mm，梁架宽度50mm，最小离地间隙165mm。2.2 方案对比2.2.1 电气驱动方式据可折叠式移动轿车举升器技术要求分析，此处主要难点在于电动装置在使用过程中，考虑到电源问题，车辆在行驶过程中，不可能随时提供电源，其使用方面受到极大地限制，而且经查询可知，要驱动电气举升的电压应在220v380v，也存在安全隐患；故此方案的实用性和适用性差，不可取。2.2.2 液压结构举升器方案 根据可折叠式移

12、动轿车举升器的技术要求，若采用液压原理10对举升系统进行设计，其中利用中央液压驱动箱，可将动力以均衡分压的方式通过驱动桥向多个液压举升箱分配动力，此处主要技术关键点可参考液压式千斤顶的工作原理3：液压千斤顶的工作原理图图2-1可见。大油缸9和大活塞8组成举升液压缸。杠杆手柄1、小油缸2、小活塞3、单向阀4和7组成手动液压泵。如提起手柄使小活塞向上移动，小活塞下端油腔容积增大，形成局部真空，这时单向阀4打开，通过吸油管5从油箱12中吸油；用力压下手柄，小活塞下移，小活塞下腔压力升高，单向阀4关闭，单向阀7打开，下腔的油液经管道6输入举升油缸9的下腔，迫使大活塞8向上移动，顶起重物。再次提起手柄吸

13、油时，单向阀7自动关闭，使油液不能倒流，从而保证了重物不会自行下落。不断地往复扳动手柄，就能不断地把油液压入举升缸下腔，使重物逐渐地升起。如果打开截止阀11，举升缸下腔的油液通过管道10、截止阀11流回油箱，重物就向下移动。这就是液压千斤顶的工作原理。1杠杆手柄2小油缸3小活塞4，7单向阀5吸油管6，10管道8大活塞9大油缸11截止阀12油箱图2-1 液压千斤顶工作原理图通过对上面液压千斤顶工作过程的分析，可以初步了解到液压传动的基本工作原理。液压传动是利用有压力的油液作为传递动力的工作介质。压下杠杆时，小油缸2输出压力油，是将机械能转换成油液的压力能，压力油经过管道6及单向阀7，推动大活塞8

14、举起重物，是将油液的压力能又转换成机械能。大活塞8举升的速度取决于单位时间内流入大油缸9中油容积的多少。由此可见，液压传动是一个不同能量的转换过程。而一个完整的、能够正常工作的液压系统，应该由以下五个主要部分来组成： 能源装置它是供给液压系统压力油，把机械能转换成液压能的装置。最常见的形式是液压泵。 执行装置它是把液压能转换成机械能的装置。其形式有作直线运动的液压缸，有作回转运动的液压马达，它们又称为液压系统的执行元件。 控制调节装置它是对系统中的压力、流量或流动方向进行控制或调节的装置。如溢流阀、节流阀、换向阀、开停阀等。 辅助装置上述三部分之外的其他装置，例如油箱，滤油器，油管等。它们对保

15、证系统正常工作是必不可少的。 工作介质传递能量的流体，即液压油等。 经上述分析，可知液压式的优点是动力大、动力传输平稳；但是缺点却是液压系统中的漏油因素，而且故障发生后不易检查和排除，为了减少泄漏，以及为了满足某些性能上的要求，液压元件的配合件制造精度要求较高，加工工艺较复杂，经济性和工艺性差，不可取。2.2.3 机械式举升器方案同样据对可折叠式移动轿车举升器技术要求分析，其中按照要求可设定：一个以锥齿轮传动的中央驱动箱、多个驱动桥、以及与驱动桥数量相等的举升箱；由此而制定多个设计方案，而且根据技术要求现采用锥齿轮箱作为中央驱动箱对举升系统进行动力传输，其中利用锥齿轮箱做为中央驱动箱通过驱动桥

