1 螺杆的设计与计算螺杆螺纹类型的选择传动螺纹中有矩形螺纹，梯形螺纹以及锯齿形螺纹，由于矩形螺纹没有标准化，锯齿形螺纹只用于单向受力的螺纹连接或螺纹传动中，因此，选择梯形螺纹。

梯形螺纹牙型为等腰梯形，牙形角α=30º，梯形螺纹的内外螺纹以锥面贴紧不易松动。

选择螺杆材料由于螺旋千斤顶受力不大，转速较低，因此可以选择使用45号钢。

确定螺杆直径螺旋千斤顶滑动螺旋传动时，其失效形式只要是螺纹磨损，因此滑动螺旋的主要尺寸通常根据耐磨条件确定。

螺杆的中径为d2。

设计公式是：][8.02P Fd φ≥}其中F 为螺杆所受的轴向力，F=35kNΦ=H/d2，H 为螺母高度。

螺旋千斤顶是整体式螺母，由于磨损后不能调整间隙，为了使受力分布均匀，螺纹工作圈数不宜太多，故取Φ=~，此处取Φ=.[p]为材料的许用压力，螺母一般选择青铜，查得在低速滑动螺旋是钢—青铜，[p]=18~25MPa ，此处选择[p]=20MPa 。

代入公式得：mm m p F d 94.2410208.110358.0][8.0632=⨯⨯⨯=≥φ查机械设计课程设计手册，选择梯形螺纹的公称直径为d=32mm 螺距 t=P=6 此时：中径d2=(32-3)mm=29mm ≥24.94mm 。

小径d1=(32-7)mm=25mm螺母的高度H =φd2=×29=52.2mm<自锁验算自锁条件是≤v 式中：为螺纹中径处升角；Vϕ为当量摩擦角为保证自锁，螺纹中径处升角至少要比当量摩擦角小1°。

查表得钢—青铜结合下，摩擦系数ƒ=公称直径d=32mm螺距 t=P=6中径d2=29mm小径d1=25mm 螺母的高度H = 52.2mm#摩擦系数： ƒ=螺纹中径处升角： =º当量摩擦角：V ϕ=º刀槽的宽度可取为。

为了便于螺杆旋入螺母，螺杆下端应有倒角或制成稍小于d1的圆柱体。

为了防止工作时螺杆从螺母中脱出，在螺杆下端必须安置钢制挡圈(GB/T891-1986)，挡圈用连接螺钉(GB/T68-2000)固定在螺杆端部。

图1连接螺钉公称直径为：=8mm】选用开槽沉头螺钉：M8×16螺杆强度计算螺杆工作时所受的扭矩为：()2tan 2d F T V ⋅+=ϕψ= N •mm 其中为螺纹中径处升角，V ϕ为当量摩擦角。

212431⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=d T F A caσ其中，F=35kN ， ;A 是螺杆危险截面的面积，214d A π=，mm 2d1为外螺纹小径，d1=25mm 因此σca=查机械设计课程设计手册的45号钢的屈服强度σs=355MPa ，根据机械设计表5-13得，许用应力[σs]= σs/4=因此σca<[σs]，满足强度要求。

稳定性计算细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力可能失稳，因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向力F 必须小于临界载荷F cr ：4~5.2≥FF crF cr 为螺杆临界载荷。

其大小与柔度λs 有关，λs = l /i为螺杆的长度系数，与螺杆的端部结构有关，查机械设计表5-14得，由于螺杆是一端固定，一端自由，因此 ：=2；;l 为举起重物后托杯底面到螺母中部的高度，可近似取l ＝H +5t+~d其中H 为螺旋千斤顶最大升距，H=180mm所以：l =180+5×6+～×32 mm=～261.2 mm ，这里取l =260mmi 为螺杆危险截面的惯性半径，若危险截面面积A=d 12/4，则41d A Ii ==因此：i =25/4mm=6.25 mm将数据代入公式得：λs = l /i=2×260/=>40因此需要进行稳定性校核。

*长度系数=2最大升距 H=180mm工作长度 l =260mm惯性半径 .i =6.25 mm柔度λs =2 螺母的设计与计算2. 1 选取螺母材料螺旋千斤顶低速，重载，因此可以选青铜作为螺母材料。

