螺旋千斤顶设计计算说明书PB12009032-杜文文

第一篇：螺旋千斤顶设计计算说明书PB12009032-杜文文

《精密机械设计基础》大作业

螺旋千斤顶 设计计算说明书

PB12009032 杜文文

目录

1.设计题目......................................................2 2.设计任务......................................................2 3.设计要求......................................................2 4.工作原理及结构简图............................................3 5.螺杆设计......................................................4 6.螺母设计......................................................7 7.手柄设计......................................................8 8.底座设计......................................................9 9.托盘设计......................................................9 10.参考资料.....................................................10

一．设计题目

螺旋千斤顶

最大起重量：

Qmax＝10kN，最大升距：

Hmax＝200mm

二．设计任务

1.设计计算说明书一份(10页，3000字)。2.装配图一张(1号)，主要零件图。

（螺杆、螺母、支座等）

3.选择螺旋材料，设计螺旋尺寸，校核螺旋自锁条件、强度和稳定性。4.选择螺母材料，设计螺纹圈数和螺母其它部分尺寸。5.确定手柄的截面尺寸和长度。6.要求运动轻便灵活。

7.设计其它部分的结构和尺寸。

三．设计要求

1.装配图

a.视图符合国家标准，装配关系正确，结构布置合理，能满足设计要求。

b.正确标注装配尺寸及轮廓尺寸，主要配合尺寸要标注配合精度。

c.列出零件明细表及标题栏，提出必要的装配技术要求。2.零件图

a.零件图表达完整合理，比例合适，尺寸形状与装配图一致。

b.尺寸标注完整合理，标注粗糙度、尺寸公差、材料、热处理和技术要求等。3.写出设计计算说明书(16开纸10页3000字左右)应包括:

a.设计任务和设计原始数据；

b.结构方案的分析和选择(结构,牙形,材料,强度,失效,安装,工艺,标准化等)；

c.设计计算应参考有关资料按步骤进行，写明计算公式，代入原始数据，写出结果和单位。计算公式和设计参数标明来源[1],[2]...。d.列出参考资料[1],[2]...。

四．工作原理及结构简图

从图中可以看出，千斤顶的工作原理是：通过螺杆和螺母组成的螺旋副来实现将物体有低处向高处的传送的，并使托杯中的物体做直线运动，从而实现我们的传动要求。其中，螺母固定，当手柄旋动的时候，螺杆通过与螺母的螺旋副的运动，螺纹之间产生自锁，使装有重物的托杯往上运动。

从其工作原理中可以看出，这对螺杆与螺母螺纹的耐磨性、稳定性等要求较高，同时对底座及其他相应材料的强度也有一定的要求。

其机构特点是简单易操作，便宜制造。

五．螺杆设计

1.材料选择

螺杆材料常用Q235、Q275、40、45、55等。这里我选45钢。

2.螺杆结构选择

(1)螺旋传动选择：螺旋传动按其螺旋副的摩擦性质不同，分为滑动螺旋副，滚动螺旋副和静压螺旋副。滑动螺旋副结构简单，便于制造，易于自锁，所以螺旋千斤顶选择滑动螺旋副。

(2)滑动螺旋采用的螺纹类型有矩形、梯形和锯齿形。其中以梯形和锯齿形螺纹应用最广。本设计中千斤顶的螺纹选择梯形螺纹，并为右旋的方式。因为其内外螺纹以锥面贴紧不易松动，对中性好，并牙根强度高，同时采用单线螺纹，螺纹的自锁性也比较高。

3.螺杆尺寸设计及校核

（1）按耐磨性计算螺纹中径

利用教材表9-1，由螺旋副材料得许用压强[P]=18～25 Mpa，取为均值18Mpa；螺距为P；螺纹工作高度为h=0.5P;ζ=H/d2;采用整体式螺纹，ζ=1.2-2.5，则取ζ=1.4；而千斤顶载荷10KN，Fa=10000N；则：

d2≥FP = hζp10000FP =15.9mm；

0.53.141.4181060.5Pζp根据计算得的错误！未找到引用源。选择螺纹及螺杆的尺寸(GB/T 5796.2-2005，GB/T 5796.3-2005，)：

螺距（外螺纹）P=4mm；公称尺寸d=20mm;中径错误！未找到引用源。=18mm;外螺纹小径d3=15.5mm;查询机械设计手册(第五版)12篇第一章螺旋传动，依次计算得轴的径向尺寸：

D=32mm;D1=14mm;D2=30mm;

