千斤顶设计与校核

1、清华大学千斤顶设计机械设计大作业班级：精机81班姓名：高雨浩学号：2008010496导师：高志 高古辉时间：2011年4月11日一、 设计方案总设计图如下：螺母螺杆大锥齿轮小锥齿轮手柄方孔轴 ·传动路线：人操作手柄，通过方孔、轴、键将扭矩传递给小锥齿轮，进而传递到大锥齿轮，再通过另一个键将扭矩传递给螺母零件，通过螺母的转动而带动螺杆平稳地上升。传递路线如图中的红色线。·传动特点：通过转动螺母，从而使螺杆上升。使用中要避免螺杆发生转动，因此螺杆上端增加了滚花，如右图。因为是转动螺母，因此螺杆可以平稳地上升，比转动螺杆而上升更加安全可靠。·箱体特点：箱体可以整体铸造

2、成型，分型面简单。箱体主体是回转体特征，但手柄附近的部分是平面。铸造后只有少许面需要进行切削加工和孔加工。 ·尺寸特点：362×318×196mm（带手柄）。设计中手柄可以轻易卸下、或者将手柄向里放置，更改后手柄后尺寸为 362×215×196mm。总体特点是下端尺寸较大，上端很小。因此使用时将千斤顶至于适当位置后，操作中一般不会因为汽车底盘的机构而受影响。·底盘特点：在箱体下端设计了圆环底盘，以较小地面所受载荷。·装配特点：先通过侧孔将小锥齿轮轴部分装配好，然后将小锥齿轮从箱体底端放入装配，接着装配螺母、螺杆、大锥齿轮、档

3、环等部分，最后装上底盘、上端杯状结构、手柄等部件。·省力特点：通过螺旋传动、锥齿轮、长手柄三大模块进行了省力，将30kN的载荷大大减小，加上摩擦阻力也不到150N。·操作特点：通过锥齿轮将水平面内的转动转化为竖直面内操作，更加人性化也更加方便，对周围环境适应性好。二、 校核计算目录1， 螺旋部分设计校核 32， 键及键槽设计校核 83， 推力球轴承选用校核 104， 螺母形状设计校核 115， 锥齿轮设计校核 136， 箱体设计校核 147， 手柄设计校核 161， 螺旋部分设计校核a 螺纹选型千斤顶的起重量是其最重要指标，而千斤顶的螺纹需要承受巨大的压力、弯矩和摩擦力。由

4、于是传力为主，应当用矩形、梯形、锯齿形螺纹。梯形螺纹比矩形螺纹传递效率略低，但工艺性好，牙根强度高。矩形螺纹效率高，但不宜磨制，且内外螺纹旋合定心较难，磨损后容易出问题。 锯齿形螺纹多用于承受单向轴向力。对于千斤顶，是单向受力，一般情况下只受向下的压力。因此我们选用锯齿形螺纹，牙型角为3°、30°，高径比3.5。b 材料选择千斤顶是低速、高载环境，需要较大的许用应力，因此选用钢-青铜材料组合。c 螺纹尺寸设计滑动螺旋旋合工作表面的磨损大小与作用在接触面上的正压力和相对滑动速度有关，校核设计时，对正应力进行校核，许用应力则由材料和相对滑动速度给出。表面工作压力应满足 p=FP

5、d2hHp。式中，F是轴向载荷，P是螺距，H是旋合长度，d2是螺纹中径，h是螺纹高度。将上式变换为d2FPhp因为牙型选用30°锯齿形螺纹，因此h=0.75P；载荷要求F=30kN；因为螺母兼做支撑，所以取=Hd2=3.5；低速、钢-青铜材料，因此许用压力p=1825MPa。·由以上数据计算得出d214.2mm，于是：取中径d2=17mm；小径d1=13mm(1mm间隙)；大径d=20mm；螺纹高度h=3mm；螺距P=4mm（单线头）。d 自锁性校核自锁校核要求为：v=arctanfcos=arctanfv对于钢-青铜材料，摩擦系数f=0.080.10；而=3°；

6、所以：4.58°。 设计中，=arctanPd2=4.28°，满足自锁性要求。e 计算螺母高度螺母高度H=*d2=59.5mm；f 计算旋合圈数旋合圈数Z=HP=15>12，旋合圈数过大， 因此需修改设计参数。而单纯修改螺距P，将无法满足自锁性条件。因此决定修改参数。重新设计如下：因为Z=HP=d2P，为满足自锁性条件，d2P不能过小，因此减小。取=2.5， 因此d20.65Fp=16.8mm。取中径d2=20.25mm；小径d1=15.32mm；大径d=24mm；螺纹高度h=3.75mm；螺距P=5mm（单线头）。=arctanPd2=4.50°<5

