螺旋千斤顶设计说明书

第一篇：螺旋千斤顶设计说明书

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

2

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

7 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。

8 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;

9 (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。

第二篇：螺旋千斤顶的设计

一、设计任务书

设计带式输送机的传动装置。

工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差±5% ;两班制工作(每班按8小时计算)，使用期限10年，小批量生产。

具体的设计任务包括： (1)传动方案的分析和拟定;

(2)电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算; (3)传动零件的设计(带传动、单级齿轮传动);

(4)轴和轴承组合设计(轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速轴上轴承寿命计算);

(5)键的选择及强度校核(低速轴上键的校核); (6)联轴器的选择; (7)减速器的润滑与密封;

(8)减速器装配草图俯视图设计(箱体、附件设计等);

二、传动方案的拟定及电动机的选择

已知条件：运输带的有效拉力 F=3000N，传送带的速度为 v=2m/s，滚筒直径为 D=300mm。连续单向运转，工作平稳无过载。

1、 传动方案的拟定

采用V带传动及单级圆柱齿轮传动。 (1)、类型：采用Y系列三相异步电动机 (2)、容量选取：工作机有效功率：

Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW 设 ：V型带效率

：滚动轴承效率

：闭式齿轮传动(设齿轮精度为8级)效率

:弹性联轴器效率

：卷筒轴效率

ŋ6: 滚筒效率

查表得

ŋ2=0.99

ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98 ŋ6=0.96

传动装置总效率为：

ŋ总= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6

=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83 电动机所需功率为：

Pd=FV/1000×0.83=7.23KW 查《机械设计基础课程设计》附录二， 选取电动机的额定功率 Pe=7.5kW (3)、确定电动机转速 滚筒转速为：

=60×1000V/πD

=60×1000×2/π×300=127.4r/min 因带传动的传动比2-4为宜，齿轮传动的传动比3-5为宜，则 最大适宜传动比为

最小适宜传动比为

则电动机转速可选范围为：

nd=i =127.4×(6~20)=764.4~2548 r/min 可选的同步转速有

1000r/min 1500r/min 3000r/min 三种，三种方案的总传动比分别为： i =7.61

i =11.3

=22.76 考虑到电动机转速越高，价格越低，尺寸越小，结构更紧凑，故选用同步转速为 的电动机。

查《机械设计基础课程设计》附录二，得此电动机的型号为 Y132M-4。 电动机型号：Y132M-4 额定功率 ：7.5 满载转速 ：1440 启动转矩 ：2.2 最大转矩 ：2.2

由电动机具体尺寸参数 ，得 中心高： 132mm 外型尺寸 ： 515*(270/2+210)315 底脚安装尺寸 ：216 178 地脚螺孔直径 ：12 轴外伸尺寸 ：38 80 装键部位尺寸 ：10 33 38

2、 计算传动装置的总传动比并分配传动比 (1)、总传动比： i总=11.3 (2)、分配传动比：取带传动比

i带=2.8，则减速器传动比

i齿=11.3/2.8=4。

三、 传动装置的运动和动力参数计算

1、各轴转速计算

nⅠ= /i带=1440/2.8=514.286 r/min

nⅡ=nⅠ/i齿=514.286/4.0=127.4 r/min

滚筒n筒=nⅡ=127.4 r/min

2、各轴输入功率计算

PⅠ= Pd ŋ带=7.23×0.96=6.94kw PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw

3、 各轴输入转矩计算

Td=9550×Pd/nⅠ=9550×7.23/1440=47.95Nm TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ= 9550×6.94/514.286=128.87Nm TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×6.66/172.4=499.286Nm

四、传动零件的设计计算

(一)、V带及带轮的设计

已知条件：电动机型号为 Y132M-4 中心高132mm，电动机的输出功率为 7.5kw。满载转速为 1440r/min。每天运转时间为16小时(八小时每班，两班制)，I轴转速为 514.286 r/min 齿轮传动传动比：

i=nⅠ/nⅡ=4 (1) 、确定计算功率 每天运转时间为16小时的带式输送机的工况系数 =1.2。则

= Pe=1.2×7.5=9 kw (2)、

选择V带型号

查表知选A型带

并考虑结构紧凑性等因素，初选用窄V带SPA型。 (3)、确定带轮的基准直径 和

I、初选小带轮直径

一般取 ，并取标准值。查表取小带轮直径为125m m。机中心高为 H=132mm，由 ，故满足要求。 II、验算带速

V=пd1n1/60×1000=3.14×125×1440/60×1000

=9.42m/s 一般应使 ，故符合要求。 III、计算大带轮直径

要求传动比较精确，考虑滑动率 ，取 =0.01

有 =(1- )i带 =(1-0.01)×125×2.825=346.959mm 取标准值

=350mm 则传动比 i=2.8 对减速器的传动比进行修正，得减速器的传动比 i=4 从动轮转速为 n2=127.4r/min IV、确定中心距和带长

【1】 由式

，可 得332.5 mm≤a≤950 mm 取初步中心距 =750mm (需使 a》700) 【2】 初算带长

Dm=(D1+D2)/2=237.5 mm Δ=(D2-D1)/2=112.5mm L= +2a+Δ /2=2402mm 选取相近的标准长度 Ld=2500mm 【3】 确定中心距

