千斤頂設(shè)計【機械式剪式電動千斤頂?shù)脑O(shè)計】【說明書+CAD+PROE+仿真】

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(2)在汽車運輸維修部門應(yīng)用的千斤頂有螺旋千斤頂、剪式千斤頂、液壓千斤頂、充氣千斤頂?shù)龋? (3)在醫(yī)療衛(wèi)生部門應(yīng)用的有X線刀機械微調(diào)千斤頂[4]； (4)除此以外還有應(yīng)用在其他領(lǐng)域的一些千斤項。 由于使用對象的差別和使用場合的不同，在汽車維修領(lǐng)域也有各種各樣不同類型的產(chǎn)品出現(xiàn)。汽車用千斤頂?shù)姆诸惙椒ㄈ缦拢? (1)按汽車用千斤頂?shù)慕Y(jié)構(gòu)特點分類，可分為立式千斤頂、臥式千斤頂和剪式千斤頂。 目前開發(fā)出的立式千斤頂多為手動方式，它是一種常用的頂舉或提升重物的輕小型起重設(shè)備，廣泛應(yīng)用于起重、運輸、裝卸、安裝及某些特殊工藝操作[5]。這種立式千斤頂技術(shù)成熟，但在送入車下起頂部位和起頂時，由于操作者不能完全在車外部進行操作，因此操作不便。 臥式千斤頂由油泵、工作油缸、頂臂、承力盤、手柄、側(cè)板和輪子組成，使用時可以讓用戶在車外方便地操作。它的起頂高度低．可達高度高，上升速度也較快，但起重噸位較低，本身尺寸較大，目前常用的有以下幾種臥式千斤頂： 輕型：用于轎車隨車工具或自各外出以供急需，由于對象固定，因而可設(shè)計得小巧、輕便。用于隨車工具或私人車庫維修設(shè)備，屬不定期使用，故并不強調(diào)牢固耐用。 中型：用于一般汽車維修工具，供修理汽車用，由于對象范圍廣，使用頻度高，故要求操作方便快速，穩(wěn)定性好，并要求一定壽命。 重型：用于有較大周轉(zhuǎn)場地的維修或事故搶救。由于使用條件限制，因而要求數(shù)量不是很多，從而單價高、使用頻度高，因此這種千斤頂一般須有使用壽命的要求(一般不低于200次)[6]。 剪式千斤頂是一種原理臥式千斤頂。剪式千斤頂有機械式的，也有液壓式的。機械剪式千斤頂整個系統(tǒng)一般由上下舉臂、絲桿和底座組成。若是電動剪式千斤頂，則還有電機、減速箱和固定板；液壓剪式千斤頂則在底座上設(shè)有油室及油路連通機構(gòu)。剪式千斤頂一般有手動和電動兩種操作方式。 (2)根據(jù)汽車用千斤頂動力來源的不同，可分為手動千斤頂、電動千斤項和電動手動兩用千斤頂。手動千斤頂?shù)膭恿碓词侨肆︱?qū)動。雖然制造簡單，價格低廉，但由于使用時必須用手不斷操作才能升降套簡或舉臂，所以費時費力，使用極其不便。如前面提到的立式千斤頂和臥式千斤項太都是手動方式。 電動千斤頂?shù)膭恿碓词请妱訖C驅(qū)動。使用時直接利用汽車自備電源，驅(qū)動直流電機，通過適當?shù)目刂齐娐穪韺崿F(xiàn)所需要的功能，代替手工操作控制千斤頂?shù)纳?。因此相對手動千斤頂來說它提高了工作效率，避免了重復(fù)繁重的體力勞動，為司機創(chuàng)造出一種方便、高效、省力的修車環(huán)境和條件。但是單純的電動千斤頂同樣存在著局限性，如當電動裝置損壞或者由于別的原因而導(dǎo)致電動裝置無法工作時千斤頂就無法使用。 電動手動兩用千斤頂?shù)膭恿碓醇瓤梢允请妱訖C驅(qū)動又可以是人力驅(qū)動。用戶可以根據(jù)實際情況選擇不同的驅(qū)動方式。這種功能實現(xiàn)的關(guān)鍵是電動方式與手動方式的切換裝置。它既可吐克服手動千斤項的低效、費力、不便等缺點，又可以擁有單純電動千斤頂所無法具有的廣泛實用性優(yōu)點。所以現(xiàn)在大多數(shù)用戶已經(jīng)不再使用傳統(tǒng)的手動千斤頂，轉(zhuǎn)而使用電動或電動手動兩用千斤項?，F(xiàn)在已經(jīng)開發(fā)出的電動千斤頂種類較多，有機械式的，也有液壓式的；有直接控制式的[8]，也有紅外遙控式的m。 (3)根據(jù)汽車用千斤項傳動類型的不同，可分為機械傳動千斤頂和液壓傳動千斤頂。 機械傳動千斤頂是通過機械裝置來實現(xiàn)千斤項的傳動功能，如立式螺旋千斤頂。工作時千斤頂?shù)穆菽腹潭?，利用手柄直接?qū)動螺桿作螺旋運動，從而將螺桿端部承力盤上的重物頂起。立式螺旋千斤頂除了采用手柄直接驅(qū)動螺桿的傳統(tǒng)方式以外，還有以齒輪傳動(圓柱直齒或錐齒輪)來驅(qū)動螺桿的方式。 液壓千斤項則是通過液壓裝置來實現(xiàn)千斤頂?shù)膫鲃庸δ堋Ｋ鼘⒚芊庠谟透字械囊后w作為介質(zhì)，把液壓能轉(zhuǎn)換為機械能，從而將重物向上項起[10]。液壓千斤頂結(jié)構(gòu)簡單，體積小，重量輕，自潤滑性好，舉升力大，易于維修，但同時制造精度要求較高，效率低，操作不當時支點易滑脫，存在不安全因素[11]。若出現(xiàn)泄漏現(xiàn)象將引起舉升汽車的下降，保險系數(shù)降低，使用其舉升時易受部位和地方的限制。 綜上所述，雖然已有多種汽車用千斤頂，但這些產(chǎn)品大多利用傳統(tǒng)設(shè)計方法，存在進一步改進設(shè)計、提高性能、降低成本的可能。 另一方面，隨著社會經(jīng)濟的發(fā)展，人們消費水平的提高，用戶需求也在發(fā)生著巨大的變化。消費者將不再僅僅追求產(chǎn)品的結(jié)實、耐用、安全，而進一步關(guān)注產(chǎn)品的功能、經(jīng)濟、美學(xué)等特性[12]。就汽車用千斤頂來說，隨著人們生活質(zhì)量的提高，人們也對產(chǎn)品提出了更高的要求，千斤項應(yīng)當在滿足功能要求的前提下向輕便化、美觀化、經(jīng)濟化發(fā)展。 1.2國內(nèi)外外千斤頂技術(shù)的發(fā)展狀況 1.2.1國外發(fā)展情況 早在20世紀40年代，式千斤頂就已經(jīng)開始在國外的汽車維修部門使用，但由于當時設(shè)計和使用上的原因，其尺寸較大，承載量較低。后來隨著社會需求量的增大以及千斤頂本身技術(shù)的發(fā)展，臥式千斤頂逐漸向小型化發(fā)展。在90年代初國外絕大部分用戶已以臥式千斤頂替代了立式千斤頂[6]。 