螺旋千斤顶毕业设计论文

第四章千斤顶的设计

已知轴向载荷F=15000N,最小高度271，最大高度为391mm,即最大举升高度391-271=120mm. 方案图如下所示：

1—托杯 2—手臂 3—销 4—手柄 5—挡环 6—螺套

7—螺杆 8—螺钉 9—底座

图4.1 千斤顶剖视图

4.1螺杆的设计计算

4.1.1.选择材料

前面已做分析，此次设计选用梯形螺纹，基本牙型按GB/T5796.1-2005的规定。考虑到千斤顶转速较低，单个作用面受力不大，螺杆材料常用Q235，275，40，45，55等，此处螺杆选常用的45钢。由手册查σ=360Mpa；为了提高耐磨性，螺母选较软的材料锡青铜

为ZCuSn10P-1，由上表知钢对青铜低速时，对人力驱动[p]可提高20%，即[p]=)2518(-MPa 306.21%120-=⨯，[p]=25MPa ，螺母为整体螺母由于磨损后不能调整间隙，可视受力比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故5.22.1-=φ，此处取2=φ。 4.1.2. 确定螺杆直径

按耐磨性条件确定螺杆中径d2,求出d2后，按标准选取相应的公称直径d2，螺距p 及其他尺寸。

根据规定对整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，可视受力比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故取5.22.1-=φ，此处取2=φ。螺杆——螺母材料分别取为钢——青铜，查表3.2滑动速度为低速，对人力驱动[p]可提高20%，即[p]=)2518(-MPa 306.21%120-=⨯，[p]=25MPa ，（摩擦系数起动时取大值，校核是为安全起见，应以起动时为准。由f 值0.08-0.1，应取f=0.1,代入F=40KN

梯形螺纹，h=05p,已知取2=φ，则计算d 2 mm F d 856.1325

215000

8.0][8

.02=⨯=≥ρφ （式4.1） 根据GB/T5796.3-,2005查得取标准 公称直径d=20mm p 取标准值p=4mm 小径D 3=15.5mm 中径d 2=D2=18mm 大径D4=20.5mm

牙顶和牙底宽=0.336p=1.344mm

4.1.3. 螺纹副自锁性验算： 自锁条件是v ϕψ≤

式中：ψ为螺纹中径处升角；

β

ϕψcos arctan

arctan f

f v v ==≤

v f 为当量摩擦系数。（()

ββ

cos 90sin 0f

f f v =-=

，式中β为螺纹工作面的牙形斜角）； v ϕ为当量摩擦角（为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比当量摩擦角小10.）

查教材表 得10.0=f （取起动时计算用最大值）

022048.418

14.34

1arctan arctan arctan

=⨯⨯===d np d s ππψ 0

91.515

cos 1.0arctan cos arctan

===βϕf v 故，00091.41048.4=-≤=v ϕψ

所以自锁性可保证。

4.1.4. 螺杆强度校核

受力较大的螺杆需进行强度计算。螺杆工作时承受轴向力F 及转矩T 的作用。螺杆危险截面上既有压缩应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出螺杆危险截面的计算应力ca σ，强度校核公式为：

[]στσσ≤⎪⎪⎭

⎫

⎝⎛+⎪⎭⎫

⎝⎛=+=2

2

2233T

Ca

W

T A F （式4.13） 式中: F-------螺杆所受的轴向压力，N ；

A-------螺杆危险截面的面积；214

d A π

=

,2mm ；

T W ----螺杆螺纹段的抗扭截面系数,31

16

,4

31

mm d A

W d T ==π； d 1--------为螺杆螺纹的小径（mm ）； []σ---为螺杆材料的许用应力（Mpa ）； T------为螺杆所受转矩（N.mm ）； 其中扭矩

()

()

.M 577.242

18

91.5408.4tan 10152tan 0032N N d F T v =⨯+⨯⨯=+=ϕψ 式中：ψ为螺纹中径处螺纹升角；v ϕ为当量摩擦角。 查手册GBT699---1999.45钢的Mpa s 355=σ， 教材表5-13，如下表

表 滑动螺旋副材料的许用应力

安全系数3-5，取3。

[]Mpa s

33.1283

355

3

==

=σσ 故有：

[]Mpa Mpa d T d F Ca

33.128972.945.152.010577.2435.1514.3101542.0342

33223231221=≤=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯+⎪⎪⎭⎫

⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝

⎛+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=σπσ所以得到强度校核满足设计要求。 4.1.5. 螺杆稳定性校核 (1)计算柔度γ=

i

l

μ

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1l 、螺母高H 、铰支头高及螺杆轴向预留余量2l 决定，其中d l 5.12=。

因此，螺杆的工作长度mm

H l l 156361201=+=+=，螺杆危险截面惯性半径

i=

mm d 5.44

18

41== 。 γ=

i

L

μ=

33.695

.4156

2=⨯ >40 （式4.24） 所以需要校核。 (2)计算临界载荷： 查手册表1-6，E 取200GP 。

I=64

4

1d π=

()

484

3

10515093.064101814.3M --⨯=⨯⨯

（式4.25）

因此：F C =()()

KN l EI 343.1041075.148210515093.01020014.32

38

9222=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=--μπ（式4.26） 9562.610

1510343.04133=⨯⨯=F F C ≥S=4 稳定性满足设计要求。

4.2螺母的设计计算

14.2.1 选取螺母材料

螺母选较软的材料锡青铜由上表3.1选取材料为 ZCuSn10P-1。 24.2.1 确定螺母高度'H 及螺纹工作圈数U

螺母高'H ： m m 361822'=⨯==d H φ （式4.2） 螺纹工作圈数z ：94

36

===

P H z （式4.3） 考虑到退刀槽的影响，实际螺纹圈数5.1'+=u u =10.5（'u 应圆整）考虑到螺纹圈数越多载荷分布越不均匀，故u 不宜取大，此次设计u 取11。