实际中心距

a≈ +(Ld-L) /2=750+(2500-2402)/2 =800mm

V、验算小轮包角

【1】计算单根V带的许用功率

由SPA带的 =125mm, n=1440r/min

i带=2.8

得

=1.93kw

又根据SPA带

Δ =0.17kw

又由 Ld=2500mm 查表，长度系数

=180°-Δ×60°/a=164.7°

同时由

=164.7°得包角系数 Ka=0.964 【2】、计算带的根数z Z=Pc/(P0+ΔP0)Kl Ka=4.079 取z=5 SPA带推荐槽数为1-6，故符合要求。 VI、 确定初拉力

单位长度质量 q=0.1kg/m 单根带适宜拉力为：=161.1N VII、 计算压轴力

压轴力为：

FQ=2z sin( a1/2)= 1596.66N VIII、张紧装置

此处的传动近似为水平的传动，故可用调节中心距的方案张紧。

VIIII、带轮的结构设计

已知大带轮的直径da2=350mm，小带轮的直径为 da1=125mm。对于小带轮，由于其与电动机输出转轴直接相连，故转速较高，宜采用铸钢材料，

又因其直径小，故用实心结构。

对于大带轮，由于其转速不甚高，可采用铸铁材料，牌号一般为HT150或HT200，

又因其直径大，故用腹板式结构。

(二)、齿轮设计

已知条件：已知输入功率P1=6.94kw ，转速为 n1=514.286 r/min，齿数比 u=4，单向运转，载荷平稳，每天工作时间为16小时，预计寿命为10年。 (1)、选定齿轮类型、材料、热处理方式及精度等级 A、采用直齿圆柱齿轮传动。

B、带式输送机为一般机械，速度不高，选用8级精度。

C、查表

小齿轮材料为45钢，调质处理，平均齿面硬度为250HBS。

大齿轮材料为45钢，正火处理，平均齿面硬度为200 HBS。 (2)、初步计算齿轮参数

因为是闭式齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。

小齿轮分度圆的直径为

A、 Ad==85 B、 计算齿轮转矩

TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ= 9550×6.94/514.286=128.87 Nm C、 取齿宽系数

齿数比为u=4 D、 取 ,则大齿轮的齿数: =84 E、 接触疲劳极限

[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa 应力循环次数

N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10

N2=N1/u=3.7×10

查图得接触疲劳寿命极限系数为 =1, =1.1 取安全系数SH=1 则接触应力：

[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa [σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa 取

[σ ]=550 MPa

则

=85

>=66mm

取d1=70mm (3)、确定传动尺寸

1、计算圆周速度

v=pd1n1/60*1000=1.77m/s

2、计算载荷系数 查表得使用系数

由 v=1.77 ，8级精度，查图得动载系数

查表得齿间载荷分配系数

查表得齿向载荷分布系数 (非对称布置，轴刚性小) 得

3、 确定模数： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取标准模数为 .5

4、计算中心距：

a=m(z1+z2)/2=183.75mm

圆整为a=185mm

5、精算分度圆直径

d1=mz1=3.5×21=73.5mm d2=mz2=3.5×84=294mm

6、计算齿宽

b1= d1=1.1×73.5=80mm 取 b2=80mm，

b1=85mm

7、计算两齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径

小齿轮： 齿顶圆直径：

da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm 齿根圆直径：

df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm 大齿轮： 齿顶圆直径： da2=297.5mm 齿根圆直径： df2=285.25mm (4)、校核齿根弯曲强度 由

式中各参数的含义

1、 的值同前

2、查表齿形系数

Ya1=2.8 Ya2=2.23

应力校核系数

Ysa1=1.55 Ysa2=1.77

4、许用弯曲应力

查图6-15(d)、(c)的弯曲疲劳强度系数为

=1

查图得弯曲疲劳寿命系数

，取安全系数 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8 满足齿根弯曲强度。 (5)结构设计

小齿轮的分度圆直径为 ，故可采用实心结构 大齿轮的分度圆直径为 ，故应采用腹板式结构 (6)、速度误差计算

经过带轮和齿轮设计后， 滚筒的实际转速n= /i= =127.57r/min 滚筒理论要求转速为 127.4r/min 则误差为

故符合要求。

五、轴的设计计算

(一)、低速轴的设计校核 低速轴的设计

已知：输出轴功率为

=6.66KW，输出轴转矩为

=499.286Nm，输出轴转速为

=127.4r/min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21， z2=84，m=3.5，

1、 选择轴的材料

该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，查得

2、 求输入轴的功率，转速及扭矩

已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min

3、 初步估算最小轴径 最小轴径

当选取轴的材料为45钢，C取110

=

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。

考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。

d=(1+5%)41.3=43.4mm 则d=45mm 为使所选直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器。