16、向多个举升箱分配动力，再将动力传递给套筒组件来实现举升过程，而此处需考虑的是各个运动副的传动比和重要零件的刚度和强度问题。 从驱动方式指定的多种方案中，多驱动桥和举升箱数量的主要需要从驱动稳定性和结构简便上考虑，从技术要求可看出：轻便要操作劳动强度低； 可折叠要方便放置轿车后备箱随车携带。所以可以确定以最少的驱动桥来传输动力，设定三个驱动桥，形成三点式的机械折叠式移动轿车举升器。其原因是：经过不在同一条直线上的三点能够确定一个平面，当某一物体被举升时，只要其质心落在三点所确定的支承面内，那么该物体处于稳定状态，不会产生倾覆；所以从举升装置的稳定性以及性价比的观点出发，结合本设计的具体结构，将此

17、装置设定为三边式的设定方案。考虑到机械装置制造相对简易，使用时无电源限制，维修方式简单等方面，该方案实用性、工艺性和经济性较为合理，故可取。2.3本章小结根据对各种方案的分析，机械式可折叠式移动轿车举升器其特征在于：采用三个驱动桥、三个举升箱、中央驱动箱、三个万向轮、制动结构、六根固定杆组成本发明的可折叠式移动轿车举升器；三个驱动桥长度相等且两两之间夹角为120，六根固定杆分别固定后成正三角型结构。第3章 可折叠式移动轿车举升器结构设计3.1总传动比的确定根据实际情况和相关资料收集可确定的已知条件: 人在下蹲状况下的手摇力 F人力范围在15kg5kg，考虑到实际使用情况下输入力是越低越好，所以

18、取F人力=109.8（N）；而人力输入速度在正常情况下应1m/s，故取V人力速度=0.8m/s；而根据羚羊车型的底盘离地高度，故设计取手柄旋转半径L=100mm；同样由本课题设计要求，需举升1500kg重量，所以F螺杆举升重量=15009.8（N）；以及选用T355和T245型的螺杆/螺母组件，所以螺杆螺距t=5mm=0.005m。 由于此结构存在三对锥齿轮副传动（见图3-1），所以要计算总传动比=，所以计算如下： （3-1）式中： t 螺杆螺距（选用T355、T245型螺纹）； ； ；由： （3-2）式中： L100mm ； V人力速度0.8m/s；式中：见表3-1；，见表3-1；，见表3-

19、1；F人力 109.8=98（N）；V人力速度0.8（m/s）；F螺杆举升重量15009.8（N）经查表3-1和相关资料8可知锥齿轮的传动效率在0.930.97之间，所以锥齿轮的传动效率取平均数值，可取0.95。又如表3-1所示滚动轴承的两种传动方式的传动效率，由于本设计采用圆柱滚子式轴承，所以其传动效率取0.98；而对于滑动轴承，采用正常润滑的传动效率，取0.97。表3-1 各类机械传动效率表类别传动型式效率圆柱齿轮传动很好跑合的6级精度和7级精度齿轮传动（稀油润滑）8级精度的一般齿轮传动（稀油润滑）9级精度的齿轮传动（稀油润滑）加工齿的开式齿轮传动（干油润滑）铸造齿的开式齿轮传动0.980

20、.9980.970.960.940.960.880.92锥齿轮传动很好跑合的6级精度和7级精度齿轮传动（稀油润滑）8级精度的一般齿轮传动（稀油润滑）加工齿的开式齿轮传动（干油润滑）铸造齿的开式齿轮传动0.970.980.940.970.920.950.880.92蜗杆传动自锁蜗杆单头蜗杆双头蜗杆三头和四头蜗杆环面蜗杆传动0.400.450.700.750.750.820.820.920.850.95带传动平带无压紧轮的开式传动平带有压紧轮的开式传动平带交叉传动V带传动0.980.970.900.95链轮传动焊接链片式关节链滚子链无声链0.930.950.960.98滑动轴承润滑不良润滑正常润滑

