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轿车用螺旋式千斤顶设计论文.doc

轿车用螺旋式千斤顶设计【14张CAD图纸】【优秀】

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锥齿轮A4.dwg---(点击预览)

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小锥齿轮与外壳装配.dwg---(点击预览)

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小锥齿轮与外壳装配.PDF---(点击预览)

丝杆A4.PDF---(点击预览)

外壳.PDF

小轴.PDF

工程图

总装2007.dwg---(点击预览)

总装.dwg---(点击预览)

35 2.5锥齿轮（1）.dwg---(点击预览)

28丝杆.DWG---(点击预览)

14 2.5锥齿轮.SLDDRW

28丝杆.dxf

28丝杆1.SLDDRW

35 2.5锥齿轮.SLDDRW

8 6活动销.SLDDRW

A4图纸.SLDDRW

外壳.SLDDRW

小轴.SLDDRW

小锥齿轮与外壳装配.SLDDRW

底板.SLDDRW

总装.DXF

总装.SLDDRW

手柄1-算例 1.CWR

手柄1-算例 1.LOG

手柄1-算例 2.CWR

手柄1-算例 2.LOG

手柄1-算例 2.PC0

手柄1-算例 2.SL3

手柄1.SLDPRT

手柄2.SLDPRT

手柄3.SLDPRT

手柄4.SLDPRT

手柄5.SLDPRT

手柄6.SLDPRT

手柄试装.SLDASM

摇手.SLDASM

摇手总装.SLDASM

第一级套筒.SLDDRW

第一级螺母28.SLDDRW

第一级装配.SLDDRW

第二级套筒.SLDDRW

第二级螺母.SLDDRW

第二级装配.SLDDRW

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关键词：: 轿车用螺旋式千斤顶设计 cad图纸

资源描述：

轿车用螺旋式千斤顶设计

39页 17000字数+说明书+任务书+14张CAD图纸【详情如下】

丝杆A4.dwg

任务书.doc

外壳.dwg

小轴.dwg

小锥齿轮与外壳装配.dwg

工程图

底座A4.dwg

活动销A4.dwg

第一级套筒.dwg

第一级螺母.dwg

第一级装配.dwg

第二级套筒.dwg

第二级螺母A4.dwg

第二级装配.dwg

说明书.pdf

轿车用螺旋式千斤顶设计论文.doc

锥齿轮A3.dwg

锥齿轮A4.dwg

第二级螺母A4.gif

第二级套筒.gif

第二级装配.gif

第一级螺母.gif

第一级套筒.gif

第一级装配.gif

轿车用螺旋式千斤顶设计.gif

外壳.gif

锥齿轮A3.gif

中文摘要

ABSTRACT

第一章概述…………………………………………………… …………………(3)

1.研究意义………………………………………………………………………(3)

2.国内外研究现状………………………………………………………………(4)

第二章设计原理及方案选定 …………………………………………(5)

1.设计原理…………………………………………… …………………………(5)

2.方案的选定……………………………………………………………………(5)

第三章两级螺旋式千斤顶的设计 ……………………………………(6)

1.螺杆设计与计算………………………………………………………………(6)

1.1 螺杆螺纹的选型 ………………………………………………………(6)

1.2 螺杆材料选定 ……………………………………………………………(6)

1.3 螺杆的尺寸设计…………………………………………………………(6)

1.3.1 耐磨性计算………………………………………………………(6)

1.3.2 螺纹自锁的验算…………………………………………………(8)

1.3.3 螺杆的强度计算…………………………………………………(8)

1.3.4 螺杆的稳定性计算 ………………………………………………(9)

2.螺母设计与计算………………………………………………………………(10)

2.1 第一级螺母材料选定……………………………………………………(10)

2.2 第一级螺母参数计算……………………………………………………(10)

2.3 第一级螺母牙纹的强度计算……………………………………………(11)

2.4 第二级螺母材料选定……………………………………………………(11)

2.5 第二级螺母参数及强度计算……………………………………………(12)

3.升降套筒的设计………………………………………………………………(13)

3.1 第一级升降套筒参数计算………………………………………………(13)

3.1.1 升降套筒的材料确定……………………………………………(13)

3.1.2 第一级升降套筒的结构设计及强度验算………………………(13)

3.1.3 第二级升降套筒的结构设计及强度验算………………………(14)

3.2 活动销轴的设计…………………………………………………………(15)

3.2.1 销轴受剪应力的计算……………………………………………(15)

3.2.2 销轴接触面受挤压应力的计算…………………………………(16)

4.锥齿轮的设计…………………………………………………………………(16)

4.1 齿轮材料的确定…………………………………………………………(17)

4.2 齿轮的精度选定…………………………………………………………(17)

4.3 齿轮的参数选定…………………………………………………………(17)

4.4 按齿面接触强度设计……………………………………………………(17)

4.5 齿面接触疲劳强度计算…………………………………………………(18)

4.6 按齿根弯曲强度设计……………………………………………………(19)

5.圆锥滚子轴承设计………………………………………………………………(20)

5.1 轴承的受力分析…………………………………………………………(21)

5.2 轴承的设计计算…………………………………………………………(22)

6.小轴的设计………………………………………………………………………(22)

6.1 小轴的介绍及材料选定…………………………………………………(22)

6.2 小轴的结构设计…………………………………………………………(22)

7.外壳设计…………………………………………………………………………(23)

7.1 外壳设计…………………………………………………………………(23)

8.底座设计…………………………………………………………………………(24)

8.1 底座的材料选择…………………………………………………………(24)

8.2 底座的结构设计…………………………………………………………(24)

9.手柄设计………………………………………………………………………(25)

9.1 手柄设计及验算…………………………………………………………(25)

第四章重要部件装配及总装……………………………………………(27)

1. 第一级及第二级套筒的装配 …………………………………………………(27)

2. 外壳及小圆锥齿轮的装配 ……………………………………………………(27)

3. 总装……………………………………………………………………………(27)

第五章重要零部件的有限元分析………………………………………(28)

活动销的静力分析……………………………………………………………(28)

第二级螺母与螺杆配合的静力分析 ………………………………………(30)

圆锥齿轮副的静力分析 ……………………………………………………(32)

结语 ………………………………………………………………………(35)

参考文献……………………………………………………………………(36)

轿车用螺旋式千斤顶

摘要本文简要介绍了千斤顶的类型及国内外汽车用千斤顶的发展现状。并论述了国内常见的几款

汽车用千斤顶的优缺点。同时详细的讲解了一款两级升降结构的新型螺旋式千斤顶的设计。该螺旋

式千斤顶采用了螺母同套筒滑动做直线运动，螺杆同圆锥齿轮做旋转运动，并依靠人力来传动的便

携式微型起重装置。本装置的主要构件有梯形螺杆、两级起重套筒、活动销轴、圆锥传动齿轮、底

座、小轴以及顶板等。

本文的重点是这款千斤顶的结构设计计算，同时本文对千斤顶的关键零、部件做了简要的有限

元分析。

关键字千斤顶；螺旋式；轿车

Abstract

This paper briefly introduces jack type and domestic and foreign automobile

development situation of jack. And discusses several cars with the advantages and

disadvantages of jack. At the same time, a detailed explanation of the design of a new type of

screw jack a two level lifting structure. The jack screw the nut to do linear motion with sleeve

sliding, screw rotate with the bevel gear to drive, and rely on the human micro portable lifting

device. The main component of the device to a trapezoidal screw, two level lifting sleeve, a

movable pin shaft, a conical gear, a small shaft and roof, etc.