(2)螺杆轴向尺寸设计（参考 图12-1-2）

工作行程为200mm；

则轴向从上依次取：l1=12mm;h1=26mm;螺母高度H=ζ*d2=25.2mm,取26mm;此时螺母螺纹圈数Z=H/P=6.5；

则轴的螺纹部分长度l2200+24mm,取230mm； 螺纹退刀槽取2mm；

螺杆轴端螺钉为标准件，取M610，(3)螺纹自锁校核

自锁条件是v，式中：为螺纹升角；v为螺旋副当量摩擦角，v=arctanfv，当螺旋副材料为钢对青铜时取f0.08～0.10,n=1;fv1.155f0.104;

=arctan(n*P / d2)=arctan（1*4/3.14/18）4.05°

v=arctan0.1045.94° <5.94°，所以满足自锁条件.=4.05°

(4)螺杆强度校核

由机械设计手册（第五版）表12-1-3，螺纹摩擦力矩： 45号钢屈服极限S355Mpa;

Mt1=1/2*d2*Ftan(+V)=0.5×18×10000×tan(4.05°+5.94°)=15853 N·mm； 带入表12-1-2中式4：

4FT cad230.2d311对45号钢： 22故 s3~5s435588.75MPa4

ca88.75Mpa符合强度要求。(5)稳定性校核

在正常情况下，螺杆承受的轴向力

410103158533F必须小于临界载荷Fcr。则螺杆稳3.1415.520.215.5364.56MPa定性条件为：

22Ssc 又临界载荷可按欧拉公式计算，即

FcrSs F2EIa FscL2d化简为：Facm32；

L4d344同时，m2mm，取m2.510;644Fac36075N 又螺杆的稳定性安全系数Ss为：2.5-4，则：

SscFsc360753.6Ss F10000由上式可知，本设计满足螺杆的稳定性设计。

六．螺母设计

1.螺母材料选择为铸锡青铜

则：许用应力b40～60Mpa，30～40Mpa； 其挤压许用应力为：1.4b56～84Mppa，取其平均值为70Mpa;拉伸许用应力为：0.832b32.28～49.92 Mpa，取其平均值为41.1Mpa。

2.螺母尺寸设计：

根据图12-1-2：H=26mm；D2=30mm；D3=42mm；b=6mm;内螺纹大径D4=20.5mm；D1=16mm；

3.强度校核

（1）螺纹牙强度校核

梯形螺纹的螺纹牙根部宽度b0.65P0.6542.6mm 青铜螺母的30~40MPa 考虑剪切强度

F101039.19MPa，所以满足条件 33D4bZ3.1420.5102.6106.5

（2）螺母凸缘拉伸强度校核 拉伸应力：  1.2FD422d21.210000(3010432)(20103)230.56Mpa，满足条件

螺母凸缘与底座接触表面的挤压强度：

pF42(D3D2)242104101033230103214.7MPap，满足条件；

七．手柄设计

1.手柄材料

由于螺旋千斤顶是手动产生力矩，普通碳素钢即可满足强度要求，这里手柄材料选择Q235,许用弯曲应力120Mpa； 2.由前面知道，驱动螺旋运动的驱动力矩

T1=Mt1=1/2*d2*Ftan(+V)=0.5×18×10000×tan(4.05°+5.94°)=15853 N·mm； 同时考虑托杯与螺杆间的摩擦力矩

1D3D1；其中f取0.1-0.12； T2Ff223DD11323143312087Nmm 则T210100.123321423而通常人手施加的力Fb取100N；

故手柄长度L(T1T2)Fb(1585312087)100279.4mm，取280mm； 3.手柄直径设计 考虑手柄弯曲应力：

aTWaa32TT（材料力学第6章）3132d13227940d13312010613.3mm，取15mm； 4.锁定手柄的球状螺钉

为方便手持，球直径取25mm，螺钉M48;;八．底座设计

1.材料

底座需要较好的抗压强度，选用灰口铸铁即可 2.尺寸设计

由于该千斤顶为最大起重10KN，壁厚一般取8-10mm，取10mm； 斜度取1:10；底座下底D5取80mm；则各部分尺寸可以计算得到：

D41.4D598mm，取112mm

螺母凸缘直径D3=42mm;底座上底宽度取60mm则底座高度 底座厚度S(1.52)15mm;

HdD5D3斜度SHb(8060)1015266235mm；

九．托盘设计

1.材料

托盘相对比较薄，需要承受较大的弯曲应力及压应力，且与载重接触面间摩擦很大，需要有较低缺口灵敏性，因此选择铸钢ZG230-450；

2.尺寸

由前面的参数的托盘参数：

厚度1取8mm；D1=14mm；h=D=32mm；底面直径Df=螺杆D直径除去倒角，取30mm；

为了增加稳定性，斜度取1:4，则支撑面直径DWDf2h1;446mm在工作面上开槽减少加工面大小：槽数取4；宽度取10mm；

参考资料

1.《精密机械设计》.庞振基、黄其圣.机械工业出版社 2.《Mechanics of materials fifth eddition》R.C.HIBBELER.3.《工程材料及成型技术》.林建榕.高等教育出版社.4.《机械设计手册（第五版）》第3卷.5.《金属工艺学》.邓文英.郭晓鹏.