21、特好（压力润滑）液体摩擦0.940.970.980.99滚动轴承滚珠轴承（稀油润滑）滚柱轴承（稀油润滑）0.990.98摩擦传动平摩擦传动槽摩擦传动卷绳轮0.850.960.880.900.95联轴器浮动联轴器齿轮联轴器弹性联轴器万向联轴器(3)梅花接轴0.970.990.990.990.9950.970.980.950.970.970.98复合轮组滑动轴承(i=26)滚动轴承(=26)0.900.980.950.99图3-2 螺旋副效率图由图3-2可见螺杆的传动效率是由螺纹升角决定的，而且为了加工方便，升角又规定不得大于25度，同时不小于自锁极限，所以其效率就确定在0.50.8之间，取中间值

22、0.65。通过量纲统一，经过式（3-3）计算得出：螺杆上升=0.002699m/s=0.162m/min所以通过式（3-1）可算出总传动比i=2.3462；由于传动比约等为2，再经过反算验证得： 螺杆上升=0.19m/min。3.2传动比分配3.2.1各级传动比的分配方案 本设计方案的传动装置由三级传动串联而成，则其总传动比为：=2.3462 考虑到实际生产尺寸和齿轮生产大小的限制，将分配方案定为六种，以下是分别列出的传动比分配方案：=211 （A）=121 （B）=112 （C）=21/22 （D）=1/222 （E）=221/2 （F）式中，i1、i2、i3为各级传动的传动比。3.2.2

23、传动比分配原则首先由资料查得传动比分配的原则，如下：低速级大齿轮直接影响装置的尺寸和重量，减小低速级传动比，即减小了低速级大齿轮及包容它的机体的尺寸和重量。增大高速级的传动比，即增大高速级大齿轮的尺寸，减小了与低速级大齿轮的尺寸差，有利于各级齿轮同时油浴润滑；同时高速级小齿轮尺寸减小后，降低了高速级及后面各级齿轮的圆周速度，有利于降低噪声和振动，提高传动的平稳性。故在满足强度的条件下，末级传动比小较合理。而在设计两级或多级减速器时，合理将传动比分配到各级非常重要。因为它直接影响减速器尺寸、重量、润滑方式和维护等。 对于多级减速传动，可按照“前小后大”（即由高速级向低速级逐渐增大）的原则分配传动

24、比，且相邻两级差值不要过大。这种分配方法可使各级中间轴获得较高转速和较小的转矩，因此轴及轴上零件的尺寸和质量下降，结构较为紧凑。增速传动也可按这一原则分配7。3.2.3 传动比分配方案确定根据以上的基本分配原则14，对六种传动比分配方案进行对比：考虑到装置整体的目的是以人力驱动，首先要降速增矩，所以一级传动副的传动比定为“大”传动比；而根据传动比的分配原则，末级传动副的传动比也要“大”传动比，所以在中间级的传动比只有尽可能得取“小”的传动比；在六种传动分配方案中第A、B、C套方案中，都存在1的传动比，对于以人力来举升1500kg的重物的装置来说，1的传动比是不合理的，而在D、E、F方案中，第E

25、套方案属于是初级传动放“小”，这样属于初级转速增大利用末级降速增矩，齿轮就会很大，与设计理念不符；而第F套方案，是末级传动缩小，与传动比分配原则不符，故排除；由此确定为第D套传动比分配方案：=21/22。3.3重要零部件结构、尺寸确定3.3.1 三组锥齿轮的结构尺寸确定 图3-3是=90的标准直齿锥齿轮几何尺寸图3，图3-3的各项尺寸标注是根据GB 1236990规定，锥齿轮传动中，两轴线间的夹角（轴交角）可以是任意的，最常用的是=90。当=90时，其传动比为：in1/n2d2/d1Z2/Z1ctg1tg2，其中1、2分别为小齿轮和大齿轮的分度圆锥角。由于直齿锥齿轮大端的尺寸最大，测量方便。因

