设计计算书_刘攀_2013010558

螺旋千斤顶设计说明书机械34班刘攀2013010558一、设计需求设计一螺旋千斤顶，需满足：起重量：50kN，最大升距：300mm。二、具体设计过程1.滑动螺旋副设计1)螺旋类型选择螺旋起重器主要是传力机构，以较小的转矩产生较大的轴向力，并带有自锁性能，以实现对重物的起重要求。常用于传力或传动的螺纹类型有矩形螺纹和梯形螺纹，由于矩形螺纹的牙型精确制造困难，对中性差，压根强度差，磨损后无法补偿，牙型无标准等缺点，而梯形螺纹具有30的牙型角，牙根强度高，加工工艺性好，对中性好，不易松动等优点，因此选择使用单头梯形螺纹。2)螺杆、螺母材料选择所需设计千斤顶最大载荷为50kN，最大升程为300mm，由此可知，螺旋副属于高载、低转速的类型，查教材表2-38，可选择螺杆材料为45钢，螺母材料为103ZCuAlFe。3)耐磨性计算以及尺寸选择耐磨性校设计公式：2[]FPdhp2d为螺杆中径，F为最大载荷，P为螺距，为高径比，[]p为许用压力，h为螺纹高度。查教科书表2-39，钢-青铜组合，低速，选择许用压力20pMpa，摩擦系数0.09f。初选高径比为1.5，且对于梯形螺纹，有0.5hP。代入公式有：32650100.0325732.60.51.52010PdmmmP选择公称直径：40dmm，螺距7Pmm；对应外螺纹中径236.5dmm，外螺纹小径132dmm，内螺纹中径236.5Dmm，内螺纹小径133Dmm。图1螺纹4)自锁性验核单头螺纹，线数1n，梯形螺纹牙型角30。则螺旋升角217arctanarctan3.49336.5nPd当量摩擦角0.09arctanarctanarctan5.32330coscos22vvff由于v，所以满足自锁性能要求。5)计算螺母高度和旋合圈数螺母高度HZP，且2Hd，则有：旋合圈数21.536.5==7.827dZP，圆整取8Z，10Z，螺母高度为==87=56mmHZP，修正高径比2561.50736.5Hd。6)强度计算a)螺杆强度校核螺杆强度校核公式：2222ca231143()3()[]0.2FTdd梯形螺纹牙型角30，当量摩擦角5.323v，螺纹升角3.493。螺杆所受转矩：33236.510tan()5010tan(3.4935.323)141.5222vdTFNmg再代入校核公式有：322ca323345010141.52()3()72.55(3210)0.2(3210)PaMPa因螺杆材料45钢，查机械设计手册，屈服强度355sMPa，许用应力查教科书表240得：355[]88.7544sMPa，故72.55[]88.75caMPaMPa，满足强度条件。b)螺母螺纹牙强度校核由上述计算得到，旋合圈数8Z；对于梯形螺纹0.65bP4.55mm；大径40dmm。查表2-40，得到螺母许用弯曲应力40bMPa，许用剪切应力30MPa。则螺纹牙危险截面（根部）的剪切强度：333501010.93[]30840104.5510FPaMPaMPaZdb齿根的弯曲强度：3323323350103.51025.23[]4084010(4.5510)bbMFhPaMPaMPaWZdb故螺母螺纹牙的剪切和弯曲强度条件都满足。c)螺杆稳定性计算千斤顶结构为一端固定，一段自由，所以长度系数2.0，有效长度可取约360mm，故可计算柔度14423609032ld，查表2-41得到临界压力的计算公式：23439341223221010(3210)205.8()64()64(236010)acrEIEdFNkNll计算安全系数205.84.116[]3.550crcrFSSF，满足稳定性要求，即最大载荷下不会失稳。d)计算传递效率tantan3.49339.4%tan()tan(3.4935.323)v2.螺母设计上述关于螺旋副的计算已经得到：螺母公称直径41Dmm，小径133Dmm，中径236.5Dmm，旋合长度56Hmm，旋合圈数8Z。