在90年代后期國外研制出了充氣千斤頂m，和便攜式液壓千斤頂?shù)刃滦颓Ы镯敗３錃馇Ы镯斒怯杀＜永麃啞囘\輸研究所發(fā)明的，它用有彈性而又非常堅固的橡膠制成。Truck Jack型便攜式液壓千斤頂則可用于對已斷裂的貨車轉(zhuǎn)向架彈簧進行俠速的現(xiàn)場維修。該千斤頂能在現(xiàn)場從側(cè)面對裝有70—125t級轉(zhuǎn)向架的大多數(shù)卸載貨車進行維修，并能完全由轉(zhuǎn)向架側(cè)架支撐住。它適用于車間或軌道上無需使用鋼軌、道碴或軌枕作支承的情況[18]。 1.2.2國內(nèi)發(fā)展情況 我國千斤頂技術(shù)起步較晚，由于歷史的原因，直到1979年才接觸到類似于國外臥式千斤頂這樣的產(chǎn)品。經(jīng)過多年設(shè)計與制造的實踐，除了臥式千斤項以外，我國還研制出了新型折疊式液壓千斤頊、新型剪式千斤頂、快速升降千斤頂、多用千斤頂、便攜式電(手)動汽車用千斤頂、單動式千斤頂、雙動式千斤頂、薄型千斤項、超薄型千斤項、空心千斤頂、實心千斤頂、柱塞千斤頂、高噸位千斤項等多種千斤頂[20]。 經(jīng)過我國自行研發(fā)生產(chǎn)，我國生產(chǎn)的汽車用千斤頂產(chǎn)品在外形、使用、承載力、壽命等方面都得到了很大的改進，有些已經(jīng)達到甚至超過了國外同類產(chǎn)品。目前我國的汽配企業(yè)不僅供應(yīng)國內(nèi)市場的需要，每年還出口約500萬臺汽車用千斤頂?shù)绞澜绺鞯豙21]。雖然如此，仔細分析千斤頂設(shè)計制造的技術(shù)水平，采用先進技術(shù)不足，仍存在較大的改進空間。 典型汽車用千斤項特點比較（有幾種千斤頂?shù)谋容^） 1.2.2.1立式千斤頂 如緒論中所述．立式千斤頊雖然技術(shù)比較成熟，但在送入車下起頂部位和起項時，操作者不能在汽車外部進行操作，造成使用不便。而且它的起頂高度比較高，不適合底盤很低的小轎車使用，限制了其應(yīng)用范圍。因此在設(shè)計制造新型千 斤頂時不采用立式結(jié)構(gòu)。 1.2.2.2臥式千斤頂 臥式千斤頂在使用時可以讓用戶在車外方便地操作，同時它的起頂高度低，可達高度高，上升速度也較快，很好地克服了立式千斤頂存在的不足。但是由于臥式千斤項自身結(jié)構(gòu)的特點，也存在著尺寸較大、起重噸位較低等不足。 1.2.2.3剪式千斤頂 剪式千斤頂分液壓式和機械式兩種傳動方式。普通液壓式剪式千斤頂具有結(jié)構(gòu)簡單，體積小，重量輕，自潤滑性好，舉升力大，便于維修等優(yōu)點，但同時具有效率低，存在不安全因素等缺點。雖然采用改進之后的結(jié)構(gòu)可以克服上述不足，但同時又會增加設(shè)備的制造難度和成本；而且液壓千斤頂存在液壓油容易泄漏，造成環(huán)境污染等問題。所以本課題不采用液壓傳動方式。 機械式剪式千斤頂能夠穩(wěn)定、安全、迅速、可靠地將車輛或重物舉起，同時還具有起頂高度低、可達高度高、起重噸位太、尺寸緊湊等優(yōu)點，適合作為各種車輛的修車必備工具而隨車攜帶123]。表1-l為現(xiàn)有各種汽車用千斤頂設(shè)計方案的詳細比較[t4-27]。 方案名稱 優(yōu)點 缺點 紅外線遙控千斤頂 可以實現(xiàn)一定距離內(nèi)的遙控操作 遙控距離有限制靈敏度不高 行星減速器遙控電動千斤頂 自動化程度較高，可自動停止升降運動 手動操作時需將減速器和電機拆卸下來 普通電動千斤頂 由撥叉實現(xiàn)電動手動切換 撥叉裝置結(jié)構(gòu)復(fù)雜制造成本高 臥式千斤頂 能夠穩(wěn)定迅速安全的將重物舉起 起頂噸位較低、尺寸較大 普通液壓千斤頂 輸出推力大重量輕體積小 效率低存在不安全因素 通過上述分析可知，現(xiàn)有多種方案各有優(yōu)點，但都存在著一定的不足，為滿足本項目的設(shè)計要求，擬采用機械剪式電動千斤頂?shù)脑O(shè)計方案，該方案操作簡單，制造方便，可降低生產(chǎn)成本，且有如下優(yōu)點： (1)性能良好：起頂高度低，可達高度高； (2)結(jié)構(gòu)簡單：重量輕，堅固耐用，成本低； (3)操作方便。 第二章 千斤頂關(guān)鍵部件的詳細設(shè)計 2.1千斤頂?shù)闹饕O(shè)計技術(shù)指標 汽車用千斤頂作為汽車的舉升工具，其主要功能是承受汽車車身重量。由汽車用千斤頂通常使用情況可知其實際承載一般不超過車身重量的一半，由于通常的小轎車車身重量在2000kg以下，因此為了使設(shè)計的產(chǎn)品具有普遍適用性，將其最大承受載荷設(shè)計為1000kg。 轎車底盤離地距一般為12-17cm高，城市SUV的離地距一般是16-20cm。將其最低高度設(shè)計為165mm。 其具體技術(shù)指標如下： (1)最大承受載荷：1000kg (2)最低高度：165mm (3)起升高度：220mm (4)最大高度：385mm (5)驅(qū)動方式：電動 (6)凈重：5kg (7)外型尺寸：457×248×166(mm3) 千斤頂?shù)闹饕褂脳l件： (1)承載載荷不能長時間超過1000kg (2)驅(qū)動電壓不能超過直流12V (3)注意防銹 (4)頂車時選好承重點 (5)千斤頂應(yīng)安放在平整的可以承重的路面 2.2千斤頂運動與受力分析 2.2.1千斤頂運動分析 2.2.1.1千斤頂運動模型的建立 對于所選設(shè)計方案，根據(jù)汽車用千斤頂實際運動情況可知，螺桿運動副一端為鉸接副，另外一端為移動副。當電動機帶動螺桿轉(zhuǎn)動或手動使螺桿轉(zhuǎn)動時，聯(lián)接螺母相對于螺桿作水平運動并帶動舉臂升降(螺桿順時針轉(zhuǎn)動時，聯(lián)接螺母相對于螺桿向著靠近鉸接端運動，舉臂上升；螺桿逆時針轉(zhuǎn)動時，聯(lián)接螺母相對于螺桿向著遠離鉸接端運動，舉臂下降)。此時隨著舉臂的升降，螺桿本身也存在著水平運動和垂直運動。電動機和固定板同樣隨著千斤頂舉臂的升降而一起升降，而支撐底座始終保持不動。 由此可以建立機構(gòu)運動模型圖。如圖2—1所示，以底座D為坐標原點(0，0)，設(shè)螺桿與舉臂的夾角為α(0<α<90。)