课程设计螺旋千斤顶.doc

辽宁信息职业技术学院
装备制造系

课程设计论文

题目： 螺旋千斤顶

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论文题目………………………………………………………第2页

正 文………………………………………………………第3页～第 19 页

评语及成绩……………………………………………………第20页

论文题目：

附 图：

结 果
设计规定：设计一个人力驱动的螺旋千斤顶，示意图如下：

一、千斤顶的概述
千斤顶是一种起重高度小(小于1ｍ)的最简朴的起重设备。它有机械式和液压式两种。机械式千斤顶又有齿条式与螺旋式两种。千斤顶按工作原理分为：螺旋千斤顶、齿条千斤顶、油压千斤顶。
二、螺旋传动的设计和计算
1、螺旋传动的应用和类型
螺旋传动是运用螺杆（丝杠）和螺母组成的螺旋副来实现传动规定的。它重要用于将回转运动转变为直线运动，同时传递运动和动力。它具有结构紧凑、转动均匀、准确、平稳、易于自锁等优点，在工业中获得了广泛应用。
（1）按螺杆与螺母的相对运动方式，螺旋传动可以有以下四种运动方式：
①螺母固定不动，如图

螺杆转动并往复移动，这种结构以固定螺母为重要支承，结构简朴，但占据空间大。常用于螺旋压力机、螺旋千斤顶等。
②螺母转动，如图

螺杆做直线移动，螺杆应设防转机构，螺母转动要设立轴承均使结构复杂，且螺杆行程占据尺寸故应用较少。
③螺母旋转并沿直线移动，如图

由于螺杆固定不动，因而二端支承结构较简朴，但精度不高。有些钻床工作台采用了这种方式。
④螺杆转动，如图

螺母做直线运动，这种运动方式占据空间尺寸小，合用于长行程螺杆。螺杆两端的轴承和螺母防转机构使其结构较复杂。车床丝杠、刀架移动机构多采用这种运动方式。
本次设计的螺旋千斤顶是运用了上图（a）的运动方式，即螺母固定不动。
（2）按照用途不同，螺旋传动分为三种类型。
①传力螺旋以传递动力为主，规定以较小的转矩产生较大的轴向推力，一般为间歇性工作，工作速度较低，通常规定具有自锁能力。如图：

②传导螺旋以传递运动为主，这类螺旋常在较长的时间内连续工作且工作速度较高，传动精度规定较高，如图：

③调整螺旋用于调整并固定零件间的相对位置，一般不经常转动，规定能自锁，有时也规定很高精度，如带传动张紧装置、机床卡盘和精密仪表微调机构的螺旋等。
本次设计的螺旋千斤顶就是运用了传力螺旋这种传动类型。
2、螺旋传动的计算
按照螺旋副摩擦性质的不同，螺旋传动又可分为滑动摩擦螺旋传动（简称滑动螺旋）、滚动摩擦螺旋传动（简称滚动螺旋）和静压滑动螺旋传动（简称静压螺旋）。
在螺旋传动中，结构最简朴应用最广泛的是滑动螺旋，滑动螺旋副工作时，重要承受转矩和轴向拉力（或压力）的作用，由于螺杆和螺母的旋合螺纹间存在着较大的相对滑动，因此，其重要失效形式是螺纹牙破损。滑动螺旋的基本尺寸通常根据耐磨条件拟定。对于传力螺旋还应校核螺杆危险截面的强度；对于青铜或铸铁螺母以及承受重载的调整螺旋应校核其自锁性；对于精度传动螺旋应当校核螺杆的刚度；对于受压螺杆，当其长径比很大时，应校核其稳定性；对于高速长螺杆，应校核其临界转速；规定自锁时，多采用单线螺纹，规定高效时，多采用多线螺纹。
（1）一般螺旋机构的计算
一般螺旋机构当螺杆转Ψ角（rad）时，螺母轴向移动的位移L（mm）为:
L=SΨ/2π （式3.1）
则式中S为螺旋线导程（mm）。
假如螺杆的转速为n(r/min)时，则螺母移动速度v(mm/s)为:
V=Sn/60 （式3.2）
（2）差动螺旋机构与复式螺旋机构的计算