第二篇：螺旋千斤顶设计计算说明书

螺旋千斤顶设计计算说明书

精04 张为昭 2010010591

目录

一、基本结构和使用方法-----------3

二、设计要求---------------------3

三、基本材料选择和尺寸计算-------3

（一）螺纹材料和尺寸---------3

（二）手柄材料和尺寸---------8

（三）底座尺寸---------------9

四、主要部件基本尺寸及材料-------9

五、创新性设计-------------------9

一、基本结构及使用方法

要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：

AA

该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千 斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动 手柄，即可将重物举起。

二、设计要求

（1）最大起重量：Fmax25kN；（2）最大升距：hmax200mm；（3）可以自锁；

（4）千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[p]3MPa；（5）操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。

三、基本部件材料选择及尺寸计算

（一）螺纹材料和尺寸

考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。（1）材料选择

千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。（2）螺杆尺寸设计

螺旋副受力如下图所示：

1、耐磨性设计

由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：

pFPF d2hHZd2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。

为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z10。

为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比耐磨性的要求是：

p[p]

H。d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=2.5，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。

由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：

d2FP h[p]对梯形螺纹，h0.5，代入上式求得： Pd2³19.352mm

查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得实际旋和圈数Z=7.75。

故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合 圈数Z=7.75。

2、强度设计

已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺纹中径：d2=31mm； 螺纹升角：g=arctannP»5.863°； pd2当量摩擦角：rn=arctanfn； 当量摩擦系数：fn=fcosa。

2由于螺杆－螺母为钢－铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=0.14。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。

联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：

Tmax»97.408N×m

已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()»74.220MPa 23pd10.2d1 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应

力：

[s]=ss4=88.75MPa

则有：sca<[s]，即已选定螺纹可以达到强度条件。

3、自锁性设计

千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值0.14，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn»8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP»5.863°，所以自锁性条件可以满足。pd25

4、稳定性设计

稳定性条件：

Sc=Fcr³[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数［S］=3.5。

由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度 系数m为2.0。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此 时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的 柔度：

4L104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：

2EIa2Ed12Fcr89.585kN(L)2(L)264Sc3.583.5故稳定性条件可以满足。

综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。

（3）螺母尺寸设计

由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为7.75。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：

1、剪切强度校核

剪切强度条件：

t=Fmax£[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为7.75； 螺纹公称直径：d=36mm;螺纹牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。

代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。

2、弯曲强度校核

弯曲强度条件：

sb=其中牙高：h=5.5mm；

3Fmaxh£[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。

代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。

3、抗挤压强度校核

由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：

a2=Fmax»6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]»1.5[sb]=75MPa，显然满足

sp<[sp]的抗挤压强度准则。

4、螺母外部尺寸设计

由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。

由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=77.5mm，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。

为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：

Fmax

sp=£[s]p2p(D2-D12)/4

对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：

1.5sb=100MPa,最后 3D280mm

为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：

t=Fmax£[t]

pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：

H1=60mm 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此

时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准 得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查 标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对 精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定 同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺 母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差 为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为3.2，未接触面Ra 可选为12.5以降低加工成本。

（二）手柄材料及尺寸（1）材料选择

综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。（2）长度设计

由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，则 手柄的有效作用长度应为：

TL=max»488mm

200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑 到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上 加上一部分，最终应设计长度为520mm。（3）直径设计

手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为97.408Nm，则力的分布图如下所示：

剪力图

弯矩图

可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：

4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：

97.408N×m s=30.1D由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：

sca=s2+3t2£[s]

当安全系数为2时，许用应力[s]=600MPa=300MPa,代入第

s2 四强度理论计算式，并联立剪应力、切应力计算公式，求得手柄直径：

D=15mm 综上所述，手柄长520mm，直径15mm。

（三）底座尺寸

千斤顶使用时的下支承面为木材，许用挤压应力为3MPa，则由抗击压强度准则：

Fsp=max£[sp]=3MPa

S=其中S为下支承面尺寸，解上述不等式，得S³8334mm2，为满足易于组

sb装及各方向受力均匀的要求，选择下支承面为环形结构，内径尺寸为100mm可以满足准则要求，综合考虑到千斤顶本身具有的重量、体积和使用时的稳定性，将外径尺寸设计为180mm。

