第一篇：螺旋式千斤頂(起重器)設計說明書

****大學

螺旋式千斤頂設計計算說明書

題目: 螺旋式千斤頂 學院: ********學院 班級: ********** 姓名: ****** 日期: 2011年10月8日

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題目:設計螺旋式千斤頂

設計原始數據：

起重量F?30kN, 最大起重高度L?160mm。

說明：

螺旋起重器的結構見圖,螺桿1 是它的主要零件。轉動手柄4時，螺桿即轉動并上下運動。托杯3直接頂住重物，不隨螺桿轉動。

對這一裝置主要的要求是:保證各零件有足夠的強度、耐磨性、能自鎖、穩定性合格等。

設計任務：

1.設計計算說明書一份，主要包括千斤頂各部分尺寸的計算，強度，自鎖性，穩定性校核等。

2.裝配圖一張，畫出千斤頂的全部結構，標注出必要的尺寸與零件編號，填寫標題欄與明細表。

3.零件圖一套，畫出千斤頂的主要零件，標注出必要的尺寸。

目錄

第一章 螺桿的設計與計算...................................................................................3

1-1 螺桿螺紋類型的選擇.....................................................................................3 1-2 選取螺桿材料.................................................................................................3 1-3 確定螺桿直徑.................................................................................................3 1-4 自鎖驗算.........................................................................................................4 1-5 結構.................................................................................................................4 1-6 螺桿強度校核.................................................................................................5 1-7 穩定性計算.....................................................................................................5

第二章 螺母設計與計算.......................................................................................7

2-1 選取螺母材料.................................................................................................7 2-2 確定螺母高度H及螺紋工作圈數u.............................................................8 2-3 校核螺紋牙強度.............................................................................................8 2-4 安裝要求.........................................................................................................9

第三章 托杯的設計與計算...................................................................................9

3-1 托杯的尺寸計算.............................................................................................9

第四章 手柄設計與計算.....................................................................................10

4-1手柄材料........................................................................................................10 4-2 手柄長度Lp..................................................................................................11 4-3 手柄直徑dp..................................................................................................11

第五章 底座設計................................................................................................12

5-1 底座設計與計算...........................................................................................12

參考文獻.............................................................................................................12

第一章 螺桿的設計與計算

1-1 螺桿螺紋類型的選擇

螺紋有矩形、梯形與鋸齒形，常用的是梯形螺紋。

梯形螺紋牙型為等腰梯形，牙形角??30?，梯形螺紋的內外螺紋以錐面貼緊不易松動。矩形螺紋牙根強度低，鋸齒形螺紋牙型不為等腰梯形，加工成本高。從實用性考慮，故選梯形螺紋，它的基本牙型按GB5796.3—86的規定。1-2 選取螺桿材料

考慮到千斤頂轉速較低，單個作用面受力不大，螺桿材料常用Q235、Q275、40、45、55等。此處選最常用的45鋼。1-3 確定螺桿直徑

按耐磨性條件確定螺桿中徑d2。求出d2后，按標準選取相應公稱直徑d、螺距P及其它尺寸。

根據規定，對于整體螺母，由于磨損后不能調整間隙，為使受力比較均勻，螺紋工作圈數不宜過多，故取??1.2?2.5，此處??2。螺桿——螺母材料分別為鋼——青銅，滑動速度為低速，得許用應力?p?為18?25MPa。取?p??20MPa。摩擦系數起動時取大值，校核是為安全起見，應以起動時為準，由f值0.08?0.1，應取f?0.1。代入F?30kN

d2?0.8F30kN?0.8?21.91mm ?[p]2?20MPa得d2?21.91mm

查《機械設計課程設計》表14-2，根據梯形螺紋的標準GB5796.3—86，取 螺紋公稱直徑d?26mm，螺距為P?5.00mm

其它尺寸：螺桿小徑：d3?20.5mm，螺桿螺母中徑：d2?D2?23.5mm 螺母大徑：D4?26.5mm，螺母小徑：D1?21mm

螺母高度：H??d2?2?23.5?47mm

1-4 自鎖驗算

自鎖條件是???v，式中：?為螺紋中徑處升角；?v為當量摩擦角（當量摩擦角?v?arctanf，為保證自鎖，螺紋中徑處升角至少要比當量摩擦角小1?）。cos?f?arctanfv cos????v?arctan查《機械設計》教材表5-12，得f= 0.10(取啟動時計算用的最大值)??arctansnP1?5?arctan?arctan?3.87? ?d2?d23.142?23.5f0.10?arctan?5.91? cos?cos15??v?arctan故，??3.87???v?1??4.91? 所以自鎖性可以保證。1-5 結構 如右圖一:

螺桿上端用于支承托杯10并在其中插裝手柄7，因此需要加大直徑。手柄孔徑dk的大小根據手柄直徑dp決定，dk?dp?0.5mm。為了便于切制螺紋，螺紋上端應設有退刀槽。退刀槽的直徑d4應比螺桿小徑d3約小0.2?0.5mm，d4?d3?0.5mm?20.5mm?0.5mm?20mm。退刀槽的寬度可取為1.5P。為了便于螺桿旋入螺母，螺桿下端應有倒角或制成稍小于d3的圓柱體。為了防止工作時螺桿從螺母中脫出，在螺桿下端必須安置擋圈(GB892-86)，擋圈用緊定螺釘固定在螺桿端部。

其中：退刀槽寬度為1.5P?7.5mm

D13?(1.7?1.9)d?1.8?26?46.8mm?47mm

(1.4?1.6)d?1.5d?39mm

螺栓外徑為：0.25d?0.25?26?6.5mm

（此處設計所用數據為后面校核后的數據）

1-6 螺桿強度校核

對受

得

22?4F??T?22?ca???3???2??3????? 3???d3??0.2d3?其中扭矩

T?Ftan(???v)?d223.5mm?30?103N?tan(3.87??5.91?)??60.76N?m 22式中：?為螺紋中徑處升角，?v為當量摩擦角。

查手冊GB/T5796.1?5796.4，45鋼的?s?355Mpa，教材表5-13，安全系數3?5，取3。

?????s3?355?128.33Mpa，故，322????34?30?1060.76???3???109.50MPa?????128.33MPa 23?3.142??20.5?10?3???0.2??20.5?10?3?????? 滿足要求。1-7穩定性計算

細長的螺桿工作時受到較大的軸向壓力可能失穩，為此應按穩定性條件驗算螺桿的穩定性。

Fcr?2.5?4 F螺桿的臨界載荷Fcr與柔度?s有關，?s??li，?為螺桿的長度系數，與螺桿的端部結構有關，l為舉起重物后托杯底面到螺母中部的高度，可近似取