联轴器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，则有 Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm 理论上该联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩。 从《机械设计基础课程设计》 查得采用 型弹性套柱联轴器。 该联轴器所传递的公称转矩

取与该轴配合的半联轴器孔径为 d=50mm，故轴径为d1=45mm 半联轴器长 ，与轴配合部分长度 L1=84mm。 轴的结构设计 装联轴器轴段I-II:

=45mm，因半联轴器与轴配合部分的长度为 ，为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，取 =81mm。 (2)、装左轴承端盖轴段II-III： 联轴器右端用轴肩定位，取 =50mm，

轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围(拆装空间而定)，可取 =45mm. (3)、装左轴承轴段III-VI：

由于圆柱斜齿轮没有轴向力及 =55,初选深沟球轴承，型号为6211，其尺寸为 D×d×B=100×55×21，故 =55。

轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度B=21mm，轴承与箱体内壁的距离s=5～10(取 =10)，箱体内壁与齿轮距离a=10～20mm(一般取 )以及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差(此处取4)等尺寸决定： L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm 取L3=49mm。

(4)、装齿轮轴段IV-V：

考虑齿轮装拆方便，应使d4>d3=55mm， 轴段IV-V的长度由齿轮轮毂宽度 =80mm决定，取 =77mm。 (5)、轴环段V-VI：

考虑齿轮右端用轴环进行轴向定位，取d5=70mm。

轴环宽度一般为轴肩高度的1.4倍，即

=1.4h=10mm。 (6)、自由段VI-VII：

考虑右轴承用轴肩定位，由6211轴承查得轴肩处安装尺寸为da=64mm，取d6=60mm。

轴段VI-VII的长度由轴承距箱体内壁距离 ，轴环距箱体内壁距离 决定，则 =19mm。

(7)、右轴承安装段VII-VIII：

选用6211型轴承，d7=55mm，轴段VII-VIII的长度由滚动轴承宽度B=21mm和轴承与箱体内壁距离决定，取 。 轴总长为312mm。

3轴上零件的定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键连接。

按 =45mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。

半联轴器与轴的配合代号为

同理由 =60mm，选用平键为10×8×70，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。 4考虑轴的结构工艺性

轴端倒角取 .为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽分布在同一母线上。

5、轴的强度验算

先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点， 并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。由表查得代号为6211轴承 ,B=21mm。则

L1=41.5+45+21/2=97mm L2=49+77/2-21/2=77mm L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm (1)、计算齿轮上的作用力

输出轴大齿轮的分度圆直径为 d2=294mm，

则圆周力

径向力

轴向力

Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0 (2)、计算轴承的支反力

【1】、水平面上支反力 R =Ft L3/(L2+L3)=

R =FtL2/(L2+L3)=

【2】、垂直面上支反力

【3】、画弯矩图

截面C处的弯矩 a、 水平面上的弯矩

b、 垂直面上的弯矩

c、 合成弯矩M

d、 扭矩 T=T =499286Nmm

e、 画计算弯矩

因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面B、C处的当量弯矩为

=299939Nmm f、 按弯扭组合成应力校核轴的强度可见截面C的当量弯矩最大，故校核该截面的强度

查表得 ，因 ，故安全。

A截面直径最小，故校核其强度

查表得 ，因 ，故安全。 g、 判断危险截面

剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重;从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。

(二)、高速轴的设计校核 高速轴的设计

已知：输入轴功率为PⅠ=6.94 kw ，输入轴转矩为TⅠ= 128.87Nm ，输入轴转速为nⅠ=514.286 r/min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21，z2=84，m=3.5， 。

1、选择轴的材料

该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表查得

1、 求输出轴的功率 ，转速 及扭矩 。 已求得

=127.4 r/min =6.66kw =499.286Nm 初步估算最小轴径 最小轴径 d min=

由表可知，当选取轴的材料为45钢，C取110

d min=26.2 mm

此最小直径显然是安装大带轮处轴的直径 。

考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。

则 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm

2、 轴的结构设计

(1)、装带轮轴段I-II:

=28 mm,轴段I-II的长度根据大带轮的轮毂宽度B决定，已知 =60mm，为保证轴端挡板压紧带轮，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，故取 =57mm。 (2)、装左轴承端盖轴段II-III：

联轴器右端用轴肩定位，取 ,轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围(拆装空间而定)，可取

(3)、装左轴承轴段III-IV：

由于圆柱直齿轮无轴向力及

,初选深沟球轴承，型号6207，其尺寸为 , 。 轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度,滚动轴承与箱体内壁距离 ，等尺寸决定： 。 (4)、间隙处IV-V：