综上所述，下支承面设计为环形，内径100mm，外径180mm。

四、主要部件基本尺寸及材料

（1）螺杆螺纹：Tr36´10-6g，45号钢；

（2）螺母螺纹：Tr36´10-6H，HT200耐磨铸铁；（3）手柄：长度500mm，直径15mm，45号钢；

（4）底座：外径180mm，内径100mm，HT200灰铸铁。

五、创新性设计

（1）手柄加上橡胶手柄球而非普通塑料手柄球，既节约成本，又易于拆卸，减少千斤顶存放的体积；

（2）为了携带方便，给千斤顶外壳加上把手；（3）为提高外壳强度，给外壳加上肋板；

（4）为了使用过程中省力，在托举部分和旋转的螺杆间加入推力轴承51105，并在相关旋转部件处涂润滑油以减小使用阻力；（5）为了增强千斤顶对托举点形状的适应能力，将托举部件顶部由杯状改成平顶，同时为了减小对被托举物的损害，给托件部分加上橡胶保护套；（6）在千斤顶底部设计成密封用的橡胶盖，使千斤顶在存放时，螺旋运动部件免受灰尘侵扰。

第三篇：螺旋千斤顶设计说明书

螺旋千斤顶设计说明书

姓名：班级: 学号: 2012年11月3日

设计要求：

一、设计题目：设计一螺旋千斤顶，已知起重重量50kN，起重高度250mm。

画3# 装配图一张，设计说明书一份。

二、结构原理、结构简图、组成、受力分析。

三、螺杆的设计计算

四、螺母的设计计算

五、底座的设计

六、手柄的设计计算

七、托杯的设计

图1 结构原理图

1.螺杆的设计与计算

1.1螺杆螺纹类型的选择

选择梯形螺纹，牙型角α=30˚,梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙型按GB/T5796.1-2005的规定。选取螺杆材料为45钢。确定螺杆直径：

按耐磨性条件确定中径d2对于梯形螺纹，其设计公式为：

d20.8F/[p]

对于整体式螺母，为使受力分布均匀,螺纹工作圈数不宜过多，宜取1.2～2.5;此处取

1.5,许用压力P2Mpa从滑动螺旋传动的许用压强表中查得：人力驱动时，P可提高20%。故得

P201200024Mpa

带入设计公式，得

d224.5mm

按国家标准选择公称直径和螺距为：

Dd32mmd2d329mmP6mm1.2自锁验算

自锁验算条件是v d2d725mm

varctanf/cosarctan0.08/cos15o 4.73onp/d2arctanarvtan6/29

3.77ov

且螺纹中径处升角满足比当量摩擦角小1°，符合自锁条件。

1.3结构设计

根据图2进行螺母的结构设计

（1）螺杆上端用于支承托杯10并在其中插装手柄7，因此需要加大直径。手柄孔径dk的大小根据手柄直径dp决定，dk≥dp十0.5mm。

（2）为了便于切制螺纹，螺纹上端应设有退刀槽。退刀槽的直径d4应比螺杆小径d1约小0.2~0.5mm。退刀槽的宽度可取为1.5P，取d4d10.528.5mm。（3）为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍小于d1的圆柱体。

图2 螺杆顶端

1.4螺杆强度计算

螺杆受力较大，应根据第四强度理论校核螺杆的强度

强度计算公式为：

ca232F/A23T/W2

其中T为扭矩

TFtanvd2/2

查书上表5—8可得s360MPa

s/3120MPa

已知F50kN，又 TFtanvd2/2108.35Nm2A1/4d2490.625mm2

Wd133066.4mm3代入校核公式，得

ca118MPa

ca满足强度要求。

1.5稳定性计算

细长螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，为此应按稳定性条件验算螺杆的稳定性。

Fcr/F2.5~4

螺杆的临界载荷Fcr与柔度s有关 其中sl/i 取2

lH5t1.5d(2505*61.532)mm328mmiI/A1/2d125/4mm6.25mm其中I为螺杆危险截面的轴惯性矩。将以上数据代入柔度计算公式，得

s23286.25104.9640

需进行稳定性校核。实际应力的计算公式为：

2Fcr2EI/l

其中IiAi12d2431400

E210GPa 将上述数据代入公式得

Fcr210309.4kN Fcr/F2.5~4

螺杆满足稳定性要求

2.螺母设计计算

2.1选取螺母材料为青铜

确定螺母高度H'及工作圈数u'

