目录一、设计题目-----------------------------------------------------------------------------------------------------2二、螺母、螺杆选材-------------------------------------------------------------------------------------------2三、螺杆、螺母设计计算3.1 耐磨性计算-----------------------------------------------------------------------------------------------2 3.2 螺杆强度校核--------------------------------------------------------------------------------------------3 3.3 螺纹牙强度校核-----------------------------------------------------------------------------------------3 3.4 螺纹副自锁条件校核----------------------------------------------------------------------------------43.5 螺杆稳定性校核-----------------------------------------------------------------------------------------4四、螺母外径及凸缘设计------------------------------------------------------------------------------------5五、手柄设计----------------------------------------------------------------------------------------------------5六、底座设计----------------------------------------------------------------------------------------------------6七、其余各部分尺寸及参数---------------------------------------------------------------------------------7八、参考资料-----------------------------------------------------------------------------------------------------8一、 设计题目螺旋起重器（千斤顶）已知条件：起重量F Q =40KN ，最大起重高度H=200mm 。

二、 螺杆、螺母选材本千斤顶设计采用梯形螺纹螺旋传动。

由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45#钢，调质处理。

查参考文献[2]得σs=355MPa,查机械设计表 5.9得5~3][sσσ=,取[σ]=110MPa; σb =600MPa 。

由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl10Fe3，查表5.9得螺母材料的许用切应力MPa 40~30][=τ,取][τ=35MPa ；许用弯曲应力[σb ]=40~60MPa, 取[σb ]=50MPa 。

托盘和底座均采用铸铁材料。

三、 螺杆、螺母设计计算3.1 耐磨性计算由耐磨性条件公式：][2p Hh d p F A F Ps ≤⋅⋅⋅⋅==π 对于梯形螺纹，有h=0.5p,那么耐磨性条件转化为：2d ≥式中 2d ——螺纹中径，mm;F ——螺旋的轴向载荷，N ； H ——螺母旋合高度，mm;ψ ——引入系数，ψ=H/2d ;[p]——材料的许用压强，MPa;查机械设计表 5.8，得[p]=18~25MPa ，取[p]=20MPa ，对于整体式螺母，5.2~2.1=ψ，取ψ=2.0，那么有mm MPaKNd 3.2520*0.2408.02=≥。

查参考文献[4]表H.5,试取公称直径d=32mm,螺距p=6mm,中径d 2=29mm,小径d 1=25mm,内螺纹大径D 4=33mm 。

那么螺母高度mm d H 5829*0.22==⋅=ψ，螺纹圈数7.9658===p H z ，α=2β=30°。

3.2 螺杆强度校核千斤顶螺杆危险截面受轴向力F 和扭转力矩T 1的作用，这里的扭转力矩是螺纹副的摩擦转矩T 1。

根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度条件为][)16(3)4(311221σππσ≤+=d T d F对于梯形螺纹该式可化为1d ≥式中 1d ——螺杆螺纹的小径(mm)； []σ——螺杆材料的许用应力(MPa);F —— 螺杆所受的轴向载荷(N)；T 1——螺杆所受转矩(N ·mm),2)'tan(21d F T ρψ+=。

代入数据，mm MPaKNd 06.24110*40*25.1*41=≥π而选择d 1=25mm,满足螺杆强度要求。

3.3 螺纹牙强度校核因为螺母材料强度低于螺杆 ，所以螺纹牙的剪切和弯曲破坏大多发生在螺母上，故可只校核螺母螺纹牙强度。

螺母螺纹牙根部剪切强度条件为：][4τπτ≤=bD z F式中 F ——轴向载荷(N)；D 4——螺母螺纹大径(mm); Z ——螺纹旋合圈数；b ——螺纹牙根部厚度(mm)，对于梯形螺纹b=0.65p 。

代入数据计算][64.106*65.0*33**3.940000τπτ≤==MPa即螺母满足剪切强度要求。

螺母螺纹牙根部的弯曲强度条件为： ][324b b bD z Flσπσ≤=式中 l ——弯曲力臂，mm d D l 222933224=-=-=；其它参数同上。