This paper focuses on the structure design and calculation of the jack, and the key to the

jack parts, the finite element method brief analysis.

KeywordsJack 、 Screw 、 Car

第一章概述

1.研究意义

生活中常常会遇到重物起重的时候，比如搬动笨重的大箱，移动各类机床设备,或

是家用汽车的保养。当遇到这类不便于大型起重设备工作的时候，千斤顶的作用便不

言而喻了。因此千斤顶在工厂，汽修厂以及公路铁路部门的应用非常广。最常见的则

是汽车维修场所经常需要千斤顶来帮助工人抬起轮胎进行作业。家用汽车上也常常会

备有一个小型千斤顶来帮助人们对自己的汽车做个保养或是维修，例如常见的换个备

用轮胎或是检查刹车等等。

随着现代化的发展，汽车时代早就来临。越来越多的人已经拥有自己的小汽车，

因此汽车用千斤顶也在迅速的发展，现在的汽车用千斤顶主要是向结构小巧，外观美

观，以及操作方便出发。因此也出现了很多类型的千斤顶。汽车用千斤顶主要在需要

手动还是自动可分为手动式还有自动式。不管是手动式还是自动式其结构上都分为液

压、机械、气压三种。

常见的是液压式，液压式的千斤顶具有结构简单、操作方便、以及起重质量大的

优点，最主要的缺点是不能长时间起重重物，长时间使用会有少许下滑，同时油液的

泄漏会产生污染。

机械式的又分为剪式以及螺旋式，剪式是小汽车上备用最常见的。该千斤顶的优

点是结构小巧、质量轻。但缺点是起重质量较小、稳定性能差。另一种螺旋式的比较

少见，螺旋式千斤顶主要用于重工行业，它的优点是能长时间稳定的工作、起重质量

大、对外界要求低、清洁。但是缺点是体积大，外观略显笨重且效率较低。

还有一种是气压式，这是一种新型千斤顶。该千斤顶的工作原理很简单，利用汽

车尾气给一个皮囊充气，在皮囊中建立一定的压强从而起重汽车。显然这种千斤顶的

优点是不会在起重汽车的过程中损坏汽车、起重高度高、清洁。对于气压式的千斤顶

其最主要的缺点是不能够长时间支撑以及价格比较贵、其次是需要在尾气处取气源，

因此取气过程本来就比较困难。

纵观上述几种千斤顶可知只有螺旋式结构简单、安全可靠、清洁同时稳定性高的

优点。但是由于现存的螺旋式千斤顶固有尺寸高的问题，很多汽车根本使用不了这些

千斤顶。因此设计一款结构简单可靠、外观美观同时能在离地间隙在150mm左右的汽车

上使用的螺旋千斤顶是很有实用价值的。

参考文献

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件教研室编著.高等教育出版社，2006.5（2010 重印）

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料搬运学会第二届年会论文集 (一)--起重机, 1984.

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Application 11/190,813[P]. 2005-7-28.