H'd21.52943.5mm

u'H'/t43.567.25mm

考虑退刀槽的影响，取实际工作圈数为

u'u1.57.251.58.75

'应当圆整，又考虑到螺纹圈数u越多，载荷分布越不均，故u不宜大于10，故取

'9

H'u't9654mm

图3 螺母

2.2校核螺纹牙强度

螺母的其它尺寸见图3，螺纹牙多发生剪切与弯曲破坏。由于螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母螺纹牙的强度。

（1）剪切强度校核

已知Dd32mm

D2d229mm 剪切强度条件为：

F≤[] Dbb0.65P0.656mm3.9mm []30~40MPa，查书上表5—13得：梯形螺纹：则剪切强度为 5000014.17MPa

323.99[]

符合剪切强度条件。

（2）弯曲条件校核

弯曲强度条件为：

3Fh[b]

Db2查书上表5—13得：[b]40~60MPa，h0.5P0.56mm3mm 则弯曲强度为

3453=29.44Mpa 323.929[b]

符合弯曲强度条件。

2.3配合：

（1）采用H8配合。r7（2）为了安装简便，需在螺母下端（图1―3）和底座孔上端（图1―7）做出倒角。（3）为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉，查书上表5—2选择紧定螺钉。

3.托环的设计与计算

3.1托杯材料的选择

选择托环材料为Q235钢。

3.2结构设计

结构尺寸见图4。

为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，应在托杯上表面制有切口的沟纹。为了防止托杯从螺杆端部脱落，在螺杆上端应装有挡板。

3.3接触面强度校核

查表得Q235钢的许用压强为P225MPa 为避免工作时过度磨损，接触面间的压强应满足

PFP 22(D12D11)4根据图1-4，取相关尺寸为：

D110.6d0.632mm19.2mm

D102.5d80mmD131.8d58mmD12D134mm54mm

P5000025.3MPaP

(54219.22)4接触面压强满足要求，选材合理。

图4 托杯顶端

4.手柄的设计计算

4.1手柄材料的选择

选择手柄材料为Q235钢

4.2计算手柄长度Lp 扳动手柄的力矩：KLpT1T2，则

LpT1T2 K取K200N

v)又 T1Ftan(d297.51Nm 2T2(D12D11)fF/4(19.266)0.08345/488.39NmLP

T1T297.5188.39m929.5mm K200手柄实际长度为：

Lp929.5581001058.5mm 2由于手柄长度不超过千斤顶，因此取Lp350mm，使用时在手柄上另加套筒。

4.3手柄直径dp的确定

把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径Dp，强度条件为

FKLp0.1d3p[F]

得设计公式为

dp3KLp0.1[F]

已知[F]120MPa

dp32001058mm26.03mm

0.1120取dp30mm

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挡环，并用螺钉固定，选择开槽沉头螺钉GB/T67 M816

5.底座设计

5.1选择底座材料

选择底座材料为HT200，其p2MPa

5.2结构设计

图5 底座

H1(H20)mm(25020)mm270mmD6(D38)mm(548)mm62mmH1250(62)mm112mm 554F450000D8D721122mm210mmp2D7D6取10mm，则有

H'a(5418)mm36mm

参考文献

【1】 吴宗泽，罗圣国；机械设计课程设计手册；北京：高等教育出版社；2006.05 【2】 濮良贵；机械设计；北京：高等教育出版社；2012.02

第四篇：千斤顶设计计算说明书

哈尔滨工业大学

机械设计作业设计计算说明书

题目：设计螺旋起重器（千斤顶）系别： 班号： 姓名：

日期：2014.10.12

哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书

题 目：设计螺旋起重器

设计原始数据： 起重量：FQ=30KN 最大起重高度：H=180mm

目 录

1.选择螺杆、螺母的材料·······································3 2.耐磨性计算··················································3 3.螺杆强度校核················································4 4.螺母螺纹牙的强度校核······································4 5.自锁条件校核················································5 6.螺杆的稳定性校核···········································5 7.螺母外径及凸缘设计·········································6 8.手柄设计····················································6 9.底座设计····················································7 10.其他零件设计··············································8 11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图·························8 12.参考文献···················································8

