【《某小型螺旋千斤顶机械结构的选型设计及强度校核计算过程案例》7500字】

·-51-某小型螺旋千斤顶机械结构的选型设计及强度校核计算过程案例目录TOC\o"1-3"\h\u17148某小型螺旋千斤顶机械结构的选型设计及强度校核计算过程案例 1237841.1螺杆的耐磨性计算 289721.1.1螺杆螺纹的选择 235401.1.2螺杆的材料选择 2274091.1.3计算螺杆直径 2151151.1.4螺杆的强度计算 547961.1.5螺杆的稳定性计算。 6309061.1.6螺母的计算和螺纹牙强度计算 7296341.2锥齿轮设计及强度计算 8243381.2.1按齿面接触疲劳强度设计 875751.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计 10244781.2.3几何尺寸计算 12255891.3计算大锥齿轮的轴 15281901.1.1轴的材料选择 15263081.1.2轴各部位零件的设计 16249271.1.3计算轴承的寿命 1815651.4计算小锥齿轮的轴 19214131.4.1轴材料的选取 1929381.4.2轴结构设计 19183411.5棘轮的设计 20228661.6手柄的设计 21159141.7底座的设计 21155431.8升降套筒的设计 2225021.9壳体的设计 2263111.10顶盖的设计 23228591.11所用的标准件 2485011.12三维仿真 241.1螺杆的耐磨性计算1.1.1螺杆螺纹的选择一般传动螺纹分为三种：矩形螺纹、梯形螺纹、锯齿形螺纹。矩形螺纹牙型是正方形，牙型角为0º，传动效率相比另外两个较高，但是牙根强度弱，磨损后不好维修也会降低传动精度。矩形螺纹也尚未标准化。梯形螺纹牙型是等腰梯形，牙型角为30º，内外螺纹以锥面贴紧，不易松动。相比矩形螺纹传动效率低，但工艺型好，牙根强度高。锯齿形螺纹牙型为不等腰梯形，工作面的牙侧角为3º，非工作面牙侧角为30º。虽然传动效率高，牙根强度高，但是只能用于单向受力的螺纹传动。由此上所述选择梯形螺纹。1.1.2螺杆的材料选择螺杆材料要有足够的强度和耐磨性。螺母不仅要有足够的强度外，还要与螺杆配合时摩擦系数小和耐磨。螺旋传动材料如下3-1表表3-1螺旋传动常用材料螺旋副材料牌号应用范围螺杆Q235、Q275、45、5040Cr、65Mn、T12、40Wmn、20CrMnTi9Mn2V、CrWMn、38CrMoAl材料不经热处理，适用于经常运动、受力不大、转速较低的运动材料需经热处理，以提高耐磨性，适用于重载、转速较高的传动材料需经热处理，以提高尺寸稳定性、适用于精密传导螺旋传动螺母ZQSn10-1、ZQSn5-5-5（铸锡青铜）ZQAl9-4-4-2(铸铝青铜)ZHAl66-6-3-2（铸铝黄铜）材料耐磨性好，适用于一般传动材料耐磨性好，强度高，适用于重载、低速的传动。对于尺寸较大或高速传动，螺母可采用钢或铸铁制造，内孔浇注青铜或巴氏合金由表中说明螺杆选择45号钢，螺母选择ZQAl9-4-4-2（铸铝青铜）。1.1.3计算螺杆直径滑动螺旋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态等因素有关。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面上的压力，使其小于材料的许用压力[]。假设作用于螺杆的轴向力为（单位为N）、螺纹的承压面积（指螺纹工作表面投射到垂直于轴向力的平面上的面积）为（单位为mm²），螺纹中径为（单位为mm），螺旋工作高度为（单位为mm），螺纹螺距为（单位为mm），螺母高度为（单位为mm），螺纹工作圈数,则螺纹工作面上的耐磨性条件 （3-1）上式可作为校核计算用。为了导出设计计算式，令，则。代入上式可得 （3-2）对于矩形和梯形螺纹，，则 （3-3）对于30º锯齿形螺纹，，则 （3-4）螺母高度 （3-5）上式中为材料的许用应力，MPa，见表3-2；φ值一般取。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；对于剖分螺母和兼作支撑的螺母，可取；只有传动精度过高、载荷较大、要求寿命较长时，才取。