，臂長為L，則鉸接點A和移動副C點的坐標分別為 A點：（xA,yA)=(-Lcosα,Lsinα) C點：（xC,yC)=(Lcosα,Lsinα) 項舉重物支承點B處坐標為 B點：（xB,yB)=(O,2Lsinα) 圖2-1千斤頂運動模型圖 2.2.1.2千斤頂運動速度分析 主要分析A、B、C三點運動速度。A點與C點相對于千斤項縱向軸線對稱，其運動情況相同，因此只需分析C點即可。 1 c點分析 由點的速度合成定理可知[28]，動點C在某瞬時的絕對速度等于它在該瞬時的牽連速度與相對速度的矢量和。設(shè)C點的絕對速度為，牽連速度為，相對速度為，則 設(shè)螺桿導(dǎo)程為S(mm)，表示螺紋上任一點沿同一條螺旋線轉(zhuǎn)一周所移動的軸向距離。螺距為P(mm)，螺紋線數(shù)為x，螺桿轉(zhuǎn)速為n(r／min)，螺母相對于螺桿的軸向速度為V(mm／s)，則 S=px(對于單線螺紋，x=1) V=Sn/60=np/60 在實際運動中，A點相對于螺桿水平向右運動，C點相對于螺桿水平向左運動。當螺桿轉(zhuǎn)動一圈，螺母相對于螺桿的軸向位移為S(mm)，A點和C點各有位移S／2，因此C點相對于螺桿水平向左運動的速度應(yīng)為螺桿速度的一半，即 =V/2=np／120 由速度合成圖可知： 所以 (3-1) 2．B點分析： 由理論力學(xué)知識可知，舉臂可以視為一剛體，從而可用剛體的平面運動方法加以分析求解。平面圖形內(nèi)任一點的速度等于基點的速度與該點隨圖形繞基點轉(zhuǎn)動的速度的矢量和。 以C點為基點求B點的速度，則 （3-2) 式中，表示基點C的絕對速度。 將式(3-2) 兩端分別對x，y軸投影，得 (3-3) 又因為，，,L為舉臂長度，得 將式(3-1)代入上式，得 (3-4) 式中 ——B點上升速度，mm／s； n——螺旋轉(zhuǎn)速，r／rain； p——螺桿螺距，mm； ——螺桿與舉臂夾角，度（。） B點速度為在螺桿轉(zhuǎn)速為n(r／min)，螺距為P的情況下，當螺桿與舉臂夾角為的時候，千斤頂頂舉重物上升的速度。由式(3-4)可以看出，千斤頂頂舉重物上升的速度隨著的增大而減小。由于在千斤頂上升過程中，螺桿與舉臂夾角逐漸增大，因此千斤頂頂舉重物的速度逐漸變小，在極限位置停止運動。 2.2.2千斤頂受力分析 2.2.2.1千斤頂受力模型的建立 千斤頂支承點B受到頂舉重物的壓力G，兩上舉臂受壓力，方向沿著舉臂軸線向里，所以舉臂對支承點B的頂舉力為反作用力，方向沿著舉臂向外，與重物對支承點B的壓力平衡，頂舉重物不斷上升，見圖3—4。以桿2為研究對象，它受到來自于重物(通過B點作用在桿2端部)的約束力和來自于螺桿移動副的約束力，由于它只在兩個力作用下平衡，因此是二力桿。由二力桿的性質(zhì)可知這兩個力必定沿二力作用點的連線，等值、反向。其它舉臂可以此類推。兩上舉臂(桿1和桿2)分別受軸向壓力T1和T2，由力的作用與反作用可知，桿1和桿2對支承點B的作用力分別為T1和T2，方向沿著舉臂軸線向外。與重物對支承點的壓力G形成三力平衡。 圖2-2千斤頂受力模型 2.2.2.2千斤頂?shù)男ｒ? 如圖2-2所示，千斤項起重量為G，B點受到重物的壓力G和桿1、桿2的反作用力和，此三力平衡，平衡方程如下： 在螺桿連接處的C點受到桿2、桿3的沿著舉臂軸線向外的反作用力和，同時還受到螺桿軸向拉力F，此三力平衡，平衡方程如下： 式中： ====T 聯(lián)立以上兩式，得 T=G／(2sinα) (3-5) F=Gctgα (3-6) 式中： F——螺桿受到的軸向拉力，N T——舉臂受到的軸向壓力，N G——被頂舉重物的重量，N α——螺桿與舉臂的夾角，度(0<α<90) 由式3-6可知，當α不斷增大，F(xiàn)不斷減小，所以初始位置時，螺桿受力最大，應(yīng)該按初始位置進行校核。 根據(jù)公式3-6可知，在α<25。時千斤頂舉臂和螺桿受力均非常大，因此設(shè)計時一般不把千斤頂起始頂舉位置定在位α<25。以下，而應(yīng)該把起始項舉位置限定于受力曲線開始微小變化的地方即α>25。故先將千斤頂起始頂舉高度h1設(shè)計為165mm，α=25。 則桿長L= h1/2sin(α)=195mm 根據(jù)三角形兩邊之和大于第三邊定理，千斤頂?shù)淖畲箜斉e高度h2=385mm<2L=390。 所以千斤頂能夠?qū)崿F(xiàn)最大頂舉高度h2=385mm。 第三章 千斤頂?shù)牟考O(shè)計 3.1螺旋傳動裝置設(shè)計計算校核 螺旋傳動平穩(wěn)，選擇適當?shù)膶?dǎo)程角可以使機構(gòu)具有自鎖性，能獲得很大的減速比和力的增益。但同時其機械效率低，具有自鎖性的螺旋機構(gòu)的效率一般低于50％。由于汽車千斤頂?shù)闹饕猛臼窃谄嚲S修時使用，要求將汽車頂起并穩(wěn)定在某一位置，因此需要千斤頂?shù)穆菪齻鲃泳哂袀鬟f動力和自鎖功能。根據(jù)千斤頂自身的使用場合和螺旋傳動的特點，選用滑動螺旋，單頭梯形螺紋，螺紋具有較小的導(dǎo)程及導(dǎo)程角。所設(shè)計的千斤頂結(jié)構(gòu)中的螺旋機構(gòu)部分由螺桿、螺母和底座組成。螺桿為主動件，作回轉(zhuǎn)運動；螺母為從動件，作軸向移動。整個螺旋傳動將旋轉(zhuǎn)運動變成直線運動，同時進行能量和力的傳遞。 對于一般的傳力螺紋，其主要失效形式是螺紋表面的磨損，螺桿的拉斷(或受壓時喪失穩(wěn)定)或剪斷以及螺紋根部的剪斷及彎斷。設(shè)計時通常以耐磨性計算和強度計算確定螺旋傳動的主要尺寸。 根據(jù)實際需要，汽車用千斤頂作為汽車的舉升工具．必須承受汽車車身很大的重量。根據(jù)一般的小轎車車身重量和汽車用千斤頂通常使用情況可知，汽車用千斤頂額定承受載荷設(shè)計為1000kg具有普遍的適應(yīng)性。以額定承載1000kg計算，根據(jù)公式3-6可知，螺桿最大軸向載荷為F=Gctgα，當α=25時，F(xiàn)最大F=2.1×104N。 這需要螺桿材料具有較高的強度和良好的加工性，初選螺桿材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，材料屈服極限σs為360MPa，根據(jù)公式 [σ]= σs/3~5得 [σ]= σs/3.6=100MPa 又因為旋轉(zhuǎn)機構(gòu)為低速旋轉(zhuǎn)，根據(jù)《機械設(shè)計》表6.5可知 [p]=11~18MPa，取15MPa。 