1.选择螺杆、螺母的材料

考虑到螺杆承受重载，需要有足够的强度，因此选用45钢，需要调质处理。由参考文献[3]表10.2查得45钢的抗拉强度σb=600MPa，屈服强度

σs=355MPa。

螺母是在重载低速的工况下使用的，并且要求与螺杆材料配合时的摩擦系数小、耐磨，因此，螺母的材料选择铸造铝青铜ZCuAl10Fe3。

2.耐磨性计算

螺杆选用45钢，螺母选用铸造铝青铜ZCuAl10Fe3，由参考文献[1]表5.8查得，钢对青铜的许用压强[p]=18~25MPa，由表5.8注释查得，人力驱动时，[p]值可提高约20%，即[p]=21.6~30MPa,取[p]=25MPa。由参考文献[1]表5.8查得，对于整体式螺母，系数ψ=1.2~2.5，取ψ=2.5。

按照耐磨性条件设计螺杆螺纹中径d2，选用梯形螺纹，则螺纹的耐磨性条件为

ps=

FQpd2hH≤[p]

H以消去H，得 d2计算螺纹中径d2时，引入系数ψ=

FQp

d2≥0.8h[p]FQ

对于梯形螺纹，h=0.5p，则

d2≥0.8[p]=0.830000=19.6mm 225以上三式中，FQ—螺旋的轴向载荷，N；

p —螺距，mm；

d2—螺纹中径，mm；

h —螺纹工作高度，mm；

H—螺母旋合高度，mm；

ps—螺纹工作面上的压强，MPa；

[p]—许用压强，MPa。

根据螺纹中径d2的取值范围，由文献[3]表11.5查得，取螺杆的公称直径d=32mm，螺距p=6mm，中径d2=29mm，小径d1=25mm，内螺纹大径D4=33mm。

说明：此处如果选择螺杆的公称直径d=24mm，螺距p=3mm，中径d2=22.5mm，小径d1=20.5mm，内螺纹大径D4=24.5mm，螺杆的强度校核不满足要求。

3.螺杆强度校核

螺杆的断面承受轴向载荷FQ和螺纹副摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度理论为

4FQ16T1≤ [σ]

σ=

d23d311式中：FQ—轴向载荷，N；

d1—螺纹小径，mm；

T1—螺纹副摩擦力矩，N·mm，T1=FQtan(ψ+ρ’）

d2； 22

2[σ]—螺杆材料强度的许用应力，MPa，[σ]=

s。3~5查参考文献[1]表5.10，钢对青铜的当量摩擦系数f ‘=0.08~0.10,取 f ‘=0.09，则螺纹副当量摩擦角ρ’=arctan f ‘=arctan0.09=5.1427°。

ψ为螺纹升角，ψ=arctan

16np=arctan=3.7679°。

29d2把已知的数据带入T1的计算公式中，则得

T1=30000tan(3.7679°+5.1427°)=68201N·mm

2代入强度计算公式，则

43000016682013

σ==72.2MPa 23252522由参考文献[1]表5.9可以查得螺杆材料的许用应力[σ]=

s，3~5σs=355MPa，[σ]=71~118MPa,取[σ]=95MPa。

显然，σ≤[σ]，螺杆满足强度条件。4.螺母螺纹牙的强度校核 由系数ψ=

H可求得螺母的旋合高度H=ψ×d2=2×29=58mm。d2螺母螺纹牙根部的剪切强度条件为

τ=

FQZD4b≤[τ]

式中：FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p64

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

30000

τ==7.4MPa

10333.9查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用剪切应力[τ]=30~40MPa，显然，τ≤[τ]。

螺纹牙根部的弯曲强度条件为

σb=

3FQlZD4b2≤[σb]

式中：l—弯曲力臂，l=

D4d23329==2mm；

FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p6

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

3300002

σb==11.4MPa

10333.92查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用弯曲应力[σb]=40~60MPa。显然，σb≤[σb]，由上述计算分析可知，螺母螺纹牙满足强度条件。5.自锁条件校核 由ψ=3.7679°，ρ’=5.1427°，得