表3-2滑动螺旋副材料的许用压力及摩擦系数ƒ螺杆-螺母的材料滑动速度许用压力MPa摩擦系数ƒ钢-青铜低速≪3.06~12>1518~2511~187~101~20.08~0.10淬火钢-青铜6~1210~130.06~0.08钢-铸铁<2.46~1213~184~70.12~0.15钢-钢低速7.5~130.11~0.17已知螺杆轴向力，本次设计的螺旋千斤顶为整体螺母，故取，材料的许用压力取低速螺旋副，而螺杆螺母为钢-青铜材料，由表可得取，则代入公式得 （3-6）查机械设计课程设计（第二版）中的表梯形螺纹直径与螺距系列、表梯形螺纹基本尺寸得，可取公称直径，螺距。表3-3梯形螺纹直径与螺距系列公称直径d第一系列第二系列螺距P2024222826304*，28,5*，38,5*，310,6*，3公称直径优先选用第一系列，螺距优先选用*号。表3-4梯形螺纹基本尺寸螺距P螺纹小径螺纹中径45d—4.5d—5.5d—2d—2.5则螺纹中径螺纹小径螺母高度，取39mm计算出螺纹的参数后，还得检验校核其螺旋副是否满足自锁条件，有 º（3-7）上式中——螺纹升角；——当量摩擦角；——牙侧角，是牙型角一半；——螺旋副的当量摩擦系数；——摩擦系数，见表3-2。螺旋升角为中径螺旋线上切线和垂直于螺旋轴线的平面的夹角，公式为 º（3-8）上式中n为螺纹螺旋线数目，有自锁性的多为单线螺纹。计算结果得出，因此符合自锁条件。1.1.4螺杆的强度计算螺杆工作时承受两个力，分别为轴向力F和扭矩T，因此也会有压缩应力和切应力，由此得出得采用第四强度理论来求出危险截面的计算应力，其强度条件为 （3-9）式中F——螺杆所受的轴向力，N；A——螺杆螺纹段的危险截面面积；，mm²;——螺杆螺纹小径，mm；T——螺杆所受扭矩，N.mm；——螺杆材料的许用应力，MPa，见下表3-3。表3-5滑动螺旋副材料的许用应力螺旋副材料许用应力MPaσστ螺杆钢σ螺母青铜40~6030~40铸铁45~5540钢1.0~1.20.6可得F=30KN，A=397.6mm，为22.5mm扭矩T为则 （3-10）查机械手册得知45号钢的屈服极限为360MPa，所以其的为120MPa。因此可得，满足强度条件。1.1.5螺杆的稳定性计算。螺杆工作时承受的轴向力会有一临界值约束，若超过该临界值则会使螺杆产生侧向弯曲而失去稳定性。因此正常承受的轴向力必须小于临界载荷，则螺杆稳定性条件须符合如下公式 （3-11）式中：——螺杆稳定性的计算安全系数。——螺杆稳定性安全系数。传力螺旋时，=1.5~5.0；传导螺旋时，=2.5~4.0；精密螺杆或水平螺杆时，>4.0。——螺杆的临界载荷，N；根据螺杆的柔度的大小分为不同的计算方法，。是螺杆的长度系数，见下表；为螺杆的工作长度，mm；螺杆两旁支承为两支点间距离；一端螺母支撑为螺母中间到另一支点的距离；i为螺杆危险截面的惯性半径，mm；而其危险截面面积为时，则。临界载荷可以用欧拉公式进行计算，即 （3-12）式中：E——螺杆材料的拉压弹性模量，；——螺杆危险截面的惯性矩，，。表3-6螺杆的长度系数端部支承情况长度系数μ两端固定一端固定，一端不完全固定一端铰支，一端不完全固定两端不完全固定两端铰支一端固定，一端自由0.500.600.700.751.002.00由上式信息知，本次计算为传力螺旋，取，本次螺杆为一端固定，一端自由，则由表3-4可得螺杆长度系数选用，轴向力F为30KN，惯性半径。本螺旋千斤顶的设计中，要求升距为150mm，为螺母中间到另一端的距离，所以工作长度为mm。当<40时，可以不必进行稳定性校核，而本次计算，因此需进行稳定性校核。而惯性矩所以综上所述可计算得知（3-13）得出，满足稳定性要求。