基于solidwork对小型电动双立柱式汽车顶升机的设计--大学毕业设计论文.doc

基于Solidworkd对小型电动立柱市汽车顶升机的设计【摘 要】小型电动双立柱式汽车顶升机，由左右各一个框型立柱，以及上下滚动安装在两个主立柱上的起落滑架，滑架上的左右两立柱各两个抬臂及一对托板组成。根据传动系统的不同，小型电动双立柱式汽车顶升机分为液压式传动和机械式传动，本文着重介绍机械式这一传动方式。由电动机、滑架和托臂构成的机构在顶升机的运行过程中表现在由电动机带动将放置在托臂上的汽车通过传动装置在立柱上上下滑动。在上个世纪初，美国的Rotary 公司创始人 Lunati所发明了液压式汽车顶升机，进一步验证了汽车顶升机在汽保行业所拥有的举足轻重的地位。但是就我国目前的情况来说，对汽车顶升机的制造起步较晚, 在上个世纪80年代初才借鉴国外的技术生产。但随着我国经济的快速增长，越来越多的私家车走入家庭，在顶升机制造领域，许多生产厂家对顶升机的强度、效率、持久性研究投入越来越重视。我此次的论文设计将依据山东生章丘市中屹涂装设备厂生产的汽车顶升机作为设计原型，通过Solidwork和AutoCAD分别画出汽车顶升机的三维立体模型和二维平面图。在已知汽车重量范围、顶升高度、顶升时间以及自重的前提下，对整个顶升机做了详细的研究，并最终确定了总体研究设计方案，采取了单个电机传动、螺旋传动带动链传动和带传动的设计结构方案。在有了顶升机传动设计计划后，再分别对顶升机本身的强度和刚度进行校核计算，并在常规的状态下，校核该设计并要求满足在规定的使用年限里不发生失效。 关键词：机械传动、螺旋传动、托臂。【Abstract】Small electric double column type automobile lifting machine, by about a box type column, and upper and lower rolling installation landing on two main upright carriage, sliding frame on the left and right two columns for each of the two lifting arm and a pair of plate. According to the different transmission system, the small electric double upright post lift machine is divided into hydraulic drive and mechanical drive, this paper focuses on the mechanical transmission mode. By motor, a sliding frame and a bracket composed of institutions in lifting the operation process of the machine performance is driven by the motor will be placed cars in the bracket by gearing up and down on the column sliding. In the beginning of the last century, the United States Rotary company founder Lunati invented the hydraulic car jack up machine, further verify the car top lift in the car insurance industry has a pivotal position. But on the current situation of our country, the automobile lift machine manufacturing started late in the last century, the early 80's to learn from foreign technology production. However, with the rapid growth of China's economy, more and more private cars into the family, in the top lift manufacturing