哈工大機械設計大作業(yè)2千斤頂

1、哈爾濱工業(yè)大學大作業(yè)說明書Harbin Institute of Technology機械設計大作業(yè)說明書大作業(yè)名稱： 機械設計大作業(yè)2 設計題目： 螺旋起重器（千斤頂）班 級： 1208106 設 計 者： 韓威 學 號： 1120810613 指導教師： 張鋒 設計時間： 2014.10.5 哈爾濱工業(yè)大學目錄設計題目1選擇螺桿、螺母材料1螺桿、螺母尺寸設計計算1耐磨性計算1螺桿強度校核2螺母螺紋牙強度校核2自鎖條件校核3螺桿穩(wěn)定性校核3螺母外徑及凸緣設計4手柄設計5底座設計6確定結構6地面擠壓應力校核6其余結構尺寸7參考文獻7I一、 設計題目設計起重量FQ=40kN ，最大起重高度H=2

2、00mm的螺旋起重器（千斤頂）。二、 選擇螺桿、螺母材料螺桿選用45號鋼，由參考文獻2表10.2查得抗拉強度b=600MPa,s=355MPa。螺母選用鋁青銅ZCuAlFe3。托杯與底座選鑄鐵，手柄選Q215。三、 螺桿、螺母尺寸設計計算1 耐磨性計算螺紋耐磨性條件: ps=FQA=FQd2hz=FQPd2hHP對于梯形螺紋h=0.5P,則：d20.8FQP查參考文獻1表8.11P=1825MPa,取P=25MPa。引用系數(shù)=1.22.5，取=2則：d20.8FQp=0.8500002×25mm=25.3mm式中： FQ 軸向載荷，N d2 螺紋中徑，mm P 材料許用壓強，MPa

3、H 螺母旋合高度，mm h 螺紋工作高度，mm 引用系數(shù)=Hd2查參考文獻2表11.3、11.4，取公稱直徑d=32mm,螺距P=6mm,螺紋中徑d2=29mm,螺紋小徑d1=25mm,內(nèi)螺紋大徑D4=34mm可得到螺母高度，螺紋圈數(shù)，取。2螺桿強度校核螺桿危險截面的強度條件為e=4FQd122+316T1d132式中：FQ 軸向載荷，N d1 螺紋小徑，mmT1 螺紋副摩擦力矩, T1=FQtan+'d22 為螺紋升角，=tan-1npd2=tan-11×6×29=3.7679° 螺桿材料的許用應力，MPa查參考文獻1表8.13得鋼-青銅的當量摩擦系數(shù)f

4、'=0.080.10,取f'=0.09，則螺紋副的當量摩擦角'=tan-1f'=tan-10.09=5.1427°。T1=FQtan+'d22=40000×tan5.1427°+3.7679°×292=90935.51Nmme=4FQd122+316T1d132=4×40000×2522+3×16×90935.51×2532=96.32MPa查參考文獻2表10.2可得螺桿材料45號鋼的許用應力=s35,s=355MPa,則=71118MPa，取=100MP

5、a。顯然e<，螺桿滿足強度條件。3.螺母螺紋牙強度校核螺母螺紋牙根部的剪切強度條件：=FQZD4b螺紋牙根部的彎曲強度條件：b=3FQlZD4b2b式中：FQ 軸向載荷，N D4 螺母螺紋大徑，mmZ 螺紋旋合圈數(shù) ，取Z=10b 螺紋牙根厚度，mm ， 梯形螺紋b=0.65P=0.65×6mm=3.9 mm l 彎曲力臂，mm ， l=D4-d22=33-292=2 mm計算得：=FQZD4b=4000010××33×3.9=9.89MPab=3FQlZD4b2=3×40000×210××33×3

6、.92=15.22MPa參考文獻3表5.9可查螺母材料許用剪切應力=3040MPa,許用彎曲應力為b=4060MPa。顯然<、b<b，螺紋牙滿足強度條件。 4.自鎖條件校核自鎖條件為<其中=3.7679°，'=5.1427°，<，滿足自鎖條件。5螺桿穩(wěn)定性校核螺桿的穩(wěn)定性條件：FCFQ2.5式中：FQ 軸向載荷，N FC 螺桿穩(wěn)定的臨界載荷，N螺桿的柔度：=li=4ld1式中：l 螺桿的最大工作長度，mmd1 螺紋小徑，mm 長度系數(shù)l=200+H2+h1+l退刀槽式中：Z 螺紋旋合圈數(shù) H 螺紋工作高度，mm l退刀槽 螺桿與手柄處相接尺寸