1.1.6螺母的计算和螺纹牙强度计算由螺杆计算中可得螺母高度H为39mm螺纹工作圈数为，螺纹工作圈数不宜超过十圈，符合要求。螺纹牙大多有两种失效形式，分别为剪切和挤压破坏，一般螺母材料强度低于螺杆的，因此只需校核螺母螺纹牙的强度。假设将一圈螺母螺纹沿着大径展开，则酷似一个悬臂梁，其宽度为πD。在假设每圈螺纹的平均压力为F/u，在螺纹中径所在的圆周面作用，则螺纹牙危险截面的剪切强度条件为 （3-14）螺纹牙危险截面的弯曲强度条件为 （3-15）式中：b——螺纹牙根部的厚度，mm。矩形螺纹时，；梯形螺纹时，；30º锯形齿螺纹时，，P是螺纹螺距。L——弯曲力臂，mm。有。——螺母材料的许用切应力，MPa，见上表。——螺母材料的许用弯曲应力，MPa，见上表。已知表中数据可得，取30~40，取40~60，螺纹牙根部厚度b为1.25mm，弯曲力臂l为1.25mm，所以剪切强度为 （3-16）弯曲强度为 （3-17）计算得出，，因此螺纹牙强度要求满足。1.2锥齿轮设计及强度计算1.2.1按齿面接触疲劳强度设计锥齿轮通常为采用大端锥齿轮参数进行计算，之后通过查机械设计中的标准公式来计算小端齿轮参数。此时的压力角取为20º，锥齿轮精度标准共分为12个精度等级，在此选用7级精度。材料通过机械设计表10-1选取，其中小齿轮选为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮选为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。假定齿轮齿数比为1.38，小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取整18。1）计算小齿轮分度圆直径，有 （3-18）式中：选。人力转动功率大致为0.15KW转矩公式有选取齿宽系数查机械设计图10-20得区域系数查机械设计表10-5得材料弹性影响系数计算接触疲劳许用应力。再查图10-25d得小齿轮接触疲劳极限为600MPa，大齿轮接触疲劳极限为550MPa。齿轮的工作应力循环次数N有以下计算 （3-19）式中：n为转速，r/min；J为齿轮转一圈同一齿面啮合次数；为齿轮工作寿命，h。假设大锥齿轮转速为20r/min，工作寿命一年，则有 （3-20） （3-21）查图10-23得接触疲劳寿命系数为齿轮的许用应力为 （3-22）式中：S——疲劳强度安全系数，取1；——寿命系数。因此可得 （3-23） （3-24）取上式两者的最小者为接触疲劳许用应力，即结合以上参数可计算小齿轮分度圆直径为 （3-25）2）调整小齿轮分度圆直径。算出实际载荷系数前得先得到圆周速度和当量齿轮的齿宽系数。圆周速度v。 （3-26） （3-27）当量齿轮的齿宽系数。 （3-28） （3-29）计算实际载荷系数。同样查表10-2得知使用系数；根据圆周速度、8级精度（降了一级精度），查图10-8得动载系数；锥齿轮精度较低，得齿间载荷分配系数为；插值法查表10-4得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分配系数。因此可计算出实际载荷系数 （3-30）现在可按照实际载荷系数计算分度圆直径为 （3-31）相应的齿轮模数为 （3-32）1.2.2按齿根弯曲疲劳强度设计1）试算模数直齿锥齿轮经常运用在不重要的场合，其精度较低，取，得齿根弯曲疲劳强度条件式为 （3-33）变换公式后可得 （3-34）式中：——弯曲疲劳强度计算的载荷系数。——齿形系数，跟齿制、变位系数、齿数有关系，与模数无关。——载荷作用于齿顶时的应力修正系数。——弯曲疲劳强度计算的重合度系数。选取，此时先计算。先得出分锥角和当量齿数分锥角当量齿数查机械设计图10-17得齿形系数；查机械设计图10-18得应力修正系数；查机械设计图10-24c得小齿轮齿根弯曲疲劳极限为500MPa，大齿轮齿根弯曲疲劳极限为380MPa。查机械设计图10-22得弯曲疲劳寿命系数为。