高速轴小齿轮右缘与箱体内壁的距离 。 取 ，

(5)、装齿轮轴段V-VI：

考虑齿轮装拆方便，应使 ，取 ，轴段V-VI的长度由齿轮轮毂宽度B=80mm决定，取 。

(6)、轴段VI-VII：

与轴段IV-V同。 。 (7)、右轴承安装段VII-VIII：

选用6207型轴承，

B=17mm ，轴VII-VIII的长度取

轴总长为263mm。

3、 轴上零件的定位

小齿轮、带轮与轴的周向定位均用平键连接。

按 =28mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。

带轮与轴的配合代号为 。同理由

，选用平键为 ，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。

4、 考虑轴的结构工艺性 轴端倒角取 。

为便于加工，齿轮、带轮处的键槽分布在同一母线上。

7、轴的强度验算

先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点，并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。查《机械设计课程设计指导书》得代号为6207的深沟球轴承 a=17mm，则 L1=57/2+50+17/2=87mm L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm (1)、计算齿轮上的作用力

输出轴小齿轮的分度圆直径为

d1=mz1=3.5 21=73.5mm

则圆周力

径向力

轴向力

Fa=0 (2)、计算轴承的支反力

【1】、水平面上支反力

RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N

RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N

【2】、垂直面上支反力

RVA=3220N

RVB= =347N

【3】、截面C处的弯矩

1、 水平面上的弯矩

2、 垂直面上的弯矩

3、

合成弯矩M

4、 扭矩

T= TⅠ= 128.87Nm

5、 计算弯矩

因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面C、A、D处的当量弯矩为

6 、 按弯扭组合成应力校核轴的强度

可见截面A的当量弯矩最大，故校核该截面的强度

查表得 ，因 ，故安全。

截面D的直径最小，故校核该截面的强度

因 ，故安全。

5、 判断危险截面

剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重;从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。

六、键连接的校核计算

键连接设计

I、 带轮与输入轴间键连接设计

轴径

，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 。 现校核其强度：

, ，

。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。 II、 小齿轮与输入轴间键连接设计

轴径 d=50mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 . 现校核其强度： TI=128872Nmm, ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。 键连接设计

III、 大齿轮与输出轴间键连接设计

轴径d=60mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为

现校核其强度：

TII=499.286 Nm， ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。 IV、 半联轴器与输出轴间键连接设计

轴径 ，半联轴器的长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 . 现校核其强度：

, ， 。

查手册得 ，因为 ，故满足要求。

七、 滚动轴承的选择及寿命计算

滚动轴承的组合设计及低速轴上轴承的寿命计算 已知条件：

采用的轴承为深沟球轴承。

一、滚动轴承的组合设计

1、滚动轴承的支承结构

输出轴和输入轴上的两轴承跨距为H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作状态温度不甚高，故采用两端固定式支承结构。

2、滚动轴承的轴向固定

轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性挡圈固定。 轴承外圈在座孔中的轴向位置采用轴承盖固定。

3、滚动轴承的配合

轴承内圈与轴的配合采用基孔制，采用过盈配合，为 。 轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。

4、滚动轴承的装拆

装拆轴承的作用力应加在紧配合套圈端面上，不允许通过滚动体传递装拆压力。

装入时可用软锤直接打入，拆卸时借助于压力机或其他拆卸工具。

5、滚动轴承的润滑

对于输出轴承，内径为d=55mm，转速为n=127.4 ，则

，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。

同理，对于输入轴承，内径为35，转速为514.286 r/min ，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油 浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等