7、，mm查手冊取l退刀槽=9mm；H螺母=ZP=10×6=60mm，由尺寸經(jīng)驗公式h1=1.82d手柄，取d手柄=25mm,則取h1=50mm，則l=200+H2+h1+l退刀槽=200+602+50+9=289mm由于對于千斤頂可以看做一端固定一端自由則取=2=li=4ld1=4×2×28925=92.48對于45鋼調(diào)質(zhì)，當>90時：FC=2E(l)2×d1464=117258.52NFCFQ=117258.5240000=2.93>2.5滿足穩(wěn)定性條件。四、 螺母外徑及凸緣設計參考文獻4可查得D21.5d,D31.4D2,b=0.20.3H

8、式中D2 螺紋外徑，mm D3 螺紋凸緣外徑，mm b 螺紋凸緣厚，mm H 螺紋工作高度，mmd=32mm,H=60mm 取b=0.25H=15mm計算得D2=1.5d=1.5×32=48mm, D3=1.4D2=1.4×48=67.2mm 取 D3=67mm 五、 手柄設計加在手柄的力需要克服螺紋副之間相對轉(zhuǎn)動的阻力矩和托杯支承面間的摩擦力矩。FL=T1+T2T2=13fFQD-33-D1+23D-32-D1+22D=1.61.8d D1=0.60.8d式中：F 加在手柄上的力，N T1 螺紋副之間相對轉(zhuǎn)動的阻力矩，Nmm T2 托杯支承面間的摩擦力矩，Nmm D 手柄

9、穿過螺桿處螺桿直徑，mmD1 托杯與螺桿相接處螺桿直徑，mm f 摩擦因數(shù) FQ 軸向載荷，ND 螺桿公稱直徑，mm代入數(shù)據(jù)得D=1.61.8d=1.61.8×32=51.257.6mm，取D=52mmD1=0.60.8d=0.60.8×32=19.225.6mm，取D1=24mm托杯為鑄鐵，手柄為Q215，摩擦因數(shù) f=0.12，取加在手柄上的力F=300N則 T2=13fFQD-33-D1+23D-32-D1+22=13×0.12×40000×52-33-24+2352-32-24+22=92821.33N L=T1+T2F=90935.5

10、1+92821.33300=612.52mm , 取L=650mmd手柄3FL0.1b式中d手柄 手柄直徑，mmF 施加在手柄上的力，NL 手柄長度，mb 許用應力，MPa由查考文獻4,可得b=s1.52，查考文獻2中表10.1，s=205MPa，則b=102.5136.7MPa，取b=130MPa。則：d手柄3FL0.1b=3300×612.520.1×130=24.18mm取d手柄=25mm。六、 底座設計1.確定結構要求螺桿下落到底面時留2030mm空間，底座鑄造起模斜度1:10，厚度為10mm，D5由結構設計確定，取D5=118mmD4=1.4D5=1.4×

11、;118=165mm 式中： D4 底座外徑，mm D5 底座孔的直徑，mm2.地面擠壓應力校核p=4FQD42-D52b式中：D4 底座外徑，mm； D5 底座孔的直徑，mm； p 地面擠壓應力，MPa； FQ 軸向載荷，N； b 許用應力，MPa；p=4FQD42-D52=4×400001462-1042=4.85MPa鑄鐵壁厚=3050mm時，b80MPa，p=0.40.5b，p=0.40.5×80=3240 MPa ,顯然p<p，滿足設計要求。七、其余結構尺寸DT=2.02.5d=2.02.5×32=6480mm=80mm D=1.61.8d=1.61.8×32=51.257.6mm=54mm D1=0.60.8d=0.60.8×32=19.225.6=22mm D21.5d=1.5×32=48mm=48mm D31.4D2;=1.4×48=67.2mm=67mm h=0.81D=0.81×54=43.254mm=50mm h1=1.82d1=1.82×25=4550mm=50mm h2=0.60.8D1=0.60.8×22=13.217.6mm=16mm d3=0.250.3D1=0.