图2螺母1)螺母外径及凸缘设计失效形式：螺母悬置部分（非凸缘部分）截面积最小，为危险界面，可能受拉应力作用失效。故应满足的强度条件为：2232[]()4bbFDD3D为悬置部分外径。螺母的材料为青铜，查教科书表2-40得，螺母的许用弯曲应力[]50bMPa，带入上述公式：3232326445010(36.510)51.0[]5010bFDDmmm故可取321.555DDmm，凸缘部分外径431.372DDmm，凸缘部分长度18.53Hamm。2)螺母强度校核螺母材料为青铜，查表2-40得，螺母许用弯曲应力[]50bMPa，许用挤压应力[]1.5[]1.55075pbMPa，许用剪切应力[]35MPaa)凸缘根部弯曲应力及强度条件凸缘根部可近似看做悬臂梁，可能在弯矩作用下发生弯曲断裂失效。故应满足：43432233()41.5()[]6bbFDDFDDMWDaDa代入相关数据：333321.55010(7255)1021.56[]505510(18.510)bbPaMPaMPa满足要求。b)凸缘支承面上的挤压应力及强度条件凸缘支撑面可能受底座作用发生压溃失效，故应满足：2243[]()4ppFDD代入相关数据：33232501029.49[]75((7210)(5510))4ppPaMPaMPa满足要求。c)凸缘根部剪切应力及强度条件凸缘根部可能发生剪切失效，故应满足：3[]FDa代入相关数据：333501015.64[]35551018.510PaMPaMPa满足要求。3.托杯设计图3托杯托杯材料选择H275。托杯可能的失效形式为挤压破坏失效。托杯的危险截面为杯底，根据轴承尺寸选择杯底内径548Dmm，外径663.4Dmm。灰铁的许用拉伸应力[]50bMPa，而一般情况下许用挤压应力[][]pb故校核挤压强度：32222665501037.1[](63.448)1044ppFFPaMPaADD满足要求。4.底座设计1)底座材料选择底座材料选择H275。2)挤压强度验核及尺寸选择图4底座下端查教科书表2-40知灰铸铁的许用弯曲应力[]50bMPa,且一般情况下[][]pb。底座上端为横截面积最小处，即危险截面，参考对螺母凸缘接触面抗压强度计算，p29.49MPa，故不会发生挤压失效。设计最小壁厚为9mm，铸造斜度为1:6。根据螺母及螺杆尺寸设计，取底座与螺母下端接触部分内径为60mm，外径为78mm，从而可计算得到底座最低端内径7170Dmm，外径8240Dmm。3)底座下支撑面强度校核底座设计的准则是保证螺旋起重器在工作载荷下，对承载木材的压应力不超过木材所能承受的许用压应力[]3pMPa，即满足下式：2287[]()4ppFDD代入数据得：322650102.22[]3(240170)104ppPaMPaMPa满足设计要求。5.手柄设计手柄材料选择235Q钢，查教科书表3-2，许用弯曲应力1[]40bMPa。图5手柄1)手柄长度设计由以上计算知螺旋副所受转矩141.52TNmg，人手提供的弯矩应有hhMFLT，其中hF为人手提供的力，大小约为200N，L为千斤顶轴线至手柄一端球心的距离。故有：141.520.7076707.6200hhhMTLmmmFF可取750Lmm，杆总长'750331.550858Lmm。2)手柄截面直径设计手柄受弯矩作用，可能发生弯曲断裂失效，故应满足下式：max13032[]cabMTWd手柄直径应满足：33061141.5232.80.1[]0.14010bTdmmm故可取手柄直径035dmm。6.轴承设计1)轴承选择为避免旋转手柄时对支撑物造成不必要的扭矩作用，可在托杯与手柄（螺杆）之间加一推力球轴承。该轴承需承受的最大静载为50kN。根据相关尺寸选择51306的推力球轴承，该轴承参数如下：内径为30mm，外径为60mm，宽度为21mm，基本额定静载荷078.5CkN2)静载能力验核螺旋千斤顶的工况为普通载荷且基本不旋转，查教科书表3-15，选择静强度安全系数00.5S。校核静载能力：00078.5501570.5CPFkNkNS满足承载要求。