H?d12l??L?(1.4~1.6)d，i為螺桿危險截面的慣性半徑，危險截面面積A?，24則

i?Id1?A4(I為螺桿危險截面的軸慣性矩)當螺桿的柔度?s?40時，可以不必進行穩定性校核。計算時應注意正確確定。1-7-1計算柔度

（1）計算螺桿危險截面的軸慣性矩I和i I??d4364?3.142??20.5?10?3?644?8.67?10?9m4 i?Id320.5?10?3???5.125?10?3m A44（2）求起重物后托杯底面到螺母中部的高度l

h1?(1.8?2)d?2?26?52mm

D大桿?(1.6?1.8)d?1.7?26?44.2mm

l?H?L?h1?23.5?160?52?235.5mm 2(3)計算柔度

查教材，?取2(一端固定，一端自由)

2?235.5?10?3?s= ??91.90?40 ?3i5.125?10?l所以需要校核。

1-7-2穩定性計算

（1）計算臨界載荷Fcr 6

?2EI3.1422?200?109?8.67?10?9Fcr???77.16KN 2?32??l??2?235.5?10?(2)穩定性計算

Fcr77.16?103??2.572，在nst?2.5?4.0之內，3F30?10所以，穩定性滿足要求。1-7-3 擋圈參數選擇

1底端擋圈： ○根據GB892-86,由d?26mm，得

'?'D2?35mm，H2?5mm，L2?10mm，d2?6.6mm，d?12?3.2mm，c2?1mm，螺栓GB5783-85（推薦）M6?20，圓柱銷GB119-86（推薦）A3?12，墊圈GB93-76（推薦）6mm。2頂端擋圈： ○根據GB892-86,由D11?18.2mm，得

'?'。D3?28mm，H3?4mm，L3?7.5mm，c3?0.5mm，d?d3?5.5mm，13?2.1mm，螺栓GB5783-85（推薦）M5?16，圓柱銷GB119-86（推薦）A2?10，墊圈GB93-76（推薦）5mm。

第二章 螺母設計與計算

2-1選取螺母材料

螺母材料一般可選用青銅，對于尺寸較大的螺母可采用鋼或鑄鐵制造，其內孔澆注青銅或巴氏合金。

此處選青銅ZCuSn10Pl。

2-2 確定螺母高度H?及螺紋工作圈數u

螺母高度H??d2?2?23.5mm?47mm，螺紋工作圈數u?H47??9.4，考慮退刀槽的影響，實際螺紋圈數P5u??u?1.5（u?應圓整)。考慮到螺紋圈數u越多，載荷分布越不均，故u不宜大于10。2-2-1求螺母高度H?

H??d2?2?23.5mm?47mm 2-2-2 螺紋工作圈數u

u?H47??9.4 P5u??u?1.5?10.9 u?應圓整, u?取11。

2-2-3 螺母實際高度H?

H??u?P?11?5?55mm

2-3 校核螺紋牙強度

一般螺母的材料強度低于螺桿，故只校核螺母螺紋牙的強度。螺母的其它尺寸見圖。必要時還應對螺母外徑D3進行強度驗算。2.3.1螺紋牙的剪切強度和彎曲強度計算 螺紋牙的剪切強度和彎曲強度條件分別為：

F????； ?Dbu6Fl???b? 螺紋牙危險截面的彎曲強度條件為 ???Db2u螺紋牙危險截面的剪切強度條件為 ??（b——螺紋牙根的厚度，且b?0.65P；D——螺母的螺紋大徑；

l——彎曲力, l?D?D2）2查表，b?0.65P（梯形螺紋），h?0.5P

???取30?40Mpa , ??b?取40?60Mpa

F30?103??10.88MPa???? 故，???Dbu3.142?27?0.65?5?1027?23.56Fl2????35.15MPa???b? 22?Dbu3.142?27?(0.65?5)?106?30?103?皆滿足要求。

2-4安裝要求

見圖1-2螺母壓入底座上的孔內，圓柱接觸面間的配合常采用

H8H或8等配合。r7n7為了安裝簡便，需在螺母下端和底座孔上端做出倒角。為了更可靠地防止螺母轉動，還應裝置緊定螺釘，緊定螺釘直徑常根據舉重量選取，一般為6?12mm。2-4-1 螺母的相關尺寸 已得：D?d?1?26?1?27mm 內螺紋小徑D1?21mm

D3?1.5d?1.5?26?39mm

D4?1.4D3?1.4?39?54.6mm?55mm

H??55mm

a?(0.2?0.3)H??0.25?55?13.75mm?14mm

第三章 托杯的設計與計算

3-1托杯的尺寸計算

托杯用來承托重物，可用鑄鋼鑄成，也可用Q235鋼模鍛制成，取材料為Q235。其結構尺寸見右圖。為了使其與重物接觸良好和防止與重物之間出現相對滑動，在托杯上表面制有切口的溝紋。為了防止托杯從螺桿端部脫落，在螺桿上端應裝有擋板。

當螺桿轉動時，托杯和重物都不作相對轉動。

因此在起重時，托杯底部與螺桿和接觸面間有相對滑動，為了避免過快磨損，一方面需要潤滑，另一方面還需要驗算接觸面間的壓力強度。

p?F??p? 22?(D12?D11)4式中：?p?——許用壓強，應取托杯與螺桿材料?p?的小者。Q235: ?p?杯?225Mpa；

45鋼：?p?桿?570Mpa，取?p?杯。

D10?(2.4?2.5)d?2.45?26?63.7mm?64mm D11?(0.6?0.8)d?0.7?26?18.2mm?18mm D13?(1.7?1.9)d?1.8?26?46.8mm?47mm D12?D13?(2?4)?46.8?3?43.8mm?44mm h1?(1.8?2)d?2?26?52mm 故 p?F??p? 22?(D12?D11)430?103p??24.06MPa??p? 3.142(0.04382?0.01822)4托杯厚度??8?12mm，此處取??10mm；

杯底厚度為 1.3??13mm；溝紋寬度為1.5??15mm； 溝紋深度為?2?5mm；托杯高度為1.8d?1.8?26?46.8mm?47mm。

為保證托杯可以轉動，螺桿頂端的墊片與托杯底部留有間隙，間隙值為

3?4mm，因承受力不大，故取值為3mm。

第四章 手柄設計與計算

4-1手柄材料

常用Q235和Q215。選擇Q235。4-2手柄長度Lp

板動手柄的力矩：K?L'P?T1?T2 則L'p?T1?T2 K式中：K——加于手柄上一個工人的臂力，間歇工作時，約為150～250N，工作時間較長時為100～150N。考慮一般為間歇工作，工作時間較長機會不多，故取為200N。

T1——螺旋副間的摩擦阻力矩，T1?Ftan(???v)d2 223.5?10?3?60.76N?m 2T1?30?103tan(3.87??5.91?)?T2——托杯與軸端支承面的摩擦力矩，T2?(D12?D11)fF/4。(f查手冊取0.06)T2?(43.8?18.2)?103?0.06?30?10?3/4?27.9N?m

則 Lp?'T1?T260.76?27.9??443.3mm K200手柄計算長度Lp是螺桿中心到人手施力點的距離，考慮螺桿頭部尺寸及工人握手距離，D13?(50?150)mm。手柄實際長度不應超過千斤頂，使用時可在246.8'?100?566.7mm?567mm 手柄上另加套管。因此，手柄實際長度LP?LP?2手柄實際長度還應加上4-3手柄直徑dp

把手柄看成一個懸臂梁，按彎曲強度確定手柄直徑dp，其強度條件為

?F?KLp0.1d3p???F?