3.1.1耐磨性計算 滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關(guān)。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大螺旋副間越容易形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力p，使其小于材料的許用壓力[p]。 查《機械設(shè)計》可知，螺紋工作面上的耐磨性條件為 ???(5－43) ?上式可作為校核計算用。為了導(dǎo)出設(shè)計計算式，令ф=H/d2， 則H=фd2，代入式（5－43）引整理后可得 ???????5－44 對于矩形和梯形螺紋，h＝0.5P，則 ???????5－46 螺母高度 ???????????????????????????? H=фd2 式中：[p]——材料的許用壓力，查《機械設(shè)計》表6.5可知，當?shù)退龠\轉(zhuǎn)時[p] =18~25MPa，取[p]=21 MPa； Ф——一般取1.2～3.5，取ф=2。 ?? 故取公稱直徑d=20mm，螺距P=2，中徑d2=19mm。 根據(jù)公式算得螺紋中徑d2后 螺母高度 ???????????? H=фd2=38mm 故選用的螺紋滿足耐磨性條件。 3.1.2螺桿的強度計算 ??受力較大的螺桿需進行強度計算。螺桿工作時承受軸向壓力（或拉力）Q和扭矩T的作用。螺桿危險截面上既有壓縮（或拉伸）應(yīng)力；又有切應(yīng)力。因此校核螺桿強度時，應(yīng)根據(jù)第四強度理論求出危險截面的計算應(yīng)力σca，其強度條件為 式中： A — 螺桿螺紋段的危險截面面積。 WT—螺桿螺紋段的抗扭截面系數(shù)， dl—— 螺桿螺紋小徑，mm； T——螺桿所受的扭矩， N·mm； ［σ］——螺桿材料許用應(yīng)力，[σ]=100 Mpa； y——螺紋升角，y=arctg( P/（πd2）)=1.947； ——摩擦角，； ——螺紋傾角，； f——摩擦系數(shù),查《機械設(shè)計》表6.7可知， f=0.08~0.10，取f=0.9。 ?3.1.3螺桿的穩(wěn)定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向壓力Q大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側(cè)向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力Q必須小于臨界載荷Q。。則螺桿的穩(wěn)定性條件為 ?Ssc=Qc/Q=≥Ss =2.5～4.0 式中：Ssc——螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)； ???Ss——螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳導(dǎo)螺旋，Ss＝2.5～4.0。 ???Qc——螺桿的臨界載荷，根據(jù)螺桿的柔度λS值的大小選用不同的公式計算。λS=μl/i,i=d1/4； μ——螺桿的長度系數(shù)，查《機械設(shè)計手冊》表12-1-5取0.7； l——螺桿的工作長度，mm，螺桿危險截面面積 λS=μl/i=0.7x354x4/19=52.17； 由《機械設(shè)計手冊》表12-1-4，和表1-1-127得 λS <λ2=60 則可以不必進行穩(wěn)定性校核，滿足穩(wěn)定性條件。 效率η=0.95tany/ tan(y+ )=25.3% 3.2減速裝置設(shè)計計算校核 對于減速系統(tǒng)，由前述已確定的傳動方案可知，本設(shè)計中的傳動部分由一系列軸線相對于機架位置均固定的外嚙合標準直齒圓柱齒輪組成，屬于定軸輪系。 1- 電動機 2-軸l 3-軸2 4-軸套 5-螺桿 6-主驅(qū)動齒輪 7-中間傳動齒輪 8-驅(qū)動齒輪 圖3-8千斤頂減速裝置示意圖 3.2.1傳動系統(tǒng)設(shè)計 齒輪傳動是機械傳動中最主要的一類傳動，應(yīng)用非常廣泛。就裝置型式來說，齒輪傳動有開式、半開式及閉式之分13”。針對汽車用千斤頂?shù)氖褂脠龊霞皩嶋H情況，選擇閉式齒輪傳動裝置。 根據(jù)千斤頂?shù)倪\動特點，螺桿的轉(zhuǎn)速相對于直流電動機的轉(zhuǎn)速低很多，因此必須在直流電動機和螺桿之間用減速機構(gòu)連接。為滿足千斤頂性能要求，且工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，加工方便，成本低廉，效率高，必須選用合理的傳動方案。本設(shè)計中擬采用四級齒輪傳動。直流電動機自帶一減速比為40的行星齒輪系減速器，減速后通過電機一行星輸出軸上的小齒輪輸出，再經(jīng)過多級齒輪傳動減速，由最終輸出軸輸出所要求的扭矩和轉(zhuǎn)速。 根據(jù)傳動比分配的原則：各級傳動比應(yīng)在合理的范圍內(nèi)，以符合傳動型式的特點，使結(jié)構(gòu)緊湊、合理。傳動裝置中各級傳動間應(yīng)尺寸協(xié)調(diào)，結(jié)構(gòu)均勻，各傳動件不發(fā)生干涉碰撞。結(jié)合千斤項的結(jié)構(gòu)特點，近似?。? 第1級傳動比i1為：2.1 第2級傳動比i2為；2.1 由于齒輪的失效形式主要有輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合和塑性變形等。因此在設(shè)計齒輪時必須保證齒輪傳動在具體的工作情況下有足夠的、相應(yīng)的工作能力，以保證在整個工作壽命期間不致失效。對于閉式齒輪傳動，通常以保證齒面接觸疲勞強度為主。由于汽車用千斤頂并不要求傳動精度非常高，考慮到成本、體積等綜合因素，所有齒輪均選用漸開線直齒圓柱齒輪，9級精度，材料選用45號鋼。