6、滚动轴承的密封

对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度

故可采用圈密封。

二、低速轴上轴承寿命的计算 已知条件： 1轴承 ,

2轴承

轴上的轴向载荷为0径向载荷为

查表得 ,则轴承轴向分力 Fs1=Fr1/2Y=567N Fs2=Fr2/2Y=496N

易知此时

Fs1 > Fs2 则轴承2的轴向载荷

轴承1轴向载荷为 . 且低速轴的转速为127.4 预计寿命

=16 57600h I、计算轴承1寿命

6、 确定 值

查《机械设计基础课程设计》表，得6207基本动荷 ,基本额定静载荷 。

7、 确定e值

对于深沟球轴承，则可得 e=0.44

8、 计算当量动载荷P 由

9、 计算轴承寿命 由 = 查可得 ,取 ;查表可得 (常温下工作);6207轴承为深沟球轴承，寿命指数为 ，则

> 故满足要求。 II、计算轴承2寿命

1、确定 值

查《机械设计基础设计》，得6211型轴承基本额定动载荷 ,基本额定静载荷 。

2、 确定e值

对于深沟球轴承6200取，则可得e=0.44

4、 计算当量动载荷P 由

由表10-5查得 ,则 P=Fr2=1687N

5、 计算轴承寿命 由

查表10-7，可得 ,取 ;查表10-6可得 (常温下工作);深沟球轴承轴承，寿命指数为

，则

> ,故满足要求。

八、 联轴器的选择

与低速轴轴端相连的半联轴器为弹性套柱销联轴器，型号为 ，其公称转矩为 ，而计算转矩值为：

，故其强度满足要求。

九、箱体结构设计

箱体采用灰铸铁铸造而成，采用剖分式结构，由箱座和箱盖两部分组 成，取轴的中心线所在平面为剖分面。 箱体的强度、刚度保证

在轴承座孔处设置加强肋，做在箱体外部。外轮廓为长方形。 机体内零件的密封、润滑 低速轴上齿轮的圆周速度为：

由于速度较小，故采用油池浸油润滑，浸油深度为：

高速轴上的小齿轮采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。

3、机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 4.

对附件设计

A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺钉紧固。 B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 定位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. F 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

总结：机箱尺寸

名称 符号 结构尺寸/mm 箱座壁厚

8 箱盖壁厚

8 箱座凸缘厚度

12 箱盖凸缘厚度

12 箱底座凸缘厚度

20 箱座上的肋厚

7 箱盖上的肋厚

7 轴承旁凸台的高度

39 轴承旁凸台的半径

23 轴承盖的外径

140/112 地 脚 螺 钉 直径

M16 数目

4 通孔直径

20 沉头座直径

32 底座凸缘尺寸

22 20 连 接 螺

栓 轴承旁连接螺栓直径

M12 箱座的连接螺栓直径

M8 连接螺栓直径

M18 通孔直径

9 沉头座直径

26 凸缘尺寸

15 12

定位销直径

6 轴承盖螺钉直径

M8A 视孔盖螺钉直径

M6 吊环螺钉直径

M8 箱体内壁至轴承座端面距离

55 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离

12 齿轮端面与箱体内壁的距离

15

十、润滑与密封 滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定 十

一、设计小结

十

二、参考资料

1《画法几何及工程制图

第六版》朱辉、陈大复等编

上海科学技术出版社

2、《机械设计基础课程设计》 陈立德主编

高等教育出版社

3、《机械设计计算手册

第一版》王三民主编

化学工业出版社

4、《机械设计

第四版》邱宣怀主编

高等教育出版社

我的设计作业F=3000N V=2m/s D=300mm

第三篇：螺旋千斤顶课程设计

螺旋千斤顶

设计计算说明书

院

系

专业年级

设 计 者

指导教师

成

绩

2010年11月1日

- 11234444455566788899101111111112

设计任务书

设计题目：螺旋千斤顶

千斤顶结构简图：

设计条件：

1、最大起重量F = 40kN;

2、最大升距H =200mm;

3、低速。

设计工作量：

绘制出总装配图一张，标注有关尺寸，填写标题栏及零件明细表; 编写设计计算说明书一份。

- 3

表2-1 而作为传动类螺纹的主要有矩形、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=30º，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动。故本实验选梯形螺纹，它的基本牙形按GB/T5796.1—2005的规定。

三、零件尺寸的计算

3.1、螺杆

3.1.1、螺杆直径及螺纹的计算

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

螺杆直径：

d2对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P,则：

FP

h[p]- 56

iId1A4

I为螺杆危险截面的轴惯性矩：Id1464,mm4

当螺杆的柔度s<40时，可以不必进行稳定性校核。计算时应注意正确确定。

3.1.5、螺杆柔度

(1)计算螺杆危险截面的轴惯性矩I和i 3.1427103I==6464iId32710=4A43d344=2.6104mm4

=6.75mm (2)求起重物后托杯底面到螺母中部的高度l l=H+5p+(1.4~1.6)d

=200+5×6+1.5×34=281mm 查表得=2.00(一端固定，一端自由)，E=200GPa。 将以上数据代入临界载荷条件，得：

2EI22001092.61083Fcr16210N 232(l)(228110)所以，ScrFcr1624.6Ss=4.0 =F403.2、螺母

3.2.1、螺母设计与计算

根据课本中的说明，螺纹的高度Hd2。上文中已经说明，=1.4，d2=31mm，所以H=44mm。而螺纹工作圈数n=符合这一要求的。 H7.2，取8圈。需要说明的是，螺纹的工作圈数不宜超过10圈，8圈显然是P3.2.2、螺母螺纹牙的强度计算

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，故只需校核螺母螺纹牙的强度。

如图所示，如果将一圈螺纹沿螺母的螺纹大径D处展开，则可看作宽度为πD的悬臂梁。假设螺母每圈螺纹所承受的平均压力为

F，并作用在以螺纹中u径D2为直径的圆周上，则螺纹牙危险截面a-a的剪切强度条件为

F[] Dbu螺纹危险截面a-a的弯曲强度条件为

 6Fl[b] 2Dbu4010311.95MPa 经计算，351030.634610386401031.510326.9MPa 3323510(0.65610)8又经查表得[]=35MPa，[]=50MPa，对比可知均满足强度要求。

3.2.3、安装要求

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。为了安装简便，r7n7需在螺母下端和底座孔上端做出倒角。为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉，紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm。 2.4.1 螺母的相关尺寸计算 查手册D=d+1=35mm 内螺纹小径D1=d-7=28mm D3= (1.6~1.8)D

=1.7×35=59.5mm D4= (1.3~1.4)D3 =1.3×59.5=77.35mm H=44mm

- 910底座结构及尺寸如图 .

