两级丝杠千斤顶的设计

两级丝杠千斤顶设计摘要本文提供了有关汽车千斤顶类型及其在国内外的使用介绍。还讨论了几种汽车的优点和千斤顶的缺点。从螺旋千斤顶的零部件的设计与选材等多方面，阐述了它设计的全过程。尤其在工艺规程设计中，运用了大量的科学加工理论及计算公式，对它进行了精确地计算。由于螺旋千斤顶是一种小型的起重设备，体积小方便携带，造价成本低，所以在日常生活中被广泛应用。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。同时，详细说明了螺旋千斤顶为两级提升结构。当千斤顶拧紧螺母并与套筒直线滑动时，由主轴向外延伸，螺杆由锥齿轮的旋转驱动，装置的主要部件是梯形螺钉、锥齿轮、小轴、活动销轴、两级提升套筒等。本文主要介绍了千斤顶的结构设计和计算，以及千斤顶关键技术的有限元分析。关键词：主轴；齿轮；轴；两级套筒；第1章绪论1.1课题研究背景我们在生活中经常遇到重物搬运，比如搬运沉重的箱子，搬运各种机床和设备，或者维护家用汽车。在大型起重机械运行困难的情况下，千斤顶的重要性显而易见。由于其高效性，千斤顶已成为许多行业的必备设备，如工厂、汽车维修站、公路和铁路等。汽车维修车间最常需要用千斤顶来举起车轮进行维修。汽车千斤顶今天的主要目标是确保结构紧凑、外观美观和易于操作。因此，有许多不同类型的千斤顶可供选择。汽车千斤顶有两种类型：手动型和自动型。这取决于使用者的需求。不管是人工操作还是自动控制，这种设备通常由液压、机械或气动部件组成。通常，我们会看到液压千斤顶。这款液压千斤顶具有结构紧凑、操作简易、起重能力强的特点。它的主要缺陷是无法轻松举起重物，而且在使用时会出现轻微的滚动现象。此外，漏油还可能导致严重的环境污染。机械式可分为剪切式和螺旋式。剪切型是汽车上最常见的备用型。该千斤顶具有结构紧凑、重量轻的优点。然而，缺点是提升的都是小东西，很轻，容易侧翻。第二个螺旋千斤顶生活中不怎么见到。螺旋千斤顶主要用于大型企业，钢材工业等。优点是顶起货物不容易倒，提升质量高，外部要求低，清洁。尽管如此，这种产品的缺陷在于体积较大，外表略显笨拙，效率较低。另一种先进的气动千斤顶正在被广泛应用。这种千斤顶的工作步骤很容易操作。它使用汽车排气给皮包充气，并在皮包中建立一定的压力来提升汽车。显然，这款千斤顶的有非常大的好处是在抬升汽车的途中对汽车没有伤害，而且抬得高没有什么危险。气动千斤顶的不良之处是抬升的时间很短并且价格相对昂贵。其次，有必要从尾气中提取气体，因此气体提取过程本身就很困难。看看上面的千斤顶，我们可以看到，只要螺旋式千斤顶具有主体构造比较简洁、比较危险性较小、比较干净稳固的优点。然而，现在生活中有的螺旋千斤顶的太过复杂，不易携带，大部分汽车根本无法使用这些千斤顶。所以，设计一种外观简洁稳固、便于携带、可用于离地间隙约150mm的车辆上的螺旋千斤顶有非常大的重要性。1.2研究现状自古以来，千斤顶的研究便一直延续至今。在20世纪40年代，人们开始研究如何利用水平千斤顶来提升工作效率。尽管当时的技术有所局限，导致卧式千斤顶的尺寸过大，而且其起吊效率也相当低，但是，随着工业的飞速发展、市场的日益增长和科学技术的持续改善，水平千斤顶已经成为普遍采用的设备。20世纪90年代末，液压千斤顶和气动千斤顶的出现，为工业生产带来了巨大的变革。新型液压千斤顶在提升质量方面有了很大的提高，同时其操作方便等优点迅速占领了市场。同时，气动千斤顶在这一时期也发展迅速。它能够在极短的时间里，将1.5吨的汽车提升至70厘米的高度，令人叹为观止的效率，深得众多消费者的青睐。尽管与国际接轨，但中国在千斤顶方面的研究仍处于起步阶段。1979年，我们终于有机会使用水平千斤顶这类高科技的工具。随着时间的推移，几年来的技术探索与创新，今天生产的千斤顶已取得了惊人的性能与外形改善。一些产品的质量已经超过了国外同类产品。因此，许多这样的产品已经进入了欧洲和美国市场。多年来，中国的千斤顶不仅拥有完善的水平尺寸，而且还拥有多种不同的规格。我们研发出了一系列先进的液压千斤顶，包括折叠式、剪切式、快速提升式、多功能型和便携式电动千斤顶，为用户提供更加高效、安全的使用体验。这种千斤顶不仅需要轻便、易携带、外观美观和可靠使用，还需要进一步实现自动化甚至智能化。