KLp?3200?566.7?10?3?21.14mm 故 dp?30.1[?F]0.1?120?106 dp取22mm

式中：??F?——手柄材料許用彎曲應力，當手柄材料為Q235時，??F??120Mpa。

第五章 底座設計

5-1 底座設計與計算

底座材料常用鑄鐵HT150及HT200，選用HT150。鑄件的壁厚?不應小于8?12mm，取??10mm。為了增加底座的穩定性，底部尺寸應大些，因此將其外形制成1∶10的斜度。底座結構及尺寸如圖

S?(1?1.5)??1.2?10?12mm

H1?L?(14?28)mm?160?20?180mm

H??a?55?13.75?41.25mm?42mm

D3?39mm

D5?D3?2??4mm?39?2?10?4?63mm

D6?D3?4mm?39?4mm?43mm

'D7?0.1?H?S?H?a???1???2?D6?2??0.1?180?12?41.25??2?43?2?10mm?88.35mm?88mmD8?1.4D7?1.4?88.35mm?123.69mm?124mm

參考文獻

1.濮良貴，紀名剛，機械設計.八版.北京：高等教育出版社，2009 2.談嘉禎，王小群，機械設計基礎.北京：中國標準出版社，1996 3.吳宗澤，機械設計實用手冊.二版.北京：化學工業出版社，2003 4.朱輝，曹桄，畫法幾何及工程制圖.六版.上海：上海科學技術出版社，2007 5.王伯平，互換性與技術測量.二版.北京：機械工業出版社，2008

第二篇：千斤頂設計計算說明書

哈爾濱工業大學

機械設計作業設計計算說明書

題目：設計螺旋起重器（千斤頂）系別： 班號： 姓名：

日期：2014.10.12

哈爾濱工業大學 機械設計作業任務書

題 目：設計螺旋起重器

設計原始數據： 起重量：FQ=30KN 最大起重高度：H=180mm

目 錄

1.選擇螺桿、螺母的材料·······································3 2.耐磨性計算··················································3 3.螺桿強度校核················································4 4.螺母螺紋牙的強度校核······································4 5.自鎖條件校核················································5 6.螺桿的穩定性校核···········································5 7.螺母外徑及凸緣設計·········································6 8.手柄設計····················································6 9.底座設計····················································7 10.其他零件設計··············································8 11.繪制螺旋起重器（千斤頂）裝配圖·························8 12.參考文獻···················································8

1.選擇螺桿、螺母的材料

考慮到螺桿承受重載，需要有足夠的強度，因此選用45鋼，需要調質處理。由參考文獻[3]表10.2查得45鋼的抗拉強度σb=600MPa，屈服強度

σs=355MPa。

螺母是在重載低速的工況下使用的，并且要求與螺桿材料配合時的摩擦系數小、耐磨，因此，螺母的材料選擇鑄造鋁青銅ZCuAl10Fe3。

2.耐磨性計算

螺桿選用45鋼，螺母選用鑄造鋁青銅ZCuAl10Fe3，由參考文獻[1]表5.8查得，鋼對青銅的許用壓強[p]=18~25MPa，由表5.8注釋查得，人力驅動時，[p]值可提高約20%，即[p]=21.6~30MPa,取[p]=25MPa。由參考文獻[1]表5.8查得，對于整體式螺母，系數ψ=1.2~2.5，取ψ=2.5。

按照耐磨性條件設計螺桿螺紋中徑d2，選用梯形螺紋，則螺紋的耐磨性條件為

ps=

FQp?d2hH≤[p]

H以消去H，得 d2計算螺紋中徑d2時，引入系數ψ=

FQp

d2≥0.8??h[p]FQ

對于梯形螺紋，h=0.5p，則

d2≥0.8?[p]=0.830000=19.6mm 2?25以上三式中，FQ—螺旋的軸向載荷，N；

p —螺距，mm；

d2—螺紋中徑，mm；

h —螺紋工作高度，mm；

H—螺母旋合高度，mm；

ps—螺紋工作面上的壓強，MPa；

[p]—許用壓強，MPa。

根據螺紋中徑d2的取值范圍，由文獻[3]表11.5查得，取螺桿的公稱直徑d=32mm，螺距p=6mm，中徑d2=29mm，小徑d1=25mm，內螺紋大徑D4=33mm。

說明：此處如果選擇螺桿的公稱直徑d=24mm，螺距p=3mm，中徑d2=22.5mm，小徑d1=20.5mm，內螺紋大徑D4=24.5mm，螺桿的強度校核不滿足要求。

3.螺桿強度校核

螺桿的斷面承受軸向載荷FQ和螺紋副摩擦轉矩T1。根據第四強度理論，螺桿危險截面的強度理論為

?4FQ??16T1?????≤ [σ]

σ=

??d2??3??d3??1??1?式中：FQ—軸向載荷，N；

d1—螺紋小徑，mm；

T1—螺紋副摩擦力矩，N·mm，T1=FQtan(ψ+ρ’）

d2； 22

2[σ]—螺桿材料強度的許用應力，MPa，[σ]=

?s。3~5查參考文獻[1]表5.10，鋼對青銅的當量摩擦系數f ‘=0.08~0.10,取 f ‘=0.09，則螺紋副當量摩擦角ρ’=arctan f ‘=arctan0.09=5.1427°。

ψ為螺紋升角，ψ=arctan

1?6np=arctan=3.7679°。

??29?d2把已知的數據帶入T1的計算公式中，則得

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

2代入強度計算公式，則

?4?30000??16?68201??3?

