机械设计教程大作业-螺旋千斤顶设计方案.doc

机械设计教程大作业 姓名 班级 学号
机械设计教程大作业——螺旋千斤顶设计
一、要求条件
根据最大起升重量选择材料和螺纹尺寸，要求满足耐磨性条件、强度条件、稳定性条件和自锁条件。确定全部结构形式和尺寸，绘制装配图和螺母零件图。设计计算部分包括螺旋传动的材料选择，螺纹牙型的选择，工作能力计算和自锁性计算，其它结构的工作能力计算（螺母许用挤压应力[σp]≈1.5 [σb]）；地面承压能力计算，确定下支承面尺寸(木材许用挤压应力[σp] =3MPa)；人手的操作能力计算，确定手柄的直径和长度（人手最大操作力≈200N）。
根据学号尾数为3，对应的最大起升重量为Fmax=50kN，最大升距为hmax=300mm。
二、设计及计算
1、 螺杆的设计及计算
1.1、螺杆螺纹类型选择
螺纹根据牙形，分为普通螺纹、矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹。其中，本题选择梯形螺纹，右旋单线，截面为等腰梯形，牙型角α=30º，内外螺纹以锥面贴紧不易松动，基本牙型按照GB/T5796.2-2005规定。
1.2、选材
由于螺旋千斤顶受力较大，转速较低且为传力螺旋，由教材P98表2-38，选择45或50钢正火。本设计采用45钢。
1.3、确定螺杆直径
由耐磨性及设计公式
d2≥
依国家规定，∅=1.2~2.5，考虑到螺母为整体结构，取∅=1.2。又由于梯形螺纹，h=0.5P。由于为重载低速场合，螺母取ZCuAl10Fe3材料，则螺杆螺母为钢-青铜材料，[p]=18~25Mpa。由于∅<2.5，提高20%，故p=21.6~30Mpa，则取[p]=28Mpa，取f=0.09。代入数据，如下计算得到d2≥ = 0.8=0.8500001.2×22×106=34.82mm。
查询GB/T5796.2-2005，取d2=36.5mm，d=40mm，P=7mm，D4=41mm，d3=32mm（即以下计算中的d1），D1=33mm。校核Z=∅d2P=6.23<10，故满足要求。另外，螺杆上部与托杯相连接处有一退刀槽，其直径d0应比螺杆小径d1小0.2~0.5mm，圆整为d0=31mm，槽宽取1.5d=10.5mm。
1.4、强度校核
由于已经计算出d2=36.5mm，则强度校核所需数据如下：
螺纹升角γ=arctanPπd2=arctan7π×36.5=3.50°
ff
当量摩擦系数fv=fcosα=0.09cos30°=0.104
当量摩擦角ρv=arctanfv=arctan0.104=5.94°
螺杆所受转矩T=Fd22tanγ+ρv=50000×0.03652×tan3.5°+5.94°=151.72N·m
查教材P64表2-19，选用45钢正火处理时，σs=284Mpa，由表2-40知，许用应力[σ]= σs3~5，取
σ=σs3=2843=94.67Mpa
，所以
σca=4Fπd122+3T0.2d132=4×50000π×0.03222+3×151.720.2×0.03232=73.98Mpa<[σ]
故该尺寸满足设计要求。
1.5、稳定性校核
长径比较大的受压螺杆，工作中可能出现失稳，其稳定性需满足
Sc=FcrF≥S
对于传力螺旋，[S]=3.5~5。螺杆上升到最高位置时，视为上端固定下端自由，长度系数μ=2。由于螺母螺纹高度H=∅d2=1.2×36.5=43.8mm，由经验公式托杯支撑架高度B=1.5d=60mm，则螺杆的最大工作长度为l=Hmax+0.5H+0.6B=300+18.6+30.6=384.5mm，
故柔度λ=4μld1=4×2×384.532=96.13>90
因此需要进行稳定性计算。（其中，H由螺母的相关计算可知圆整为49mm）。
螺杆危险截面惯性矩为
Ia=πd1464=π×32464=51471.9mm4
碳钢的弹性模量E=206Gpa，则可计算有
Fcr=π2EIaμl2=π2×2.06×105×51471.92×384.52=176963.8N