26、此，规定锥齿轮的参数和几何尺寸均以大端为准。大端的模数m的值为标准值，按表3-3中的准齿轮模数中选取。在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20。，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=0.2。(1) 直齿圆锥齿轮的啮合传动特点一对锥齿轮的啮合传动相当于其当量齿轮的啮合传动。因此有如下特点： 正确啮合条件m1=m2=m,1=2=, =1 +2 连续传动条件 e1，重合度e可按其齿宽中点的当量齿轮计算不根切的最少齿数zmin zmin=zvmin cos zvmin=17传动比i12 因d1=2Rsin1，d2=2Rsin2；故i12=1/2= z2/z1=d2/d1 =sin2/sin1

27、。(2) 几何尺寸计算一对标准直齿锥齿轮如图3-3所示，其背锥上的分度圆直径分别为：d1=2Rsin1，d2=2Rsin2式中：R为分锥距；1、2分别为两轮的分度锥角。一对锥齿轮传动的传动比：i12=1/2=d2/d1=z2/z1=sin2/sin1当两轴线交角=900 时，则传动比。 具体计算公式，见表3-2。表3-2标准直齿锥齿轮各部名称及几何尺寸计算公式（mm）名 称代号计 算 公 式小 齿 轮大 齿 轮分 锥 角1=arctan(z1/z2) 2=90-1齿 顶 高haha = ha* m齿 根 高hfhf =( ha*+c*)m分度圆直径dd 1=m z1d 2=m z2齿顶圆直径d

28、ada1 = d 1+2 ha cos1da2 = d 2+2 ha cos2齿根圆直径dfdf1 = d 1-2 hf cos1df1 = d 2-2 hf cos2锥 距RR=齿 顶 角aTana =ha/R（不等顶隙收缩齿）a =f （等顶隙收缩齿）齿 根 角ftanf = hf /R顶 锥 角aa1=1+a1a2=2+a2（不等顶隙收缩齿）a1=1+f2a2=2+f1（等顶隙收缩齿）根 锥 角ff1=1-f1f2=2-f2顶 隙cc= c*m分度圆齿厚ss=m/2当量齿数zvzv1= z1/ cos1zv2= z2/ cos2齿 宽b bR/3 b10m(取整)图3-3 =90的标准直

29、齿锥齿轮几何尺寸图表3-3 锥齿轮模数锥齿轮模数（摘自GB12368-90）11.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578以上可知总传动比为2，通过传动比分配后得到=21/22，而且根据对举升器结构分析，可知共存在12个锥齿轮，其中大的锥齿轮有5个，小齿轮7个（其中有1个是主驱动轮），可见图3-1。根据传动比的分配和上面的公式，可知=21/22，所以=2，=1/2，=2；由公式： 1=arctan(z1/z2)、2=90-1 （3-4）可算得：分锥角=63.435和26.565。由于知道所有传动锥齿轮的传动副都是大小锥齿

30、轮配合传动，所以每组锥齿轮组合的大锥齿轮的分锥角=63.435，小锥齿轮的分锥角=26.565。而且查得GB12369-90中规定了大端的压力角a=20。，齿顶高系数ha*=1，顶隙系数c*=0.2。根据齿轮模板和输入功率的考虑，根据常规齿轮经验，和查图2的锥齿轮模数表，选定模数m=3，所以齿顶高ha = ha* m=1m= m和齿根高hf =( ha*+c*)m=( 1+0.2)m=1.2m，顶隙c= c*m=0.23=0.6。设定驱动箱内小齿轮齿数z1=14 大齿轮齿数z2=28；由公式 d 1=m z1 和d 2=m z2 （3-5）小齿轮分度圆直径d 1=143=42m大齿轮的分度圆直