图中

H1=H+(14～28)mm =200+20=220mm H-a=44-14.5=29.5mm D=d+1(查手册) =34+1=35

D6=D3+(5～10)mm =61+6=67mm D7=D6+D8=

220H1=67+=121mm 554F2D7 π[]p44010

3=1112=194.0mm 3.142取10mm，则S=×(1.5~2)=20mm

式中：[]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。对于木材，取[]p=2~2.5MPa。

参考文献：

[1]濮良贵、纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006. [2]马兰.机械制图[M]。北京：机械工业出版社，2007. [3] 孙恒.机械设计[M].北京:高等教育出版社,2006.

第四篇：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Q2

35、Q27

5、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。

第五篇：螺旋千斤顶的设计与工作原理[精选]

毕 业 设 计(论 文) 题 目 螺旋千斤顶的设计 系 别 专 业 班 级 学生姓名 学 号 指导教师 定稿日期 20 年 3 月 23 日 毕业设计任务书专业 指导 姓名 学号班级 教师设计题目 螺旋千斤顶的设计设计目的 通过对螺母，螺杆的稳定性，耐磨性及其强度的计算，使得该设计能与意义 够满足承受更大载荷及较高高度的螺旋千斤顶。为机械工业提供更多 的便利，缓解了大载荷物品的可移性。 合理的利用摇杆的摆动，以往复扳动手柄，拔爪即推动棘轮间隙回转，设计与工 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作原理 或下降，而达到起重拉力的功能。

1、耐磨性达到其轴向载荷的最低要求;基本

2、螺杆强度应适于轴向力及扭矩作用;要求

3、能最大化承受载荷，更较长时间承受最大载荷的轴向力。 1 岳优兰，马文锁.机械设计基础. 河南：河南大学出版社，2005 2 卜 炎.机械传动装置设计手册.湖南：机械工业出版社，2002主要 3 黄祖德.机械设计.北京：北京理工大学出版社，2007.9参考 4 徐锦康. 机械设计.北京：北京高等教育出版社2008. 5 张晓坤，隋晓朋，张智广.Atucad 中文版实用教程.北京：经济日资料 报出版社，2008.9及文 6 隋冬杰，刘晓菡，王傲胜.机械基础.上海：同济大学出版社，献 7 唐金松.简明机械设计手册(第二版).上海：科学技术出版社， 2000. II 摘 要 机械设计在国民经济发展中起着重要的作用，机械工业担负着为国民经济部门提供各种性能先进，价格低廉，使用安全可靠，造型美观的技术装备的任务，在国家现代化建设中举足轻重。机械产品的市场竞争能力主要取决于产品的质量，而产品的质量又取决于产品的设计。千斤顶是一种简单的起重设备。主要用于厂矿、交通运输等部门作为车辆修理及其它起重、支撑等工作。其结构轻巧坚固、灵活可靠，一人即可携带和操作。螺旋千斤顶 又称机械式千斤顶，是由人力通过螺旋副传动，螺杆或螺母套筒作为顶举件。本次设计是产品开发周期中的关键环节，设计决定了实现产品功能和目标的方案，结构和选材。制造方法以及产品运行，使用和维修方法。设计不合理会导致产品功能不完善，成本提高或可靠性，安全性不好。产品设计上的缺陷造成的先天不足，难以采取制造和使用措施加以弥补。少数情况下，即有可能，损失也大。严重的设计不合理甚至会造成的产品不能用或产品制造不出来，导致产品开发失败。关键词 ： 螺旋千斤顶 螺旋传动 体积小 III 目 录摘