field, many manufacturers on the top lift strength, efficiency, durability research into more and more attention. This paper design the basis Shandong students Zhangqiu Yi coating equipment factory production of the roof of the car or machine as a prototype, through SolidWorks and AutoCAD were painted car jacking machine 3D model and 2D planar graph. In the known vehicle weight range, the top lift, lifting time and the weight of the premise, on the top hoist do the detailed research, and ultimately determine the overall design scheme, take the single motor drive screw drives the chain transmission and the transmission scheme design. After the top hoist transmission design plan respectively, then on jacking machine of its own strength and stiffness calculation of and under the regular state, check the design and asked meet in the required service life of failure.Keywords ：Mechanical drive, screw drive, arm. 25目录第一章 绪 论11.1 本课题的研究背景11.2 汽车顶升机在国内外的研究现状11.3 设计步骤及主要内容21.4 设计该顶升机的目的和意义2第二章 顶升机总体结构的设计32.1 整体的尺寸和结构32.2 电路传动路线的设计42.3 相关同步装置的选择42.4主体电机的选择5第三章 立柱与托臂的设计73.1 立柱的校核与计算73.2 托臂的分析与校核103.3 对于相关联接件的计算与校核12第四章 针对传动系统的设计144.1 螺旋传动的设计144.2 链传动的选择224.3 带传动的选择26第五章 结论305.1 设计该课题得出的结论30参考文献31致 谢32附 录33第一章 绪 论1.1 本课题的研究背景改革开放以来，我国经济迅猛发展，国民生活水平的提高，越来越多的私家车深入家庭，对汽车服务业的需求也越来越高，对于顶升机的需求总是供不应求，因为它是现在的汽车4s店的维修必备工具。但是就我国目前技术来说，独立拥有足够的生产规模和知识产权的厂家很少，对顶升机的各方面性能的研究还很匮乏，所以我认为在目前这么一个环境下，对我国汽车顶升机的改进设计是十分有必要的，希望我的设计和改进能够为我国这个行业的瓶颈带来突破性的效果。1.2 汽车顶升机在国内外的研究现状实际上，美国在1925年就已经生产了世界上第一架汽车顶升机，它是由气缸调节的单柱顶升机，但是由于当时技术和条件的限制；所以在安全性能方面不能够保障。直到1966年，第一台双柱汽车顶升机在德国出现，这意味着顶升机研究方面取得的更大的突破，但是这种顶升机直到11年之后才在其他国家相继投入生产。在如今的汽车顶升机市场上，双柱汽车顶升机的销量逐年增长。而在我国对这方面的研究起步较晚,直到上个世纪末才借鉴国外的技术生产出第一台汽车顶升机。但随着我国的汽车行业的快速发展, 私家车成为了目前我国人民追求更高物质生活的主流，因此与汽车相关的服务业也随之蓬勃发展,特别是汽车顶升机的需求量年年都在上升。生产汽车顶升机的厂家如雨后春笋般一个接着一个冒出来，但目前顶升机国产货质量上不敢恭维。所以造成了目前许多厂家都将注意力转移到怎样提升顶升机的质量与市场竞争力这一形势。1.3 设计步骤及主要内容1.3.1 顶升机整体尺寸大小的设计根据顶升机实际承载能力及一般轿车的尺寸，构造出主体整个框架的大小1.3.2 对顶升机各部分传动系统进行优化首先需要考虑的就是电机，对传动系统初始条件的设计需要以电机为基础;其次，安全系统也必不可少，还需对螺旋传动中的丝杠螺母进行改进，能够满足急停和安全保险的必要条件。