1.3研究内容和研究方案1.3.1研究内容（1）两级丝杠千斤顶方案分析；（2）对锡青铜材料耐磨性进行研究分析；（3）传动机构受力分析及理论计算；（4）绘制装配总图、部分机构及零件图；（5）设计说明书编制。1.3.2研究方案（1）介绍两级丝杠千斤顶工作原理，确定总体设计方案；（2）丝杆传动的设计与计算；（3）螺杆、螺母的设计；（4）手柄与托杯的设计计算；（5）底座的设计计算；（6）两级丝杠千斤顶图纸的绘制；第2章两级丝杠千斤顶设计2.1设计原理及方案选定2.1.1设计原理通过利用传力螺杆原理，螺旋千斤顶可以有效地传输功率，并产生巨大的轴向推力。由于其螺纹角度极其细微，具备了强大的自锁功能，使得它能够轻而易举地承载数吨的重物。通过采用双级结构，可以有效地将两级套筒的力量分散，从而大幅降低原有的主螺旋千斤顶的固有高度，只有其一半，从而实现更大的提升效果。2.1.2方案选定对于上述原则，我有以下解决方案。1.固定螺钉旋转和螺母上升的结构该结构主要用于便于使用双层结构。当第一级结构到底时，第二级结构直接被固定住，以便与壳体形成有效的配合，从而产生轴向推力。这种结构的外螺纹可以有效地帮助实现这一目标。虽然双层结构的制造可能会更加复杂，但是操作者仍然需要不断地调整螺钉的操纵杆，以确保操作的顺利进行，因此，双层结构的优势仍然存在。鉴于螺钉的固定和自由结构，它们的稳定性受到了严重的影响，容易出现弯曲变形的情况，因此最终被明确地拒绝。2.采用螺杆旋转和螺母直线运动虽然这种结构在制造双层结构时不是很方便，但由于螺杆两端的固定，它的稳定性得到了很大的改善。通过在螺杆上安装传动装置，例如锥齿轮或蜗轮蜗杆，不仅能够实现连续运行，而且操作也变得更加简单方便。操作人员可以持续旋转螺杆，在锥齿轮或蜗轮结构下，所需的力量可以进一步减小。然而，在线性运动螺母的螺杆结构中，使用两级提升方案相当困难。为解决这个问题，我们采用了常见的伞形结构，并使用四个均匀分布的活动销来分担负载，从而成功地解决了双层提升的问题。比较两种方案，然后在此处选择第二种方案。以下是本方案的具体设计和计算过程。2.2两级螺旋式千斤顶的设计2.2.1螺杆螺纹的选型梯形螺纹是螺纹传动中常用的牙型，它具有等腰梯形的牙型。内外螺纹间以锥面贴合，使得梯形螺纹不易松动，同时具有高强度、良好的工艺性和对中性的优点。与矩形螺纹相比，梯形螺纹的传动性能显著降低。使用锯齿形螺纹的传动方式可以提升效率，但是它的不对称特点会导致加工成本增加，并且不够精确。在确保经济效益的前提下，我们强烈推荐采用GB/T5796.3-2005规定的基础牙型梯形螺纹。2.2.2螺杆材料选定由于螺旋式千斤顶需要人力操控，它的转速不够平稳，并且单个螺旋面承受的压力也相对较小。鉴于经济效益和市场上Q235、Q275、40、45、55等多种螺杆材料的优势，保证强度的前提下，我们最终选择了45钢作为螺杆的主要材料。2.2.3螺杆的尺寸设计滑动螺纹在运行时，需要承受来自外部的扭矩、轴向拉力和压力，以保证其正常工作。由于螺杆与螺母之间的摩擦力较大，导致螺纹磨损，这已成为影响机械性能的主要原因。一般来说，螺纹的设计是基于其耐磨性来决定其中径的。当中径被确定后，根据梯形螺纹的规范，可以根据需要来调整公称直径d、螺距P及其它参数的大小。1．耐磨性计算摩擦是一个复杂的过程，它可能会导致螺旋副的磨损。这些磨损可能会影响到螺纹的运行速度、压力、表面粗糙度以及表面的光洁度。然而，螺纹表面的压力对滑动螺旋副的损伤影响至关重要，其强度与损伤程度成正比。为了确保滑动螺旋的耐磨性，我们必须对其工作表面施加一定的压力P，以确保它低于材料的允许最大承载压力[P]。当轴向力F施加于螺杆时，若螺纹的承载面积A、中径、工作高度、螺距、螺母高度均设定为H，那么根据相应的公式，就能够计算出螺纹的工作圈数：μ所以，螺纹工作面上的耐磨性条件为：（2-1）对于矩形和梯形螺纹，h=0.5P。则d螺母高度H=∅×d2式中，材料的许用压力[P]，值通常被设定为1.2~3.5，但为保证受力分布更加均衡，螺纹工作圈数应该控制在=1.2~2.5之间，以免出现过大的变化；建议将螺母的取值范围限定在=2.5~3.5之间，以便更好地满足剖分螺母和兼作支撑的需求；当传动精度要求极高、负载极大、寿命极短时，才能将取值范围限定在4以内。