机械设计大作业千斤顶尺寸确定

本题目设计的是传力螺旋，故选择应用较广的梯形螺纹，30

2． 选择滑动螺旋副的材料

题目中要求起重重量50kN，属于较高载荷，手动升降，属于低速，希望选择摩擦系数较小的材料以达到省力的目的，青铜是螺母比较理想的材料；需要支撑起比较大的重量，对于螺杆的抗压，稳定提出要求，故经过淬火处理的40Cr钢是螺杆的理想材料；

做出以下选择：

屈服强度部件 材料 抗拉强度 许用挤压应力 螺纹许用压力 许用剪应力 许用弯曲应力 摩擦系数 s/Mpa b/Mpa p/Mpa/Mpa /Mpa  157~261.667 10~13 157~261.667 b/Mpa 157~261.667 f 螺杆 40Cr 淬火处理 785 980 10-1锡青铜 螺母 ZCuSn10Pb1（La） 170 360 60~90 30~40 40~60 0.06~0.08 3． 选择螺旋副的参数

1） 从螺旋副的耐磨性出发，选择螺旋的中径d2

d2FP

hp其中，F50kN；由于选择了梯形螺纹，h0.5P；对于整体结构的螺母，齿高系数1.2~2.5，对于兼做支承的螺母，2.5~3.5，本题中的螺母是整体结构的，但是也兼做支撑，择中选择2左右；许用压力选择最小值10Mpa以保证安全性，计算得到：d240mm，查表选择标准螺母： 公称直径 d/mm 52 螺距 中径 大径 小径 小径 P/mm 8 D2d2/mm 48 D4/mm 53 d3/mm 43 D1/mm 44 取旋合圈数Z10，算得1.6672.5，所以其许用压力值提高20%，为

12~15.6Mpa，校核最大压力是不是在许用压力范围之内：

pF8.289Mpapmin12Mpa

Zd2h最大压力在许用压力之内，此选择是安全的。 2） 螺纹牙强度校验：

剪切强度校核：

弯曲强度校核：

F5.775Mpamin30MpaZDb

b3FD4D216.658Mpabmin40Mpa 2DbZ由以上两式可以看出该螺母满足螺纹牙强度条件。 3） 螺杆稳定性校验：

螺杆的柔度4l，其中由于是两端固定支撑，0.5，l0.3m，d1的选择考虑d1到加工时的退刀，所以d1d3，取d10.04m，所以1560，根据课本中“优质碳素钢、合金钢的60不必进行稳定性校核”可以保证该螺杆满足稳定性要求。 4） 自锁性校验：

自锁发生的条件是：其中tanv，

nP，由于是单线螺纹，n1，3.037；d2varctan fcos2，取f0.07，得到v4.145。所以v，满足自锁性条件。

综上所述，确定最终的螺纹参数为： 螺距 中径 大径 小径 小径 公称直径 d/mm 52 P/mm 8 D2d2/mm 48 D4/mm 53 d3/mm 43 D1/mm 44 旋合圈数Z 10 高径比  1.667 4． 结构设计

1） 螺母外径：

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所有的载荷最终汇集到了图中的A面上，A面承受着拉应力和扭转应力，应该用第四强度理论校核：

222324Fca2316Td124 d212d11dd41211如果没有限位螺钉和螺母外表面的过盈配合，那么螺母承受的扭矩为：

T1Fd22tanv151.212Nm 现在有了限位螺钉和过盈配合，但是仍然采用原先的扭矩进行计算，算得的结果增加了安全系数，是保守的算法。d1153mm，为了便于加工测量，取d1265mm，校核计算：

222324Fcad2d2316T1d1211d4445.794Mpa60Mpa1212d11

是安全的，所以螺母的外径取d1265mm。

2） 限位螺钉直径：

限位螺钉主要承受剪应力，选择内六角锥端紧定螺钉作为限位螺钉。如果没有过盈配合，

那么作用在螺钉上的扭矩为T1151.212Nm，作用力为：FT1d2326.338N，12

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选择螺钉的材料为Q235钢，许用剪应力为98Mpa，求得螺钉直径的最小值为：