31、径d 2=283=84mm；再由： 齿顶圆和齿根圆公式da1 = d 1+2 ha cos1和df1 = d 1-2 hf cos1 （3-6）算得：齿顶圆直径 da1=42+23cos26.565=47.36mm47mmda2=84+23cos63.435=86.6887mm，齿根圆直径 df1 = 42-21.23 cos26.565=35.5636mdf1 = 84-21.23 cos63.435=80.7881mm。又由： （3-7）算的：锥距R=1.531.30=46.9547mm；所以可以确定齿宽bR/3的范围是b16。根据分度圆齿厚公式： s=m/2， （3-8）可算得：s=m/

32、2=4.71mm；当量齿数公式: zv1= z1/ cos1 、zv2= z2/ cos2 （3-9）算得：zv1= z1/ cos1=14/cos26.565=15.65zv2= z2/ cos2 =28/cos63.435=62.61 综上所述，由于中央驱动箱的总传动比约为1，就可以确定中央驱动箱中的大小齿轮的几何尺寸值，也就是一个小的输入齿轮和三个次级输出小齿轮，以及一对大的同轴从动齿轮。所以，在三个举升托盘箱的一对锥齿轮，从加工角度简捷方面考虑可以采用同中央驱动箱同等齿轮，如果想加大举升转矩，可扩大齿轮数和增加模数。同上，设定小齿轮齿数z1=18 大齿轮齿数z2=36，通过查询锥齿轮模

33、数表将m确定为3.5。小齿轮分度圆直径d 1=183.5=63m大齿轮分度圆直径d 2=363.5=126mm；再由式（3-6）齿顶圆和齿根圆公式，算得：齿顶圆直径：da1=63+23cos26.565=63.68mm64mmda2=126+23cos63.435=131.36131mm齿根圆直径：df1 = 63-21.23 cos26.565=59.7860mmdf1 = 126-21.23 cos63.435=122.78123mm又由式（3-7）算的：锥距R=1.7536=63mm；所以可以确定齿宽bR/3的范围是b21。根据式（3-8）分度圆齿厚公式可算得：s=m/2=5.495mm

34、；由式（3-9）当量齿数公司，算得：zv1= z1/ cos1=18/cos26.565=20.12zv2= z2/ cos2=36/cos63.435=80.50 至此，可大致确定中央驱动箱的宽度和举升托盘箱的宽度，其中是在大齿轮的顶齿圆直径的基础上加上小齿轮和轴承厚度及壳体厚度，就是L=87+10+16=113mm；同理举升托盘箱的宽度L=131+10+16=157mm。3.3.2 支架及驱动桥、总长度的确定根据羚羊轿车的结构已知两条大梁距离为1220mm，由于大梁宽度是50mm，故支撑点可以确定在大梁中心，由此形成一个等边三角形，为方便计算，将三个支撑点假设为一个等边三角形的三个顶点A、

35、B、C点，高线AD，D点落在BC间，设定一个O点为等边三角形的形心，如图3-4所示。求： BD=1170tg30=675.499815mm。 找出等边ABC形心O，确定支架长度OB=OA=OC，OA=BD/COS30=779.9778780mm。所以OD=1170-780=390mm，由此可以确定中央齿轮箱的位置是在O点，也就是距近边大梁390mm处。 通过以上计算，粗略确定驱动桥长度，为三角形形心点指定点长度减去中央驱动箱和举升箱的一半宽度，算得：780-56.5-78.5=645mm。综上所述，本设计在折叠情况下的总长度1053。图3-4 装置整体几何模拟图3.4重要零部件强度、刚度校核3

36、.4.1 驱动轴的刚度强度校核轴是组成机器的重要零件之一，其主要功能是支持作回转运动的传动零件(如齿轮、蜗轮等)，并传递运动和动力。根据轴的受载情况的不同轴可分为转轴、传动轴和心轴三类。转轴：既受弯矩又受转矩的轴；传动轴：主要受转矩，不受弯矩或弯矩很小的轴；心轴：只受弯矩而不受转矩的轴7。所以本装置的驱动轴属于传动轴，主要受到转矩，不受弯矩或是弯矩很小。根据概念属于是按扭矩强度计算：对只受转矩或以承受转矩为主的传动轴，应按扭转强度条件计算轴的直径。若有弯矩作用，可用降低许用应力的方法来考虑其影响。由扭转强度约束条件： MPa (3-10) 式中：为轴危险截面的最大扭剪应力(MPa)；为轴所传递