11. Erickson J. Multiple screw jack[P]. 2001-12-17.

内容简介：: 湘潭大学兴湘学院毕业设计说明书题目：轿车用螺旋式千斤顶设计专业：机械设计制造及其自动化学姓号：名：2010962924指导教师：完成日期：2014 年 5 月 9 日目录中文摘要ABSTRACT(1)(2)第一章概述 (3)1.研究意义(3)2.国内外研究现状(4)第二章设计原理及方案选定 (5)1.设计原理 (5)2.方案的选定(5)第三章两级螺旋式千斤顶的设计 (6)1.螺杆设计与计算(6)1.1 螺杆螺纹的选型 (6)1.2 螺杆材料选定 (6)1.3 螺杆的尺寸设计(6)1.3.1 耐磨性计算(6)1.3.2 螺纹自锁的验算(8)1.3.3 螺杆的强度计算(8)1.3.4 螺杆的稳定性计算 (9)2.螺母设计与计算(10)2.1 第一级螺母材料选定(10)2.2 第一级螺母参数计算(10)2.3 第一级螺母牙纹的强度计算(11)2.4 第二级螺母材料选定(11)2.5 第二级螺母参数及强度计算(12)3.升降套筒的设计(13)3.1 第一级升降套筒参数计算(13)3.1.1 升降套筒的材料确定(13)3.1.2 第一级升降套筒的结构设计及强度验算(13)3.1.3 第二级升降套筒的结构设计及强度验算(14)3.2 活动销轴的设计(15)3.2.1 销轴受剪应力的计算(15)3.2.2 销轴接触面受挤压应力的计算(16)4.锥齿轮的设计(16)4.1 齿轮材料的确定(17)4.2 齿轮的精度选定(17)4.3 齿轮的参数选定(17)4.4 按齿面接触强度设计(17)4.5 齿面接触疲劳强度计算(18)4.6 按齿根弯曲强度设计(19)5.圆锥滚子轴承设计(20)5.1 轴承的受力分析(21)5.2 轴承的设计计算(22)6.小轴的设计(22)6.1 小轴的介绍及材料选定(22)6.2 小轴的结构设计(22)7.外壳设计(23)7.1 外壳设计(23)8.底座设计(24)8.1 底座的材料选择(24)8.2 底座的结构设计(24)9.手柄设计(25)9.1 手柄设计及验算(25)第四章重要部件装配及总装(27)1. 第一级及第二级套筒的装配 (27)2. 外壳及小圆锥齿轮的装配 (27)3. 总装(27)第五章重要零部件的有限元分析(28)1.2.3.活动销的静力分析(28)第二级螺母与螺杆配合的静力分析 (30)圆锥齿轮副的静力分析 (32)结语 (35)参考文献(36)轿车用螺旋式千斤顶摘要本文简要介绍了千斤顶的类型及国内外汽车用千斤顶的发展现状。并论述了国内常见的几款汽车用千斤顶的优缺点。同时详细的讲解了一款两级升降结构的新型螺旋式千斤顶的设计。该螺旋式千斤顶采用了螺母同套筒滑动做直线运动，螺杆同圆锥齿轮做旋转运动，并依靠人力来传动的便携式微型起重装置。本装置的主要构件有梯形螺杆、两级起重套筒、活动销轴、圆锥传动齿轮、底座、小轴以及顶板等。本文的重点是这款千斤顶的结构设计计算，同时本文对千斤顶的关键零、部件做了简要的有限元分析。关键字千斤顶；螺旋式；轿车Car jack screwAbstractThis paper briefly introduces jack type and domestic and foreign automobiledevelopment situation of jack. And discusses several cars with the advantages anddisadvantages of jack. At the same time, a detailed explanation of the design of a new type ofscrew jack a two level lifting structure. The jack screw the nut to do linear motion with sleevesliding, screw rotate with the bevel gear to drive, and rely on the human micro portable liftingdevice. The main component of the device to a trapezoidal screw, two level lifting sleeve, amovable pin shaft, a conical gear, a small shaft and roof, etc.This paper focuses on the structure design and calculation of the jack, and the key to thejack parts, the finite element method brief analysis.KeywordsJack 、 Screw 、 Car2第一章概述1.研究意义生活中常常会遇到重物起重的时候，比如搬动笨重的大箱，移动各类机床设备,或是家用汽车的保养。当遇到这类不便于大型起重设备工作的时候，千斤顶的作用便不言而喻了。因此千斤顶在工厂，汽修厂以及公路铁路部门的应用非常广。最常见的则是汽车维修场所经常需要千斤顶来帮助工人抬起轮胎进行作业。家用汽车上也常常会备有一个小型千斤顶来帮助人们对自己的汽车做个保养或是维修，例如常见的换个备用轮胎或是检查刹车等等。随着现代化的发展，汽车时代早就来临。越来越多的人已经拥有自己的小汽车，因此汽车用千斤顶也在迅速的发展，现在的汽车用千斤顶主要是向结构小巧，外观美观，以及操作方便出发。因此也出现了很多类型的千斤顶。汽车用千斤顶主要在需要手动还是自动可分为手动式还有自动式。不管是手动式还是自动式其结构上都分为液压、机械、气压三种。常见的是液压式，液压式的千斤顶具有结构简单、操作方便、以及起重质量大的优点，最主要的缺点是不能长时间起重重物，长时间使用会有少许下滑，同时油液的泄漏会产生污染。机械式的又分为剪式以及螺旋式，剪式是小汽车上备用最常见的。该千斤顶的优点是结构小巧、质量轻。但缺点是起重质量较小、稳定性能差。另一种螺旋式的比较少见，螺旋式千斤顶主要用于重工行业，它的优点是能长时间稳定的工作、起重质量大、对外界要求低、清洁。但是缺点是体积大，外观略显笨重且效率较低。还有一种是气压式，这是一种新型千斤顶。该千斤顶的工作原理很简单，利用汽车尾气给一个皮囊充气，在皮囊中建立一定的压强从而起重汽车。显然这种千斤顶的优点是不会在起重汽车的过程中损坏汽车、起重高度高、清洁。对于气压式的千斤顶其最主要的缺点是不能够长时间支撑以及价格比较贵、其次是需要在尾气处取气源，因此取气过程本来就比较困难。纵观上述几种千斤顶可知只有螺旋式结构简单、安全可靠、清洁同时稳定性高的优点。但是由于现存的螺旋式千斤顶固有尺寸高的问题，很多汽车根本使用不了这些千斤顶。因此设计一款结构简单可靠、外观美观同时能在离地间隙在150mm左右的汽车上使用的螺旋千斤顶是很有实用价值的。