螺纹千斤顶设计计算说明书

2024-07-26

螺纹千斤顶设计计算说明书（精选2篇）

篇1：螺纹千斤顶设计计算说明书

哈尔滨工业大学

机械设计作业设计计算说明书

题目：设计螺旋起重器（千斤顶）系别：班号：姓名：

日期：2014.10.12

哈尔滨工业大学机械设计作业任务书

题目：设计螺旋起重器

设计原始数据：起重量：FQ=30KN 最大起重高度：H=180mm

1.选择螺杆、螺母的材料·······································3 2.耐磨性计算··················································3 3.螺杆强度校核················································4 4.螺母螺纹牙的强度校核······································4 5.自锁条件校核················································5 6.螺杆的稳定性校核···········································5 7.螺母外径及凸缘设计·········································6 8.手柄设计····················································6 9.底座设计····················································7 10.其他零件设计··············································8 11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图·························8 12.参考文献···················································8

1.选择螺杆、螺母的材料

考虑到螺杆承受重载，需要有足够的强度，因此选用45钢，需要调质处理。由参考文献[3]表10.2查得45钢的抗拉强度σb=600MPa，屈服强度

σs=355MPa。

螺母是在重载低速的工况下使用的，并且要求与螺杆材料配合时的摩擦系数小、耐磨，因此，螺母的材料选择铸造铝青铜ZCuAl10Fe3。

2.耐磨性计算

螺杆选用45钢，螺母选用铸造铝青铜ZCuAl10Fe3，由参考文献[1]表5.8查得，钢对青铜的许用压强[p]=18~25MPa，由表5.8注释查得，人力驱动时，[p]值可提高约20%，即[p]=21.6~30MPa,取[p]=25MPa。由参考文献[1]表5.8查得，对于整体式螺母，系数ψ=1.2~2.5，取ψ=2.5。

按照耐磨性条件设计螺杆螺纹中径d2，选用梯形螺纹，则螺纹的耐磨性条件为

ps=

FQpd2hH≤[p]

H以消去H，得 d2计算螺纹中径d2时，引入系数ψ=

FQp

d2≥0.8h[p]FQ

对于梯形螺纹，h=0.5p，则

d2≥0.8[p]=0.830000=19.6mm 225以上三式中，FQ—螺旋的轴向载荷，N；

p —螺距，mm；

d2—螺纹中径，mm；

h —螺纹工作高度，mm；

H—螺母旋合高度，mm；

ps—螺纹工作面上的压强，MPa；

[p]—许用压强，MPa。

根据螺纹中径d2的取值范围，由文献[3]表11.5查得，取螺杆的公称直径d=32mm，螺距p=6mm，中径d2=29mm，小径d1=25mm，内螺纹大径D4=33mm。

说明：此处如果选择螺杆的公称直径d=24mm，螺距p=3mm，中径d2=22.5mm，小径d1=20.5mm，内螺纹大径D4=24.5mm，螺杆的强度校核不满足要求。

3.螺杆强度校核

螺杆的断面承受轴向载荷FQ和螺纹副摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度理论为

4FQ16T1≤ [σ]

σ=

d23d311式中：FQ—轴向载荷，N；

d1—螺纹小径，mm；

T1—螺纹副摩擦力矩，N·mm，T1=FQtan(ψ+ρ’）

d2； 22

2[σ]—螺杆材料强度的许用应力，MPa，[σ]=

s。3~5查参考文献[1]表5.10，钢对青铜的当量摩擦系数f ‘=0.08~0.10,取 f ‘=0.09，则螺纹副当量摩擦角ρ’=arctan f ‘=arctan0.09=5.1427°。

ψ为螺纹升角，ψ=arctan

16np=arctan=3.7679°。

29d2把已知的数据带入T1的计算公式中，则得

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

2代入强度计算公式，则

43000016682013

σ==72.2MPa 23252522由参考文献[1]表5.9可以查得螺杆材料的许用应力[σ]=

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

显然，σ≤[σ]，螺杆满足强度条件。4.螺母螺纹牙的强度校核由系数ψ=

H可求得螺母的旋合高度H=ψ×d2=2×29=58mm。d2螺母螺纹牙根部的剪切强度条件为

τ=

FQZD4b≤[τ]