σ=????=72.2MPa 23??25??25????22由參考文獻[1]表5.9可以查得螺桿材料的許用應力[σ]=

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

顯然，σ≤[σ]，螺桿滿足強度條件。4.螺母螺紋牙的強度校核 由系數ψ=

H可求得螺母的旋合高度H=ψ×d2=2×29=58mm。d2螺母螺紋牙根部的剪切強度條件為

τ=

FQ?ZD4b≤[τ]

式中：FQ—軸向載荷，N；

D4—螺母螺紋大徑，mm；

Z—螺紋旋合圈數，Z=

H58==9.7，取Z=10； p64

b—螺紋牙根部厚度，對于梯形螺紋，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入數值計算得

30000

τ==7.4MPa

??10?33?3.9查參考文獻[1]表5.9得螺母材料的許用剪切應力[τ]=30~40MPa，顯然，τ≤[τ]。

螺紋牙根部的彎曲強度條件為

σb=

3FQl?ZD4b2≤[σb]

式中：l—彎曲力臂，l=

D4?d233?29==2mm；

FQ—軸向載荷，N；

D4—螺母螺紋大徑，mm；

Z—螺紋旋合圈數，Z=

H58==9.7，取Z=10； p6

b—螺紋牙根部厚度，對于梯形螺紋，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入數值計算得

3?30000?2

σb==11.4MPa

??10?33?3.92查參考文獻[1]表5.9得螺母材料的許用彎曲應力[σb]=40~60MPa。顯然，σb≤[σb]，由上述計算分析可知，螺母螺紋牙滿足強度條件。5.自鎖條件校核 由ψ=3.7679°，ρ’=5.1427°，得

ψ≤ρ’ 因此，滿足自鎖性條件。6.螺桿的穩定性校核 受壓螺桿的穩定性條件為

Fc≥2.5~4 FQ式中：Fc—螺桿穩定的臨界載荷，N；

FQ—螺桿所受軸向載荷，N。

螺桿的柔度值為

λ=

4?l d1式中：l—螺桿的最大工作長度，mm。當螺桿升到最高位置時，取其頂端承受載荷的截面到螺母高度中點的距離作為最大工作高度，則

l=180+

H螺母2+h手柄座+l退刀槽

查參考文獻[3]表11.25得，l退刀槽=7.5mm。手柄直徑d手柄=24mm(將在手柄設計中給出這一尺寸的計算），由結構尺寸經驗公式得

h手柄座=（1.8~2）d手柄=43.2~48mm 取h手柄座=44mm。

代入數值計算得

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

μ—長度系數，對于千斤頂，可看作一端固定，一端自由，故取μ=2。代入以上數值計算得

λ=

4?2?260.5=83.36

25對于45鋼調質（淬火+高溫回火），當λ<85時，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，螺桿滿足穩定性條件。

7.螺母外徑及凸緣設計

螺母外徑由結構尺寸經驗公式得

D2 ≈1.5d=1.5×32=48mm 螺母凸緣外徑由結構尺寸經驗公式得

D3 ≈1.4D2=1.4×48=67mm 螺母凸緣厚度由結構尺寸經驗公式得

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

8.手柄設計

加在手柄上的力需要克服螺紋副之間相對轉動的阻力矩和托杯支撐面之間的摩擦力矩。

設F為加在手柄上的力，取F=200N，L為手柄長度，則

FL=T1+T2

式中：T1—螺紋副之間相對轉動的阻力矩，N·mm；

T2—托杯支撐面之間的阻力矩，N·mm。由前述計算可得

T1=68201N·mm

331?D??2~4????D1?2?

T2=fFQ3?D??2~4??2??D?2?21

式中：D—手柄座直徑，mm，由結構尺寸經驗公式得

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

D1—螺柱與托杯連接處直徑，mm，由結構尺寸經驗公式得

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

托杯選用鑄鐵，手柄選用Q215，摩擦因數f=0.12，則

?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，加套筒長500mm。

手柄直徑

d手柄≥3FL

0.1??b?查教材可知[σb]=

?s1.5~2，查參考文獻[3]可知，σs=205MPa,則

[σb]=102.5~136.7MPa，取[σb]=110MPa。

代入數值計算得

d手柄≥3200?677=23.1mm

0.1?110取手柄直徑d手柄=24mm。

9.底座設計

螺桿下落到最低點，再留10~30mm空間，底座鑄造拔模斜度1:10，厚度選擇8mm。

D5由結構設計確定，則D5=128mm。由結構尺寸經驗公式得

D4=1.4D5=1.4×128=179mm 結構確定后，校核底面的擠壓應力

σp=

FQ??D424?D52?=

30000??17947

2?1282?=2.4MPa

底面材料選用HT100，查參考文獻[3]表10.3得，當鑄件壁厚δ=2.5~10

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

顯然，σp≤[σp]，滿足設計要求。

10.其他零件設計

⑴ 螺桿頂部和底部的擋圈及螺釘尺寸設計

螺桿底部必須有一個擋圈，并用螺釘加以固定，以防止螺桿全部從螺母中旋出。托杯在相應的位置也要設置擋圈，以防止托杯與螺桿脫離。

擋圈的直徑略大于螺桿外徑，所以，頂部擋圈直徑取為26mm，底部擋圈直徑取為36mm。

根據結構尺寸經驗公式得螺釘大徑為

d3=(0.25~0.3)D1=(0.25~0.4)×22=5.5~8.8mm 取其直徑為M8，根據GB/T 5783—2000確定其他尺寸。

⑵ 緊定螺釘尺寸設計

對于螺母與底座分開的結構，為了防止螺母隨螺母轉動，必須用緊定螺釘加以固定，緊定螺釘的直徑取為M6，根據GB/T71—1985確定其他尺寸。

⑶ 托杯尺寸設計

托杯直徑根據結構尺寸設計經驗公式得

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

托杯高度根據結構尺寸設計經驗公式得 h=(0.8~1)D=(0.8~1)×52=41.6~52mm 取h=42mm。

托杯頂部開槽的槽深和槽寬根據經驗公式得

a=6~8mm

t=6~8mm 取a=8mm，t=8mm。

⑷ 倒角、鑄造圓角及拔模斜度設計 所有加工表面需要倒角。拔模斜度取為1:10。鑄造圓角R=2mm。

11.繪制螺旋起重器（千斤頂）裝配圖 見附A2圖紙。

參考文獻

[1] 王黎欽，陳鐵鳴.機械設計.4版.哈爾濱：哈爾濱工業大學出版社，2008.[2] 張鋒，宋寶玉.機械設計大作業指導書.北京：高等教育出版社，2009.[3] 王連明，宋寶玉.機械設計課程設計.4版.哈爾濱：哈爾濱工業大學

出版社，2010.