1-机架 2-螺杆 3-螺母 4-导向杆
图3.4 差动螺旋机构
上图的螺旋机构中，螺杆1上有A、B两段螺旋，A段螺旋导程为SA（mm），B段螺旋导程为SB（mm），两者旋向相同，则当螺杆转Ψ角（rad）时，螺母轴向移动的位移L（mm）为：
L=（SA-SB）Ψ/2π （式3.3）
假如螺杆的转速为n(r/min)时，则螺母移动速度v(mm/s)为：
L=（SA-SB）n/60 （式3.4）
由上式可知：当A、B两螺旋的导程SA、SB接近时，螺母可得到微小位移，这种螺旋机构称为差动螺旋机构（又称微动螺旋机构），常用于分度机构、测微机构等。
假如两螺旋的旋向相反，则螺母轴向移动的位移L为：
L=（SA-SB）Ψ/2π （式3.5）
移动速度为： V＝（SA-SB）n/60 （式3.6）
这种螺旋机构称为复式螺旋机构，适合于快速靠近或离开的场合。
滑动螺旋传动工作时，螺杆和螺母重要承受转矩和轴向载荷（拉力或压力）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。滑动螺旋传动的重要失效形式是螺纹磨损。因此，通常根据螺旋副的耐磨性条件，计算螺杆中径及螺母高度，并参照螺纹标准拟定螺旋的重要参数和尺寸，然后再对也许发生的其他失效逐个进行校核。
3、螺旋传动的设计和选材
滑动螺旋的结构涉及螺杆、螺母的结构形式及其固定和支承结构形式。螺旋传动的工作刚度与精度等和支承结构有直接关系，当螺杆短而粗且垂直布置时，如起重及加压装置的传力螺旋，可以采用螺母自身作为支承的结构。当螺杆细长且水平布置时，如机床的传导螺旋（丝杠）等，应在螺杆两端或中间附加支承，以提高螺杆工作刚度。
螺母结构有整体螺母、组合螺母和剖分螺母等形式。整体螺母结构简朴，但由磨损而产生的轴向间隙不能补偿，只适合在精度规定较低的场合中使用。对于经常双向传动的传导螺旋，为了消除轴向间隙并补偿旋合螺纹的磨损，通常采用组合螺母或剖分螺母结构。运用螺钉可使斜块将其两侧的螺母挤紧，减小螺纹副的间隙，提高传动精度。
传动用螺杆的螺纹一般采用右旋结构，只有在特殊情况下采用左旋螺纹。
螺杆和螺母材料应具有较高的耐磨性、足够的强度和良好的工艺性。
表3.1 螺杆与螺母常用的材料
螺纹副
材料
应用场合

螺杆
Q235 Q275 45 50
轻载、低速传动。材料不热解决
40Gr 65Mn 20GrMnTi
重载、较高速。材料需经热解决，以提高耐磨性
9Mn2V GrWMn 38GrMoAl
精密传导螺旋传动。材料需经热解决