2. 2 确定螺母高度H 及螺纹工作圈数u又上面得螺母高度H =φd2=×29=52.2mm ， 螺纹工作圈数u= H /t =6=<10，满足要求 实际螺纹圈数u ′=u+==11（圆整）此时实际螺母高度H =ut=11×6 mm=66mm2. 3 校核螺纹牙强度螺纹牙多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需要校核螺母螺纹牙强度。

螺母其他尺寸见图2。

&螺纹牙危险截面的剪切强度条件为][τπτ≤=DbuF螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为][62σπσ≤=uDb Fl式中：b 为螺纹牙根处的厚度，对于梯形螺纹 b==3.9 mml 为弯曲力臂，l =(D-D 2)/2，D 为内螺纹的大径 D=d+1=33 mm ， D 2为内螺纹的中径 D 2=d-3=29 mm ，所以l =(D-D 2)/2=2 mm 。

[τ] 为螺母材料的许用切应力，查机械设计表5-13， [τ]=35MPa[σb ] 为螺母材料的许用弯曲应力， 查机械设计表5-13，取 [σb ]=50MPa 。

《有公式得：τ=≤[τ] σ=≤[σb ]因此满足螺纹牙强度要求。

螺母理论高度H =52.2mm实际螺母高度H =66mm理论螺纹工作圈数u=实际螺纹圈数 u ′=112. 4 螺母下端与底座配合尺寸与公差。

螺母压入底座上的孔内，圆柱接触面问的配合常采用78r H 或78n H等配合。

为了安装简便，需在螺母下端（图1―3）和底座孔上端（图1―7）做出倒角。

为了更可靠地防止螺母转动，还应装置紧定螺钉（图1―1），紧定螺钉直径常根据举重量选取，一般为6～12mm 。

）{D 3=~D=~59.4mm,取D 3=55mmD 4=（~）D 3=~77mm ，取D 4=75mm a=H ′/3=22mm采用78n H配合，基本尺寸D 3=55mm ，查标准公差表及基本偏差表得：对于底座上面的孔:046.0055855+=φφH对于螺母下端的轴：050.0020.055755++=φφn使用紧固螺钉为：螺钉 GB/T 70 M8×20。

3 托杯的设计与计算托杯用来承托重物，选用Q235钢模锻制成，其结构尺寸见图3。

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。

D 3=55mm D 4=75mm a=22mm孔:046.0055855+=φφH轴：050.0020.055755++=φφn图2D 10=~80mm ，取80mm ； }D 11=~22.4mm ，取20mm ；由图1的：D 13=~，取60mm ，故D 12=56~58，取58mm 托杯高度取52mm ；代入上面公式得：p=<[p] 满足条件。

4．手柄设计与计算4. 1 手柄材料手柄材料选用Q235。

4. 2 手柄长度Lp板动手柄的力矩：K ·L p =T 1+T 2 则…KT T L 21p +=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 。

取K=150NT 1——螺旋副间的摩擦阻力矩，由的()2tan 2d F T V ⋅+=ϕψ= N •mm T 2——托杯与轴端支承面的摩擦力矩， 由表5-12，f 取T 2 = (D 12+D 11) f F /4=81900 N •mm求得：Lp=1087.37mm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D 10=80mmD 11=20mm~D 12=58mmD 13=60mm p=K=150NT 1= N •mm、T 2 = 81900 N •mm图3图4故：Lp=1217.37mm≈1220mm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。

螺旋千斤顶高度大约为L=(4~6)+H1+H′+~d+~d≈348mm所以取手柄长度为Lp=300mm，另加套管。

4. 3 手柄直径dp把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定手柄直径d p，其计算公式为/d p≥3Fp][1.0σKL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。

将K=150N，Lp=300mm代入得，d p=0.025m=25mm。

4. 4 结构手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端面应加上挡环（图5），并用螺钉或铆合固定。

5. 底座设计底座材料常用铸铁（HT150及HT200）（图6），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。

H1=H+（14～28）mm=194~208mm，取H1=200mm<D6=D3+（5～10）mm=60~65mm,取D6=60mmD7=D6+H1/5=100mm278][4DFDp+=σπ=0.18m=180mm式中：[]p——底座下枕垫物的许用挤压应力。

对于木材，取[]p=2~手柄长度：Lp=300mm手柄直径d p=25mmH1=200mmD6=60mmD7=D6+H1/5=100mmD8=180mm图5图6参考文献[1] 吴宗泽、罗圣国.机械设计课程设计手册[M].第3版.北京:高等教育出版社,2006.[2] 濮良贵、纪名刚.机械设计[M].第8版.北京:高等教育出版社，2005。