第三篇：螺旋千斤頂設計說明書

螺旋千斤頂設計說明書

姓名：班級: 學號: 2012年11月3日

設計要求：

一、設計題目：設計一螺旋千斤頂，已知起重重量50kN，起重高度250mm。

畫3# 裝配圖一張，設計說明書一份。

二、結構原理、結構簡圖、組成、受力分析。

三、螺桿的設計計算

四、螺母的設計計算

五、底座的設計

六、手柄的設計計算

七、托杯的設計

圖1 結構原理圖

1.螺桿的設計與計算

1.1螺桿螺紋類型的選擇

選擇梯形螺紋，牙型角α=30?,梯形螺紋的內外螺紋以錐面貼緊不易松動；它的基本牙型按GB/T5796.1-2005的規定。選取螺桿材料為45鋼。確定螺桿直徑：

按耐磨性條件確定中徑d2對于梯形螺紋，其設計公式為：

d2?0.8F/?[p]

對于整體式螺母，為使受力分布均勻,螺紋工作圈數不宜過多，宜取??1.2～2.5;此處取

??1.5,許用壓力P?2Mpa從滑動螺旋傳動的許用壓強表中查得：人力驅動時，?P?可提高20%。故得

?P??20??1?2000??24Mpa

帶入設計公式，得

d2?24.5mm

按國家標準選擇公稱直徑和螺距為：

D?d?32mmd2?d?3?29mmP?6mm1.2自鎖驗算

自鎖驗算條件是???v d2?d?7?25mm

?v?arctan?f/cos???arctan0.08/cos15o ?4.73o???np/?d2???arctan?arvtan?6/29??

?3.77o???v

且螺紋中徑處升角滿足比當量摩擦角小1°，符合自鎖條件。

1.3結構設計

根據圖2進行螺母的結構設計

（1）螺桿上端用于支承托杯10并在其中插裝手柄7，因此需要加大直徑。手柄孔徑dk的大小根據手柄直徑dp決定，dk≥dp十0.5mm。

（2）為了便于切制螺紋，螺紋上端應設有退刀槽。退刀槽的直徑d4應比螺桿小徑d1約小0.2~0.5mm。退刀槽的寬度可取為1.5P，取d4?d1?0.5?28.5mm。（3）為了便于螺桿旋入螺母，螺桿下端應有倒角或制成稍小于d1的圓柱體。

圖2 螺桿頂端

1.4螺桿強度計算

螺桿受力較大，應根據第四強度理論校核螺桿的強度

強度計算公式為：

?ca??2?3?2??F/A?2?3?T/W?????2

其中T為扭矩

T?Ftan??v????d2/2

查書上表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????滿足強度要求。

1.5穩定性計算

細長螺桿工作時受到較大的軸向壓力可能失穩，為此應按穩定性條件驗算螺桿的穩定性。

Fcr/F?2.5~4

螺桿的臨界載荷Fcr與柔度?s有關 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為螺桿危險截面的軸慣性矩。將以上數據代入柔度計算公式，得

?s?2?328?6.25?104.96?40

需進行穩定性校核。實際應力的計算公式為：

2Fcr??2EI/??l?

其中I?iA?i?12?d24?31400

E?210GPa 將上述數據代入公式得

Fcr?210309.4kN Fcr/F?2.5~4

螺桿滿足穩定性要求

2.螺母設計計算

2.1選取螺母材料為青銅

確定螺母高度H'及工作圈數u'

H'??d2?1.5?29?43.5mm

u'?H'/t?43.5?6?7.25mm

考慮退刀槽的影響，取實際工作圈數為

u'?u?1.5?7.25?1.5?8.75

?'應當圓整，又考慮到螺紋圈數u越多，載荷分布越不均，故u不宜大于10，故取

?'?9

H'?u'?t?9?6?54mm

圖3 螺母

2.2校核螺紋牙強度

螺母的其它尺寸見圖3，螺紋牙多發生剪切與彎曲破壞。由于螺母的材料強度低于螺桿，故只需校核螺母螺紋牙的強度。

（1）剪切強度校核

已知D?d?32mm

D2?d2?29mm 剪切強度條件為：

??F≤[?] ?Db?b?0.65P?0.65?6mm?3.9mm [?]?30~40MPa，查書上表5—13得：梯形螺紋：則剪切強度為 ??50000?14.17MPa

??32?3.9?9??[?]

符合剪切強度條件。

（2）彎曲條件校核

彎曲強度條件為：

??3Fh?[?b]

?Db2?查書上表5—13得：[?b]?40~60MPa，h?0.5P?0.5?6mm?3mm 則彎曲強度為

??3?45?3=29.44Mpa ??32?3.92?9??[?b]

符合彎曲強度條件。

2.3配合：

（1）采用H8配合。r7（2）為了安裝簡便，需在螺母下端（圖1―3）和底座孔上端（圖1―7）做出倒角。（3）為了更可靠地防止螺母轉動，還應裝置緊定螺釘，查書上表5—2選擇緊定螺釘。

3.托環的設計與計算

3.1托杯材料的選擇

選擇托環材料為Q235鋼。

3.2結構設計

結構尺寸見圖4。

為了使其與重物接觸良好和防止與重物之間出現相對滑動，應在托杯上表面制有切口的溝紋。為了防止托杯從螺桿端部脫落，在螺桿上端應裝有擋板。

3.3接觸面強度校核

查表得Q235鋼的許用壓強為?P??225MPa 為避免工作時過度磨損，接觸面間的壓強應滿足

P?F??P? 22?(D12?D11)4根據圖1-4，取相關尺寸為：

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接觸面壓強滿足要求，選材合理。

圖4 托杯頂端

4.手柄的設計計算

4.1手柄材料的選擇

選擇手柄材料為Q235鋼

4.2計算手柄長度Lp 扳動手柄的力矩：K?Lp?T1?T2，則

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手柄實際長度為：

Lp?929.5?58?100?1058.5mm 2由于手柄長度不超過千斤頂，因此取Lp?350mm，使用時在手柄上另加套筒。

4.3手柄直徑dp的確定

把手柄看成一個懸臂梁，按彎曲強度確定手柄直徑Dp，強度條件為

?F?KLp0.1d3p?[?F]

得設計公式為

dp?3KLp0.1[?F]

已知[?F]?120MPa

?dp?3200?1058mm?26.03mm

0.1?120取dp?30mm

4.4結構

手柄插入螺桿上端的孔中，為防止手柄從孔中滑出，在手柄兩端面應加上擋環，并用螺釘固定，選擇開槽沉頭螺釘GB/T67 M8?16

5.底座設計

5.1選擇底座材料

選擇底座材料為HT200，其???p?2MPa

5.2結構設計

圖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，則有

H'?a?(54?18)mm?36mm

參考文獻

【1】 吳宗澤，羅圣國；機械設計課程設計手冊；北京：高等教育出版社；2006.05 【2】 濮良貴；機械設計；北京：高等教育出版社；2012.02

第四篇：液壓千斤頂設計說明書

液壓千斤頂研究設計報告

一、液壓千斤頂功能分析。

千斤頂是一種起重高度小(小于1m)的最簡單的起重設備。它有機械式和液壓式兩種。機械式千斤頂又有齒條式與螺旋式兩種，由于起重量小，操作費力，一般只用于機械維修工作，在修橋過程中不適用。液壓式千斤頂又稱油壓千斤頂，是一種采用柱塞或液壓缸作為剛性頂舉件的千斤頂，其結構緊湊，工作平穩，有自鎖作用，故使用廣泛。其缺點是起重高度有限，起升速度慢。