1.3.3 顶升机各个零部件的设计。对顶升机内部的连接装置和传动装置进行优化设计，对主立柱以及托臂进行设计与校核计算。 1.4 设计的目的和意义1.4.1 设计的目的通过全面的分析与计算，来设计出一种能够更加经济适用的电动式双柱顶升机，它需满足在顶升车辆的应用范围上应该更广泛和在维修厂所处的工作环境上更优化。1.4.2 设计的意义 经过对顶升机整个系统的精密的设计与计算，了解了顶升机的构造以及对其传动系统有了更清澈的认知，方便顶升机被人们了解，对顶升机的应用以及日后对其改进都有很重要的现实意义。 第二章 顶升机总体结构的设计2.1 整体的尺寸和结构小型电动双立柱式汽车顶升机主要由主立柱、滑套、底座三大部分组成。对顶升机整体的设计需满足汽车在顶升机上的停放平衡稳定同时还要能满足在修理工在对汽车进行修理时，不妨碍工作。具体尺寸如表2-1所示：最大顶升重量最大顶升高度 顶升时间电机功率框架尺寸本身重量3000 kg1750mm50 S3 KW3396*50*2630750 kg 表2-12.1.1 立柱立柱是U型实心结构，厚度为50mm，电动机焊接在右立柱中上端，传动丝杠装固在立柱上下端的轴承座内。2.1.2 滑套传动螺母与滑套相连接且带动托架升降;滑套内包含导间轮，主滚轮，滑套需承受托架上下运动内部所产生的侧向力并对其内部产生导向的效果。2.1.3 底座底座上固定着两主立柱;底座与地基通过地脚螺柱来固定;而且在底座内部设有链传动以及相关的松紧装置。2.2 电路传动路线的设计本人做此设计最终选用传动方式是机械传动，原因有如下几点：1.性能安全可靠；2.传动结构简单3.内部零件对加工精度的要求不高4.维修人员拆装维修方便5.经济实用。虽然机械传动相对其他传动方式来说使用寿命较短，但就目前的改进技术来说，机械传动的这个缺点也在逐步得到相应的改善。传动路线为：电动机转动带动皮带传动，再由皮带传动将动力传给主螺旋副传动，接着主螺旋副传动将传动信息反馈给链传动，最终到达副螺旋副传动。2.3 相关同步装置的选择顶升机左右两立柱上与滑套连接的四个托架，应保证同时上下滑动。我设计时所采用的链传动结构。同步性能方面可靠，结构相对于其他传动结构来说比较简单，本身的重量小，安全方面大可放心，而且传动的效率还较高，唯一的不足就是需要将链传动的张紧装置设置到最方便。2.4 主体电机的选择（1） 电动机的类型的选择根据小型电动机的工作要求和相关工作条件，还要兼顾电动机的经济方面和维护保养方面，最终选用Y（IP44）系列三相异步电动机1。（2） 电动机容量计算电动机的性能方面只需考虑其功率就行。功率 =总能量（重力势能）/时间代入数据得P=mgh/t=1.05kw电动机功率PL=P/其中,传动装置的总效率 =12234 =0.471为带传动的效率.取0.952为轴承的效率,取0.983为丝杠传动的效率,取0.554为链传动的效率,取0.94所以PL=1.05/0.47=2.23我们知道，在电动机刚启动的时候，都会受到相关制动影响，所以选择电动机的功率需满足：PN1.1*PL=1.1*2.23=2.453 KW工作温度为常温，满足条件,因此我最后确定的电动机功率为3 KW经查询相关资料2，确定电动机的各个指标如表2-2所示: 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 表2-2（3） 电动机额定转速的选择选择的电动机满足所有条件，电机的额定转速为n1=1440 r/min。 2.5.1 顶升行程H顶升行程的意思是顶升机将汽车顶升一定高度，这段高度就是顶升行程。顶升行程与维修人员身高有关，一般维修工都是男性，根据本人的身高来考虑，最大顶升行程最终选定1.75m。2.5.2 升降速度升降速度也是个关键性因素，因为它关乎到生产效率的高低，电动机功率的大小，操作过程是否足够安全以及布置一些机构方面等。现在的市场上售卖的顶升机的顶升速度通常在13m/min这个范围内，经过仔细的考虑，我设计时最终选定的顶升速度为2.1m/min。第三章 两边立柱与四个托臂的设计3.1 立柱的校核与计算图3-1 主立柱受力分析图3.1.1 立柱的强度校核3.1.1.1 校核正应力强度MAX=Mmax/W (3-1） =MC/W=2748272.1×0.1/253.83=1082.72Kg cm2许用应力选: =541×100/(9.8×5)=1102.04Kg/cm2max<,满足强度条件。