螺母
ZcuSn10P1 ZcuSn5Pb5Zn5

一般传动
ZcuAL10Fe3 ZcuZn25AL6Fe3Mn
重载、低速传动。尺寸较小或轻载高速传动，螺母可采用钢或铸铁制造，内空浇铸巴士合金或青铜
4、螺旋机构耐磨性的计算
耐磨性计算尚无完善的计算方法，目前是通过限制螺纹副接触面上的压强ｐ作为计算条件，其校核公式为：
P＝≤[P] （式3.7）
式中，F为轴向工作载荷（N）；A为螺纹工作表面投影到垂直于轴向力的平面上的面积（mm²）；d2为螺纹中径(mm)；P为螺距(mm)；h为螺纹工作高度(mm)，矩形与梯形螺纹的工作高度h=0.5P,锯齿形螺纹高度h=0.75P；z=H/P为螺纹工作圈数，H为螺纹高度(mm)，[p]为许用压强(MPa)。
表3.2 滑动螺旋传动的许用压强
螺纹副材料
滑动副速度/(m·min-1)
许用压强/MPa
钢对青铜
低速
<3.0
6~12
>15
18~25
11~18
7~10
1~2
钢-耐磨铸铁
6~12
6~8
钢-灰铸铁
<2.4
6~12
13~18
4~7
钢-钢
低速
7.5~13
淬火钢-青铜
6~12
10~13
注：ø<2.5或人力驱动时，[p]可提高20%；螺母为剖分式时，[p]应减少15%-20%。
为便于推导设计公式，令ø =H/d2，代入整理后得螺纹中径的设计公式为：
d2≥ （式3.8）
对矩形、梯形螺纹，h=0.5P，则：
d2≥0.8 （式3.9）
对锯齿形螺纹，h=0.75P，则
d2≥0.65 （式3.10）
ø值根据螺母的结构选取。对于整体式螺母，磨损后间隙不能调整，通常用于轻载或精度规定低的场合，为使受力分布均匀，螺纹工作圈数不宜过多，宜取ø=1.2～2.5；对于剖分式螺母或螺母兼作支承而受力较大，可取ø=2.5～3.5；传动精度高或规定寿命长时，允许ø=4。
根据公式计算出螺纹中径d2后，按国家标准选取螺纹的公称直径d和螺距P。由于旋合各圈螺纹牙受力不均，故z不宜大于10。
5、螺母螺纹牙的强度计算
螺纹牙多发生剪切与弯曲破坏。由于一般情况下螺母材料的强度比螺杆低，因此只需校核螺母螺纹牙的强度。假设载荷集中作用在螺纹中径上，可将螺母螺纹牙视为大径D处展开的悬臂梁，螺纹牙根部的弯曲强度校核公式为：
= 3Fh/πDb²z≤[] （式3.11）
剪切强度校核公式为：
τ=F/zπDb≤[τ] （式3.12）
式中D为螺母螺纹的大径(mm)；b为螺母螺纹牙根部宽度(mm)；可由国家标准查得，也可取矩形螺纹b=0.5P，梯形螺纹b=0.65P，锯齿形螺纹b=0.74P；[] 、[τ]分别为螺母螺纹牙的许用弯曲应力和许用切应力(MPa)。
表3.3 滑动螺旋副材料的许用应力
项 目
许用应力/ Mpa
钢制螺杆
[σ]=σS/3~5 σS为材料的屈服极限/ MPa