由此初選各級齒輪傳動的參數(shù)見表3.1。 表3.1齒輪傳動主要幾何參數(shù) 壓力角 模數(shù) 齒輪齒數(shù) 齒寬系數(shù) m Z2 Z3 20 1 19 40 84 0.8 3.2.2電動機選擇 3.2.2.1電動機類型的選擇 在產(chǎn)品中選用合適的電動機非常重要?？紤]到新型電動千斤頂主要用于小轎車的頂舉，并可能在使用過程中頻繁啟動、反轉(zhuǎn)、制動等，所以選用直流電動機，電源電壓采用12V(直接使用汽車點煙器輸出電壓，方便用戶操作)。 3.2.2.2電動機功率的確定 根據(jù)千斤頂額定載重量1000kg，取上升最大速度為1.5mm／s，得P=FV=14.7W根據(jù)前面計算，螺桿效率為η1=25.3％，取減速器的效率為η2=0.95，電動機自帶減速裝置的效率為η3=0.95，則 P。=P／(η1η2η3)=64.37W 根據(jù)千斤頂頂舉重量和速度要求需要選用型號為GDM-15SP-15SGN的直流電動機。 表3-1 電機參數(shù) 電壓 功率 轉(zhuǎn)速 減速比 輸出轉(zhuǎn)速 GDM-12SP-12SGN 12V 100W 1800rpm/min 20 90 3.2.3保護裝置 過載保護顧名思義即載荷（負載）超出某一限定值，為了維護機器及設(shè)備的安全而進行的保護。我們所指的過載保護裝置主要是針對于機器和設(shè)備的扭矩進行保護的扭矩限制器、扭矩保持器、對機器及設(shè)備軸向載荷（包括拉力和推力）過載進行保護的直線限力器，對電機過載進行保護的電氣式過載保護器。 扭矩限制器又稱安全離合器、安全聯(lián)軸器，常用于安裝在動力傳動的主、被動側(cè)之間，當發(fā)生過載故障時（扭矩超過設(shè)定值），扭矩限制器便會產(chǎn)生分離，從而有效保護了驅(qū)動機械（如電機、減速機、伺服馬達）以及負載，常見形式為：磨擦式扭矩限制器以及滾珠式扭矩限制器。扭矩限制器的安裝結(jié)構(gòu)形式有：軸-軸、軸-法蘭、軸-同步帶輪、軸-鏈輪、軸-齒輪、軸-帶輪等。 扭矩保持器是一種摩擦型的扭矩限制器，當傳遞扭矩達到設(shè)定值時，扭矩保持器打滑，與普通的摩擦離合器不同的是主要用于低速時的滑移使用場合，能夠達到很高的控制精度，如收放卷的張力控制、滾子輸送的間歇打滑、旋轉(zhuǎn)工作臺的緩沖制動、擰螺絲機構(gòu)、擰螺母機構(gòu)、擰閥門機構(gòu)等設(shè)備上的扭矩控制。 電式的過載保護器是通過監(jiān)視電流而迅速檢測出電機過載。它不同于電機的過載保護器如熱繼電器、熔斷器等，而是用于設(shè)備保護的過載保護器。與熱繼電器相比其反應(yīng)時間更為迅速，不到其反應(yīng)時間的1/5，電機過載保護器的電流在稍微超過預(yù)設(shè)電流時不會動作，即使工作其動作也會很緩慢。 電流沖擊繼電式的過載保護器，能通過監(jiān)視電流而迅速檢測出電機過載，從而能使昂貴的設(shè)備避免損壞。它不同于電機的過載保護器如熱繼電器、熔斷器等，而是用于設(shè)備保護的過載保護器。與熱繼電器相比其反應(yīng)時間更為迅速，不到其反應(yīng)時間的1/5，電機過載保護器的電流在稍微超過預(yù)設(shè)電流時不會動作，即使工作其動作也會很緩慢。目前有模擬式和數(shù)字顯示式兩大類，其主要優(yōu)點有：a.?價格便宜；b.?檢測精度高；c.?反應(yīng)時間迅速，動作準確；d.?使用壽命長達10萬次以上；f:易于安裝于現(xiàn)有設(shè)備上而不需做大的改動。? 由于千斤頂結(jié)構(gòu)緊湊不易裝設(shè)大的機械式扭矩限制器，故本次設(shè)計采用電流過載保護方式，根據(jù)GDM-15SPGDM-15SGN(U)直流電動機的電壓和電流。選用克雷KL/ST-101E電流過載保護器，額定工作電流（A）為最小5A~ 15A，最大電流為16A，工作電壓（V）為 12V。 第四章 舉臂結(jié)構(gòu)優(yōu)化計算 舉臂是汽車用千斤頂重要的工作部件，也是直接頂舉汽車的機構(gòu)。由以上可知，千斤頂設(shè)計參數(shù)為：最低起頂高度為ho=165mm，最大項升高度為hl=385mm，工作高度為h=220mm。因舉臂長度和舉臂板厚的優(yōu)化空間極小，設(shè)定舉臂長度L=195mm，舉臂厚度t=2mm(如圖4—1所示)。 4.1設(shè)計變量和目標函數(shù) 以舉臂的橫截面寬度(d1)和高度(d2)為設(shè)計變量，即 從減輕重量、節(jié)省材料和降低成本考慮，應(yīng)以頂舉機構(gòu)(舉臂)體積最小為設(shè)計目標，建立目標函數(shù)如下： 式中： x1——舉臂寬度(mm)； x2——舉臂高度(mm)； L——舉臂長度(mm)，L為常量，取值為L=195mm； t——舉臂板厚(ram)，t為常量，取值為t=2mm。 4.2約束條件 根據(jù)實際情況，舉臂模型可以簡化為鉸支的簡單桁架結(jié)構(gòu)，舉臂則可理想化為二力桿。由于舉臂只受軸向載荷的作用，故校核時只需考慮其強度和穩(wěn)定性。為了研究的方便，將載荷理想化為靜載荷。按初步設(shè)計經(jīng)驗，分別給出合理的邊界： 從而舉臂約束條件如下： (1)邊界約束 (2)穩(wěn)定性約束 式中： ——舉臂柔度； L——舉臂長度； ——舉臂橫截面最小慣性矩(mm4)； A——舉臂橫截面面積(mm2)； t——板厚，取t=2mm； 具體參數(shù)取值如下： =3.8 m=235MPa k=0.00668MPa (3)強度約束 ——材料許用壓力，=235MPa ； P——舉臂所受最大載荷(N)，； G——頂舉物重，G=9.8x103N ； ——舉臂與螺桿最小夾角， 。 4.3優(yōu)化計算及結(jié)果 采用遺傳算法進行優(yōu)化設(shè)計，給定種群大小population(N)為200、遺傳的代數(shù)generation(gen)為200；初始化父代種群，采用隨機取值的方法賦值，目標函數(shù)個數(shù)Multi-objective(M)為3，決策變量的個數(shù)Variable (V)為3；設(shè)定其雜交率為0.9，變異率為0.1；優(yōu)化結(jié)果如表所示。 