简单千斤顶设计说明书

目录

第一章设计题目及材料选择 (2)

1.1设计题目 (2)

1.2设计要求 (2)

1.3主要零件的常用材料 (2)

1.4千斤顶结构示意图 (2)

第二章主要零件受力分析 (3)

第三章螺杆的设计计算 (3)

3.1螺杆牙型选择 (3)

3.2按抗压，扭强度计算螺纹直径 (3)

3.3精确校核螺旋强度 (4)

3.4按耐磨性初步计算螺母高度 (4)

3.5稳定性校核 (5)

3.6自锁性校核 (5)

第四章螺母的设计计算 (6)

4.1根据螺旋的螺纹直径查的螺母大径 (6)

4.2校核螺纹牙强度 (6)

4.3螺母凸缘强度校核 (7)

4.4螺母尺寸 (7)

第五章托杯的设计与计算 (8)

第六章手柄设计与计算 (8)

6.1力矩分析 (8)

6.2手柄直径dh (9)

6.3手柄长度Lp (9)

第七章底座设计 (9)

第八章轴承选取 (10)

第一章设计题目及材料选择

1.1设计题目

设计简单千斤顶的螺杆和螺母级其他结构的主要尺寸。起重量为6.6t（约66000N），起重高度为180mm，间歇工作，可用于比较狭窄的工作场合。

1.2设计要求

螺旋千斤顶是用人力转动手柄来举升重物的机械，它应有以下几个要求：a．能满足将5.5t重物举起180mm的功能，并能平稳的下降且具有足够的使用寿命。

b．在上升及下降过程中，可以停在任意位置而不自行下滑。

c．人手推力不可以过大，防止人产生过度疲劳。

d．千斤顶的支承面与重物之间不能有相对滑动，千斤顶与地面有足够的接触面积。

e．除以上要求外，还应保证工作可靠，操作安全，加工经济等。

1.3主要零件的常用材料

螺杆：45

螺母：ZQSn10-1

底座：HT150

托杯：Q235

手柄：A3

1.4千斤顶结构示意图

第二章主要零件受力分析

图1和图2分别表示螺杆和螺母的受力情况。螺杆除受压力Q外，还受转矩，即螺母的摩擦力矩T1和推力轴承的摩擦力矩T2。

其中T2由以下公式求得

F d T 22μ

= （1） 其中：μ——滚动轴承的摩擦系数，对单向推力轴承μ=0.0013~0.0020

d ——轴承内径，mm

F ——轴承负荷，对推力轴承是轴向负荷，N

由图可知，工作时，螺杆上的螺纹部分承受转矩T 1和压力Q 与螺母上相同

第三章 螺杆的设计计算

3.1螺杆牙型选择

考虑到螺旋千斤顶要求在上升及下降过程中，可以停在任意位置而不自行下滑（即有自锁能力），又要使结构简单，故采用滑动螺旋，并选用梯形螺纹，牙型角α=30°，梯形螺纹内外螺纹以锥面相结合，不易松动，牙形可按照GB5796.1—86的规定。

3.2按抗压，扭强度计算螺纹直径

其中N Q 4max 106.6?=，安全系数S=4，材料屈服极限MP s 353=σ

则许用应力MPa S s

25.884

353][===σσ 则小径：mm Q d 18.3525

.88106.643.1][43.14

max 1=?∏???=∏?≥σ 则按照梯形螺纹国家标准[6]65)-(G B784选用T42×6-2。其大径d=42mm,螺距t=6mm ， 小径d 1=35mm ，中径d 2=39mm ，工作高度h=3mm ，螺纹高度h 1=3.5mm ，β=15°， 查阅有关技术手册知：螺杆退刀槽直径mm d d 2.348.7428.7'

1=-=-=；

图2

退刀槽宽度b ’=7.5mm

3.3精确校核螺旋强度

螺杆工作时承受轴向压力Ｆ和扭矩T 的作用。螺杆危险截面上既有压缩应力；又有切应力。根据第四强度理论求出危险截面的计算应力ca σ，其强度条件为：

22max )(3)(t

ca W T A Q +=σ 其中：T 为螺杆所受的扭矩；

A 为螺杆螺纹段的危险截面面积；

T W 为螺杆螺纹段的抗扭截面系数；

[σ]为螺杆材料的许用应力； 螺旋升角?=?∏=∏=8.239

6arctan arctan 2d t φ 摩擦系数f=0.08~0.1，取f=0.1 当量摩擦角?=?