要 ......................................................... IIIABSTRACT .......................................................... IV目 录 .......................................................... V1 起重机械的概述 .................................................. 12 螺旋传动的设计和计算 ............................................ 1 2.1 螺旋传动的类型和应用 ........................................ 1 2.2 螺旋传动的运动关系 .......................................... 3 2.3 滑动螺旋传动的设计 .......................................... 5 2.4 滑动螺旋的结构及材料 ........................................ 5 2.4.1 滑动螺旋的结构 ................................................................................................................... 5 2.4.2 螺杆与螺母常用材料 ........................................................................................................ 5 2.5 耐磨性计算 .................................................. 6 2.6 螺母螺纹牙的强度计算 ........................................ 8 2.7 螺杆强度校核 ................................................ 8 2.8 螺杆稳定性校核 .............................................. 9 2.9 自锁性校核 ................................................. 103 千斤顶的工作原理和设计 ......................................... 11 3.1 千斤顶的概述 ............................................... 11 3.2 千斤顶的种类和规格 ......................................... 11 3.2.1 油压千斤顶的结构 ............................................................................................................ 11 3.2.2 螺旋千斤顶的种类............................................................................................................ 13 3.3 千斤顶的工作原理 ........................................... 14 3.4 千斤顶的设计 ............................................... 15 3.5 千斤顶的装配图 ............................................. 19结 论.......................................................... 22致 谢.......................................................... 23参考文献 ......................................................... 23 毕业设计(论文)1 起重机械的概述 起重机械是一种以间歇作业方式对物料进行起升，下降和水平移动的搬运机械。起重机械的作业通常带有重复循环的性质。一个完整的作业循环一般包括取物、起升、平移、下降、卸载，然后返回原处等环节。经常起动、制动、正向和反向运动是起重机械的基本特点。起重机械广泛用于交通运输业、建筑业、商业和农业等国民经济各部门及人们日常生活中。 起重机械由运动机械、承载机构、动力源和控制设备以及安全装备、信号指示装备等组成。 起重机的驱动多为电力，也可用内燃机，人力驱动只用于轻小型起重设备或特殊需要的场合。 起重机械按结构特征和使用场合分为：轻小型起重设备、桥架型起重机、缆索型起重机、臂架型起重机、堆垛起重机、升降机械。 然而，千斤顶又属于起重机械的一种。千斤顶是一种起重高度小小于 1m的最简单的起重设备。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。2 螺旋传动的设计和计算2.1 螺旋传动的类型和应用 螺旋传动是利用螺杆(丝杠)和螺母组成的螺旋副来实现传动要求的。它主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。 按照用途不同，螺旋传动分为传力螺旋、传导螺旋和调整螺旋三种类型。传力螺旋以传递动力为主，要求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，通常要求具有自锁能力，图 1.1 的螺旋千斤顶及图 1.2 的螺旋压力机均为传力螺旋。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，传动精度要求较高，如图 1.3 所示的机床进给机构的螺旋。调整螺旋用于调整并固定零件间的相对位置，一般在空载下工作，要求能自锁，如带传动张紧装置、机床卡盘、轧钢机轧滚下压螺旋等。 1毕业设计(论文) 图 1.1 螺旋千斤顶 图 1.2 传导螺旋 2 毕业设计(论文) 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)。 滑动螺旋传动应用较广，其特点是结构简单，制造方便，成本低;易于实现自锁;运转平稳。缺点在于当低速或进行运动微调时可能出现爬行现象;摩擦阻力大，传动效率低(一般为 3050);螺纹间有侧向间隙，反向时有空行程;磨损较大。广泛应用于机床的进给、分度、定位等机构，如压力机、千斤顶的传力螺旋等。 滚动螺旋也称滚珠丝杠，其特点是摩擦阻力小，传动效率高(90以上);运转平稳，低速时不爬行，启动时无抖动;螺旋副经调整和预紧可实现高精度定位精度和重复定位精度;传动具有可逆性，如果运用于禁止逆转的场合，需要加设防逆转机构;不易摩擦，使用寿命长。缺点为结构复杂，制造困难;抗冲击能力差。应用于精密和数控机床、测试机械、仪器的传动和调整螺旋，车辆、飞机上的传动螺旋。 滚动螺旋传动特点：传动效率高，传动精度高，起动阻力矩小，传动灵活平稳，工作寿命长。 滚动螺旋传动应用于机床、汽车、拖拉机、航空军工等制造业。 