为了确保受力分布更加均匀，在这种千斤顶结构中，螺母工作圈数应为=1.2。根据螺母材料的选择，我们选择了青铜，并且考虑到滑动速度小于等于3.0m/min，因此我们将摩擦系数设定为[P]=18Mpa。摩擦系数f=0.1代入公式（2-1）则有：因此，d2≥24.4mm，根据GB5796.3-86的查询，可以确定公称直径d为28mm。按照d=28mm的规定，将螺纹螺距调整为P=5mm，即可得到中径d2=25.5mm图2-1国标螺纹啮合设计参数2．螺纹自锁的验算千斤顶通常需要具备自锁功能，而检查螺旋副是否具备自锁功能的标准包括：;在式中，螺纹的中心处有一个螺旋升角；是一个等效的摩擦角。为了确保螺旋副的自锁性能，螺纹中径处的螺旋升角必须低于当量摩擦角至少1°。所以，自锁性可以保证。3．螺杆的强度计算当螺杆运行时，它会承受来自轴向的拉伸、压缩以及扭矩的巨大冲击。当螺杆受到外力的影响时，它的危险截面将受到拉伸、压缩和剪应力的共同作用。为了准确地评估螺杆的强度，第四强度理论可以用于确定危险截面上的应力，从而为我们提供有效的参考依据，以便做出正确的决策。计算许用应力：在式中，F代表螺杆段所承受的轴向压力，WT则表示螺杆段的抗扭截面模量系数，T为螺杆所受扭矩，而许用应力则由材料来决定，其值可以通过计算在此，我们假设安全系数为S=3，并且我们知道45钢的屈服极限σs所以：又有：由，知道螺杆满足强度要求。4．螺杆的稳定性计算随着螺杆的直径增加，若轴向压力F达到一定的阈值，它将会出现剧烈的侧向变形，从而导致其失去功能。因此，为了确保螺杆的正常运行，其承受的轴向压力F必须低于临界载荷，以确保其可靠性。换言之，当螺杆的长径比较大时，存在一定的极限载荷，超过该载荷螺杆就会失效，因此需要在设计和使用中注意控制轴向压力。故螺杆的稳定性条件为：式子中，求出螺栓安全系数为稳定性的情况下；为了确保螺杆的稳定性和安全性，传力螺纹的安全系数应在Ss=3.5~5.0之间；即：在式中，E为螺杆材料的拉压弹性模量，其中E=2.06×105MPa;I-螺杆的惯性矩为I=πd14/64可能会导致危险的截面；对于具有固定端和自由端的螺杆，其长度系数可以通过调整来确定；通过测量螺杆距离，则有：（3-1）提供了一个有效的方法来确定螺杆的危险截面的惯性半径，以确保其在圆形结构中的安全。代入公式（3-1）得：λs=故稳定性满足要求[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]3EMBEDEquation.3。综上所述：材料为45钢，长度l=90mm，螺距P=5mm，牙型角α=30°因此螺杆的基本尺寸见下图图2-22.2.4螺母设计与计算1．第一级螺母材料选定在选择螺母材料时，通常会考虑使用各种不同的金属，例如铜、铸铁和钢。在选择材料时，应该综合考量螺纹的滑动性能、负荷能力以及其他相关性能。为了满足千斤顶的高精度要求，通常会选择ZCuSn10Pl作为其主要部件，因为它的运动速度低于3m/min，而且单圈螺纹承受的压力也相对较小。2．第一级螺母参数计算螺母参数计算螺母高度：H=∅×d2所以μ=30.65=6.12,μ平常下比10小，然后μ=82.2.5第一级螺母牙纹的强度计算当涉及到螺母的强度问题时，通常只需要考虑螺母纹牙的强度即可。由于螺母的牙纹受到剪切和挤压的影响，其强度往往低于螺杆的材质，从而限制了其应用范围。因此，在评估螺母的性能时，应将重点放在它的紧固性上；我们可以确定螺纹牙的剪切强度必须满足一定的要求。已知螺纹牙根部的厚度b=0.65；P=3.25.为弯曲力臂：l=D−Dτ为螺母材料的许用应切力取值范围30~40MPa；σb为螺母材料的许用弯曲应力取值范围40~60MPa。故的τ[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]EMBEDEquation.切应力是用来衡量螺母材料的许用性能的重要参数；对于螺丝材质的许采用弯曲应力。鉴于滑动螺旋副材料的可用应力，我们决定采用青铜作为螺母的原料，以达到最佳的性能。这是因为青铜材料通常具有较好的耐磨性和耐蚀性，适合用于滑动螺旋副等工作条件下。