7、.28°，满足自锁性条件；螺母高度H=*d2=50mm；旋合圈数Z=HP=10，满足要求g 强度校核螺杆强度校核：螺杆受压应力和扭转切应力，采用第四强度理论进行校核。ca=2+32=4Fd122+3T0.2d132式中，螺杆所受扭矩T=Fd22tan+arctanfcos=52.4N*m；计算得出：ca=206MPa，而=s35，可见对材料屈服强度要求较高。螺母强度校核：螺纹牙危险截面的剪切强度条件为：=FZdb，齿根弯曲强度条件为：b=MW=3FhZdb2b式中，因为是30°锯齿形螺纹，因此螺纹压根部厚度b=0.75P，计算得出=10.6MPa，b=31.8MPa。查得青

8、铜=3040MPa，b=4060MPa，所以强度满足要求。h 稳定性校核千斤顶的螺杆受压应力，且长径比较大，因此要进行稳定性校核。Sc=FcrFS式中，Fcr是螺杆的临界载荷。本设计中，最大起升距离为180mm，取校核长度为250mm。柔度=4ld1=4*2*25015.32=131，需要进行稳定性校核；Fcr=2EIa（2l）2，而Ia=d1464，E=210GPa，计算得出Fcr=22.4kN，因此Sc=0.7，而对于传力螺旋，要求S=3.54.5，因此稳定性不满足要求。于是，考虑增加直径，重新进行设计。根据稳定性要求，在以上条件下应该有d124mm。要求：旋合度要求：d2P<4.8

9、；自锁性要求：d2P>4.0；稳定性要求：d124mm。重新设计尺寸如下：锯齿形螺纹，钢-青铜材料（要求载荷30kN，升距180mm）。取中径d2=32.75mm；小径d1=25.85mm；大径d=38mm；螺纹高度h=5.25mm；螺距P=7mm（单线头）；=2.5；螺母高H=82mm。校核：耐磨性：p=FPd2hH=4.7MPap=1825MPa，满足！自锁性：=arctanPd2=3.89°<v=arctanfcos=4.58°，满足！旋合圈数：Z=HP=d2P=11.7，满足！强度：T=Fd22tan+arctanfcos=73.2N*m， ca=4Fd

10、122+3T0.2d132=67.9MPas35，若选用碳素结构钢Q275，基本满足；为安全起见，选用优质碳素结构钢45刚钢，其s=355MPa，满足要求！=FZdb=4.1MPa=3040MPa，满足！b=MW=3FhZdb2=12.3MPab=4060MPa，满足！稳定性：Fcr=2EIa（2l）2=181.2kN，Sc=FcrF=6S=3.55，满足！2， 键及键槽设计校核选用普通型平键。大齿轮处键的校核： 根据轴的公称直径60mm，选用平键尺寸为b×h=10×8，l=22mm。 传递有效扭矩T=73.2N*m；考虑摩擦阻力作用，f=0.10*30kN=3kN，摩擦阻

11、力力矩近似为Tf=3*80+622=213N*m，可见摩擦阻力很大。设计一个推力球轴承，减小螺母相对于箱体的滑动摩擦。此时摩擦阻力矩将很小，因此近似校核用扭矩T=100N*m。要传递该扭矩，平键的切应力p=2Td*k*l=2*10060*0.5*8*22=37.9MPa<p=100120MPa，45钢能满足。（键槽处强度在螺母校核处校核）小齿轮处键的校核： 选用平键b×h=4×4，l=18mm。扭矩T=20N*m。p=2Td*k*l=2*2012*0.5*4*18=92.6MPa<p=100120MPa选用45钢能够满足。轴的校核：T=Td332-bt(d-t)

12、22d=43MPa<T=3555MPa,选用40Cr，能够满足。3， 推力球轴承使用校核推力球轴承选用尺寸为：内径d=60mm；外径D=85mm；宽度B=17mm；松圈内径d1=62mm；紧圈外径D1=85mm；圆角r=1mm；轴定位台阶da=75mm；孔定位台阶Da=70mm；基本额定动载荷Cr=40.2kN；基本额定静载荷C0r=108kN。应用中载荷最大值为30kN，低转速，因此该轴承承载能力满足。4， 螺母形状设计校核螺母材料：青铜。螺纹部分基本尺寸：中径D2=32.75mm；小径D1=27.5mm；大径D=38mm； 螺母高H=82mm。螺母下部（上图中的右半部分）尺寸设计：一

13、、 外径：根据推力球轴承尺寸，下端外径60mm。二、 内径：内径需要根据螺杆下端的行程限制垫片决定螺杆下端设计一段螺纹，外径是24mm，由此选用垫片尺寸内径25mm、外径为44mm。该垫片需要能够进入螺母下端，因此螺母下端内径为45mm。三、 下端长度：下端长度由推力球轴承和锥齿轮部分结构决定，设计只需能够使结构不冲突即可。四、 下端螺纹孔：加螺钉、垫片、毡圈等轴向固定锥齿轮用，选用两颗六角头螺栓，M4，b=14mm，l=20mm。根据此数据，在螺母部分下端开两颗对称的螺纹孔（注意不与键槽冲突）。需要校核部分有两个：与箱体(推力球轴承)接触的支撑面压应力校核，与锥齿轮之间传递扭矩的切应力校核。

