螺旋千斤顶说明书

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，
T2= (D12+D11)fF/4。
=271513.7957N·mm
T2= (D12+D11)fF/4=116875N·mm
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。
公称直径d=42mm， 螺距P=10mm， 螺杆小径d1=d-11=31mm， 螺母大径D=d+1=43mm。
螺杆中径d2=d-5=37 ， 螺母小径D1=d-10=32mm，螺母中径D2=d2=37mm。
螺母高度H=Φd2=2.5 =92.5mm，旋合圈数u= 。
计算结果：
螺杆尺寸：d=42mm p=10mm d1=31mm d2=37mm。
螺旋千斤顶设计说明书
一、
二、
起重量：50KN
起重高度：210mm
四、
1
1.1
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。
所以选择梯形螺纹。
1.2
常用Q235、Q275、40、45、55等。
5
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：
（ 为底座下枕垫物的许用挤压应力。对于木材，取 ）
计算：
=
六、
[1] 机械设计 （第八版） 高等教育出版社
[1] 机械设计手册 人民邮电出版社
手柄的实际长度是：
4.3
把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径dp，其强度条件为:
dp≥
式中：[]F——手柄材料许用弯曲应力，当手柄材料为Q215时，[]F=120Mpa
计算：
dp≥ =29.48
所以手柄直径为30mm。
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。因为手柄的精度要求不高，如图计算选用的螺钉为（GB/T68-2000） ,而挡环尺寸为D=38mm，厚H=5mm。
紧定螺钉选择的是（GB/T71—1985）
托杯用来承托重物，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。
=
所以
所以符合自锁条件。
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约小0.2~0.5mm。
退刀槽的宽度可取为1.5P=15mm。
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。
，
螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为：
。
式中：b（mm）：螺纹牙根部
的厚度，对于梯形螺纹 ;
l(mm):弯曲力臂， = ；
（MPa）螺母材料的许用切应力，螺母材料为45号钢，查表可知：
；
（MPa）：螺母材料的许用弯曲应力，查表可知： 。
计算：
符合剪切强度条件；
σ= 符合弯曲强度条件。
2.3
螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用 或 等配合。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。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。
螺母尺寸：D=43mm D1=32mm D2=37mm H=92.5 mm u=9.25(圈)。
1.4
自锁条件是≤v。
式中：为螺纹中径处升角；v为当量摩擦角（当量摩擦角v=arctanv，为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比当量摩擦角小1°）。
：当量摩擦系数； ：摩擦系数； ：牙侧角， 。
摩擦系数 由查表可知， ，由于千斤顶的运动速度是很低的，所以摩擦系数按起动时区最大值0..17。
计算：
则有：
符合强度计算条件。
1.7
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。Fcr/F2.5 ~ 4。螺杆的临界载荷Fcr与柔度λs有关，λs=l/i，为螺杆的长度系数，与螺杆的端部结构有关，l为举起重物后托杯底面到螺母中部的高度，可近似取l＝H+5P+(1.4~1.6)d，i为螺杆危险截面的惯性半径，若危险截面面积A=d12/4，则 (I为螺杆危险截面的轴惯性矩)，当螺杆的柔度λs＜40时，可以不必进行稳定性校核。计算时应注意正确确定。
这里选用55#钢。
1.3
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。
计算过程：
滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压力p，使其小于材料的许用压力[p]。
F(KN):作用域螺杆的轴向力A( )螺纹承压面积
（ ）螺纹的中径h（ ）螺纹的高度
P（ ）螺纹的螺距H（ ）螺母的高度
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。
如图有：
螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，股只需校核螺母的螺纹牙强度。
假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为 ，并作用在螺纹中径为直径的圆周上，
则螺纹牙危险截面的剪切强度条件为：
1.6
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公式(6.23)，其中扭矩 ，式中 为螺纹中径处升角， 为当量摩擦角。
对受力较大的螺杆应根据第四强度理论交合螺杆强度：
或
F（N）螺杆所受的轴向压；A（ ）：螺杆螺纹的危险截面面积； （ ）：螺杆螺纹段的抗扭截面系数； （mm）螺杆螺纹小径；T（ ）；[](MPa)：螺杆材料的许用应力，由前面可知螺杆的材料是55号钢，查表得其屈服强度 ，所以其许用应力 ，由于千斤顶的载荷是稳定的，许用应力取最大值有 。
由于 ，所以有 ；
对于等腰梯形螺纹， ，有 ， 一般取1.2~3.5,所以此处 取2.5
因为千斤顶的螺杆与螺母的相互运动是低速滑动，以两者的材料均选为钢，由查表可知，许用压力[p]取为10MPa。
螺杆螺纹中d2 ，根据求得的此螺纹中径，查表GB/T5796.2—2005和表GB/T5796.3—2005有：
临界载荷 ，E（MPa）：螺杆材料的拉压弹性模量， ;I（ ）：螺杆危险截面的惯性矩， 。
该千斤顶一螺母座位支承时，作不完全固定支承，另一端有径向和轴向约束，为固定支承，所以端部职称情况是一端固定，一端不完全固定。因此 。
205.5mm
=60533.64N
所以螺杆稳定。
2
2.1
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。该千斤顶螺母材料采用45号钢。
≤[p]
如图计算各尺寸：
厚度 ；
[p]为许用压强，取托杯和螺杆材料[p]中较小的一个，螺杆[p]=380MPa，托杯[p]=235MPa；
所以进行强度计算有：
满足强度条件
4
4.1手柄材料：
Q215
4.2
板动手柄的力矩：K·Lp=T1+T2，则 式中：K——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。