则：，；[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]EMBEDEquation.3。又由计算知：3EMBEDEquation.3知螺母实际高度，则满足螺母牙强度。因，得出：知螺母实际高度，则满足螺母牙强度综上知螺母的基本尺寸为螺母高；螺距：。2.2.6第二级螺母材料的选择一般来说，螺母的材质可以是青铜、铸铁或者钢等。当设计螺旋式千斤顶时，应该考虑到它的驱动力来自于人类，因此，我们应该采用45钢作为螺母材料，而不必进行热处理。由于螺旋副之间的滑动速度相对较慢，因此不易发生。由于千斤顶的尺寸需求和螺母的强度必须符合螺杆的规定，这就导致了这种情况的出现。2.2.7第二级螺母参数及强度计算由于螺旋副的滑动速度极其缓慢，因此，我们不必再对其进行耐磨性测试，而是将重点放在螺纹牙的强度测试上。根据第2.3节的相关知识，我们可以得出螺纹牙危险截面的剪切强度条件。强度条件为：其中b=0.65螺纹牙根部的厚度[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]EMBEDEquation.3。是一个弯曲的力臂。切应力是用来衡量螺母材料的许用性能的重要参数；对于螺母物质是用弯曲应力。取安全系数：。因此螺母材料为钢材时许用切应力许用弯曲应力即则有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；螺距为。2.3升降套筒的设计2.3.1第一级升降套筒参数计算通过精确的参数计算，可以使升降套筒发挥出它的最大功能，以支撑重物并提供指引。他们经常遭受压力、严重的磨损以及不可逆转的破坏。为了确保安全，应当对升降套筒的危险截面进行严格的检查，以确保其不受压力影响，并且要检查其外表面是否有磨损。若升降套筒采用细长杆，那么仍然需要进一步的操作和维护稳定性检验。1．升降套筒的材料确定由于第二级与第一级之间采用了可调节的销轴连接，使得它们的接触面积大大减少，从而使得筒的材料得以精准地选择。为了节省空间，我们需要使用更坚固的材料来减小千斤顶的尺寸。钢铁是建筑结构的主要材料，其中包括40钢、45钢、40Cr和20Cr。为了满足需求，我们在这里选择了常用材料45钢。2．第一级升降套筒的结构设计和强度计算根据45钢的特性，我们可以进行强度测试以确定其屈服极限；强度限制。根据我们的知识，压应力应该是材料的最大承载能力。许用压应力应为强度极限除以安全系数即：σ取值范围，此处得出构件轴向拉伸或压缩的强度条件为：得出所以，套筒是满足强度要求。在检测受压的细长杆时，必须确保它的稳定性。套筒的一端固定，另一端可以自由活动，这是显而易见的。了解。所以：i得出柔度λ所以第一级套筒满足稳定性要求。基本参数：；；壁厚；长度；定位销孔：；活动销孔：[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]EMBEDEquation.[NaN]3EMBEDEquation.[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]3EMBEDEquation.3EMBEDEquation.3很明显第一级的套筒已经符合了稳定性的要求。综上所知第一级套筒的基本参数为：；长度；定位销孔：；活动销孔：[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]32.3.2第二级升降套筒结构设计及强度计算由上一节知。键槽：宽6mm，深2mm；活动销轴直径：6mm故：[NaN][NaN][NaN][NaN][NaN][NaN]EMBEDEquation.3有：σ=FA=计算其稳定性。计第二级套筒的长为，同样是一端固定一端自由，所以根据式中得出：总而言之，第二级套筒的关键参数应当满足稳定性的要求；长度；定向销钉的位置：。活动销孔：，壁厚。2.4活动销轴的设计活动销轴是用来连接套筒一和套筒二的构件，其主要作用是承受两套筒之间的剪切力和接触面的挤压力。由于结构和加工方便性的考虑，这种构件通常采用圆柱形状，但由于接触面积较小且同时受到多个力的作用，因此容易发生尺寸误差导致应力分布不均匀，从而引起应力集中。