32.国内外研究现状国外在千斤顶方面的研究较早，早在 20 世纪 40 年代就已经开始研究卧式千斤顶。但由于当时的技术问题，卧式千斤顶的体积较为庞大，同时起重质量较小等原因发展较缓慢。但在 90 年代初，由于工业的迅速发展，对千斤顶需求量的增大以及技术的更新卧式千斤顶已经普遍使用。90 年代末期，新型的便携式液压千斤顶以及气压千斤顶也开始推广。新型的液压千斤顶在起重质量上有很大改善，同时操作方便等优点很快占据了市场。与此同时气压千斤顶在这期间也得到了飞速的发展，它能在短时间内起重一个 1.5T 重的汽车至70cm 高，这惊人的效率也得到很多消费者的喜爱。但是国内在千斤顶这块的研究则是比较晚的，一直到 1979 年才开始接触到类似于卧式千斤顶的这类产品。但是进过几年的研究发展千斤顶技术，如今制造的千斤顶在性能或是外观方面已得到很大提升。部分产品质量已超过国外的同类产品。所以已有很多产品已经打入了欧美市场。4第二章设计原理及方案选定1.设计原理螺旋式千斤顶的原理是利用传力螺旋的原理，是以传递动力为主，利用较小的扭矩产生较大的轴向推力，同时传力螺纹的螺旋升角较小所以螺纹具有自锁能力。利用这样的结构能使操作者轻松的起重重达几吨甚至上百吨的重物。同时采用两级的结构使两级套筒进行力的传递，使得固有高度大大降低。这样的结构理论上能使原有一级螺旋式千斤顶的固有高度降低到原来的一半，同时能够达到一个较大的起重高度。2.方案的选定针对于上述原理我现有以下几种方案。1采用螺母固定螺杆旋转并上升的结构。这种结构主要是便于使用两级结构，利用一个同时拥有内螺纹和外螺纹的结构作为第二级套筒，第一级结构为一个拥有外螺纹的螺杆跟第二级配合，这样在第一级到达极限时能机械的锁紧第二级结构使得第二级继续与外壳配合产生轴向推力。这种结构不为做成两级结构的第一选择，但是由于操作者必须使用操纵杆来回搬动螺杆，很是吃力，因此操作及其不变，同时考虑到螺杆是一端固定一端自由的结构，这样的话会降低螺杆的稳定性，容易使螺杆弯曲变形，所以最终予以否决。2采用螺杆旋转，螺母直线运动的方式。这种结构在制作两级的结构上是不太方便的，但是在螺杆稳定性方面由于是两端固定所以有很大的提高，同时如是在螺杆上固联一个传动装置，例如锥齿轮或是蜗轮蜗杆结构，这样的话有利于连续运转所以对于操作是很方便的。操作者能连续的运转螺杆，同时在锥齿轮或是蜗轮蜗杆这样的结构下能够进一步的减少操作者所需的力量。但是对于螺杆旋转螺母直线运动的结构使用两级升降结构就比较困难，这时我突然想到我们常见的雨伞结构，采用四个均布的活动销轴来均分载荷，于是两级升降的两级的方案得以解决。对比两个方案，在此选用第二种方案。下面就是针对于这种方案的具体设计及计算过程。5第三章两级螺旋式千斤顶的设计1螺杆设计与计算1.1 螺杆螺纹的选型用于传动的螺纹有矩形、梯形和锯齿形，常用的是梯形螺纹。梯形螺纹的牙型为等腰梯形，牙型角 = 30，由于内外螺纹是以锥面贴合因此不易松动。梯形螺纹与矩形螺纹相比，传动效率略低，但牙根强度较高，工艺性好，同时对中性要好。锯齿形螺纹牙型传动效率也比梯形螺纹高，但为非对称结构，加工成本高，对中性较差。结合以上，从经济性考虑，选梯形螺纹，它的基本牙型根据 GB/T 5796.3-2005 确定。1.2 螺杆材料选定考虑到螺旋式千斤顶是人力驱动因此转速极不均匀而且较低，同时对于单个螺旋作用面受力并不大，因此从经济性考虑，以及螺杆材料的常用材料 Q235、Q275、40、45、55 等。该螺杆选最为常见的 45 钢。1.3 螺杆的尺寸设计滑动螺旋工作时，主要承受的是转矩及轴向拉力（或压力）的作用，同时在螺杆和螺母的旋合螺纹间会存在较大的相对滑动。因此其主要的失效形式是螺纹磨损。所以传统螺纹设计都是按耐磨性条件确定螺杆中径2。求出2后，再按梯形螺纹标准选取相应公称直径d、螺距 P 及其它尺寸。1.3.1 耐磨性计算滑动螺旋副的磨损与螺纹工作面上的压力、滑动速度、螺纹表面粗糙度以及润滑状况等因素都有关系。其中最主要的是螺纹工作面上的压力，压力越大螺旋副间越容易形成过度磨损。因此，滑动螺旋的耐磨性计算，主要是限制螺纹工作表面上的压力P，使其小于材料的许用压力P。假如作用于螺杆上的轴向力 F（单位为 N），螺纹的承压面积（指螺纹工作表面投影到垂直于轴向力的平面上的面积）为 A（单位为mm2）,螺纹中径为2(单位为mm)，螺纹工作高度为 h（单位为 mm），螺纹螺距为 P（单位为 mm），螺母高度为 H =2=2 (3.1-1）对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P6（单位为 mm），则螺纹工作圈数为 = ，所以螺纹工作面上的耐磨性条件为则：螺母高度H = 2（3.1-2）（3.1-3）式中，P为材料的许用压力，单位为 Mpa，值一般取1.23.5 。对于整体螺母，由于磨损后不能调整间隙，为使受力分布比较均匀，螺纹工作圈数不宜过多，故取 = 1.22.5；对于剖分螺母和兼作支撑的螺母，可取 = 2.53.5；只有传动精度较高，载荷较大，要求寿命较长时，才允许取 = 4。因此在此千斤顶结构中螺母为使受力分布比较均匀，故取 = 1.2。螺母材料选为青铜，又根据滑动速度 3.0 m/min故取P=18 Mpa,摩擦系数=0.1。代入公式（3.1-2）则有2 = 0.8= 0.82 1041.2 18 106 24.4 mm（3.1-4）所以2 24.4根据梯形齿 GB5796.3-86 查询知公称直径 d = 28 mm。由 d=28 mm 知：mm表 3.1-1 GB 5796.3-86取螺距 P=5 mm，则中径2 = 25.5 mm 小径3=22.5 mm,1=23 mm,大径4=28.5 mm各尺寸如下图所示图 3.1-1 螺纹啮合7公称直径 d螺距P中径2 = 2大径4小径第一系列第二系列3128326.50028.50024.50025.000525.50028.50022.50023.000824.00029.00019.00020.0002 = 0.81.3.2 螺纹自锁的验算对于千斤顶一般要求自锁，检验螺旋副是否满足自锁的条件为： = = （3.1-5）式中：y 为螺纹中径处螺旋升角； j v 为当量摩擦角；f v 为螺旋副的当量摩擦系数；（当量摩擦角 jv = arctanfcos b，为保证自锁，螺纹中径处螺旋升角至少要比当量摩擦角小1）。 = arctan = = 0.10 15 15（3.1-6）（3.1-7）所以， = 3.57 1 = 4.91，自锁性可以保证。1.3.3 螺杆的强度计算螺杆在工作时承受轴向压力（或压力）F 和扭矩 T 的作用。螺杆危险截面上既有压缩（或拉伸）应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出危险截面的计算应力: 2 式中：F 表示螺杆所受的轴向压力（或压力），N;（3.1-8）表示螺杆段的抗扭截面模量系数，=1为螺纹小径，mm；T 为螺杆所受扭矩，N mm;为螺杆材料的许用应力，Mpa。