14、扭转力矩校核(在键槽处近似按内外径为45、50mm的圆环校核)： T=T0.2(D4-d4)/D=1000.2*(504-454)/50=11.6MPa<=3040MPa可见，扭矩传动满足条件！支撑面压应力校核： b=FA=30*1000(752-602)=4.7MPab=4060MPa。支撑压应力满足条件！5， 锥齿轮设计校核大齿轮内孔直径d=60mm，承载扭矩T= 100N*m；设计传动比i= 5，小齿轮扭矩T1= 20N*m，额定转速n= 120r/min，额定功率P= 0.25kw。选择锥齿轮参数为：z1= 18，z2=91（为了互质），齿宽b=20mm，模数m=1.75mm；大

15、轮轮轴直径d2=60，小轮轮轴直径d1=12mm；大轮轮毂宽度30mm，小轮轮毂宽度24mm。下图为锥齿轮配合图，标出了部分尺寸。校核用合金钢渗碳淬火，工作寿命50000h，传动精度等级7，一个齿轮悬臂，开式传动，齿面粗糙度3.2。校核结果，小轮弯曲应力为381.7MPa，许用弯曲应力为417.69MPa；极限传递功率为0.28kW，锥齿轮满足！6， 箱体设计校核箱体选用HT350。箱体主体是回转体，但在锥齿轮一面处增补部分曲面为平面，校核时按照回转体校核。可整体铸造成型，分型面简单，再根据需求进行车削、打通孔以及螺纹孔加工即可。一、 箱体与推力球轴承接触面校核 正应力b=FA=30*1000

16、(42.52-352)=16.4MPab=350MPa满足！二、 箱体上表面弯矩校核 压力F作用在推力球轴承处，在箱体直径为d处受到弯矩，为F*d2-35。此处的箱体厚度是t，宽度看做是d，因此校核如下：b=F*d2-35*t/2dt3/6=103MPab=350MPa三、 箱体中段压应力校核 正应力b=FA=30*1000(982-902)=6.3MPab=350MPa四、 箱体与地面接触校核地面正应力b=FA=30*1000(982-502)=1.34MPab=3MPa，满足！7， 手柄设计校核 手柄连杆下端与轴连接处为方孔连接，传递扭矩为20N·m。在整个设计中，手柄连杆部分受

17、力远小于小齿轮的轴，因此不需再校核该连杆强度，选用铸铁即可满足（人力不至于能够掰弯一根149mm长的铸铁连杆）。下面校核需要人施加的力。操作力F=Tl=200.149=134N<200N，满足要求！三、 总结分析一、 方案设计总结分析方案最终尺寸相对来说较大，其原因主要在于锥齿轮的使用。使用锥齿轮，一来可以更加省力，二来可以把人手操作的旋转方向进行转换，更加方便。相比原方案每次只能转不到半圈，该方案的连续转动非常人性化。另外，手柄部分对尺寸也产生了较大的增加，因此设计的手柄部分方便拆卸。但方便拆卸又会带来新的问题，就是容易丢掉。另一个减小尺寸的方案便是，将连杆部分设计为可折叠的。其实还有

18、一种我想设计的方案是转动螺杆，螺母上升。这种方案可以使螺杆设计为两端固定，使得其稳定性很好；同时这样可以把大部分传动机构都放在底部，也使得机构尺寸更为合理。 二、 螺纹设计总结分析螺纹设计时，按照书上的步骤一步步进行设计校核。但设计完成后发现，螺纹直径主要取决于稳定性校核的公式。由此可见，对于这种细长的螺杆，尤其是一端自由的时候，其稳定性是最难满足的一点。由此经验后，以后可以适当调整设计循序，不一定要按部就班，可以先根据稳定性设计好直径，然后一步步校核磨损、强度等情况。三、 齿轮选择总结分析选用齿轮时，先根据需求设计了齿数，然后选用了一个合适的尺寸，尤其是大齿轮的外径，以免机构过于庞大。但设计好、画好图后发现，小齿轮轴强度要求较高，因此不得不选用合金钢材料。这里设计的时候考虑问题不全面，起初只考虑了齿轮的承载能力，以后设计齿轮时会同时考虑齿轮轴的问题。四、 箱体设计总结分析对于箱体，其尺寸主要受高度、大齿轮外径的限制；对于其形状，原本是回转体桶装，但为了装上小齿轮和手柄，其一面需要是平面。当然，本设计方案相当于在曲面的基础上“增补”为平面，也考虑了“增补”后的平面会不会与其他结构相干涉