液壓千斤頂充分運用了帕斯卡原理，實現了力的傳遞和放大，使得用微小的力就可以頂起重量很大的物體。在液壓千斤頂中，除了其自身所具有的元件外，還需要一種很重要的介質，即工作介質，又叫液壓油。液壓油的好壞直接影響到千斤頂能否正常地工作。因此，就需要液壓油具有良好的性能。在液壓千斤頂中，液壓油所應該具備的功能有以下幾點：

1．傳動，即把千斤頂中活塞賦予的能量傳遞給執行元件。

2．潤滑，對活塞、單向閥、回油閥桿和執行元件等運動元件進行潤滑。3．冷卻，吸收并帶出千斤頂液壓裝置所產生的熱量。

4．防銹，防止對液壓千斤頂內的液壓元件所用的金屬產生銹蝕。除此之外，液壓油還需要有以下這些工作性能的要求。1．可壓縮性。可壓縮性小可以確保傳動的準確性。2．粘溫特性。要有一個合適的粘度并隨溫度的變化小。

3．潤滑性。油膜對材料表面要有牢固的吸附力，同時油膜的抗擠壓強度要高。

4．安定性。油不能因熱、氧化或水解而變化，使用的壽命要長。5．相容性。對金屬、密封件、橡膠軟管、涂料等有良好的相容性。液壓千斤頂廣泛使用在電力維護，橋梁維修，重物頂升，靜力壓樁，基礎沉降，橋梁及船舶修造，特別在公路鐵路建設當中及機械校調、設備拆卸等方面。由于液壓用途廣泛，所以行程范圍也需要比較廣。

二、液壓千斤頂工作原理

液壓千斤頂工作時，扳手往上走帶動小活塞向上，油箱里的油通過油管和單向閥門被吸進小活塞下部，扳手往下壓時帶動小活塞向下，油箱與小活塞下部油路被單向閥門堵上，小活塞下部的油通過內部油路和單向閥門被壓進大活塞下部，因杠桿作用小活塞下部壓力增大數十倍，大活塞面積又是小活塞面積的數十倍，由手動產生的油壓被擠進大活塞，由帕斯卡原理（液壓傳遞壓強不變的原理，受力面積越大壓力越大，面積越小壓力越小）知大小活塞面積比與壓力比相同。這樣一來，手上的力通過扳手到小活塞上增大了十多倍(暫按15倍)，小活塞到大活塞力有增大十多倍(暫按

圖1帕斯卡原理圖

15倍)，到大活塞（頂車時伸出的活動部分）力=15X15=225倍的力量了，假若手上用每20公斤力，就可以產生20X225=4500公斤（4.5噸）的力量。工作原理就是如此。當用完后，有一個平時關閉的閥門手動打開，油就靠汽車重量將油擠回油箱。

三、自鎖原理

圖2單向閥自鎖

單向閥自鎖：為了能實現千斤頂在支撐中實現自鎖，此設計采用單向閥組成設計回路。在液壓千斤頂在小油缸與大油缸之間設置有一個單向閥。在手柄向上提升帶動小油缸中的小活塞時，由于小油缸與大油缸之間設有單向閥，此時單向閥處于關閉狀態，大油缸中的油液并不會回流至小油缸。在手柄下壓帶動活塞壓油液時，小油缸與大油缸之間的單向閥處于開啟狀態，而小油缸與儲油裝置之間的單向閥處于關閉狀態，油液進入大油缸將負載頂起。將負載頂到目標高度后，大油缸與小油缸之間的單向閥仍處于工作狀態，油液只能存在大油缸之中，負載無法下行，形成自鎖。

液壓千斤頂頂起重物后，靠液壓單向閥能起鎖緊作用，但專業人士都知道，液壓系統都有泄漏現象，壓力越大泄漏越嚴重，液壓缸內高壓油一泄漏液壓桿肯定要下行，時間越長下滑越明顯。這說明液壓千斤頂頂起的重物自鎖時間不能過長，這勢必對操作者造成一定的心里壓力，為了避免液壓系統因泄漏而造成的不良后果，消除操作者心里負擔，我們的設計除液壓自鎖外，還設置了機械自鎖裝置。

機械自鎖：在大活塞螺旋桿和液壓千斤頂外殼設計鎖緊螺母，當液壓千斤頂在任意高度頂起重物需要鎖緊時，旋緊鎖緊螺母，使之與液壓千斤頂外殼頂端完全接觸，外載荷由鎖緊螺母傳給液壓千斤頂的外殼，液壓缸活塞不承受載荷，液壓系統可以卸荷。鎖緊螺母與螺旋桿采用梯形螺紋傳動，頂起重物后，由手動旋合鎖緊螺母，達到鎖緊目的（如圖3）。

四、結構設計

（1）螺旋傳動機構，增大起重行程

液壓千斤頂中的活塞桿是千斤頂頂起重物的執行部件，液壓桿的長度，就是千斤頂頂起重物的最大行程。要增大液壓千斤頂頂起重物的行程，就必須增加活塞桿的長度，這勢必增大了液壓千斤頂的體積和輸油量。為了避免這些困惑，將活塞桿進行改良設計，如圖4所示，加設螺旋配合機構，采用梯形螺紋傳動，能承受較大的載荷，由于螺旋桿能上下螺旋移動，就增大了液壓千斤頂的有效行程。螺旋桿頂部設計通孔，可以利用加長桿與之配合，旋轉螺桿，便能在頂起重物的狀態下增大頂起高度行程，當然也可以在沒有頂起重物時預先旋轉螺紋提升螺旋桿達到提高行程的目的。在不需要增大起重行程時，螺旋桿旋進活塞桿，保持原

圖4

圖3螺母鎖緊裝置

來的起重行程。

（2）扳手省力結構

液壓千斤頂雖然能利用帕斯卡原理，利用大油缸面積大于油缸截面面積縮小力。但考慮到材料強度及設備體積原因（小油缸面積不能過小，要保證一定的壁厚及小活塞的壓桿

圖5油泵扳手

穩定，大油缸面積不能過大），大油缸與小油缸的截面積之比一般設計在10到20 之間（我們設計取15）。我們發現這個面積比只能將力縮小到原載荷的十五分之一。這是遠遠不夠的，所以我們將手動油泵扳手設計成杠桿（如圖5）。最左端豎直桿與底座相連，右邊與滑套相連的為活塞桿，橫桿為扳手。根據杠桿原理，各部分設計合理距離以及桿長設計合理，這個可將力縮小為小活塞受力的十五分之一。這樣就可將力縮小至負載的1/225。（3）出油裝置