为了提高其承载能力，一般会选用强度较高的40Cr钢经过正火+回火处理后加工而成。40Cr热处理步骤：1、均匀加热到860℃左右保温1-2个小时，使其完全均匀奥氏体化；2、快速冷却至50℃以下，可采用水淬、油淬或空冷等不同的冷却介质；3、进行回火处理，将材料加热到500-650℃，保温1-2小时，使其达到所需的强度和韧性。2.4.1销轴受剪应力的计算得许用应力然后这里得出又由剪切的强度条件为；查询附件知零件的具体参数，代入数据有：故活动销轴满足剪切强度的要求。第3章锥齿轮的设计这款便携式工具采用锥齿轮设计，可以通过人力驱动实现高效的工作。据网络资料显示，一个健康的成年男性的手臂力量可以达到他们体重的1/2，而女性的手臂力量则可以达到她们体重的1/4。根据女性的平均体重50公斤，手臂所能承受的力量大约是这个数字的两倍为125N。按照1.3.3节的规定，螺旋副的最大扭矩应该是42.6N∙M。鉴于其它部件的摩擦力，我们将锥齿轮所受的扭矩设定在50N∙M。经过精心计算，我们决定将手柄的长度调整至30cm所以知锥齿轮的传动比设锥齿轮的传动比为u=2.5。经过计算，我们可以证明人类的驱动力是不可或缺的，即使在使用这台千斤顶来支撑2吨的重物时，操作者也不会受到任何影响。3.1齿轮材料的确定齿轮材料的确定根据前面所述，螺旋式千斤顶的传动扭矩为50牛·米，因此其转速偏低。由于锥齿轮的结构，它的功率传输效率较低。因此，我们决定使用45号钢制造这个锥齿轮。在生产过程中，小型齿轮经过调质处理，而大型齿轮则经过常规处理。经过常化处理后，小齿轮的表面硬度显著降低，降至240HBS，而大齿轮的表面硬度则有所提升。两者之间的差距约为30HBS。3.2齿轮的精度选定由于千斤顶采用人力驱动，其工作速度较慢，但却能够提供较高的精度，因此它被广泛应用于各种工业机械中。根据这一特性，我们最终决定采用GB10095-88标准来确保质量。标准的7级精度。3.3齿轮的参数选定在齿轮参数的选择上，若将小锥齿轮齿数设定为𝑍1=14，那么大锥齿轮的齿数将会有所改变齿数𝑍2=35又因为u=tan(𝛿2)且Σ=𝛿1+𝛿2=90°3.4按齿面接触强度设计试算公式有：（1）确定公式内的各计算数值（2）试选载荷系数𝐾𝑡=1（3）又由上知小齿轮扭矩（4）根据齿宽系数（5）我们可以计算出材料的弹性系数𝑍𝐸=189.8𝑀𝑝𝑎2（6）根据齿面硬度测试，小齿轮的接触疲劳强度可达极限值。（7）查得大齿轮的极限疲劳强度（8）计算应力循环次数由于千斤顶是一种间歇性使用的工具，根据网络资源的信息，一般汽车的维修次数不会超过20次，因此，我们可以通过计算触疲劳强度极限。即使将使用频率增大到100次，其使用寿命也应该在10年左右。由于每次升至最高极限，该千斤顶需要旋转500个小锥齿轮，因此需要特别注意这一点。同理大锥齿轮的使用次数为（9）接触疲劳寿命系数（10）计算接触疲劳许用应力的寿命系数可以帮助我们更好地理解这一过程。得失效概率为1%，安全系数S=1，比较两值取较小者即可3.5按齿面接触疲劳强度设计（1）又代入数据知：（2）计算圆周速度v。计算出人的转动速度为v=60r/min（3）计算载荷系数根据v=0.14𝑚/𝑠计算载荷系数，7级精度的动载荷系数𝐾𝑉=1为7级精度的动载荷系数，使用系数𝐾𝐴=1，可以满足各种应用场景；另一个是齿轮为圆锥：𝐾𝛼=1因此，齿轮的齿向载荷系数可以通过以下公式来计算：𝐾𝐻𝛽𝑏𝑒=1.1，即所以K=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽=1.65。通过根据实际载荷系数进行校正，我们可以获得分度圆直径的实际计算值。这个值可以通过式子10-10a来求取。3.6按齿根弯曲强度设计与计算根据齿根弯曲强度的特性，我们可以采用以下公式来进行计算：（1）通过计算，我们可以获得小齿轮的弯曲疲劳强度最大值1。（2）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限𝜎𝐹𝐸1=380𝑀𝑝𝑎大齿轮的弯曲疲劳强度极限（3）取弯曲疲劳寿命系数𝐾𝐹𝑁1=1.35，𝐾𝐹𝑁2=1.8（4）计算弯曲疲劳强度时所受的最大应力。根据S=1，算出载荷系数K，并且可以通过查齿形系数来确定其值。