式中：FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p64

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

30000

τ==7.4MPa

10333.9查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用剪切应力[τ]=30~40MPa，显然，τ≤[τ]。

螺纹牙根部的弯曲强度条件为

σb=

3FQlZD4b2≤[σb]

式中：l—弯曲力臂，l=

D4d23329==2mm；

FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p6

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

3300002

σb==11.4MPa

10333.92查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用弯曲应力[σb]=40~60MPa。显然，σb≤[σb]，由上述计算分析可知，螺母螺纹牙满足强度条件。5.自锁条件校核由ψ=3.7679°，ρ’=5.1427°，得

ψ≤ρ’ 因此，满足自锁性条件。6.螺杆的稳定性校核受压螺杆的稳定性条件为

Fc≥2.5~4 FQ式中：Fc—螺杆稳定的临界载荷，N；

FQ—螺杆所受轴向载荷，N。

螺杆的柔度值为

λ=

4l d1式中：l—螺杆的最大工作长度，mm。当螺杆升到最高位置时，取其顶端承受载荷的截面到螺母高度中点的距离作为最大工作高度，则

l=180+

H螺母2+h手柄座+l退刀槽

查参考文献[3]表11.25得，l退刀槽=7.5mm。手柄直径d手柄=24mm(将在手柄设计中给出这一尺寸的计算），由结构尺寸经验公式得

h手柄座=（1.8~2）d手柄=43.2~48mm 取h手柄座=44mm。

代入数值计算得

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

μ—长度系数，对于千斤顶，可看作一端固定，一端自由，故取μ=2。代入以上数值计算得

λ=

42260.5=83.36

25对于45钢调质（淬火+高温回火），当λ<85时，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，螺杆满足稳定性条件。