==911.515cos 1.0arctan )cos arctan(

βρf v 则摩擦力矩： mm

.1097.1)911.58.2tan(39106.65.0)tan(5.0542max 1N d Q T v ?=?+?????=+=ρφ因此合成应力：

][0.84)2.341097.116(3)2.34106.64()16(3)max 4(23

5

224

22'1122'1σσ<=?∏??+?∏??=∏+∏=MPa d T d Q 因此满足强度要求

3.4按耐磨性初步计算螺母高度

滑动螺旋的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状态等因素有关。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大螺旋副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作面上的压应力p ，使其小于材料的许用压应力[p]。

假设作用于螺杆的轴向力为Q max （N ），螺纹的承压面积（指螺纹工作表面投影到垂直于轴向力的平面上的面积）为A （2

mm ），螺纹中径为d 2（mm ），螺纹工作高度为h （mm ），螺纹螺距为 t （mm ），螺母高度为 H ’（mm ），螺纹工件圈数为 u ＝h/t 。则螺纹工作面上的耐磨性条件为： ][2max max p hu

d Q A Q p ≤∏==

螺母材料：ZQSn10-1

取螺母螺纹工作表面的许用压力[p]=18MP 则螺母的螺纹圈数为：98.918

339106.6][4

2max =???∏?=∏≥p h d Q u 取u=10，符合螺母螺纹工作圈数不宜超过10圈的要求

螺母高度：H ’=ut=10×6=60mm

3.5稳定性校核

对于长径比大的受压螺杆，当轴向压力Q max 大于某一临界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力Q max 必须小于临界载荷Q cr ，则螺杆的稳定性条件为 ：

st cr n Q Q n ≥=max

式中：n ——螺杆稳定性的计算安全系数；

n st ——螺杆稳定性安全系数，对于传力螺旋（如起重螺杆等），st n =3.5～5.0; Q cr ——螺杆的临界载荷； 螺杆柔度：i L

μλ=

μ为螺杆的长度系数，设计时取μ＝2

L 为螺杆的工作长度，等于螺母中部到托杯支承面的距离，初步作图L=281mm

i 为危险截面的惯性半径，mm d i 55.84

2.344'1=== 则7.6555

.82812=?=λ 由于λ1=86，λ2=43.2。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。。材料力学第303页 则λ2<λ<λ1，所以要采用经验公式λσb a cr -=