滑动螺旋副材料的许用应力34, mm3; =35（3.1-9）此处取安全系数 S=3，又知 45 钢的屈服极限为： =355 Mpa所以822= 3.573.14 25.5= 5.91 = = = 2 + 3 2=() + 3( )2 又 =3553= 118.3Mpa所以2= 42.6 . 25.52（3.1-10） = 2+3 2=)2（3.1-11）20000442.616)2 = 50.33故所以螺杆满足强度要求。1.3.4 螺杆的稳定性计算对于长径比较大的受压螺杆，当轴向压力 F 大于某一零界值时，螺杆就会突然发生侧向弯曲而失效。因此，在正常情况下，螺杆承受的轴向压力 F 必须小于零界载荷。故螺杆的稳定性条件为 = （3.1-12）式中为螺杆稳定性的计算安全系数；为螺杆稳定性安全系数，对于传力螺纹=3.55.0；为螺杆的零界载荷；临界载荷 Fcr 可安欧拉公式计算，即：Fcr =p 2EI(ml)2（3.1-13）式中：E螺杆材料的拉压弹性模量，Mpa， E = 2.06 105；I螺杆危险截面的惯性矩， I =pd1464， mm 4 。m 为螺杆的长度系数，对于一端固定一端自由的螺杆 ml 为螺杆的工作长度，验证螺杆极限，即螺杆的全长l 取 90 mm。92T = Ftan( + ) = 20 103 tan(3.57 + 5.91) 2( ) + 3( 2= (22.52) + 3( 22.53则有：ls =mli（3.1-14）又i 为螺杆危险截面的惯性半径，对于圆形结构i =IA=d 34mm代入公式（3.1-14）得：ls =ml 0.5 90=i=840（3.1-15）故不需进行稳定性校核。螺杆满足稳定性要求。综上知螺杆的基本参数为：材料为 45 钢，长度l =90 mm，螺距 P=5 mm，牙型角 = 30。因此螺杆的基本尺寸见下图：图 3.1-2 螺杆基本尺寸2.螺母设计与计算2.1 第一级螺母材料选定螺母材料常选用青铜、铸铁、钢。通常设计是根据螺纹滑动速度以及承载大小来确定选用哪种材料，由于千斤顶的滑动速度慢小于 3m/min。且单圈螺纹的受力不大，故选用青铜材料 ZCuSn10Pl。2.2 第一级螺母参数计算螺母高度根据螺杆参数知H = 22 = 25.5 mmH = 2 = 1.2 25.5 = 30.6 mm10（3.2-1）（3.2-2）22.5 / 4所以u=30.65= 6.12（3.2-3）为了螺纹受力均匀所以一般小于 10 故取整得=8所以螺母的实际高度 H=P=8 5=40 mm2.3 第一级螺母牙纹的强度计算螺母牙纹多发生剪切和挤压破坏，一般螺母的材料强度低于螺杆，故只需校核螺母纹牙的强度。又知螺纹牙危险截面的剪切强度条件为：螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为：6= 其中为螺纹牙根部的厚度，mm；对于梯形螺纹，=0.65 P=3.25。（3.2-4）（3.2-5）为弯曲力臂，mm; =22=28.5232= 2.75 mm；为螺母材料的许用切应力，Mpa；为螺母材料的许用弯曲应力，Mpa。由滑动螺旋副材料的许用应力知螺母使用青铜材料则 = 3040 Mpa， =4060 Mpa 。故取=30 Mpa， =50 Mpa又由计算知=20000 28.5 3.25 8= 8.6Mpa （3.2-6）又=8 则=62=6 20000 2.75 28.5 3.252 8= 43.64Mpa （3.2-7）知螺母实际高度 H=40 mm 则满足螺母牙强度。综上知螺母的基本尺寸为螺母高 H=40 mm 螺距 P=5 mm2.4 第二级螺母材料选定由上知螺母材料常选用青铜、铸铁、钢。由于螺旋式千斤顶是依靠人力驱动的额，所以螺旋副之间的滑动速度会很慢。因此考虑到千斤顶的整体尺寸的要求，同时螺母材料硬度不能高于螺杆，所以此处选用与螺杆相同的材料 45 钢，不需要热处理。11 = 22.5 第二级螺母参数及强度计算由于滑动速度特别慢，所以不需要采用进行耐磨性计算，只需进行螺纹牙的强度计算。由 2.3 节知螺纹牙危险截面的剪切强度条件为：= （3.2-8）螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为：6= 其中=螺纹牙根部的厚度，mm,对于梯形螺纹，=0.65P=3.25。（3.2-9）为弯曲力臂，mm; = 22=28.5 232= 2.75 mm为螺母材料的许用切应力，Mpa；为螺母材料的许用弯曲应力，Mpa。又知 45 钢的屈服极限 =353 Mpa 强度极限=598 Mpa 取安全系数 = 2；因此 =3532= 176.5 Mpa（3.2-10）螺母材料为钢材时许用切应力许用弯曲应力即取 = 3则有 = 0.6 = (1.01.2) = = 176.5 Mpa = 0.6 = 0.6 176.5 = 105.9 Mpa（3.2-11）（3.2-12）（3.2-13）（3.2-14）=62=6 20000 2.75 28.5 3.252 3= 116.4 （3.2-15）=20000 28.5 3.25 3= 23 （3.2-16）显然螺母牙纹是满足强度要求的。综上知第二级螺母的参数为 H=15 mm，螺距为 P=5 mm。1223.升降套筒的设计3.1 第一级升降套筒参数计算升降套筒主要是用来支撑重物以及导向的作用。因此对于升降套筒的主要失效形式是压溃、磨损过快还有稳定性的失效。因此需要校核升降套筒的危险截面的受压情况，以及外表面的磨损情况，针对于细长杆还要进行稳定性的验算。3.1.1 升降套筒的材料确定由于升降套筒在第二级与第一级连接处使用活动销轴，接触面小。故升降套筒需采用高强度材料才能减少千斤顶的总体尺寸，而常用的结构件材料 40 钢、45 钢、40Cr以及 20Cr 。此处选用常用材料 45 钢。3.1.2 第一级升降套筒的结构设计及强度验算同理由 45 钢的屈服极限=353 Mpa 强度极限=598 Mpa 又知许用压应力应为强度极限除以安全系数即: =（3.3-1）一般机械制造中，在静载的情况下，对塑性材料可取 = 1.22.5此处取 = 2则: =5982= 299 Mpa（3.3-2）轴向拉伸和压时的强度计算知构件轴向拉伸或压缩的强度条件为：又查询附件【5】知零件的详细参数故A = 圆筒销孔键槽所以有（3.3-3）（3.3-4） = F/A =(50220000442)/4 48362= 59.75 Mpa（3.3-5）所以套筒是满足强度要求。对于受压的细长杆还需验证其稳定性。对于套筒是一端固定一端自由，知 m =2又由第一级结构知套筒长为 l=85 mm。所以i =13IA（3.3-6） = 对于环形结构I =(4 4)64=(504 444)64= 122749.665 mm4（3.3-7）故i =IA=122749.665442.74= 16.65（3.3-8）所以柔度ls =mli=2 8516.65= 10.2 40（3.3-9）显然第一级套筒是满足稳定性要求的。