经过查询，当“𝑍𝑣=17时”𝑌𝐹𝑎=2.97，而当“𝑍𝑣=18”时“𝑌𝐹𝑎=2.91。所以当量齿数𝑍𝑣1=15.08时由插值定理得𝑌𝐹𝑎1=3.0852，根据由𝑍𝑣=90时𝑌𝐹𝑎=2.20，当𝑍𝑣=100时𝑌𝐹𝑎=2.18所以当𝑍𝑣2=94.24时𝑌𝐹𝑎2=2.20848。即：𝑌𝐹𝑎1=3.0852；𝑌𝐹𝑎2=2.20（5）查取应力校正系数。同理由𝑌𝑆𝑎1=1.5008；𝑌𝑆𝑎1=1.78424。（6）根据m=2.5，根据上述内容得出𝑍1=21.4为小齿轮的齿数、𝑍2=52为大锥齿轮的齿数。上述内容得出，整个系统的尺寸有巨大的差异。由于螺旋式千斤顶可以一直工作，它可以避免齿面粘因为高温引起的，这样就可以避免齿面接触磨损成为影响机械性能的重要因素。除此之外，外观和便携性也是必须考虑的重要因素。因此，结果为小锥齿轮的齿数定为14。基于这些考虑，锥齿轮的基本参数是：小锥齿轮齿数Z1=21，大齿轮齿数Z2=35，大端模数M=2.5，分度圆压力角α=20度。第4章其它部分零件的设计4.1圆锥滚子轴承设计由于螺旋式由于千斤顶的轴承转速非常低（n=60/2.5=24r/min），这意味着在设计时必须考虑到它们的正常失效状态，以避免出现点蚀破坏的现象，从而确保其满足实际的应用要求。为了确保这种受力较大、转速较慢的轴承能够正常运行，应当根据其静强度特性精确选择合适的尺寸。根据上述校核公式，𝐶0代表基本额定静载荷，而𝑆0则表示基本额定静载荷的值代表轴承静强度安全系数。如果要求轴承的转动平稳性较高，则𝑆0应取于大于1的值；而对于转动平稳性不是很高的情况下。𝑆0可以取1，在此处，由于转动平稳性的要求并不是特别高因此，我们可以把𝑆0设置为1，而𝑃0则代表着一个单位的静载荷。4.1.1轴承的受力分析通过对1轴承的受力分析，我们可以推断出，当转矩为𝑇2=50𝑁.𝑚时，它的性能最佳。又锥齿轮的受力分析知：由上一章知平均分度圆直径α=20°因此，轴承的受力情况可以描述为：它承受着螺杆所受重物的重力F=20000N和锥齿轮在轴向方向上的力𝐹𝑎2，并将这些力传递给其他机械部件。𝐹𝑎2所以轴向力𝐹𝑎=20000+463.44=20463.44𝑁径向力𝐹𝑟等于锥齿轮的径向力𝐹𝑟2=185.38𝑁4.1.2轴承的设计基于螺旋式千斤顶的特性，其内径范围在∅25~∅30之间，这一范围可以满足多种应用需求，从而提高系统的效率和可靠性。根据最新的轴承手册，可选择内径为∅25的30205或30305轴承。因为𝐹𝑎≫𝑒，可以先选用30205进行计算：由于计算轴承的当量静载荷𝑃0即：𝑃0=0.4×185.38+0.9×20463.44=18491.根据91.25𝑁≈18.5𝐾𝑁得出𝑆0𝑃0=1×18.5𝐾𝑁≤𝐶0𝑟故30205，圆锥滚子轴承可以使用，其基本尺寸为：内径d=25mm，外径D=52mm，高度为B=15mm。4.2.小轴的设计4.2.1小轴的介绍和材料选择其中包括小轴的介绍和材料的选择，它们被用来驱动小锥齿轮，以满足特殊的应用需求。它的主要负荷是扭矩。为了确保在使用人力推动的情况下，小轴的设计能够正常工作，我们必须进行相应的检查。虽然小轴的刚性要求较低，但在选用时应当结合实际情况，以确保最佳的性能。由于碳钢具有较低的应力集中能力以及易于加工的特点，因此它在一些特定的应用场景中更为适宜。合金钢通常被用于需要更高力学性能和更优良结构的领域，以满足特殊需求。在需要高耐磨性的场合中，尺寸较小是很重要的。鉴于小轴的安装空间有限，并且对其具有良好的耐磨性，我们最终采用40Cr这种优质的合金钢来制造出满足要求的小轴。4.2.2小轴的结构设计采用双轴结构，每个轴上配备一个小型锥形齿轮和一个滑动轴承，并且将其与手柄相连，形成一个紧密的联系。手柄前加装一个棘轮结构可以实现手柄在单向移动时的防倒退功能。将这个棘轮结构安装在手柄前端，可以使得手柄在单向移动时能够顺畅地转动，而在逆向移动时则会被棘轮结构所阻止。这样可以有效地防止手柄因反向力而产生倒退运动，从而提高操作的可靠性和安全性。由于其结构的简洁性，使得它能够满足较低的小轴刚度要求。因此，我们应该重点关注小轴的强度，以便进行有效的设计。通过使用校核公式，可以将计算设计参数代入进行测试。由于轴只能承受扭矩，因此𝑀=0。