螺 母
材料
许用弯曲应力[σb]
许用切应力[τ]
青铜
40~60
30~40
耐磨铸铁
50~60
40
铸铁
45~55
40
钢
（1.0~1.2）[σ]
0.6[σ]
注：静载荷许用应力取大值。
若螺杆与螺母的材料相同，由于螺杆螺纹的小径d1小于螺母螺纹的大径D，故应校核螺杆螺纹牙的强度，这时公式中的D应改为d1。
6、螺杆强度校核
螺杆受轴向力F及转矩T的作用，危险截面上受拉（压）应力σ和扭转切应力τ。根据第四强度理论，τ螺杆危险截面的强度校核公式为
式13
式中，d1为螺杆螺纹的小径（mm）；[σ]为螺杆材料的许用应力（MPa），见表1.8；T为螺杆所受转矩(N·m)；由式T=Ftan(λ+ρν)。
7、螺杆稳定性校核
对于长径比大的受压螺杆，当轴向力F超过某一临界载荷FC时，螺杆也许会忽然产生侧向弯曲而丧失稳定。因此，对细长螺纹应进行稳定性校核。螺杆的稳定性条件为
式14
式中，S为稳定性安全系数，对于传力螺旋取S=3.5～5；对于传导螺旋取S=2.5～4；对于精密螺杆或水平螺杆取S>4。
临界载荷FC与螺杆的柔度γ及材料有关，根据γ=的大小选用不同的公式计算。
当γ≥85～90时，根据欧拉公式计算，即
式15
式中，FC为临界载荷（N）；E为螺杆材料的弹性模量（MPa），对于钢E=2.06×105；I为危险截面的惯性矩（mm4），I=，d1为螺杆螺纹内径(mm)；μ为长度系数，与螺杆端部结构有关，见表1.9；L为螺杆最大受力长度(mm)；i为螺杆危险截面的惯性半径(mm)，I==。
表1.9 长度系数μ
螺杆端部结构
μ
两端固定
0.5
一端固定，一端不完全固定
0.6
一端固定，一端自由（如千斤顶）
2
一端固定，一端铰支（如压力机）
0.7
两端铰支（如传导螺杆）
1
注：用下列办法拟定螺杆端部的支撑情况：
采用滑动支承时：
lo为支承长度，do为支承孔直径，lo/do<1.5铰支；lo/do=1.5～3不完全固定；lo/do>3固定。
采用滚动支承时：
只有径向约束时为铰支；径向和轴向都有约束为固定。
当γ<85～90时；对σb≥380MPa的碳素钢（如Q235、Q275）
Fc=(304-1.12γ) 式16
当γ<85～90时，对σb≥470MPa的优质碳素钢（如355、45）
Fc=(461-2.57γ) 式17
当γ<40时，无需进行稳定性计算。
8、自锁性校核
对于规定自锁的螺旋传动，应校核是否满足自锁条件，即
式18
式中，ƒν为螺纹副的当量摩擦系数，见表1.10
表1.10 螺旋传动螺旋副的当量摩擦系数ƒν（定期润滑）
螺旋副材料
钢和青铜
钢和耐磨铸铁
钢和铸铁
钢和钢
淬火钢和青铜
ƒν
0.08～0.10
0.10～0.12
0.12～0.15
0.11～0.17
0.06～0.08