圖6底部油通道

上述已闡明如何將負載頂起。在工作結束的時候需要卸載，這就需要一個將大油缸中的油液排除的裝置。圖6為底部油通道示意圖。可以看出，1通道為油液進入手動油泵的通道（油液存儲在外油箱中）。圖6中的2出口就是工作結束卸載時油液的通道。考慮到千斤頂正常工作時油液不能從大油缸中流出，因此在2通道口裝有一個手動閥，在工作結束后打開手動閥，讓油在負載的作用下流回外油箱中，完成卸載。

五、設計心得

這次設計的大作業，是現代機械設備中應用較為廣泛的一種伸縮傳動裝置——千斤頂。由于理論知識不足，而且平時幾乎沒有設計的經驗，在一開始的時候有些手忙腳亂，不知道該從什么地方入手。在本次大作業的完成過程中，讓我感觸最深的就是要不斷地查閱資料和修改圖紙使得我們的設計更加符合現實生活中的標準。我們作為機械工程專業的學生，最重要的就是要時時刻刻與實際相結合，所設計的每一個機械部件、每一個零件都必須不離實際。與藝術家可以盡情的幻想不同，一切不切實際的構想就永遠只能是幻想，永遠無法成為設計。與此同時，在設計的過程中，需要用到AutoCAD軟件進行制圖。因此為了更加有效率地繪制各種零件圖、裝配圖，我們必須學會熟練的掌握它。

在設計過程結束后，我自己學到了不少的知識，也讓我撿起了很多遺忘的知識。在整個設計中我明白了很多東西，也培養了我工作和與人合作的能力，而且我也充分地體會道路在創造設計過程的艱辛和成功時的喜悅。盡管這個設計做得并不優秀，但這個在設計過程中所學到的東西將是我人生路上強有力的墊腳石，對我日后的工作、設計都會有很大的益處。

第五篇：螺旋千斤頂設計計算說明書

螺旋千斤頂設計計算說明書

精04 張為昭 2010010591

目錄

一、基本結構和使用方法-----------3

二、設計要求---------------------3

三、基本材料選擇和尺寸計算-------3

（一）螺紋材料和尺寸---------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、創新性設計-------------------9

一、基本結構及使用方法

要求設計的螺旋千斤頂主要包括螺紋舉升結構、手柄、外殼體、和托舉部件幾個部分，其基本結構如下圖所示：

AA

該螺旋千斤頂的使用方法是：將千斤頂平穩放在木質支承面上，調整千 斤頂托舉部件到被托舉重物合適的托舉作用點，然后插入并雙手或單手轉動 手柄，即可將重物舉起。

二、設計要求

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

（4）千斤頂工作時，下支承面為木材，其許用擠壓應力：[?p]?3MPa；（5）操作時，人手最大可以提供的操作約為：200N。

三、基本部件材料選擇及尺寸計算

（一）螺紋材料和尺寸

考慮到螺旋千斤頂螺紋的傳力特性選擇的螺紋類型為梯形螺紋。（1）材料選擇

千斤頂螺桿的工作場合是：經常運動，受力不太大，轉速較低，故材料選用不熱處理的45號鋼。千斤頂螺母的工作場合是：低速、手動、不重要，故材料選用耐磨鑄鐵HT200。（2）螺桿尺寸設計

螺旋副受力如下圖所示：

1、耐磨性設計

由上圖螺旋副的受力分析可知，螺紋傳動在旋合接觸表面的工作壓力為：

p?FPF ??d2hHZ?d2h其中，軸向載荷：F=25kN。螺紋高：h，由選擇螺紋的公稱直徑確定。

為了方便滿足自鎖性要求，采用單頭螺旋，一般旋合圈數：Z?10。

為方便計算，設螺紋參數中間變量：高徑比??耐磨性的要求是：

p?[p]

H。d2其中[p]為滿足耐磨性條件時螺紋副的許用壓力。對于鋼-鑄鐵螺紋螺母材料，由于千斤頂的工作速度較低，可認為滑動速度不大于3m/s。千斤頂中螺母為整體結構，螺母磨損后不能調整，但螺母兼作支承作用，故設計時可先認為 f=2.5，則可取此時的許用壓力[p]為17MPa。

由螺旋副接觸表面壓力公式及耐磨性公式得到耐磨性設計公式：

d2?FP ?h?[p]對梯形螺紋，h?0.5，代入上式求得： Pd2319.352mm

查國標選梯形螺紋為公稱直徑d為Tr36，導程P為10mm，中徑d2=31mm滿足要求。代入高徑比計算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得實際旋和圈數Z=7.75。

故暫定螺紋尺寸是公稱直徑d為Tr36，導程P為10mm，旋合 圈數Z=7.75。

2、強度設計

已知最大載荷為25kN，則在載荷最大時，螺桿受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺紋中徑：d2=31mm； 螺紋升角：g=arctannP?5.863°； pd2當量摩擦角：rn=arctanfn； 當量摩擦系數：fn=fcosa。

2由于螺桿－螺母為鋼－鑄鐵材料，考慮到千斤頂既有穩定自鎖，又有上升運動過程，故取摩擦系數f=0.14。又由于采用梯形螺紋，故牙型角a=30°。

聯立以上各式解得螺桿受到的最大扭矩：

Tmax?97.408N×m

已知小徑：d1=25mm，則由第四強度理論，危險截面應力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()?74.220MPa 23pd10.2d1 已知45號鋼屈服強度為355MPa，載荷穩定故取許用當量應

力：

[s]=ss4=88.75MPa

則有：sca<[s]，即已選定螺紋可以達到強度條件。

3、自鎖性設計

千斤頂由于其用途，要求具有自鎖功能。由于自鎖是針對停止狀態所說，故摩擦系數f可取較大值0.14，由強度設計中的計算結果，此時當量摩擦角：rn?8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP?5.863°，所以自鎖性條件可以滿足。pd25

4、穩定性設計

穩定性條件：

Sc=Fcr3[S] Fmax由于千斤頂為傳力螺旋，故取安全系數［S］=3.5。

由千斤頂結構，螺桿端部結構為一端固定，一自由式支承，長度 系數m為2.0。要求最大升距hmax為200mm，由裝配圖測量得到此 時從支承螺母中心到千斤頂頂部的等效長度L為325mm，螺桿的 柔度：