经过分析，我们发现扭矩的形成主要源于锥齿轮，而其所带来的应力则表现出一种脉冲式的变化。由于这些限制，我们有充足的时间来完成计算，从而得出𝛼=1的结果。我们可以得出结论：小轴的强度符合要求。4.3外壳设计由于其3个外壳的特殊设计，这款螺旋式千斤顶专为汽车而设计，因此它的外形设计显得格外重要。消费者通常会首先注意设备的外壳，因此外壳的设计对于吸引消费者非常重要。优秀的外观设计必须能够满足设备的高强度要求。经过仔细观察千斤顶的内部构造，我们发现了它的独特之处。我们决定使用钣金技术制作圆柱形外壳。通过采用弧形设计，我们不仅能够降低整体的重量，还能提升外观的美感。此外，它还能有效地降低应力集中。通过钣金加工，我们能够让金属材料变得更坚固化，从而增加其强度。通过使用3毫米厚的壁板，通过使用我们的技术，您能够确保使用千斤顶来承载重物。弧形设计不仅可以有效地减少锐利的角落对操作者的危险，而且还可以为使用者提供极高的安全保障！鉴于套筒一、二的尺寸和锥齿轮的安装要求，为了达到最佳性能，我们应该尽可能地缩小产品的整体尺寸。基于这一前提，我们构建了一个基本结构，并且提供了相应的尺寸示意图。4.4底座设计4.2.1底座材料的选择采用铸造件为材料制作的5号底座，可以承受千斤重量，从而实现更高的稳定性和可靠性。千金顶以及重物的全部重量，其次底座可以确保所有零部件的安装和调整，从而确保它们能够顺利地运行。因此，选择合适的材料和结构设计对于底座的成功至关重要。通过观察底座的结构，我们发现，对于小批量生产，我们应该使用常见的铸铁零部件。在大规模的生产中，使用灰铸铁作为原材料可以显著缩短加工时间，同时也可以降低产品的价格。因此，我们决定使用铸造件来实现这一目标。经过精心设计，我们可以使用灰铸铁或其他更加精确的计算方法来构建底座，以达到最佳的性能和使用效果结构设计根据工作场所的要求。4.2.2底座的结构设计千斤顶的底座接触面必须平坦，并且应该与底面垂直接触以承受主要压力。在进行力学计算时，需要考虑极端情况，即千斤顶在这个结构中，底部的核心几乎不与地表接触。若要确保底座的最低截面能够抵抗所有的压力，则必须使用一个精确的校验公式来确定压应力值不会超出规定的范围。不考虑千斤顶的本身的重量则F=20000N，通过对45钢的结构分析，我们发现其屈服极限的安全系数为2，因此我们可以将这些数据输入到相应的公式中得出结果。因此，底座的结构能够承受所有的压力。4.5手柄的设计与计算为了满足千斤顶小锥齿轮的扭矩需求和操作者的轻便性，5号手柄的设计必须采用杠杆结构，以确保其稳定性和可靠性。通过以上内容，我得出杠杆的拉伸长度是30cm。鉴于其轻巧的设计，如图所示，手柄的结构可以通过以下方式来实现：上述得出10mm为手柄杆件的截面直径，材料选用45钢经表面淬火处理。手柄强度验算：查询45钢知材料的屈服极限为𝜎bs=353Mpa，由于手柄是人直接操作部分，因此取安全系数S=2。并要求轴内最大的剪应力τmax小于轴材料的许用剪应力[τ]将数据代入则：显然手柄杆件是满足手扭强度的。第5章重要零部件装配及总装5.1第一级及第二级套筒的装配两级套筒用于传递动力和提高功率，因此两个套筒需要完美匹配。第一级套筒与第二级套筒之间的间隙需要相互配合，而第二级套筒与壳体之间也需要合适的间隙。两个套筒之间没有其他连接设备，因此可以单独组装每个级别的套筒，然后进行最终组装。完成螺母的加工之后，应该仔细检查套筒的孔位，使其与螺母的键槽完美契合，同时也要确保销孔的位置正确无误。在完成组装之后，应该检查螺母的边缘是否与套筒的边缘完全平整。如果螺母如果边缘出现凹陷，就需要进行修整，以确保它们与套筒的外表面完全一致。5.2外壳及小圆锥齿轮的装配为了满足结构要求，外壳和小圆锥齿轮必须首先进行精确的组装，以确保其正确的性能。这些零件之间采用了一个可调节的滑动轴承，而且这个轴承座与外壳紧密结合。在安装过程中，必须严格按照规定的配置来操作，以确保小轴与轴承座之间的间距满足规范，同时，为了使组件的表面更加光洁，还必须对其进行油漆润滑。5.3总装在完成所有零部件的组装之后，我们就可以正式启动整体安装程序了。首先，将第二级套筒中的螺母精准地插入，使其与螺母之间形成牢固的隔离；接下来，请把螺母拧进第一个部件，ACK它们的安装方向是否正确。