37、的转矩(N.mm)；为轴危险截面的抗扭截面模量(mm3)；P为轴所传递的功率(kW)；n为轴的转速(r/min)；为轴的许用扭剪应力(MPa)，见表7-2； 对实心圆轴，,以此代入式(3-10)，可得扭转强度条件的设计式 mm （3-11）式中：C为由轴的材料和受载情况决定的系数，其值可查表3-4。当弯矩相对转矩很小时，C值取较小值，取较大值；反之，C取较大值，取较小值。应用式(3-11)求出的值，一般作为轴受转矩作用段最细处的直径，一般是轴端直径。若计算的轴段有键槽，则会削弱轴的强度，作为补偿，此时应将计算所得的直径适当增大，若该轴段同一剖面上有一个键槽，则将d 增大5%，若有两个键槽，则增

38、大10%14。表3-4几种轴的材料的和C值轴的材料Q2351Cr18Ni9Ti354540Cr,35SiMn,2Cr13,20CrMnTi1220122520303040405216013514812513511811810710798根据确定总传动比的时候，得到已知P=0.0784KW，而输入转速n=76r/min。将已知条件带入(3-10)式和(3-11)式，可算得： d15mm，而且=36，可知，可知驱动轴的强度合理。3.4.2 锥齿轮的刚度强度校核3.4.2.1 齿面接触疲劳强度条件 齿面接触疲劳强度按齿宽中点处的当量直齿圆柱齿轮进行计算8。因直齿圆锥齿轮一般制造精度较低，可忽略重合度

39、的影响，即略去，并取有效齿宽，将当量齿轮的有关参量代入直齿圆柱齿轮的强度计算公式，得： (MPa) (3-12) 将代入上式（3-12），得到直齿锥齿轮的接触强度计算的校核式： (MPa) (3-13)式中： 由设计式： (mm) (3-14)式中：、与直齿圆柱齿轮相同。由以上的锥齿轮计算得到d 1=143=42m、d 2=283=84mm；d 3=183.5=63m、d 4=363.5=126mm；中央驱动箱中小齿轮齿数z1=14 ，大齿轮齿数z2=28举升箱中小齿轮齿数z1=18 ，大齿轮齿数z2=36；再经计算的到相关数据，带入(3-13)式和(3-14)式，得到： 中央驱动箱中的锥齿轮

40、的 ，同理举升箱中锥齿轮也是如此，所以可知接触强度满足。3.4.2.2 轮齿弯曲疲劳强度条件与接触疲劳强度的计算相同，忽略重合度系数，按齿宽中点的当量直齿圆柱齿轮进行计算，将当量齿轮的参数代入，得：(MPa) (3-15) 再将、等代入上式（3-15），得锥齿轮的齿根弯曲疲劳强度条件由校核式：(MPa) (3-16)式中：由设计式： (mm) (3-17) 由上面所得，通过式(3-16)和式(3-17)，计算得： m3.748 故m1=3和m2=3.5属于合理的模数选取。,所以可知在弯曲强度也是在承载范围内。3.4.3 举升螺杆的强度校核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

41、拉力）Fa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；核核螺杆强度时，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： （Mpa） （3-18）式中：dl螺杆螺纹小径，mm；螺杆材料的许用应力，MPa，见表3-5；表3-5螺旋副材料的许用应力螺旋副材料 许用应力(MPa) b 螺杆 钢 s/(35) 螺母 青铜 4060 3040 铸铁 4055 40 钢 (1.01.2) 0.6 由于所选的举升螺杆套件全是全用标准的T355和T245型的螺杆/螺母组件，所以，小径 d1=d-1.0825P=35-1.08255=29.5875mmd1=d-1.0825P=24-1.08255=18.5875mm；而Fa