ψ≤ρ’ 因此，满足自锁性条件。6.螺杆的稳定性校核 受压螺杆的稳定性条件为

Fc≥2.5~4 FQ式中：Fc—螺杆稳定的临界载荷，N；

FQ—螺杆所受轴向载荷，N。

螺杆的柔度值为

λ=

4l d1式中：l—螺杆的最大工作长度，mm。当螺杆升到最高位置时，取其顶端承受载荷的截面到螺母高度中点的距离作为最大工作高度，则

l=180+

H螺母2+h手柄座+l退刀槽

查参考文献[3]表11.25得，l退刀槽=7.5mm。手柄直径d手柄=24mm(将在手柄设计中给出这一尺寸的计算），由结构尺寸经验公式得

h手柄座=（1.8~2）d手柄=43.2~48mm 取h手柄座=44mm。

代入数值计算得

l=180+29+44+7.5=260.5mm

μ—长度系数，对于千斤顶，可看作一端固定，一端自由，故取μ=2。代入以上数值计算得

λ=

42260.5=83.36

25对于45钢调质（淬火+高温回火），当λ<85时，有

d1490490252 Fc===100648.8 N 410.0002210.000283.36242于是有

Fc100648.8= =3.35≥2.5

30000FQ因此，螺杆满足稳定性条件。

7.螺母外径及凸缘设计

螺母外径由结构尺寸经验公式得

D2 ≈1.5d=1.5×32=48mm 螺母凸缘外径由结构尺寸经验公式得

D3 ≈1.4D2=1.4×48=67mm 螺母凸缘厚度由结构尺寸经验公式得

b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm 取b=14mm。

8.手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间相对转动的阻力矩和托杯支撑面之间的摩擦力矩。

设F为加在手柄上的力，取F=200N，L为手柄长度，则

FL=T1+T2

式中：T1—螺纹副之间相对转动的阻力矩，N·mm；

T2—托杯支撑面之间的阻力矩，N·mm。由前述计算可得

T1=68201N·mm

331D2~4D12

T2=fFQ3D2~42D221

式中：D—手柄座直径，mm，由结构尺寸经验公式得

D=(1.6~1.8)d=(1.6~1.8)×32=51.2~57.6mm 取D=52mm；

D1—螺柱与托杯连接处直径，mm，由结构尺寸经验公式得

D1=(0.6~0.8)d=(0.6~0.8)×32=19.2~25.6mm 取D1=22mm。

托杯选用铸铁，手柄选用Q215，摩擦因数f=0.12，则

524222=67200N·mm T2=0.123000035242222233于是有

L=T1T26820167200=≈677mm

200F取L=200mm，加套筒长500mm。

手柄直径

d手柄≥3FL

0.1b查教材可知[σb]=

s1.5~2，查参考文献[3]可知，σs=205MPa,则

[σb]=102.5~136.7MPa，取[σb]=110MPa。

代入数值计算得

d手柄≥3200677=23.1mm

0.1110取手柄直径d手柄=24mm。

9.底座设计

螺杆下落到最低点，再留10~30mm空间，底座铸造拔模斜度1:10，厚度选择8mm。

D5由结构设计确定，则D5=128mm。由结构尺寸经验公式得

D4=1.4D5=1.4×128=179mm 结构确定后，校核底面的挤压应力

σp=

FQD424D52=

3000017947

21282=2.4MPa

底面材料选用HT100，查参考文献[3]表10.3得，当铸件壁厚δ=2.5~10

时，σb≥130MPa，[σp]=(0.4~0.5)σb=(0.4~0.5)×130=52~65MPa。

显然，σp≤[σp]，满足设计要求。

10.其他零件设计

⑴ 螺杆顶部和底部的挡圈及螺钉尺寸设计

螺杆底部必须有一个挡圈，并用螺钉加以固定，以防止螺杆全部从螺母中旋出。托杯在相应的位置也要设置挡圈，以防止托杯与螺杆脱离。

挡圈的直径略大于螺杆外径，所以，顶部挡圈直径取为26mm，底部挡圈直径取为36mm。

根据结构尺寸经验公式得螺钉大径为

d3=(0.25~0.3)D1=(0.25~0.4)×22=5.5~8.8mm 取其直径为M8，根据GB/T 5783—2000确定其他尺寸。

⑵ 紧定螺钉尺寸设计

对于螺母与底座分开的结构，为了防止螺母随螺母转动，必须用紧定螺钉加以固定，紧定螺钉的直径取为M6，根据GB/T71—1985确定其他尺寸。

⑶ 托杯尺寸设计

托杯直径根据结构尺寸设计经验公式得

DT=(2.0~2.5)d=(2.0~2.5)×32=64~80mm 取DT=70mm。

托杯高度根据结构尺寸设计经验公式得 h=(0.8~1)D=(0.8~1)×52=41.6~52mm 取h=42mm。

托杯顶部开槽的槽深和槽宽根据经验公式得

a=6~8mm

t=6~8mm 取a=8mm，t=8mm。

⑷ 倒角、铸造圆角及拔模斜度设计 所有加工表面需要倒角。拔模斜度取为1:10。铸造圆角R=2mm。

11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图 见附A2图纸。

参考文献

[1] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.[2] 张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.[3] 王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学

出版社，2010.