三、千斤顶的工作原理和设计
1、千斤顶的工作原理
千斤顶有机械千斤顶和液压千斤顶等几种，原理各有不同。从原理上来说，液压传动所基于的最基本的原理就是帕斯卡原理，就是说，液体各处的压强是一致的，这样，在平衡的系统中，比较小的活塞上面施加的压力比较小，而大的活塞上施加的压力也比较大，这样可以保持液体的静止。所以通过液体的传递，可以得到不同端上的不同的压力，这样就可以达成一个变换的目的。我们所常见到的液压千斤顶就是运用了这个原理来达成力的传递。螺旋千斤顶是通过往复扳动手柄，拔爪即推动棘轮间隙回转，小伞齿轮带动大伞齿轮、使举重螺杆旋转，从而使升降套筒获得起升或下降，而达成起重拉力的功能，但不如液压千斤顶简易。 2、千斤顶的设计
设计螺旋千斤顶，已知轴向载荷F=10000N，起重高度为l=124mm，方案图3.1所示。

图3.1千斤顶结构图
1. 选择材料
由表1.2选材料为45钢，由手册查σ=355Mpa；螺母材料锡青铜为ZCuSn10P1，由表1.3查得[p]=11Mpa；取单头右旋梯形螺纹，α=30º，β=15º，螺母为整体螺母。
2. 耐磨性计算
(1) 取Ф=2
(2) 计算d2
d2≥0.8=0.8×=17.06
由计算出的d2查手册拟定螺纹的标准值为
d=24 mm、D=24.5 mm
d1=18.5 mm，D1=19 mm
d2（D2）=21.5
P=5 mm
(3) 计算螺母高H
H=Фd2=2×21.5=43mm
(4) 计算旋合圈数z
z===8.6<10
(5) 校核螺纹副自锁性
λ=arctan===4.23º
由表1.5查得fv=0.01,ρv=arctan0.10=5.71º,λ≤ρv,满足自锁条件。
1） 螺母螺纹牙强度校核
由表1.4查得青铜螺母螺纹牙许用弯曲应力[σь]=40～60Mpa、许用剪切应力[τ]=30～40Mpa；梯形螺纹的螺纹牙根宽度b=0.65P=0.65×5=3.25mm；梯形螺纹的螺纹牙工作高度h=0.5P=0.5×5=2.5mm。
(1) 弯曲强度校核
σь===10.72≤[σь] 合格
(2) 剪切强度校核
τ===4.65≤[τ] 合格
2） 螺杆强度校核
(1) 由表1.4查得螺杆许用应力[σ]===71Mpa
(2) 螺杆所受转矩T=Ftan(λ+ρν)=10000×
tan(4.23º+5.71º)=18955N·mm
(3)
σca====40.13≤[σ] 合格
3. 螺母外部尺寸计算
a) 计算D3
螺母悬置部分受拉伸和扭转联合作用，为计算简朴，将F增大30%，按拉伸强度计算得
σ=≤[σ]
式中，[σ]为螺母材料的许用拉伸应力，可取[σ]=0.83[σb]，由表1.4取[σb]=50Mpa，因此[σ]=0.83[σb]=41.5Mpa。故
D3≥==31.5mm
取D3=35 mm
b) 拟定D0和a
按经验公式D0=（1.3～1.4）D3及a=拟定。
D0=（1.3～1.4）×35=45.5～49mm 取D0=48 mm
a===14.3 取a=15 mm
c) 校核凸缘支承表面的挤压强度，强度条件为
σp=≤[σp] 合格
d) 校核凸缘根部弯曲强度
σp===7.88 Mpa≤[σb]=50 Mpa 合格
e) 校核凸缘根部剪切强度，强度条件为
τ=≤[τ]
式中，螺母材料的许用切应力[τ]=35Mpa
故 τ==6 Mpa≤[τ] 合格
4. 手柄设计计算
拖杯与手柄的结构
a) 拟定手柄长度
手柄上的工作转矩为
T=FHLH=T1+T2=
式中，T1、T2分别为螺纹副摩擦力矩及拖杯与接触面摩擦力矩（N·mm）；fc=0.15为拖杯与支承面的摩擦系数；D0为托杯底座与支承面接触部分外径（mm），由经验公式D0=（1.6～1.8）d拟定，取D0=45mm；d0为托杯底座与支承面接触部分内径（mm），取d0=18mm,FH为手作用在手柄上的力（N）,如一人连续工作，手作用力通常取FH=150～200N,取FH=180N；LH为手柄有效长度（mm）。
故 180 LH=
得 LH=246 mm 取LH=350 mm
b) 拟定手柄直径dk
选手柄材料为45钢，σS=355MPa,许用弯曲应力=237～178 Mpa，取[σb]=200 Mpa。
手柄的弯曲强度条件为
σb=
因此，dK≥=147.75mm, dK =20mm。
托杯其他部分尺寸为
托杯高h=(0.8～1)Do=36～45mm 取h=36 mm
铰支头高h1=(1.8～2) dK =36～40mm 取h1=36mm
5. 螺杆稳定性校核
(1) 计算柔度γ=
螺杆一端固定，一端自由，长度系数μ=2；螺杆最大受力长度L由起重高度l、螺母高H、铰支头高h1及螺杆轴向预留余量△决定，因L=l+H+h1+△=124+43+36+12=215mm；螺杆危险截面惯性半径i==4.625mm 。
γ===92.97
(2) 计算临界载荷
I===5749.9mm4
由于γ=92.97≥85～90，因此FC===63161.13N
=6.3≥S=4 合格
四、螺旋千斤顶图形的绘制
千斤顶的轴测图：

指导教师评语：

指导教师签字：

指导教师推荐意见：

指导教师签字：

论文成绩

答辩组长签字