代入数据计算 ][73.16)6*65.0(*33**3.92*40000*32b b MPa σπσ≤==即螺母螺纹牙满足弯曲强度要求。

3.4 螺纹副自锁条件校核由螺纹副自锁条件：'arctan ','f =≤ρρϕ 式中 ϕ——螺纹螺旋升角（°），2arctand npπϕ= 'ρ——当量摩擦角(°);n ——螺纹线数，n=1;p ——螺纹导程(mm);2d ——螺纹中径(mm);'f ——当量摩擦系数,查机械设计表 5.10，得'f =0.08~0.10,取'f =0.09;代入数据 ︒==77.329*6*1arctanπϕ ︒==14.509.0arctan 'ρ因为ϕ≤'ρ，所以满足螺纹副自锁条件要求。

3.5 螺杆的稳定性校核千斤顶的最大上升高度H=200mm.则螺杆的最大工作长度退刀槽螺母l H L +++=1h 2200式中 螺母H ——螺母高度(mm)，螺母H =58mm;1h 符号参见参考文献[1]图3.1；退刀槽l ——螺杆与手柄座相接处额尺寸，查手册知，退刀槽l =10.5mm 。

假设手柄直径为d 1=26mm,由尺寸经验公式h 1=(1.8~2)d 1=46.8~54mm 取h 1=50mm,则L=200+29+50+10.5=289.5mm则螺杆的柔度 14d LiLμμλ==式中 μ——长度系数，对本千斤顶，看做一端固定、一端自有，则可取μ=2；d 1——螺纹小径，d 1=25mm 。

i ——螺杆危险截面的惯性半径(mm),41d A Ii ==,其中A 为危险截面的面积(mm 2)。

代入数据计算9064.92255.289*2*4>==λ对于45#调制钢，此时螺杆稳定的临界载荷Fc 为： 22)(L EIF c μπ=式中 E ——螺杆材料的弹性模量，对于钢 E=2.07×105MPa ； I ——螺杆危险截面的轴惯性矩(mm 4),6441d I π=；代入数据计算 N F c 9.1487826425*4)5.289*2(1007.2*4252=*⨯=π那么，由压杆稳定条件5.272.3400009.148782≥==F F c 故螺杆满足稳定性要求。

四、 螺母外径及凸缘设计根据经验公式，螺母外径D 2≈1.5d=1.5×32=48mm;螺母凸缘外径D 3≈1.4D 2=1.4×48=67.2mm;螺母凸缘厚b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm ，取b=15mm 。

五、 手柄设计加在手柄上的力需要克服螺纹副之间的摩擦阻力矩T 1和托杯支撑面间的摩擦力矩T 2。

设加在手柄上的力F 1=300N ，手柄长度为L 1，则有F 1 L 1 = T 1 + T 2。

对于T 1和T 2，有=+=+=229*)14.577.3tan(*400002)'tan(21d F T ρψ90929.3N ·mm 2123132)2()]4~2([)2()]4~2([3+--+--⋅=D D D D fF T 公式中的符号见参考书[1]图3.2和图3.3。

根据经验公式，(1.6~1.8)(1.6~1.8)3251.2~57.6D d ==⨯=mm,取D=55mm; 1(0.6~0.8)(0.6~0.8)3219.2~26.6D d ==⨯=mm ，取D 1=25mm 。

托杯材料选择铸铁，手柄选择Q235，摩擦因数f=0.12,则2123132)2()]4~2([)2()]4~2([3+--+--⋅=D D D D fF T ≈mm N ⋅=--9938027532753*340000*12.02233 那么手柄长度mm F T T L 4.634300993803.909291211=+=+=，取1L =200mm,加套筒长500mm 。

设手柄所受最大弯曲应力为σ，查参考文献[2]表10.1,MPa s 225=σ，查参考文献[3],得[]2~5.1sb σσ=，则[]b σ=112.5~150MPa,取[]b σ=125MPa 。

则手柄直径d 1应满足 []b z d T T W T T σπσ≤+=+=312121)(32，转化为： []mm T T d b 9.24125*)993803.90929(*32)(3233211=+=+≥πσπ取手柄直径d 1=26mm 。