表 優(yōu)化結(jié)果 x1(mm) x2(mm) 舉臂體積(mm2) 原始數(shù)據(jù) 38 28 35100 優(yōu)化數(shù)據(jù) 32.1542 32.92 31378 用遺傳算法進行優(yōu)化計算后,目標函數(shù)得到優(yōu)化，函數(shù)值由原始方案的35100mm3下降到優(yōu)化后的31378mm3，減少了3722mm3，即單條舉臂體積減小10．6％。本設(shè)計方案中的汽車用千斤頂共有四條對稱的舉臂，因此單臺千斤頂總共可以減少用料14888 mm3，約120克。可見采用遺傳算法對千斤頂進行優(yōu)化設(shè)計之后舉臂體積得到降低，從而節(jié)省了材料，降低了產(chǎn)品成本。故最終選取x1為33mm，x2為33mm。 第五章 齒輪傳動優(yōu)化計算 5.1優(yōu)化數(shù)學(xué)模型的建立 由前述可知本方案的傳動系統(tǒng)由四級漸開線直齒圓柱齒輪構(gòu)成，所有齒輪均選用45號鋼，9級加工精度。主動齒輪調(diào)質(zhì)處理，硬度為HB230，從動齒輪正火處理，硬度為HB200。齒輪在軸上非對稱分布，工作載荷平穩(wěn)。第k級傳動(k=l，2，3，4)的傳遞功率為Pk，轉(zhuǎn)速為nk，傳動比為ik (見圖3-8)。 5.2設(shè)計變量和目標函數(shù) 一個優(yōu)化設(shè)計方案只用一組設(shè)計參數(shù)的最優(yōu)組合來表示。一般在齒輪傳動系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計中常取模數(shù)、主動輪齒數(shù)、最小齒寬(或齒寬系數(shù))等作為設(shè)計變量。根據(jù)設(shè)計變量選擇原則，本設(shè)計變量選為i——第一組齒輪的傳動比；m——齒輪模數(shù)； ——主動輪齒數(shù)；——主動齒輪齒寬系數(shù)。 需要指出的是，在設(shè)計變量中，齒數(shù)為整型變量，模數(shù)m，為離散變量，為連續(xù)變量。在設(shè)計中，將整型變量和離散變量視為連續(xù)變量處理，運算結(jié)束后再進行圓整。 齒輪傳動優(yōu)化設(shè)計的優(yōu)化目標通常分為三類：最小的體積(重量)；最大的承載能力；最低的制造費用。而本文對于漸開線圓柱齒輪傳動在滿足設(shè)計要求和性能條件下，主要從結(jié)構(gòu)緊湊、減輕重量、節(jié)省材料和降低成本考慮，故以系統(tǒng)體積最小為設(shè)計目標。在工作條件和材料選定的情況下．可用傳動主、從動齒輪體積之和來衡量。若齒輪體積最小，則整個裝置傳動部分的體積也最小。 考慮到制造、裝配等誤差。且為了充分利用從動輪的齒寬，則增加主動輪的齒寬，通常取b1=1.2b2，亦即b2=0.83 b1。為齒寬系數(shù)， =b／d。根據(jù)體積最小準則，則整個傳動系統(tǒng)的目標函數(shù)為 按規(guī)范設(shè)計經(jīng)驗，主動齒輪齒數(shù)一般在lO～25，模數(shù)和齒寬系數(shù)的邊界設(shè)置如下： 5.3約束條件 5.3.1齒輪接觸疲勞強度條件 式中 ——工況系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于從動機械、原動機工作均勻平穩(wěn)，=1； ——動載系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于齒輪1，，齒輪2，，齒輪4，齒輪4，； ——載荷分布不均勻系數(shù)，當軸承相對齒輪為非對稱布置、且軸的剛度較小時，查《機械設(shè)計》表12.11可知，， 式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得 ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.16可知，對于標準直齒輪時。ZH=2.5； ZE——材料彈性系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.12可知，對于鋼齒輪，ZE=189.8MPa； Ze——重合度系數(shù)，查《機械設(shè)計》可知，，初選重合度 ，則； ——許用接觸應(yīng)力，查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒輪的接觸疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.18，取=600MPa。 ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)矩，； ——第k級傳動的主動輪軸的傳遞功率，，W； ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)速(r/min)，； ——各級齒輪傳動效率，=O.99； 其中no=90r／min, i1=1.8，i2=2．3。 5.3.2齒輪彎曲強度條件 查《機械設(shè)計手冊》表14-1-101可知，齒輪彎曲應(yīng)力 式中： ——齒形系數(shù)2.57； ——應(yīng)力修正系數(shù)2.58； 依據(jù)主動齒輪齒數(shù)一般在lO～25，初步估算齒數(shù)范圍，查《機械設(shè)計》表12.21，初定主動齒輪齒形系數(shù)、應(yīng)力修正系數(shù)如表所示； ——許用彎曲應(yīng)力查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒根的彎曲疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.23，取=480MPa。 