3.1.1.2 校核剪应力强度max=QmaxS/(ZB)=QC/(ZB/S) (3-2)=5234.804Kg/(16.436×28.2cm)=11.294Kg/cm2选S=235MPa,而许用应力=235×1009.8×5=479.59Kg/cm2,max<,满足强度条件。图3-2 主立柱三维立体图3.1.1.3 折算应力强度校核 X=MY/ (3-3a)=2748272×0.1×11.0881/2814.519=1082.71Kg cm2 X=QS/B (3-3b)=5234.804×171.24/(2814.519×28.2)=11.29Kg /cm2Y=-X (3-3c) 对在点的受力分析上图所示 =(2+32)-2 (3-4)所以,=(082.712+3×11.292)-2=1082 kg/ cm2<=1102 kg/cm2。3.1.2 小型电动双立柱式汽车顶升机主力柱的分析计算3.1.2.1 主立柱的刚度分析与计算经查询弹性模量E为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。3.2 托臂的分析与计算图3-4 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=3.85cm3.2.2 将托臂近似的当成静载荷下的悬臂梁。已知条件：悬臂梁总长 I = 1.17m集中载荷 P = 7000N弹性模量 E = 196GPa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 ；fAPl3/3EI ； 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a =(-7.327×10-3)° 3.2.3 托臂的校核前面计算已得到 =333.59cm2截面上半部分静矩 S=112.8cm3,I/S=333.59/112.8=3mm3.2.3.1 校核正应力强度max=Mmax/ =Mc/ Wx1=8190m/47.2cm3 = 173.517MPa (3-15)许用应力选:>600MPa,max<,满足强度条件。3.2.3.2 校核剪应力强度=Q×S/I(a-b)=7000Kg×112.8mm/3mm×(100-88) mm = 21.93MPa。 (3-16)选:S=235MPA,<,满足强度条件。3.3 对于相关联接件的计算与校核在顶升机中对螺栓的要求进行设计，目前主要有M10，M20这两种，亦需要对螺栓进行校核的分析计算，以能够满足安全方面的要求.螺栓的材料选用优质碳素钢螺栓的预紧：根据公式F0（0.60.7）sA (3-17)式中，s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T0.2F0dd-螺栓的公称直径当d为10时，s/Mpa>=355 (3-18)根据公式计算得F<=16720.5N当d为20时，F03.3441N (3-19)预紧力采用100N就可足以满足所需条件。螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为：p=F/d0Lminp (3-20)式中,p-许用应力，Lmin=1.25d0螺栓的剪切强度条件为：=4F/d2 (3-21)受力最大F为10KN，许用应力p=80MPa, =509.5 MPa，螺栓被挤断的可能性比被夹断几率大,sMpa355，满足许用要求，因此螺栓螺母的选择符合顶升机的需求。所以当d=20时也可以满足连接条件，也能对安全方面加以保障。第四章 针对传动系统的设计4.1 螺旋传动的设计4.1.1 螺旋传动初始条件的确定(见表4-1)表4-1 初始条件的确定项目数值单位轴向载荷螺杆材料螺母材料轴向载荷与运动方向螺杆端部结构螺杆最大工作长度两支承间的最大距离1500045号钢含油MC尼龙反向两端固定1750.001800.00N无无无无mmmm4.1.2 设计过程（1）由于该顶升机是由整体出发考虑，所以我设计的取1.80。（2）由资料4可知校核时许用压强是15 MPa。（3）螺杆中径的选择可根据公式令=H/ d2 得 (4-1) 该公式可用于梯形螺纹(GB5796.186) 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d232取d2为42（4）螺距P可以和公称直径可同时选出查相关资料可知15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)计算可得z=10.8，h（螺纹的工作高度）=0.5p或h=0.75p 我此次的螺纹是梯形螺纹和矩形螺纹，所以h=4mm。