则 MPa b a cr 3.2927.65568.2461=?-=-=λσ

N d A Q cr cr cr 522'11068.22.3414.34

13.29241..?=???=∏==σσ 06.410

6.61068.245

max =??==Q Q n cr ，故满足稳定性要求。 3.6自锁性校核

螺旋升角φ=2.8°

当量摩擦角ρv =5.911°>φ+1°

校核结果：自锁性可靠

第四章 螺母的设计计算

4.1根据螺杆的螺纹直径查的螺母大径

根据螺杆的螺纹直径查得：螺母大径d ’=d+1=43mm

螺母小径d 1=d-6=36mm

旋合间隙c=h 1-h=3.5-3=0.5mm

凸缘高度a=H ’/3=60/3=20mm

4.2校核螺纹牙强度

螺母失效形式有，螺纹牙磨损，牙根部弯曲折断或者被剪切，螺母悬置部分被拉扭断。

a.螺纹牙剪切强度校核

螺母材料：ZQSn10-1，其的许用剪切强度[τ]=35MPa

螺纹牙根厚度：b=0.65t=0.65×6=3.9mm 剪切应力：][53.1210

439.3106.6'4

max ττ<=???∏?=∏=MPa u bd Q 因此，螺纹牙根剪切强度校核安全

b.螺纹牙根弯曲强度校核

螺母材料：ZQSn10-1，其的许用弯曲强度[σ] b =50MPa

弯曲应力：

u

b d l Q 2max '6∏=

σ 式中：b ——螺纹牙根部的厚度 l ——弯曲力臂， ()mm d d l 22

3943'212=-=-= 则弯曲应力：b MPa u b d l Q ][57.3810

9.3432106.66'6242max σσ<=???∏???=∏=

因此螺纹牙弯曲强度校核结果是安全的

c.螺母体拉扭强度校核

许用抗拉应力[σ]=0.83[σ] b =0.83×50=41.5MPa 则][)'(4

)3.1~2.1(22max σσ≤-∏=d D Q 即()mm d Q D 3.66435

.41106.66.1'][max 66.1~53.124

2=+??=+≥σ 取 D=68mm

D 1=（1.3~1.4）D=（1.3~1.4）×68=88.4~95.2mm

取 D 1=90mm

4.3螺母凸缘强度校核

螺母凸缘失效形式：螺母凸缘支承表面被挤压，凸缘根部弯曲或剪断

a. 挤压强度校核

[σ]p =(1.5~1.7_[σ] b=(1.5~1.7) ×50=75~85MPa ()()[]P MPa D D Q σσ<=-?∏?=-∏=2.2468904106.642

242

21max

p

所以挤压强度校核：安全

b. 剪切强度校核

[τ]=35MPa

[]ττ<=??∏?=∏=MPa Da Q 5.1520

68106.64

max 剪切强度校核：安全

c. 弯曲强度校核

()()[]b b MPa Da D D Q σσ<=??∏-???=∏-=2.2520

686890106.65.15.12421max 弯曲强度校核：安全

4.4螺母尺寸

参照上面螺母剖面图

D 1=90mm ，D=68mm ，a=20mm ，H ’=60mm ，d 1=36mm,d ’=43mm

第五章 托杯的设计与计算

托杯用来承托重物，选用用Q235钢模锻制成。

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。

其经验设计结构尺寸见图5，具体设计计算尺寸如下：

D 10=104mm ，D 11=25mm ，D 12=D 13-4=78-4=74mm ，D 14=52mm

当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动，在设计千斤顶时，要在托杯下面安装一个推力轴承。

a. 挤压强度校核

[p]——许用压强，应取托杯与螺杆材料[p]的小者。则[p]＝55ＭＰa

[]1 ()[]p MPa D D Q p <=-?∏?=-∏=4.402552660004)(422211214max 故满足挤压强度要求。

b. 剪切强度校核

[τ]——许用剪切强度,[τ]=188MPa

[]ττ<=??∏=∏=MPa H D Q 3113

5266000114max 故满足剪切强度要求

第六章 手柄设计与计算

6.1力矩分析

手柄材料为A3

螺纹摩擦力矩mm .1097.151N T ?=

选用推力轴承：滚动轴承 51305 GB/T301-1995

其内径为mm d 250=，取μ=0.002

则mm N Q d T .1650660002

25002.02max 02=??==μ 12T T <<，故T 2可以忽略不记

则转矩m m .1097.151N T T ?==

6.2手柄直径d h

计算时手柄所受的最大转矩M 近似等于T ，

取许用弯曲应力[]MPa s b 12022402===σσ 由[]b h d M

σσ≤∏=3321得[]mm M d b h 6.25120

1097.13232353=?∏??=∏≥σ 取mm d h 26=

6.3手柄长度Lp

防止人产生过度疲劳，人手推力不可以过大，一般取150~200N ，这里计算时取175N

则mm F T l p 7.1125175

1097.15

=?==，则取mm l p 1130= 手柄计算长度l p 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

2

D 13+（50～150）mm 。手柄的实际尺寸mm l 1250=，手柄实际长度不应超过千斤顶，使用时手柄应可拆卸。

第七章 底座设计

底座材料常用铸铁（HT150）（图6），铸件的壁厚δ不应小于8～12mm ，取为10ｍｍ，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 H 1 =L ’+（14～28）mm

D 6=D+（5～10）mm

D 7=D 6+5

H 1 其中L ’为千斤顶起重最大高度

具体数值为：

H 1=200mm ；

D 6=75mm ；

mm H D D 1254

200755167=+=+= 由()[]P p D D Q σσ≤-∏=2728max

4，

式中：[σ]p ——底座下枕垫物的许用挤压应力，

一般木材[σ]p =2~4MPa 。

图6：底座设计示意图

得 []

mm D Q D p 4.19112544106.6424

27max 8=+?∏?=+∏≥σ 取D 8=200mm

第八章 轴承选取

失效形式：滚动体与地权接触点处的变形超过滚珠直径的万分之一 选取滚动轴承 51305

额定静载荷：C 0=61.4KN

安全系数S=C 0/Q max =61.4/66=0.93

要求S 介于0.8~1.2，所以安全