机制081 胡凯雷 3080611009
5—11 设计简单千斤顶的螺纹和螺母的主要尺寸。
起重量为20000N ，起重高度为150mm ，材料自选。
解：1.、螺杆的设计与计算
（1）选用材料。
螺杆材料选用45号钢， s σ=300MPa 。
查表确定需用[p]=15MPa 。
（2）确定螺纹牙型。
梯形螺纹的工艺性好，牙根强度高，对中性好，本设计采用梯形螺纹。
（3）按耐磨性计算初选螺纹的中径。
因选用梯形螺纹且螺母兼作支承,故取ϕ=2.5,根据教材式(5--43)得
218.5d ≥==mm (4)按螺杆抗压强度初选螺纹的径。
根据第四强度理论
,其强度条件为 []ca σσ=≤
但对中小尺寸的螺杆,可认为0.5τσ≈
,所以上式可简化为 1.31.3[]s ca Q
A S
σσσσ===
≤= 式中,A 为螺杆螺纹段的危险截面,A=
2
14
d mm π;S 为螺杆稳定性
安全系数,对于传力螺纹,S=3.5—5.0；对于传导螺旋,S=2.5—4.0;对于精密螺杆或水平,S>4.本千斤顶取值
S=5.故
123.5d ≥
==mm
(5) 综合考虑,确定螺杆直径.
比较耐磨性计算和抗压强度计算的结果,可知本例螺杆直径的选定应以抗压强度计算的结果为准,按国家标准GB/T5796—1986选定螺杆尺寸参数:公称自径 d=24mm,螺纹外径124.5d mm =;螺纹径
218.5d mm =;螺纹中径021.5d mm =;螺纹线数n=1,螺距P=5mm.
(6) 校核螺旋的自锁能力。
对传力螺纹传动来说,一般应确保自锁性要求,以避免事故.本螺旋的材料为钢,螺母的材料为青铜,钢对青铜的摩擦系数f=0.09(查<<机械设计手册>>).因梯形螺纹牙型角α=30,152
α
β=
=,所以
27
arctan
arctan 393.1440.5
nP d ψπ⋅===⨯ 0.09
arctan arctan
arctan 519cos cos15
v v f f ρβ•==== 因v ψρ≤,可以满足自锁要求.
注意:若自锁型不足,可增大螺杆直径或减小螺距进行调整.
(7) 螺纹牙的强度计算.
由于螺杆材料强度一般远大于螺母材料强度,因此只需要校核螺母螺纹的牙根强度.
(8)螺杆的稳定性计算.
当轴向压力大于某一临界值时,螺杆会发生测向弯曲,丧失稳定性.
取B=40mm, 则螺杆的工作长度 150********
H
l L B mm =++
=++=
螺杆危险截面的惯性半径 118.5 4.644
d i mm =
== 螺杆的长度系数:按一端自由,一端固定考虑,取 2μ= 螺杆的柔度: 2215
93.484.6
s l
i μλ⨯=
=
= 因此本例螺杆40<s λ<100,为中柔度压杆,其失稳时的临界载荷按欧拉公式计算得
()()
234
2223.14 2.0610 3.1418.564613.292215c EI Q K l πμ⨯⨯⨯⨯===⨯
所以满足稳定性要求.
2、螺母的设计与计算
(1)选取螺母材料
螺母材料一般可选用青铜，对于尺寸较大的螺母可采用钢或铸铁制造，其孔浇注青铜或巴氏合金,次选青铜。
此螺母要兼作支撑，因选 2.5ϕ=,所以
2 2.521.553.8H d mm ϕ==⨯=
取为54mm.螺纹圈数计算: 54
10.85
H z P =
== 螺纹圈数最好不要超过10圈,因此宜作调整.
一般手段是在不影响自锁性要求的前提下,可适当增大螺距P,而本螺杆直径的选定以抗压强度计算结果为准,耐磨性已相当富裕,所
613.29
30.66 3.5 5.020
c c Q S Q =
==>-
以可适当减低螺母高度.
现取螺母高度H=50mm,则螺纹圈数z=10,满足要求.