综上所知第一级套筒的基本参数为：D=50 mmd=44 mm壁厚 b=3 mm长度 l=85 mm定位销孔 M6 7 mm 4活动销孔8 mm 7 mm 43.1.3 第二级升降套筒结构设计及强度计算由上一节知 =5982= 299 Mpa（3.3-10）同理由第二季套筒结构知，套筒开有宽 6 mm 深 2 mm 键槽，以及直径 6 mm 的活动销孔，所以有：= （3.3-11）查询附件【6】知零件的详细参数故即A = 圆筒销孔键槽（3.3-12） = F/A =20000(562 502)/4 4 6 3 6 2= 48.2 Mpa（3.3-13）显然第二级套筒的强度是足够的。同样进行稳定性的计算。计算套筒的柔度ls =mli（3.3-14）由结构参数知第二级套筒的长为l =105 mm，同样是一端固定一端自由，所以14m =2。i =IA（4 4）24 44 564504（3.3-15）代入公式知ls=mli=2 10518.77= 11.2 40（3.3-16）故套筒是满足稳定性要求的综上知第二级套筒的基本参数是:D=56 mm d=50 mm 壁厚 b=3 mm 长度 l=105 mm定位销孔 M6 4活动销孔6 mm 43.2 活动销轴的设计活动销轴是用来连接套筒一和套筒二的活动构件，对于活动销轴主要受到两套筒形成的剪切力，以及接触面的挤压力。由于结构的限制，以及加工方便的考虑，销轴采用圆柱状。又由于接触面积的狭小，并且是几个同时受力，不免有尺寸误差而造成应力分布不均从而造成应力集中，所以材料采用强度较高的 40Cr 加工而成。3.2.1 销轴受剪应力的计算千斤顶采用两个销轴对称布置，所以受力分析知单个销轴的受力 f=F/4=5000 N，对于钢材，常取 = (0.60.8)由上知许用压应力 = 490.5 Mpa所以此处取 = 0.6 = 0.6 490.5 = 294.3 Mpa又由剪切的强度条件为（3.3-17）（3.3-18）= （3.3-19）查询附件【7】知零件的具体参数代入数据有=500062= 176.93 Mpa （3.3-20）故活动销轴满足剪切强度的要求。15= （642） =16( 22) =16(562502)=18.77 43.2.2 销轴接触面受挤压应力的计算对于销轴的接触面是受到比较大的挤压应力，为了接触面在正常的使用方式下不失效，必须进行挤压面的受力计算。挤压的强度条件是 = （3.3-21）又知材料的许用压应力是采用与许用剪切应力类似的方法确定的。对于钢材 = (1.72.0)其中为材料的许用压应力所以 = 1.7 490.5 = 833.85 Mpa同理由附件【7】可知代入数据则有（3.3-22）（3.3-23） =50006 32= 277.8 Mpa （3.3-24）显然活动销轴接触面是满足挤压强度的。4.锥齿轮的设计此螺旋式千斤顶是便携式，驱动方式是人力驱动。由网络资源知一个正常的成年男子的手臂力量是体重的 1/2，而女子大概是体重的 1/4。因此按女子的平均体重为 50Kg 计算则手臂力量为F = 50 10 0.25 = 125 N（3.4-1）又由 1.3.3 节知螺旋副所需要的扭矩 T=42.6 N.m 因此考虑到其它机构的摩擦力作用，取作用到锥齿轮的扭矩为 = 50 。所以设手柄的长度为 30 cm 即力臂 l=0.3m。则取人的作用力1 = 100则人能够产生的力矩所以知锥齿轮的传动比1 = 100 0.3 = 30 （3.4-2）u=21= tan2 5030= 1.67（3.4-3）取锥齿轮的传动比 u=2.5 则验算人的驱动力为2 = =502.5 0.3= 66.7 = 6.67（3.4-4）显然此千斤顶在起重 2 吨重物时，操作者也不会很吃力。164.1 齿轮材料的确定对于螺旋式千斤顶由上一节便知转矩 T=50 N.m，又知此千斤顶是人力驱动，显然转速是很低的。所以可知锥齿轮传递的功率并不大，所以此锥齿轮的材料均采用 45钢。其中小齿轮采用调质处理，大齿轮采用常化处理。小齿轮的表面硬度为 240 HBS大齿轮 45 钢常化处理后表面硬度为 210 HBS 两者差 30 HBS。4.2 齿轮的精度选定千斤顶是采用人力驱动，工作平稳，速度不高，是一般工作机械，故选用 7 级精度（GB10095-88）。4.3 齿轮的参数选定选取小锥齿轮齿数1 = 14，则大锥齿轮的齿数2 = 1 = 14 2.5 = 35又因为u = tan(2)且 = 1 + 2 = 90所以2 = () = 68.1986故1 = 90 68.1986 = 21.8014则小锥齿轮的当量齿数（3.4-5）（3.4-6）（3.4-7）1 =11=14cos(21.8014)= 15.08（3.4-8）同理2 =22=35cos(68.1986)= 94.24（3.4-9）4.4 按齿面接触强度设计试算公式有：31 2.92 1 (1 0.5 )()（3.4-10）(1) 确定公式内的各计算数值(2) 试选载荷系数 =15011(5) 查得材料的弹性影响系数 = 189.8 2(6) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限17 2(3) 又由上知小齿轮的扭矩 1 = 2.5 = 20 . (4) 选取齿宽系数 = 3 1 = 550 (7) 查得大齿轮的接触疲劳强度极限 2 = 490 （3.4-11）（3.4-12）(8) 计算应力循环次数由于千斤顶是间歇性使用工具，从网络资源知一般汽车平均每年维修不超过 20次，即便按 100 次计算，使用寿命为十年。又因为该千斤顶每次从最低位置升到最高极限小锥齿轮旋转的圈数为 500 圈所以可以计算小锥齿轮的使用圈数为1 = 100 10 500 = 5 105同理大锥齿轮的使用次数为（3.4-13）2 =5 1052.5= 2 105（3.4-14）(9) 接触疲劳寿命系数1 = 1.66；2 = 1.7。（10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得：（3.4-15）1 =11=1.66 5501= 913 （3.4-16）2 =22=1.7 4901= 833 （3.4-17）比较两值取较小者即： = 2 = 833 4.5 按齿面接触疲劳强度设计（1）又代入数据知：（3.4-18）31 2.92 1 (1 0.5 )( )31 20 1031 13(189.8 2) = 45.3 （3.4-19）（2）计算圆周速度v。取人的转动速度为 v= 60 r/min则：（3）计算载荷系数v=1160 1000=3.14 45.3 6060 1000= 0.14 /（3.4-20）根据v = 0.14 /，7 级精度，由动载荷系数 = 118 2= 2.92 (1 0.5 3)833使用系数 = 1；又齿轮为圆锥齿轮所以 = 1 齿向载荷系数可按下列公式计算 = = 1.5；由于结构是一个两端支撑一个悬臂，所以 = 1.1 ，即 = 1.5 1.1 = 1.65所以 K= =1.65。