（5）工作压强p可由确定代入数据得p=2.3 MPaP,所以用该螺母可以保证结构的稳定。（6）驱动力矩T由公式 (4-4a)T1=F d2/2tan(+v) (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。4.1.3 螺旋副尺寸参数如表4-2所示表4-2 螺旋副尺寸参数名称代号数值关系式外螺纹大径内螺纹大径螺距牙顶间隙基本牙型高度dD4pacH149.0048.008.000.504.00D4=d+2acH1=0.5p内螺纹牙高外螺纹牙高牙顶高内螺纹小径外螺纹小径外螺纹中径内螺纹中径外螺纹牙顶圆角牙底圆角原始三角形高H4h3ZD1d3d2D2R1R2H4.54.52.0040.0039.0044440.250.5014.9H4=H1+ac=0.5p+ach3=H1+ac=0.5p+acZ=0.25p=H1/2D1=d-2H1=d-pd3=d-2h3d2=d-2Z=d-0.5pD2=d-2Z=d-0.5pR1max=0.5acR2max=acH=1.866p4.2 链传动的选择4.2.1 链传动初始条件的确定如表4-3所示：项目数值单位中心距初值传递功率小链轮转速平均传动比大链轮转速传动种类传动速度中心距条件载荷性质原动机种类张紧装置2500,可上调或下调5%32621,可大或小0.5%262水平传动低速传动(v3m/s)可调中等冲击电动机或汽轮机张紧轮mmKWr/minr/min表4-3 初始条件的确定4.2.2 设计步骤及计算公式 （1）链轮齿数的选择与确定应参照链速选取见（表4-4）16表4-4 链轮齿数的选择链速0.60.338>8151919232325我所选择的z1齿数为25。（2）设计功率的计算：根据公式Pca=KAPKz/Kp2.57 KW。 （4-12）式中P 传递功率KW；KA 工况系数；查表可知5，取1.5Kz小链轮齿数系数；查机械设计图7，取1Kp 多排链排数系数，查资料可知8，取1.75（3）确定链条型号和节距p由以上计算可得功率Pca和主动链轮转速n1,查询功率和转速相关功率图9可得，确定链条的型号为16A，再查表10可知节距应选用=25.4。对节距的条件要求：在高速运行下，应保证传动时尽量平稳，同时还要保证内部结构保持紧凑，所以节距应选用较小的。（4）小链轮毂孔许用直径dkdkmax=120时 （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 当小链轮毂孔许用直径满足不了所需条件时，可适当增大链轮齿数或传递功率进行重新验算。（5）链条速度的计算：根据公式 （ 4-14）2.77 (6)初定中心距根据7可知，初步确定中心距为a0=(30-50)p，因为此次设计中有张紧轮的存在，所以a0应去的尽量大些，我设计时所取的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） 设计时需注意避免过渡链节的使用，设计的链节数量Lp应为偶数则 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48；但是对于那些对速度要求较低、传动对整个路线没多大影响或者在已经确定了作用力的大小时，n无需取用太大数值，最终通过计算可得径强度安全系数为11.13,能够满足我此次设计的要求。 （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=qv2AFc=qv×2A（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p/p许用磨损伸长率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代号小链轮齿数大链轮齿数单位关系式排距分度圆直径齿顶圆最大直径齿顶圆最小直径ptddamaxdamin18.1186.3996.0890.6276.23 68.4718.1186.3996.0890.6276.23 68.47mmmmmmmmmmmmd=p/(sin(180/z)°)damax=d+1.25p-drdamin=(1-1.6/z)p-drdf=d-drdg<pctg(180/z)°-1.04h-0.76 (h:内链板高)齿根圆直径df齿侧凸缘或排间槽直径dg4.3 带传动的选择4.3.1 带传动设计的前提（表4-6）表4-6 前提条件项目数值单位电机功率小带轮转速大带轮转速初定轴间距31440262270千瓦(W)转/分(r/min)转/分(r/min)毫米(mm)4.3.2 设计过程及校核计算（1）设计功率的计算计算功率Pca是按照传递功率P和带的工作前提而确定的Pca=KAP 式中： KA工作情况系数，因为顶升机工作时对载荷变化和工作时间要求较高，查资料2取KA=1.2 P所需的传递功率，KW代入数据则Pca =1.2*3=3.6 kw（2）选择V带的类型 由计算功率Pca和小带轮的转速n1可知，最终确定V型带的型号为Z型。