在第二级套筒中安装活动销轴之前，对他进行多次检查。要求符合套筒之间的配合。当要求符合时，可以把零件整体放入外壳中，要求满足第二级套筒与外壳之间的配合。当可以时，然后将大锥齿轮及平键的安装，将内圈压入圆锥滚子轴承。注意，圆锥滚子轴承的内圈必须与螺杆轴颈过盈配合，原因是为了防止螺杆掉落。最后将底座及其圆锥滚子轴承外圈的组装。第6章重要零部件的有限元分析6.1活动销轴的分析活动销轴的作用是传递一二级套筒的作用力。因为要切合实际，所以进行了有限元分析。在此分析中，在第一级套筒与第二级套筒安装完成后施加重量，将其锁定在第一级套筒的底部安装第二级套筒，以确保其牢固可靠筒顶面上添加了均布载荷F=20000N。另外，在活动通过solidworks2013，我们对销轴的大端表面施加0.5N的均匀负载，以模拟弹簧的剩余弹性，以获得更准确的结果。对其中的Simulation模块进行分析计算，并采用无穿透的连接方式。在进行约束和加载后，利用经过精确的网格划分。图6.1-1两级套筒网格划分我们可以从图6.1-1中看出，经过两级套筒网格的计算，我们获得的分析结果如下。图6.1-2活动销轴从图6.1-2中可以看出，活动销轴的最大应力高达339Mpa，而最低应力仅有3Mpa。由于零件的尺寸较小，因此应力的分布更加均匀，这也就意味着应力的集中。根据图表显示，∅6表面应力分布为167.6Mpa。图6.1-3活动销轴而图6.1-3活动销轴的应力值也达到了这一值，表明其具有良好的抗拉强度和抗压能力对应于节点414，该值小于屈服极限的186Mpa，因此满足强度要求。平均应力值为100.9Mpa。造成应力集中的原因是由于活动销轴的台阶面不是圆弧面，接触面不完全。应当将最大应力所在面加工成与套筒2内表面相切。但实现其过程很难，因此需要寻找其中一个是解题思路。图6.1-4套筒应力根据图6.1-4的数据，第二级套筒的应力分布特征显示，它的应力值最高，达到了𝜎𝑚𝑎𝑥=636𝑀𝑝𝑎，而它的位移也达到了这一数字，这说明了它的应力分布特征非常稳定。图6.1-5套筒位移整体的应变结果：图6.1-6套筒应变6.2第二级螺母与螺杆配合的静力分析先将螺杆的台阶面固定，认为螺母与螺杆接触选项为无穿透。然后在螺母的台阶面添加了一个均布载荷F=20000N。添加载荷以及约束后经过划分网格的处理，第二级螺母的应力分布情况如下：图6.2-1显示了螺杆的应力水平图6.2-1第二级螺母装配图6.2-2展示了螺母的应力水平图6.2-2第二级螺母装配图6.2-3展示了螺杆上螺纹牙的局部应力水平图6.2-3螺母图6.2-4则展示了螺纹的应力水平。图6.2-4螺纹牙由以上结果可以看出螺母上从螺杆上的最大应力𝜎𝑚𝑎𝑥=395𝑀𝑝𝑎到螺纹牙的最大应力𝜎𝑚𝑎𝑥=371𝑀𝑝𝑎。可以清楚地看到，螺纹牙的强度已经远远超过了材料的承载能力。从螺杆上的上螺纹牙局部放大图可以清楚地看出，超出强度极限的部分仅仅是螺纹牙的表面，而对整个零件的影响却是极其有限的。经过综合分析，第二级螺母与螺杆的配合符合材料的强度要求，可以满足使用要求。6.3圆锥齿轮副的静力分析在进行有限元分析时，我们假定3个圆锥齿轮副之间的啮合是正确的。当在其轮毂处添加了一个轴承约束，并在大圆锥齿轮的底部增加了一个沿Z方向的支撑装置方向的约束。在此情况下，在键槽处添加了一个沿X方向的约束，大齿轮将完全被控制住，并使得键槽的一侧产生反作用力以平衡小锥齿轮传递过来的扭矩。同理下，小锥齿轮的端部添加了一个沿Z方向的约束，并在小轴上添加了一个轴承约束。此然后在小轴上增加了一个20N.m的扭矩。经过划分网格：图6.3-1显示了锥齿轮装配后的应力结果图6.3-1锥齿轮装配而图6.3-2则展示了小锥齿轮的应力结果图6.3-2啮合图6.3-3则是大锥齿轮的应力结果图6.3-3小锥齿轮图6.3-4则是大锥齿轮的根部应力结果图6.3-4大锥齿轮据上述结果可以发现，在小轴的键槽处存在明显的应力集中，其最大应力值为1250Mpa。这个结果显然超出了传统计算数据的标准值，即41.1Mpa，说明应力集中的危害是相当严重的。同时，在锥齿轮的齿面上也存在应力集中的情况，导致其结果与计算数据之间存在较大差别。例如，在小型锥形齿轮中，其最高承受压力可达640Mpa;在