Sc=FcrF=176963.850000=3.54>3.5
因此满足稳定性条件，设计合理。
1.6、自锁性校核
由公式γ=3.5°≤φv=arctanfcosα=arctanfv=arctan0.09cos30°=5.32°
所以满足自锁性，满足设计要求。
2、 螺母的设计及计算
2.1、选材
由于螺旋千斤顶工作属于重载低速场合，故由P98表2-38选择青铜材料ZCuAl10Fe3。
2.2、螺母高度
H=∅d2=1.2×36.5=43.8mm，

Z=HP=43.87=6.3<10，
因此满足要求，将之圆整Z=7，H=49mm。
2.3、外径D的设计
由拉伸强度公式来确定螺母外径D，外径D的设计应按照悬置部分的抗拉强度计算，假定悬置部分受全部载荷F，F 应扩大30%。考虑螺纹牙上摩擦扭矩对螺母的作用，则螺母悬置部分横剖面上最大拉应力及强度条件为
σca=1.3Fπ4(D2-d2)≤[σp]
其中，[σp]=1.5[σb]，取[σb]=40Mpa，则[σp]=60Mpa。代入数据，则有
D≥d2+5.2Fπσp=0.042+5.2×50000π×60×106=54.6mm
圆整为D=55mm。上缘凸出部分宽度由经验公式为D1=1.2D=66mm。上缘高度a=H/3=16.3mm，圆整为17mm。
2.4、强度校核
查表2-40，青铜螺母的[σb]=40~60Mpa，[τ]=30~40Mpa。螺纹大径d=D3=41mm，螺纹牙根部厚度b=0.65P（对于梯形螺纹）。
由公式τ=FZπdb=500007×π×0.65×7×41=12.2Mpa<τ
又由公式齿根强度=
弯曲应力及强度条件
σb=Mw=F(D1-D)/4πDa2/6=50000×0.011/4π×0.055×0.0172/6=16.52Mpa<[σb]
满足要求。
凸缘支撑面上的挤压应力及强度条件
σp=Fπ(D1-D)/4=50000×4π×0.011=5.79Mpa<[σp]
满足要求。
2.5、耐磨性条件

由公式p=FPπd2hH=50000×0.007π×0.0365×0.0035×0.0438=17.8Mpa<p=22Mpa
说明耐磨性满足要求。
3、 托杯设计及计算
托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用Q235钢模锻制成，其结构尺寸如下图。为使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，在托杯上表面制有滚花。为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡板。
当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动。因此在起重时，托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动，为了避免过快磨损，一方面需要润滑，另一方面还需要验算接触面间的压力强度。

式中：[p]为许用压强，应取托杯与螺杆材料[p]的小者。[p]取22Mpa。
图中杯厚δ取10mm，具体尺寸计算：
支撑架高度B=1.5d=60mm
托杯高度为h1=（1.5~1.8）d=60mm
托杯上部外径D10=(2.4~2.5)d=2.540=100mm
连接轴颈D11=(0.6~0.7）d=0.6540=26mm
支撑架直径D13=(1.7~1.9)d=1.840=72mm
托杯底部外径D12= D13-(2~4)=72-3=69mm
托杯底部内径Dh=D11+(2~3)=26+2=28mm
故
p=FπD122-Dh2/4=50000×4π×0.0692-0.0282=16.00Mp
即p=16.00Mpa<p=22Mpa，满足要求。
4、 手柄尺寸及计算
4.1、选材
常用Q235和Q215，本设计选用Q235。
4.2、手柄长度设计
如上图，扳动手柄的力矩：