（4）按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式 10-10a 得（3.4-21）3 3 1.651= 53.53 （3.4-22）4.6 按齿根弯曲强度设计与计算弯曲强度的计算公式为2（3.4-23）（1）确定公式内的参数1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 = 380 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 = 330Mpa。2）取弯曲疲劳寿命系数1 = 1.35，2 = 1.83）计算弯曲疲劳强度许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1，得 1 =11=1.35 3801= 513 （3.4-24） 2 =22=1.8 3301= 594 （3.4-25）4）计算载荷系数 K。K = = 1 1 1 1.65（3.4-26）5）查齿形系数。又查得 = 17 时 = 2.97，当 = 18 时 = 2.91。所以当量齿数1 =15.08 时由插值定理得1 = 3.0852，同理由 = 90 时 = 2.20，当 = 100 时 = 2.18 所以当2 = 94.24 时2 = 2.20848当。即：1 = 3.0852；2 = 2.208486）查取应力校正系数。同理由1 = 1.5008；1 = 1.78424。191 = 1 = 45.3 3 41 (1 0.5 )21 2 + 1 m = 0.00903（3.4-27）22 2=2.20848 1.78424594= 0.00663（3.4-28）小齿轮的大。6）设计计算34 1.65 20 10322.52 + 1 0.00903 = 2.14 mm（3.4-29）取标准值m = 2.5，按接触强度算得的分度圆直径为直径1 = 53.53 mm，算出小齿轮的齿数为1 =1m=21.4 取整为1 = 21，则大锥齿轮的齿数为2 = 52。显然如果按计算结果设计时总体尺寸会变得很大。考虑到螺旋式千斤顶在实际应用时，人不会连续工作，因此齿轮不可能会发生高温磨损使齿面发生胶合，所以齿面接触磨损不是主要设计变量。同时考虑到外观以及方便携带，所以尺寸才是重要设计量。所以小锥齿轮的齿数选为 14 这样外观比较美观，相对来说实用价值会更高！故综上所知锥齿轮的基本参数是小锥齿轮的齿数为1 = 21 ,大锥齿轮的齿数为2 = 35，大端模数 M=2.5，分度圆压力角 = 20。5.圆锥滚子轴承设计螺旋式千斤顶中的轴承转速极低，n=60/2.5=24 r/min 因此不能按照轴承的正常失效形式点蚀破坏来设计，否则就不符合实际实效形式了。这种受力较大且转速很慢的轴承应按照轴承的静强度来选择轴承尺寸。其校核公式为：0 00（3.5-1）式中，0为基本额定静载荷；0为轴承静强度安全系数；（对于要求轴承转动很平稳时0应大于 1，对于轴承转动平稳不是很高的0可以取为 1；所以此处要求不是很高，故0取 1。）0为当量静载荷。20计算大、小齿轮的并加以比较。11 3.0852 1.50081513m 1 1 23 (1 0.5 3) 145.1 轴承的受力分析根据大锥齿轮的转矩2 = 50. ,又锥齿轮的受力分析知：2212 = 2 = 12 = 2 = 1由上一章知2 = 2.5 = 68.1986平均分度圆直径13又 = 20所以代入公式（3.5-2）知（3.5-2）（3.5-3）（3.5-4）（3.5-5）（3.5-6） =221=2 50 10372.92= 1371.37 （3.5-7）2 = 2 = 1371.37 20 68.1986= 185.38 2 = 2 = 1371.37 20 68.1986= 463.44 所以轴承的受力情况如下：轴向力应为螺杆所受重物的重力F = 20000 N与锥齿轮的轴向力即2所以轴向力 = 20000 + 463.44 = 20463.44 径向力等于锥齿轮的径向力2 = 185.38 即： = 2 = 185.38 所以（3.5-8）（3.5-9）（3.5-10）（3.5-11）=20463.44185.38= 110.4（3.5-12）21 =2 = (1 0.5 ) = 2.5 35 (1 0.5 ) = 72.92 5.2 轴承的设计又根据螺旋式千斤顶的结构知轴承的内径在2530，最新轴承手册22知，可取计算则有：0 = 0.40 = 0.90 = 37计算轴承的当量静载荷00 = 0 + 0即：0 = 0.4 185.38 + 0.9 20463.44 = 18491.25 18.5所以00 = 1 18.5 0（3.5-13）（3.5-14）（3.5-15）（3.5-16）（3.5-17）（3.5-18）故 30205 圆锥滚子轴承满足设计要求。其基本尺寸为：内径 d = 25 mm, 外径 D = 52 mm, 高度 B = 15 mm6.小轴的设计6.1 小轴的介绍及材料选定小轴是用来驱动小锥齿轮的轴类零件，其主要受载为扭矩。因此小轴的设计计算依据便是再升起重物时，在人力的驱动下不能失效。但是由结构可知，对小轴的刚度要求并不高。轴类零件的材料主要有碳钢、合金钢。其中碳钢中最常用的是 45 钢，合金钢中常用的便是 40Cr，碳钢对应力集中的敏感性较低，同时也可以进行热处理。合金钢则多用于力学要求较高，或者结构要求较小并且耐磨的场合。由结构知，小轴的安装位置空间狭小，并且要求一定的耐磨性，所以此处选用常用的合金钢 40Cr。6.2 小轴的结构设计小轴上只要安装一个小锥齿轮，以及一个滑动轴承，外加一个安装手柄的圆孔，因此结构及其简单。又由于对小轴的刚度要求低。因此只要计算小轴的强度。2230205 或 30305 轴承其内径为25则知最大不超过 0.37 显然，试选 30205 进行又知： =2 + ()2 1（3.6-1）式中：为轴的计算应力，Mpa；轴所受的弯矩，N.mm；轴所受的扭矩，N.mm；轴的抗弯截面系数，3；1对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。根据上面的校核公式可以代入设计参数进行验算。已知轴只受扭矩，所以 = 0又知扭矩是锥齿轮产生故扭转的切应力为脉动循环变应力，所以取 = 1。知: =332( )22（3.6-2）由已知数据代入公式（3.6-2）则有 = 183326 2(18 2)22 18= 486.9 3（3.6-3）根据材料知代入公式（1）则有：1 = 70 （3.6-4） =02 + (20 103)2486.9= 41.1 1（3.6-5）显然小轴的强度是满足要求。7.