滚动螺旋传动按滚珠循环方式分为： 内循环：滚珠始终和螺杆接触，两个封闭循环回路有两个反向器，三个封闭循环回路有三个反向器。特点：流动性好，效率高，经向尺寸小。 外循环：分离，工艺性好，分为螺旋式，插管式，挡珠式 静压螺旋传动螺杆与螺母被油膜隔开，不直接接触。具有摩擦阻力小，传动效 ;螺母的结构复杂;运转平稳，无爬行现象;传动具有可逆性(不需率高(达 99)要时应加设防逆转机构);反向时无空行程，定位精度高，轴向刚力大;磨损小，寿命长等优点。其缺点为结构复杂，制造较难，需要一套压力稳定，供油系统要求高。应用于精密机床的进给、分度机构的传动螺旋。2.2 螺旋传动的运动关系 在螺旋传动中，结构最简单应用最广泛的是滑动螺旋，本节主要介绍这种螺旋传动的设计。 滑动螺旋副工作时，主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，其主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确定。对于传力螺旋还应校核螺杆危险截面 3 毕业设计(论文)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该校核螺杆的刚度;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;要求自锁时，多采用单线螺纹，要求高效时，多采用多线螺纹。 1. 一般螺旋机构 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 LSΨ/2π 式1 式中，S 为螺旋线导程(mm)。 如螺杆的转速为n(r/min)，则螺母移动速度v[mm/s]为 v=Sn/60 式2 2. 差动螺旋机构与复式螺旋机构 图 1.3 差动螺旋机构 图 1.3 中的螺旋机构中， B A 螺杆 1 上有 A、 两段螺旋， 段螺旋导程为 S(mm) A ，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(SASB)Ψ/2π 式3 如螺杆的转速为n(r/min)，则螺母移动速度v[mm/s]为 4 毕业设计(论文) L(SASB)n/60 式4 由式(1-4)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。 如两螺旋的旋向相反，螺母轴向移动的位移 L 为 L(SA-SB)Ψ/2π 式5 移动速度为 v=(SA-SB)n/60 式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。2.3 滑动螺旋传动的设计 滑动螺旋传动工作时，螺杆和螺母主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。滑动螺旋传动的主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，并参照螺纹标准确定螺旋的主要参数和尺寸，然后再个、对可能发生的其他失效逐一进行校核。2.4 滑动螺旋的结构及材料2.4.1 滑动螺旋的结构 滑动螺旋的结构包括螺杆、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，可以采用螺母本身作为支承的结构。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。整体螺母结构简单，但由磨损而产生的轴向间隙不能补偿，只适合在精度要求较低的场合中使用。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。 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。2.4.2 螺杆与螺母常用材料 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。螺杆与螺 5 毕业设计(论文)母常用材料见表 1.2。 表 1.2 螺杆与螺母常用材料 螺纹副 材料 应用场合 轻载、低速传动。材 Q235 Q275 45 50 料不热处理 重载、较高速。材料 40Gr 65Mn 螺杆 需经热处理，以提高 20GrMnTi 耐磨性 9Mn2V GrWMn 精密传导螺旋传动。 38GrMoAl 材料需经热处理 ZcuSn10P1 一般传动 ZcuSn5Pb5Zn5 重载、低速传动。尺 螺母 寸较小或轻载高速传 ZcuAL10Fe3 动，螺母可采用钢或 ZcuZn25AL6Fe3Mn 铸铁制造，内空浇铸 巴士合金或青铜2.5 耐磨性计算 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=F/A=F/лd2hzFP/πd2hH≤p 式7 ;A 式中，F 为轴向工作载荷(N) 为螺纹工作表面投影到垂直于轴向力的平面 ;d上的面积(mm) 2 为螺纹中径mm;P 为螺距mm;h 为螺纹工作高度mm，矩形 6 毕业设计(论文)与梯形螺纹的工作高度 h0.5P锯齿形螺纹高度 h0.75PzH/P 为螺纹工作圈数，H为螺纹高度mm，p为许用压强MPa，见表 1.7 表 1.7 滑动螺旋传动的许用压强p 螺纹副材料 滑动副速度/mmin-1 许用压强/MPa 低速 1825 lt3.0 1118 钢对青铜 612 710 gt15 12 钢-耐磨铸铁 612 68 lt2.4 1318 钢-灰铸铁 612 47 钢-钢 低速 7.513 淬火钢-青铜 612 1013 注：lt2.5 或人力驱动时，p可提高 20;螺母为剖分式时，p应降低 15-20。 为便于推导设计公式，令 H/d2，代入式(1-7)整理后得螺纹中径的设计公式为 d2≥ FP / o h p 式8 对矩形、梯形螺纹，h0.5P，则 d2≥0 F / o p 式9 对锯齿形螺纹，h0.75P，则 d2≥0.65 F / o p 式 10 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要求低的场合，为使受力分布均匀，螺纹工作圈数不宜过多，宜取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 2.5～3.5;传动精度高或要求寿命长时，允许 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。 7 毕业设计(论文)2.6 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 aa 处的弯曲强度校核公式为 σb 3Fh/πDbz≤σb 式 11剪切强度校核公式为 τF/zπDb≤τ 式 12 式中，F、h、z 同式(1-7);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 b0.5P，梯形螺纹 b0.65P，锯齿形螺纹 b0.74P;σ 、 b、τ分别为螺母螺纹牙的许用弯曲应力和许用切应力MPa，见表 1.8 表 1.8 滑动螺旋副材料的许用应力项目 许用应力/ MPa钢制螺杆 σσS/35 σS 为材料的屈服极限/ MPa 材料 许用弯曲应力σb 许用切应力τ 青铜 4060 3040螺母 耐磨铸铁 5060 40 铸铁 4555 40 钢 (1.01.2)σ 0.6σ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。2.7 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.