K·Lp=T1+T2则
式中：K为加于手柄上一个工人的臂力，约为200N。

T1——螺旋副间的摩擦阻力矩，
T1=Fd22tanγ+ρv=151.72N·m
T2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩，查表2-39，钢-钢f=0.11~0.17，取0.12。
T2 = (D12+D11) fF/4=(69+26)×0.12×50000/4=142500N·mm
则 (K取200)
==1471.1mm
手柄计算长度Lp是螺杆中心到人手施力点的距离，考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离，手柄实际长度还应加上+（50～150）mm。手柄实际长度不应超过千斤顶，使用时可在手柄上另加套管。
因此，手柄实际长度
=++100=1471.1+36+100=1607.1mm，圆整为1607mm。
4.3、手柄直径设计
把手柄视为一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径dp，其强度条件为
σF=KLp0.1dp3<[σp]
故dp≥
==29.9mm 圆整为30mm。
式中：[σF]——手柄材料许用弯曲应力，
且当手柄材料为Q215和Q235时，[σF]=120Mpa。
4.4 结构
手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上圆球（图1―6），并用螺钉或铆合固定。

图中尺寸：dp =7.5mm，圆整为8mm，则有圆球直径为dp+(6~10)= dp+10=30+10=40mm。
5、 底座设计及计算
底座材料常用铸铁（HT150及HT200），本设计采用HT150。铸件的壁厚δ不应小于8～12mm，为了增加底座的稳定性，底部尺寸应大些，因此将其外形制成1∶10的斜度。底座结构及尺寸如下图

选择HT150为材料，图中δ取10mm，圆角r取5mm，圆角R取8mm；
圆台部分：
高度H1=Hmax+（14～28）mm =300+20=320mm；
上端内径D6=D+（5～10）mm =55+5=60mm，其中D为螺母下部外径；
底部内径D7=D6+H15=60+64=124mm。
底座底部外径D8=D72+4Fπ[σp]=1242+170.11=191.3mm
圆整为D8=192mm。
底座底部厚度为δ‘=1.3δ=13mm。
式中：[σp]——底座下枕垫物的许用挤压应力。对于木材，取[σp]=3Mpa。
圆柱部分：
高度H‘=H-a=49-17=32mm，其中H为螺母总高度，a为上凸缘高度；
外径D9=D6+2δ=60+20=80mm。
6、 其他零部件设计及计算
6.1 防止螺母松转的紧固螺钉（整体图中可见）

长度L>12(D9-D)=12.5mm，且L<12(D9-d)=20mm；
因此，查询GB/T71-1985，选择公称长度为16的M5×16。
6.2螺杆上下挡圈
上挡圈：由连接轴颈D11=26mm，查询螺栓紧固轴端挡圈GB/T 892-1986，选择公称直径D=32mm，厚度为H=5mm，孔径为d=10mm 的GB/T 892 32。
下挡圈：由螺旋副公称直径d=40mm，查GB/T 892-1986，选择公称直径D=50mm，厚度为H=5mm，孔径为d=12mm的GB/T 892 50。
6.3固定挡圈的上下螺钉
上螺钉：由d=10mm，查GB/T 71-1985，选用M10×30；
下螺钉：由d=12mm，查GB/T 71-1985，选用M12×35。
三、 思考题
1、怎样设计可以省力？
（1）从增大力臂角度：可以增大手柄的长度，这样相同载荷下施力就会减小。
（2）从减小摩擦角度：
a.可以在托杯底部使用轴承，用滚动摩擦代替滑动摩擦。
b.可以增加润滑。
2、 怎样设计可以节省操作空间？
（1）可以减小摩擦，使用轴承，增加润滑使得所需克服的力矩减小，以减小手柄的长度。
（2）可以使用套筒，套在短手柄上使力臂暂时加大，不用时卸下套筒。
（3）在手柄处设计成一个较大的圆盘，利用蜗轮蜗杆等装置，将原来手柄绕着螺杆做圆周运动改变为摇动圆盘，很短的手柄绕着螺杆运动，这样可以大大节省空间。