(2) 螺纹牙的强度计算.
根据教材表5—13,对于青铜螺母[]τ=30—40MPa ，这里取
[]τ=30MPa ，由教材式(5--50)得螺纹牙危险截面得剪切应力为
[]20000
8.03.1424.50.65510
F MPa Dbu ττπ=
==≤⨯⨯⨯⨯ 满足要求.
螺母螺纹根部一般不会弯曲折断,通过可以不进行弯曲强度校核.
（3）安装要求
螺母压入底座上的孔，圆柱接触面问的配合常采用
78r H 或7
8n H
等配合。
为了安装简便，需在螺母下端和底座孔上端做出倒角。
为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉，紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm 。
螺母的相关尺寸计算 查手册D=d+1=25mm 螺纹小径D 1=d-7=17mm D 3= (1.6~1.8)D =1.7×25 D 4= (1.3~1.4)D 3 =1.3×43 H=54mm
a=H/3=54/3=18mm
3、托杯的设计与计算
托杯用来承托重物，可用铸钢铸成，也可用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。
当螺杆转动时，托杯和重物都不作相对转动。
因此在起重时，托杯底部与螺杆和接触面间有相对滑动，为了避免过快磨损，一方面需要润滑，另一方面还需要验算接触面间的压力强度。
4
)
D D (2
11212-=
πF
p ≤[p ] （式1-1） 式中：[p ]——许用压强，应取托杯与螺杆材料[p ]的小者。
D 10=(2.4~2.5)d =2.45⨯24
D 11=(0.6~0.7）d=0.65⨯24 D 13=(1.7~1.9)d=1.8⨯24 D 12=D13-(2~4) 故 4
)
D D (2
11212-=
πF
p ≤[p ] =
()
22
20000
3.140.0400.0164
- 4、手柄设计与计算
.1、手柄材料
常用Q235和Q215。
2、手柄长度L p
板动手柄的力矩：
K ·L p =T 1+T 2
1-2）
则K
T T L 2
1p += （式
式中：K ——加于手柄上一个工人的臂力，间歇工作时，约为150～250N ，工作时间较长时为100～150N 。
T 1——螺旋副间的摩擦阻力矩，
=20×103tan(5.32°+3.15°) ×
318.5
102
-⨯ T 2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩，
T 2 = (D 12+D 11) f F /4。
(f 查手册取0.06)
=(40+16) ×0.06×20/4
则 K
T T L 2
1p +=
= 27.5516.8
230
+
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 。
手柄实际长度不应超过千斤顶，使用时可在手柄上另加套管。
因此，手柄实际长度`p L =p L +2
72
+55
3、手柄直径d p。
2
)tan(2
1d F T v ⋅
+=ρψ
把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径d p ，其强度条件为
3p
p F d
1.0KL =
σ ≤[]F （式1-3）
故 d p ≥
3
F
p ][1.0σKL
≥3
6
10
1201.0186
.1230⨯⨯⨯=28.33mm d p 取30mm
式中：[]F ——手柄材料许用弯曲应力， 当手柄材料为Q215和Q235时，[]F =120Mpa 。
5. 底座设计
底座材料常用铸铁（HT150及HT200），铸件的壁厚δ不应小于8～12mm ，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。
底座结构及尺寸如图1―7
图中
H 1= 0H +（14～28）mm =150+20=170mm H-a=54-18=36mm D=d+1(查手册) =24+1
D 6=D 3+（5～10）mm =43+6
D 7=D 6+51
H =49+ 1705
D 8=
2
7p
D ][π4+σF =
2420000
833.142
⨯+⨯
式中：[]p ——底座下枕垫物的许用挤压应力。
对于木材，取[]p =2~2.5MPa 。
参考文献
[1]邱宣怀.机械设计[M].:高等教育,1997.
[2]维连,凤兰.工程材料[M].:中国农业大学,2006.
[3]于惠力.机械设计[M].科学,2007.
[4]吴宗泽.机械设计课程设计手册[M].:高等教育,2006
[5]濮良贵，机械设计第八版，高等教育。