??4?L?104 d1已知使用45號鋼且不做熱處理，則臨界載荷：

?2EIa?2E?d12Fcr???89.585kN(?L)2(?L)264Sc?3.58?3.5故穩定性條件可以滿足。

綜上所述，螺桿選擇Tr36，導程P=10mm即可滿足設計條件。

（3）螺母尺寸設計

由螺桿中的設計，將旋和圈數Z定為7.75。一般來說螺母只需校核螺紋牙即可，而且由于螺母材料為鑄鐵，強度小于螺桿材料，故只需要校核螺母螺紋牙的剪切強度、彎曲強度和抗擠壓強度即可，螺桿上的螺紋牙強度則不用校核。螺母螺紋牙受力如下圖所示：

1、剪切強度校核

剪切強度條件：

t=Fmax￡[t] Zpdb其中旋合圈數：Z為7.75； 螺紋公稱直徑：d=36mm;螺紋牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。耐磨鑄鐵許用剪切應力取為：[t]=40MPa。

代入各項數據得上述剪切強度不等式成立，即剪切強度滿足要求。

2、彎曲強度校核

彎曲強度條件：

sb=其中牙高：h=5.5mm；

3Fmaxh￡[sb] 2Zpdb耐磨鑄鐵許用彎曲應力取為：[sb]=50MPa。

代入各項數據得上述彎曲強度不等式成立，即彎曲強度滿足要求。

3、抗擠壓強度校核

由螺母螺紋牙受力圖可得平均擠壓應力：

a2=Fmax?6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母許用擠壓應力：[sp]?1.5[sb]=75MPa，顯然滿足

sp<[sp]的抗擠壓強度準則。

4、螺母外部尺寸設計

由基本結構圖可以看到，螺母的外部形狀可以看作是兩個半徑不同的同心圓柱連接在一起，這樣設計的目的是保證螺母的定位。為了保證千斤頂的正常工作，需要設計這兩個圓柱的尺寸以使其在工作中不會失效。

由前述計算已知的螺母尺寸為：H=ZP=77.5mm，圓整后高度H=78mm，內螺紋大徑D4=37mm。設螺母外部形狀：小圓柱外徑為D1=60mm，大圓柱外徑為D2及小圓柱的高度為H1未知待求。

為防止大圓柱與千斤頂殼體的接觸面被壓壞，需要滿足：

Fmax

sp=￡[s]p2p(D2-D12)/4

對耐磨鑄鐵HT200，許用的抗壓應力[sp]=設計大圓柱外徑為：

1.5sb=100MPa,最后 3D2?80mm

為了防止大圓柱突出部分被剪斷，需要滿足：

t=Fmax￡[t]

pD1(H-H1)對耐磨鑄鐵許用剪切應力為40MPa，最后設計小圓柱高度為：

H1=60mm 綜上所述，螺旋千斤頂的螺紋選為公稱直徑d為Tr36,導程P=10mm。此

時螺母高度H=78mm，螺母外部小圓柱外徑60mm，高60mm，大圓柱外徑80mm。小圓柱表面與外殼體之間有基軸制配合關系，故選其公差帶為h7。查標準 得：所選螺紋配合為中等旋合長度。由于千斤頂為中等精度機械設備，故查 標準得內螺紋公差帶為6H，外螺紋公差帶為6g。螺母外部小圓柱裝配時對 精度要求不高，圓柱度公差取為9。螺母外部小圓柱與內部螺孔需要有一定 同軸度以保證千斤頂工作正常，但形位度要求不高，取同軸度公差為9。螺 母外部小圓柱軸線與大圓柱和外殼體的接觸面還有垂直度的要求，也取公差 為9。整個螺母接觸面都較重要，表面粗糙度Ra值選為3.2，未接觸面Ra 可選為12.5以降低加工成本。

（二）手柄材料及尺寸（1）材料選擇

綜合考慮成本和強度，手柄的材料選用普通未經熱處理的45號鋼。（2）長度設計

由螺桿的強度設計可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，則 手柄的有效作用長度應為：

TL=max?488mm

200N在實際設計中，由于手柄還要滿足插入螺桿上部接頭的要求，同時考慮 到千斤頂本身運動部件具有摩擦力，因此實際設計長度還要在此長度上 加上一部分，最終應設計長度為520mm。（3）直徑設計

手柄在操作時會受到剪力和彎矩的作用，最大操作力為200N,最大扭矩為97.408Nm，則力的分布圖如下所示：

剪力圖

彎矩圖

可見，危險截面在手柄與螺桿接頭處。手柄的材料選為未經熱處理的45號鋼，設計手柄直徑為D，則危險截面最大剪應力：

4200N t=23pD/4 危險截面最大彎曲正應力：

97.408N×m s=30.1D由第四強度理論，要使手柄正常工作，需要滿足條件：

sca=s2+3t2￡[s]

當安全系數為2時，許用應力[s]=600MPa=300MPa,代入第

s2 四強度理論計算式，并聯立剪應力、切應力計算公式，求得手柄直徑：

D=15mm 綜上所述，手柄長520mm，直徑15mm。

（三）底座尺寸

千斤頂使用時的下支承面為木材，許用擠壓應力為3MPa，則由抗擊壓強度準則：

Fsp=max￡[sp]=3MPa

S=其中S為下支承面尺寸，解上述不等式，得S38334mm2，為滿足易于組

sb裝及各方向受力均勻的要求，選擇下支承面為環形結構，內徑尺寸為100mm可以滿足準則要求，綜合考慮到千斤頂本身具有的重量、體積和使用時的穩定性，將外徑尺寸設計為180mm。

綜上所述，下支承面設計為環形，內徑100mm，外徑180mm。

四、主要部件基本尺寸及材料

（1）螺桿螺紋：Tr36′10-6g，45號鋼；

（2）螺母螺紋：Tr36′10-6H，HT200耐磨鑄鐵；（3）手柄：長度500mm，直徑15mm，45號鋼；

（4）底座：外徑180mm，內徑100mm，HT200灰鑄鐵。

五、創新性設計

（1）手柄加上橡膠手柄球而非普通塑料手柄球，既節約成本，又易于拆卸，減少千斤頂存放的體積；

（2）為了攜帶方便，給千斤頂外殼加上把手；（3）為提高外殼強度，給外殼加上肋板；

（4）為了使用過程中省力，在托舉部分和旋轉的螺桿間加入推力軸承51105，并在相關旋轉部件處涂潤滑油以減小使用阻力；（5）為了增強千斤頂對托舉點形狀的適應能力，將托舉部件頂部由杯狀改成平頂，同時為了減小對被托舉物的損害，給托件部分加上橡膠保護套；（6）在千斤頂底部設計成密封用的橡膠蓋，使千斤頂在存放時，螺旋運動部件免受灰塵侵擾。