外壳设计此螺旋式千斤顶为轿车使用，因此外观的设计及其重要。一个好的外观会增加消费者的眼球，可是消费者第一眼看到的便是设备外壳，显然外壳的设计是重要的。当然好的外观也是要满足设备的强度要求。观察千斤顶的内部结构后决定外壳可以采用钣金加工成圆筒状。这样设计主要考虑到整个设备的重量以及美观，曲线设计可以极大的减少应力集中。同时钣金加工能使金属材料加工硬化，以增大材料的强度。3 mm 的壁厚能够保障千斤顶在支撑重物后安全有效，同时弧线设计能极大的避免锐角造成操作者的伤害，给人一种安全感！根据套筒一、二的尺寸以及锥齿轮的安装位置，以及尽量减少产品总体尺寸的考虑下，其基本结构及尺寸如下图。23图 4.7-1 外壳8.底座设计8.1 底座的材料选择千斤顶的底座承载着千斤顶以及重物的全部重量，其次底座还有固定各零部件的位置，保持零部件正常的运动关系。因此底座的材料及结构设计尤为重要。根据底座的结构可知，如果产品是小量生产，材料可选常用的圆钢材料 45 钢，假若产品是成批大量生产，则为了减少加工工时降低产品成本也可以选用灰铸铁铸造而成。此处选用 45 钢进行设计，选用灰铸铁也可以采用类似计算设计。8.2 底座的结构设计根据轴承的尺寸以及外壳的尺寸的要求，底座的结构可以如下图所示：图 4.8-1 底座根据上图，我们可以进行强度的校核。由于底座主要是受压，根据工作场所的要求，千斤顶的底座接触面要平整，使千斤顶尽量的垂直接触面。受力计算时考虑极端情况，即千斤顶的底部中心完全没有接触底面。底座最小截面承受全部压力，则校核公式便是压应力小于许用压应力：= （3.8-1）24忽略千斤顶的自重则 = 20000，又根据结构知 =（312 262）4= 223.73 2（3.8-2）又知 45 钢的屈服极限 = 353 取安全系数为 2 则有 = 176.5 （3.8-3）代入数据到公式（3.8-1）则有：=20000223.73= 89.4 故底座的强度是满足强度要求。9.手柄的设计及计算根据此千斤顶小锥齿轮所需扭矩以及操作者的使用轻便，所以手柄是需要有个杠杆结构。根据 4 节便知此杠杆的力臂为 30 cm。因此考虑到结构小巧手柄的结构如图所示：图 4.9-1 手柄图 4.9-2 手柄根据设计知手柄杆件的截面直径为 10 mm 材料采用 45 钢经表面淬火处理。25手柄强度验算：查询 45 钢知材料的屈服极限为 = 353 Mpa，由于手柄是人直接操作部分，因此去安全系数 S=2 则 =3532= 176.5 Mpa（3.9-1）又对于圆轴的扭转强度条件和轴向拉伸的强度条件类似，即要求轴内最大的剪应力小于轴材料的许用剪应力即： =| (3.9-2)又且 =(3.9-3)所以 =432(3.9-4) =316=3.14 10316= 196.25 3(3.9-5)将数据代入（3.9-2）则有：=|=20 103196.25= 101.9 (3.9-6)显然手柄杆件是满足手扭强度的。26第四章重要零部件装配及总装1. 第一级及第二级套筒的装配两级套筒是用来传递运动以及起重力的，因此两级套筒均有配合要求。其中第一级套筒与第二级套筒间隙配合使用，第二级套筒与外壳同样要求间隙配合。两级套筒间并没有其它连接装置，因此每级套筒的装配可以单独进行，然后再进行总装。值得注意的是在螺母已经加工好后套筒上的孔需要配做，这样才能保证套筒的键槽与螺母的键槽对齐，同时销钉孔匹配。在装配好后要检测螺母边缘是否与套筒边缘平齐，假若螺母边缘有突出部分一定要进行再加工使其与套筒外表面平齐。装配图纸见附件【13】、【14】。2.外壳及小圆锥齿轮的装配由结构知，外壳与小锥齿轮是需要先装配。其中外壳同小锥齿轮是通过一个滑动轴承连接，滑动轴承的轴承座已经焊接在外壳上。这里的装配要求是选配，注意小轴与轴承座的配合间隙应按要求完成，其次是配合面要求脂润滑。装配图纸见附件【15】。3.总装在完成以上部件装配后开始进行总装。首先将螺杆旋入第二级套筒使第二级套筒与螺杆分离后开始旋入第一级套筒并注意活动销轴以及弹簧的装配以及键槽的配合。在活动销轴进入第二级套筒内后检查量套筒间的配合是否符合要求。满足要求后将部件整体放入外壳，并检查第二级套筒与外壳的配合是否满足要求。满足要求后进行大锥齿轮及平键的安装，然后压入圆锥滚子轴承的内圈，这里要求圆锥滚子轴承的内圈与螺杆轴颈过盈配合，主要是避免螺杆整体脱落。最后进行底座及其圆锥滚子轴承外圈的装配。总装图纸见附件【1】。27第五章重要零部件的有限元分析1. 活动销轴的分析活动销轴是用来传递第一级与第二级的作用力，因此为了模拟现实使用过程在此的有限元分析是将第一级套筒与第二级套筒配合后加载，并使第二级套筒的底面固定，同时在第一级套筒顶面加均布载荷 F=20000 N，同时在活动销轴大端表面添加 0.5N 的一个均布载荷，用来模拟弹簧的残余弹力。在此使用 solidworks2013 中 Simulation 模块进行分析计算，其中连接方式为无穿透，经过上述约束并加载后，划分网格得到下图：图 5.1-1 两级套筒网格划分运算后得到以下分析结果。图 5.1-2 活动销轴由上图可知最大应力为 339 Mpa，最小应力为 3 Mpa。其中最大应力分布在零件的很小的局部，显然是应力集中造成。28查看6表面应力分布，见下图：图 5.1-3 活动销轴由图知最大应力为 414 节点其值为 167.6 Mpa 小于屈服极限 186 Mpa，平均值为100.9Mpa 这个结果显然是满足强度要求的。对于局部产生应力集中是因为活销轴的台阶面并非圆弧面，这样在配合过程中是有少许面积并未接触所致。解决的办法就是将最大应力所在面加工成与套筒 2 内表面相切，但是这样加工实际及应用是比较困难的。下面是套筒整体的应力结果图：图 5.1-4 套筒应力由图可以看出受力最大点是第二级套筒与活动销轴配合的地方，其最大应力达到了 = 636 29整体的位移结果：图 5.1-5 套筒位移整体的应变结果：图 5.1-6 套筒应变2. 第二级螺母与螺杆配合的静力分析螺母与螺杆的有限元分析是以螺杆台阶面固定，并且在螺母与螺杆接触选项定义为无穿透，在螺母的台阶面加上 F=20000 N 的均布载荷的情况下进行仿真运算。添加载荷以及约束后划分网格的结果：图 5.2-1 第二级螺母装配30进行运算后螺杆的应力结果：图 5.2-2 第二级螺母装配螺母的应力结果：图 5.2-3 螺母螺杆上螺纹牙的局部应力结果：图 5.2-4 螺纹牙由以上结果可以看出螺母上的最大应力 = 395 螺杆上的最大应力为 = 371 31显然已经超过了材料的强度极限。但是从螺杆的上螺纹牙的局部放大图可以看出超出强度极限的螺纹牙的边缘的少许部分，因此对整个零件的影响不大。根据结果可以看出第二级螺母与螺杆的配合是满足材料的强度要求。3. 圆锥齿轮副的静力分析圆锥齿轮副有限元分析。该分析是假设圆锥齿轮副正确啮合的情况下，在大圆锥齿轮的下端面添加一个沿 Z 方向的约

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