5.4優(yōu)化計算及結(jié)果 采用遺傳算法分別對每組齒輪進行優(yōu)化設(shè)計，給定種群大小population(N)為200、遺傳的代數(shù)generation(gen)為200；初始化父代種群，采用隨機取值的方法賦值，目標函數(shù)個數(shù)Multi-objective(M)為3，決策變量的個數(shù)Variable (V)為3；設(shè)定其雜交率為0.9，變異率為0.1；優(yōu)化結(jié)果如表所示。 表 優(yōu)化結(jié)果 傳統(tǒng)設(shè)計 優(yōu)化結(jié)果 圓整 模數(shù) m 2 2.0406 2 齒數(shù) z1 19 17.51 18 傳動比 i 2.1 1.7821 1.8 齒寬系數(shù) 0.8 0.71 0.71 體積 1176900 696350 用遺傳算法進行優(yōu)化計算后,目標函數(shù)得到優(yōu)化，函數(shù)值由原始方案的1176900mm3下降到優(yōu)化后的696350mm3，減少了480550mm3，即單條舉臂體積減小43.8％。 5.5齒輪強度校核 根據(jù)優(yōu)化結(jié)果,取m1=2 ,z1=18,z2=32,z3=74，齒寬系數(shù)為0.71。 5.5.1齒輪1強度校核 5.5.1.1齒輪接觸疲勞強度條件 477.83MPa 式中 ——工況系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于從動機械、原動機工作均勻平穩(wěn)，=1； ——動載系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于齒輪轉(zhuǎn)速不高最高線速度為齒輪1的速度，,取。 ——載荷分布不均勻系數(shù)，當軸承相對齒輪為非對稱布置、且軸的剛度較小時，查《機械設(shè)計》表12.11可知，， 式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得 =1.497 ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.16可知，對于標準直齒輪時。ZH=2.5； ZE——材料彈性系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.12可知，對于鋼齒輪，ZE=189.8MPa； Ze——重合度系數(shù)，查《機械設(shè)計》可知，，初選重合度 ，則； ——許用接觸應(yīng)力，查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒輪的接觸疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.18，取=600MPa。 ——接觸壽命系數(shù)，查《機械設(shè)計》圖12.18，取=1； ——最小安全系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.14，取=1.1。 ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)矩，； ——第k級傳動的主動輪軸的傳遞功率， ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)速(r/min)，； ——各級齒輪傳動效率，=O.99； 其中no=90r／min,i1=1.8，i2=2.3。 5.5.1.2齒輪彎曲強度條件 查《機械設(shè)計手冊》表14-1-101可知，齒輪彎曲應(yīng)力 式中： ——齒形系數(shù)2.57； ——應(yīng)力修正系數(shù)1.58； ——許用彎曲應(yīng)力查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒根的彎曲疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.23，取=460MPa。 5.5.2大齒輪2強度校核 5.5.2.1齒輪接觸疲勞強度條件 269.09MPa 式中 ——工況系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于從動機械、原動機工作均勻平穩(wěn)，=1； ——動載系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于齒輪轉(zhuǎn)速不高最高線速度為齒輪1的速度，取。 ——載荷分布不均勻系數(shù)，當軸承相對齒輪為非對稱布置、且軸的剛度較小時，查《機械設(shè)計》表12.11可知，， 式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得 =1.497 ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.16可知，對于標準直齒輪時。ZH=2.5； ZE——材料彈性系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.12可知，對于鋼齒輪，ZE=189.8MPa； Ze——重合度系數(shù)，查《機械設(shè)計》可知，，初選重合度 ，則； ——許用接觸應(yīng)力，查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒輪的接觸疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.18，取=600MPa。 ——接觸壽命系數(shù)，查《機械設(shè)計》圖12.18，取=1； ——最小安全系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.14，取=1.1。 ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)矩，； ——第k級傳動的主動輪軸的傳遞功率， ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)速(r/min)，； ——各級齒輪傳動效率，=O.99； 其中no=90r／min， i1=1.8，i2=2.3。 