（3）带轮的基准直径Dd的确定并对带速V进行验算1） 初选小带轮的基准直径Dd1根据V的带型，参考资料10确定小带轮的基准直径Dd1=56又i12= n1/ n2=5.5则dd2=5.5*56=3082） 验算带速V根据公式8-13可得 =4.22 m/s =4.22m/s当带传动的功率保持不变时，传动的有效拉力会随着带速的提高而降低，所以带的根数或者V带横截面积相应的减少，能够从一方面减少带传动的总体尺寸；但是随着带速的提高，V带的离心力也会因为带速的变化而增大，一定时间段内的循环次数也会增多，这对V带的保养来说是极为不利的，而且还会影响带传动的抗疲劳强度和减短带传动的寿命。 所以，对带速的要求不宜过高或过低，大致带速的选择范围在v=5-25m/s内。 故重新选择 dd1=80 则 根据18 取dd2=500则V1=6m/s V2=6m/s符合要求（4）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld 1）由公式15 代入数据得364a01040可初步确定中心距a0=420 2）计算相应的带长Ld0 =1734根据表8-2，选取Ld =1800mm3） 计算中心距及其变动范围传动的实际中心距a=a0+(Ld-Ld0)/2 =420+66/2 =453经过对带轮的误差分析思量后，确定了中心距变化的大致范围：(5) 对小带轮上的包角1进行验算查询相关资料可知14，由于12，f1f2，因此，打滑只可能发生在小带轮上，为了提高带传的带轮动的工作能力，应使 上述条件中：1，2小带轮的包角 f1， f2 总摩擦力(6)确定带的根数z 式中，K小带轮包角修正系数;查表8-5，取0.95KL带长修正系数，查表8-2，取1.14 代入数据，得Z =8.7故选取带的根数Z为9根（7）确定带的初拉力F0同时考虑到离心力和包角对初拉力的影响， 计算出V带所需的最小初拉力应为 带入数据，可得(F0)min = 56.5 N 对于新安装的V带，初拉力应为1.5(F0)min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3(F0)min（8）计算带传动的压轴力FP在对带轮轴的轴承进行设计时，同时要对带传动过程中所产生的作用在轴上的压轴力进行相关的计算 =2143N式中，1为小带轮的包角第五章 结论5.1 结论在已知汽车重量范围、顶升高度、顶升时间以及自重等各种数据做为依据，通过计算和校核得出主立柱、托臂和滑套和强度，以及对传动过程中的传动方式进行了系统的设计。为了在运行状态下的安全和让维修人员的操作能够更方便，这就需要对顶升机的整体结构作出规划。同时对电动机的选择进行分析，筛选出最适合本次设计中所需要用到的电动机类型。其次确定了主立柱和托臂的主要尺寸参数，并对它验证校核；最后对传动系统的各传递件进行了设计。本文的重点是对主立柱和托臂设计，在按照标准选定了主要尺寸后，进行校核验证以及电动机的使用，将顶升机运行时对顶升机内部的损耗降到最低。随着我国经济的迅猛发展，越来越多的汽车及相关行业也在蓬勃发展着。对于现在的汽车顶升机这个领域而言，安全性能和质量问题是设计的关键所在。此篇论文是依照中国目前生产的汽车顶升机作为参照依据，对顶升机各部分的主要构造进行深层次的分析与计算，对立柱以及托臂的承受能力进行了强度以及刚度的校核，对传动系统，包括螺旋传动、带传动和链传动进行了选择与校核计算；为了保证了我此次设计的汽车顶升机的安全实用性，还从多方面对急停性能以及安全保养方面的设计采用了含油MC尼龙螺母13，全方面升级我所设计顶升机，使其能用的更久，减小噪音的影响，价格更加便宜实惠。参考文献1 阎治安，崔新艺，苏少平. 电机学，西安交通大学出版社，普通高等教育“十一五”国家级规划教材，20112 机械设计联合编写组. 机械设计手册，第3卷. 北京：化学工业出版社，19833 刘鸿文. 材料力学，高等教育出版社，普通高等