第五篇：螺旋千斤顶设计指导书

螺旋千斤顶设计指导书

螺旋千斤顶的设计

千斤顶一般由底座1，螺杆

4、螺母

5、托杯10，手柄7等零件所组成（见图1—1）。螺杆在固定螺母中旋转，并上下升降，把托杯上的重物举起或放落。

设计时某些零件的主要尺寸是通过理论计算确定的，其它结构尺寸则是根据经验公式或制造工艺决定的，必要时才进行强度验算。

设计的原始数据是；最大起重量Q（KN）和最大提升高度l（mm）。

螺旋千斤顶的设计步骤如下： 1.螺杆的设计与计算（1）螺杆螺纹类型的选择

螺纹有矩（方）形、梯形与锯齿形，常用的是梯形螺纹。

梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角α=300，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动；它的基本牙形按GB5796.1—86的规定。

（2）选取螺杆材料

螺杆材料常用Q235、Q275、40、45、55等。（3）确定螺杆直径

按耐磨性条件确定螺杆中径d2。求出d2后，按标准选取相应公称直径d、螺距t及其它尺寸。

（4）自锁验算 自锁条件是λ≤φv

式中：λ为螺纹中径处升角；φv为摩擦角（非矩形螺纹应为当量摩擦角φv=tg-1fv，为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比摩擦角小1°。即φv－λ≥l°

（5）结构（见图1—2）

螺杆上端用于支承托杯10并在其中插装手柄7，因此需要加大直径。手柄孔径dk的大小根据手柄直径dp决定，dk≥dp十0.5mm。为了便于切制螺纹，螺纹上端应设有退刀槽。退刀槽的直径d4应比螺杆小径d1小，其值可查手册按退刀槽规范确定。退刀槽的宽度可取为1.5t。为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍小于d1的圆柱体。为了防止工作时螺杆从螺母中脱出，在螺杆下端必须安置钢制挡圈，挡圈用螺钉固定在螺杆端部。

（6）螺杆强度计算

对受力较大的螺杆应根据第四强度理论校核螺杆的强度。强度计算方法参阅教材。

（7）稳定性计算

细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，为此应按稳定性条件验算螺杆的稳定性，计算时应注意正确确定螺杆长度系数μ。

当螺杆的柔度λs＜40时，可以不必进行稳定性校核。2.螺母设计与计算（1）选取螺母材料

螺母材料一般可选用青铜，对于尺寸较大的螺母可采用钢或铸铁制造，其内孔浇注青铜或巴氏合金。

（2）确定螺母高度H及螺纹工作圈数u

H，考虑到螺纹圈数u越多，t载荷分布越不均，故u不宜大于10，否则应改选螺母材料或加大d。螺母高度H=φd2（H应圆整为整数）螺纹工作圈数u（3）校核螺纹牙强度

一般螺母的材料强度低于螺杆，故只校核螺母螺纹牙的强度。螺母的其它尺寸见图1—3。必要时还应对螺母外径D3进行强度验算。

（4）螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用

H8H或8等配合。为了安r7n7装简便，需在螺母下端（图1—3）和底座孔上端（图1—7）做出倒角。为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉（图1—1），紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm。

3.托杯的设计与计算

托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用Q235钢模锻制成，其结构尺寸见图1-4。为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动，在托杯上表面制有切口的沟纹。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。

pQ22(D12D11)4≤[p]

（或1-1）

式中：[p]——许用压强，应取托杯与螺杆材料[p]的小者。4.手柄设计与计算（1）手柄材料 常用Q235和Q215（2）手柄长度Lp

板动手柄的力矩

F·Lp=T1+T2

则

TT2

（式1-2）Lp1F式中：F——加于手柄上一个工人的臂力，间歇工作时，约为150～250N，工作时间较长时为100～150N。

T1——螺旋副间的摩擦阻力矩

T2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩

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D13+（50～150）mm。手柄实际长度不2应超过千斤顶，使用时可在手柄上另加套管。度还应加上（3）手柄直径dp

把手柄看成一个悬臂梁按弯曲强度确定其直径dp，按弯曲强度条件，手柄弯曲应力

FF·Lp0.1d3p≤[σ]F

（式1-3）

故

dp≥

Lp·F

（式1-4）

0.1[]F式中：[σ]F——手柄材料许用弯曲应力，当手柄材料为Q215和Q235时，[σ]F=120Mpa（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挡环（图1-6），并用螺钉或铆合固定。

5.底座设计

底座材料常用铸铁（HT150及HT200）（图1—7），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。

图中

H1=l+（14～28）mm

D6=D3+（5～10）mm HD7=D6+1

5D8=4Q2 D3[]p式中：[σ]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。