5.5.2.2齒輪彎曲強度條件 查《機械設(shè)計手冊》表14-1-101可知，齒輪彎曲應(yīng)力 式中： ——齒形系數(shù)2.57； ——應(yīng)力修正系數(shù)1.58； ——許用彎曲應(yīng)力查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒根的彎曲疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.23，取=460MPa。 5.5.3小齒輪3強度校核 5.5.3.1齒輪接觸疲勞強度條件 111.6MPa 式中 ——工況系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于從動機械、原動機工作均勻平穩(wěn)，=1； ——動載系數(shù)，《查機械設(shè)計》表12.9可知，對于齒輪轉(zhuǎn)速不高最高線速度為齒輪1的速度，取。 ——載荷分布不均勻系數(shù)，當軸承相對齒輪為非對稱布置、且軸的剛度較小時，查《機械設(shè)計》表12.11可知，， 式中A=1.17，B=0.16，C=0.61。整理后得 =1.497 ZH——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.16可知，對于標準直齒輪時。ZH=2.5； ZE——材料彈性系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.12可知，對于鋼齒輪，ZE=189.8MPa； Ze——重合度系數(shù)，查《機械設(shè)計》可知，，初選重合度 ，則； ——許用接觸應(yīng)力，查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒輪的接觸疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.18，取=600MPa。 ——接觸壽命系數(shù)，查《機械設(shè)計》圖12.18，取=1； ——最小安全系數(shù)，查《機械設(shè)計》表12.14，取=1.1。 ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)矩，； ——第k級傳動的主動輪軸的傳遞功率， ——第k級傳動的主動輪轉(zhuǎn)速(r/min)，； ——各級齒輪傳動效率，=O.99； 其中no=90r／min，i1=1.8，i2=2.3。 5.5.3.2齒輪彎曲強度條件 查《機械設(shè)計手冊》表14-1-101可知，齒輪彎曲應(yīng)力 式中： ——齒形系數(shù)1.57； ——應(yīng)力修正系數(shù)1.58； ——許用彎曲應(yīng)力查《機械設(shè)計》可知，當初選許用應(yīng)力時 MPa ——失效概率為1%時，試驗齒根的彎曲疲勞極限，查查《機械設(shè)計》表12.23，取=460MPa。 結(jié)論 本文系統(tǒng)地分析了國內(nèi)外汽車用千斤頂?shù)陌l(fā)展現(xiàn)狀和結(jié)構(gòu)特點，針對實際需要和當前技術(shù)水平，提出了電動千斤頂?shù)目傮w設(shè)計方案，并進行了概念設(shè)計、詳細設(shè)計和優(yōu)化設(shè)計。運用理論力學(xué)、材料力學(xué)、機械設(shè)計和優(yōu)化設(shè)計等原理，建立了優(yōu)化的數(shù)學(xué)和物理模型，對方案進行了計算機優(yōu)化計算，優(yōu)化設(shè)計汽車用千斤頂。本課題具體所做的主要工作有以下幾個方面： (1)對典型汽車用千斤頂?shù)囊延性O(shè)計方案進行了優(yōu)缺點分析和比較，提出了電動千斤頂?shù)脑O(shè)計方案。 (2)對新型汽車用于斤頂方案進行了概念設(shè)計和詳細設(shè)計，并對新型千斤頂進行了計算機輔助分析，包括力學(xué)分析和運動學(xué)分析，建立了相關(guān)數(shù)學(xué)模型。本文還使用Pro／Engiricer對新型千斤頂主要零部件及系統(tǒng)進行了三維建模。 (3)結(jié)合現(xiàn)代優(yōu)化設(shè)計理論和方法對新型千斤頂進行了優(yōu)化設(shè)計，采用了遺傳算法實現(xiàn)千斤頂?shù)膬?yōu)化計算，并對計算的結(jié)果進行了比較。結(jié)果證明遺傳算法優(yōu)化計算程序能更有效地滿足物體的優(yōu)化設(shè)計要求，具有一定的研究意義和實際應(yīng)用價值。 (4)對優(yōu)化設(shè)計結(jié)果進行校核檢驗，證明優(yōu)化結(jié)果是可靠的。 參考文獻 [1]黃軼逸．鋼絞線千斤項起重系統(tǒng)．建筑機械．2000， (8)：17 [2]徐祥興．SQD型松卡式千斤頂及成套技術(shù)的應(yīng)用．特種結(jié)構(gòu)．1998，15(4)：38～4l [3]陳瑜、劉春及．x線刀機械微調(diào)千斤頂．中國醫(yī)療器械雜志．1996，(5)：304 [4]鄭培杰．手柄驅(qū)動螺桿式螺旋千斤頂?shù)挠嬎銠C輔助設(shè)計．1992，(3)：7～9 [5]韓風(fēng)卿．臥式千斤頂及其某些設(shè)計問題.機電工程．1990， (4)：1-4 [6]黃承梯.直接傳動式電動千斤頂.北京市專利事務(wù)所，99241854．2 鐘書云、何礎(chǔ)堅、詹欣紆、彭錫斌.電動遙控千斤頂．中山市專利事務(wù)所．98233672．1 [7]李賢焱.液壓傳動及控制.重慶大學(xué)出版社，1993 [8]任海軍.液壓千斤頂油路系統(tǒng)的改進。液壓與氣動．1999， (3)：41 [9]肖忠文．現(xiàn)代設(shè)計與發(fā)展趨勢．長沙民政職業(yè)技術(shù)學(xué)院學(xué)報．2002，16(2)：46～48 [10]中國工商報.http://www.cicn.com.cn.2003.02.26 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