dmin5.498mm，查表GB/T 78—2007选择标准螺钉为M81.25。

3） 螺母凸台外径和高度：

凸台外径这个设计主要是考虑到螺母的凸台和基座的挤压应力。基座的材料选择为碳素

结构钢Q235，其屈服强度为s235Mpa，取安全系数为n2，得到其许用应力

sn117.5Mpa，螺母的材料是青铜，许用挤压应力是min60Mpa

取d2180mm，校核压应力：

F122d21d12429.270Mpamin60Mpa

是安全的，所以选择凸台的外径为d2180mm。 凸台高度这个设计主要考虑到B环面的剪应力Fmin30Mpa，解得

d12h1h18.162mm，考虑到安全系数和方便加工，圆整为h115mm。

4） 支承碗：

支承碗的材料选择为结构钢Q235。支承碗是套在螺杆上的，所以支承碗下端的内径要略大于螺杆的外径，d340mm取d3150mm。然后用挤压应力确定外径的大小。

F122d32d314117.5Mpa

解得d3255.153mm，圆整为d3260mm。

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支承碗内部有一个紧固螺钉，为了固定支承碗不至于掉落。因不承受很大的力的作用，选择M8的螺钉即可。另外，螺杆的尾部也有一个螺栓，防止螺杆被旋出，同样不会承受很大的力，选M8即可：六角头螺栓 全螺纹 C级 GB/T 5781—2000 由于没有合适的垫片，需要特别加工，具体的参数如下： 位置 内径d1/mm 外径d2/mm 厚度h/mm 支承碗 9 55 4 螺杆尾部 9 65 4 支承碗的上端分成了4块，同样需要校核压应力来确定尺寸。最终确定尺寸为：

d33100mm，d3490mm，开口的圆的直径为：d3520mm，支承碗的高度为：h280mm。

5） 支座厚度和高度：

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截面C承受压应力和扭转应力，应根据第四强度理论进行校核。d41d1265mm22d224F16Td4170mm，ca3d2242d41342d44 42d41取d4290mm，经校验，

222324Fcad2d2316Td424241d4d420.103Mpamin117.5Mpa4241如果保持材料厚度不变，那么整个基座都是安全的。

关于底座的高度H1，因为螺杆的升程为300mm，所以H1300Hh1372mm，考虑到螺杆底部限位作用的螺钉和垫片，取H1380mm。 6） 底座内外径：

为了防止地面不平，底座放在木板上，木板的许用应力3Mpa，以此校核底座的内外径。由于底座是倒锥形，所以d51d4170mm，取d51150mm，

F13Mpa

4d2252d51解得d52209.095mm，考虑到安全系数，圆整得到d52300mm。 7） 手柄臂长和直径：

想要转动手柄，必须克服螺纹力矩和支撑面力矩的合力矩。螺纹力矩已知：

Td21F2tanv151.212Nm 支撑面力矩通过积分求得，Td32pDfD2ddD。其中3122pF157.874Mpa，解得Td32pDfD2dD234.394Nm，所22d31224d32d31以所需要的手柄的臂长为：LT1T2F1.928m，考虑到圆整到L2m。 0将手柄看做一个悬臂梁，按照弯曲强度确定直径D，强度条件为：

D3FL0.1 b算得D32.183mm，圆整到D35mm。

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． 结果讨论

1） 从理论计算可以得出手柄的长度接近2米，而实际上手柄的长度应该与千斤顶的高

度大致相等以利于运输和使用。那么可以减少手柄长度的措施主要有：在支承碗的下端加装推力轴承以减小摩擦阻力矩；将手柄做成套筒结构，使用时拉出，不用时推回，如果采用这种结构，那么就得加大直径以保证强度。

2） 最初的设计决定采用的螺母的材料是45钢，螺纹内部浇注青铜，以为这样可以降

低成本，因为青铜是比较贵的材料。但是和老师商讨以后决定采用纯青铜的材料，因为小批量或单个生产，内浇注的工艺比较繁琐，最后成本反而会高出采用纯青铜的材料。

3） 使用过程中，希望支承碗和螺杆发生相对转动，而不是支承碗的上端和工件发生相

对转动，因此，应该尽量把支承碗的下端做得光滑，而顶部与工件接触的表面应该滚花处理。另外还可以加大支承碗上端面的直径，以达到增大摩擦力矩的效果。

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