7.螺母外径及凸缘设计

螺母外径由结构尺寸经验公式得

D2 ≈1.5d=1.5×32=48mm 螺母凸缘外径由结构尺寸经验公式得

D3 ≈1.4D2=1.4×48=67mm 螺母凸缘厚度由结构尺寸经验公式得

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

8.手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间相对转动的阻力矩和托杯支撑面之间的摩擦力矩。

设F为加在手柄上的力，取F=200N，L为手柄长度，则

FL=T1+T2

式中：T1—螺纹副之间相对转动的阻力矩，N·mm；

T2—托杯支撑面之间的阻力矩，N·mm。由前述计算可得

T1=68201N·mm

331D2~4D12

T2=fFQ3D2~42D221

式中：D—手柄座直径，mm，由结构尺寸经验公式得

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

D1—螺柱与托杯连接处直径，mm，由结构尺寸经验公式得

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

托杯选用铸铁，手柄选用Q215，摩擦因数f=0.12，则

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，加套筒长500mm。

手柄直径

d手柄≥3FL

0.1b查教材可知[σb]=

s1.5~2，查参考文献[3]可知，σs=205MPa,则

[σb]=102.5~136.7MPa，取[σb]=110MPa。

代入数值计算得

d手柄≥3200677=23.1mm

0.1110取手柄直径d手柄=24mm。

9.底座设计

螺杆下落到最低点，再留10~30mm空间，底座铸造拔模斜度1:10，厚度选择8mm。

D5由结构设计确定，则D5=128mm。由结构尺寸经验公式得

D4=1.4D5=1.4×128=179mm 结构确定后，校核底面的挤压应力

σp=

FQD424D52=

3000017947

21282=2.4MPa

底面材料选用HT100，查参考文献[3]表10.3得，当铸件壁厚δ=2.5~10

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

显然，σp≤[σp]，满足设计要求。

10.其他零件设计

⑴ 螺杆顶部和底部的挡圈及螺钉尺寸设计

螺杆底部必须有一个挡圈，并用螺钉加以固定，以防止螺杆全部从螺母中旋出。托杯在相应的位置也要设置挡圈，以防止托杯与螺杆脱离。

挡圈的直径略大于螺杆外径，所以，顶部挡圈直径取为26mm，底部挡圈直径取为36mm。

根据结构尺寸经验公式得螺钉大径为

d3=(0.25~0.3)D1=(0.25~0.4)×22=5.5~8.8mm 取其直径为M8，根据GB/T 5783—2000确定其他尺寸。

⑵ 紧定螺钉尺寸设计

对于螺母与底座分开的结构，为了防止螺母随螺母转动，必须用紧定螺钉加以固定，紧定螺钉的直径取为M6，根据GB/T71—1985确定其他尺寸。

⑶ 托杯尺寸设计

托杯直径根据结构尺寸设计经验公式得

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

托杯高度根据结构尺寸设计经验公式得 h=(0.8~1)D=(0.8~1)×52=41.6~52mm 取h=42mm。

托杯顶部开槽的槽深和槽宽根据经验公式得

a=6~8mm

t=6~8mm 取a=8mm，t=8mm。

⑷ 倒角、铸造圆角及拔模斜度设计所有加工表面需要倒角。拔模斜度取为1:10。铸造圆角R=2mm。

11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图见附A2图纸。

参考文献

[1] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.[2] 张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.[3] 王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学

出版社，2010.

篇2：螺纹千斤顶设计计算说明书

精04 张为昭 2010010591

一、基本结构和使用方法-----------3

二、设计要求---------------------3

三、基本材料选择和尺寸计算-------3

（一）螺纹材料和尺寸---------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、创新性设计-------------------9

一、基本结构及使用方法

要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：

该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动手柄，即可将重物举起。

二、设计要求

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

（4）千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[p]3MPa；（5）操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。

三、基本部件材料选择及尺寸计算

（一）螺纹材料和尺寸

考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。（1）材料选择

千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。（2）螺杆尺寸设计

螺旋副受力如下图所示：

1、耐磨性设计

由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：

pFPF d2hHZd2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。

为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z10。

为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比耐磨性的要求是：

p[p]

H。d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=2.5，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。

由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：

d2FP h[p]对梯形螺纹，h0.5，代入上式求得： Pd2³19.352mm

查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得实际旋和圈数Z=7.75。

故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合圈数Z=7.75。

2、强度设计

已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺纹中径：d2=31mm；螺纹升角：g=arctannP»5.863°； pd2当量摩擦角：rn=arctanfn；当量摩擦系数：fn=fcosa。

2由于螺杆－螺母为钢－铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=0.14。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。

联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：

Tmax»97.408N×m

已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()»74.220MPa 23pd10.2d1 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应

力：

[s]=ss4=88.75MPa

则有：sca<[s]，即已选定螺纹可以达到强度条件。

3、自锁性设计

千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值0.14，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn»8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP»5.863°，所以自锁性条件可以满足。pd25

4、稳定性设计

稳定性条件：

Sc=Fcr³[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数［S］=3.5。

由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度系数m为2.0。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的柔度：

4L104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：

2EIa2Ed12Fcr89.585kN(L)2(L)264Sc3.583.5故稳定性条件可以满足。

综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。

（3）螺母尺寸设计

由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为7.75。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：

1、剪切强度校核

剪切强度条件：

t=Fmax£[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为7.75；螺纹公称直径：d=36mm;螺纹牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。

代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。

2、弯曲强度校核

弯曲强度条件：

sb=其中牙高：h=5.5mm；

3Fmaxh£[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。

代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。

3、抗挤压强度校核

由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：

a2=Fmax»6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]»1.5[sb]=75MPa，显然满足

sp<[sp]的抗挤压强度准则。

4、螺母外部尺寸设计

由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。

由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=77.5mm，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。

为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：

Fmax

sp=£[s]p2p(D2-D12)/4

对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：

1.5sb=100MPa,最后 3D280mm

为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：

t=Fmax£[t]

pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：

H1=60mm 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此

时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为3.2，未接触面Ra 可选为12.5以降低加工成本。

（二）手柄材料及尺寸（1）材料选择

综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。（2）长度设计

由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，则手柄的有效作用长度应为：

TL=max»488mm

200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上加上一部分，最终应设计长度为520mm。（3）直径设计

手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为97.408Nm，则力的分布图如下所示：

剪力图

弯矩图

可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：

4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：

97.408N×m s=30.1D由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：

sca=s2+3t2£[s]