取弯曲疲劳安全系数S为1,7，来计算许用应力如下 （3-35） （3-36）则有 （3-37） （3-38）二者之间取较大者，则此时便可以将数据代入模数公式从而计算出结果，得 （3-39）2）调整齿轮模数。同样，算出实际载荷数据前先得得出圆周速度和齿宽。则有圆周速度v。（3-40）（3-41）齿宽b。 （3-42）计算实际载荷系数。根据圆周速度，8级精度，查图10-8得动载系数；直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数；插值法查表10-4得，则，则载荷系数为 将各参数代入公式可得出模数为 （3-43）参照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，选取为2mm，前边的实际分度圆直径为100.55mm，可算出小齿轮的齿数为，取整为50，则大齿轮齿数为，取为121。1.2.3几何尺寸计算计算分度圆直径 （3-44） （3-45）计算分锥角 （3-46）计算齿轮宽度 （3-47）取。综上述锥齿轮计算得齿数，模数为，压力角为，分锥角分别为，齿宽为。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮为45钢（调质）。齿轮按7级精度计算。根据计算的参数可计算出锥齿轮的其他相关尺寸。齿顶高（3-48）齿根高（3-49）齿顶圆直径（3-50）齿根圆直径（3-51）锥距（3-52）齿根角（3-53）顶锥角（3-54）根锥角（3-55）顶隙一般取分度圆齿厚（3-56）当量齿数（3-57）

图3-1锥齿轮三维图根据计算得出的参数UG建模生成的图如上。1.3计算大锥齿轮的轴1.1.1轴的材料选择轴结构有以下满足的要求：在轴上的零件应要方便调整装拆；轴上的零件要有准确的定位；轴得有良好的工艺性。此次设计为阶梯轴。几种轴常用的材料如下表3-5。表3-7常用的几种轴材料轴的材料Q235A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）45钢（调质）40Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13MPa15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97硬度HBS217~255241~286217~269217~269≥241抗拉强度极限400~420640735750735835屈服强度极限225355540450590635本次设计中材料选取为45钢（调质），具体参数参照上表。按扭转强度条件计算轴的最小径，轴的扭转强度条件为 （3-58）上式中：——扭转切应力，MPa；T——轴所受扭矩，Nmm；——轴的抗扭截面系数，mm3n——轴的转速，r/min；P——轴传递的功率，kW；d——计算截面处轴的直径，mm；——许用扭转切应力，MPa，见表3-5取为30MPa；由上式可计算轴的最小径为 20.68mm（3-59）当轴上设有键槽时，应该考虑轴径的增大对轴强度的影响，具体如下表3-6。表3-8轴径与键槽关系d>100mm的轴一个键槽时两个键槽时轴径增大3%轴径增大7%d≪100mm的轴一个键槽时两个键槽时轴径增大5%~7%轴径增大10%~15%1.1.2轴各部位零件的设计轴上部件应有一段螺纹，接着得有一个定位轴肩来安装大锥齿轮，齿轮和轴需要有一个键来连接，接着得装一个滚动轴承，最后得用一个衬套来让锥齿轮右侧定位。轴的设计大致如下图。EDBAEDBACC图3-2螺杆草图轴也便是前面计算的螺杆本身，因此公称直径为28mm，即上图中，加有螺纹，其上有螺母，前边螺杆计算中可得螺母的高度为39mm，而任务书中要求升距为150mm，所以有。本是AC段为螺杆螺纹部分，为了加工方便，特地留出一段光杆部分，取，。而取CD段为定位轴肩，是最直接最可靠的方法。根据机械设计有相应的尺寸规定来让零件更能靠紧轴肩从而有非常准确的定位，其为轴肩处的过渡圆角半径r必须小于与之相配的零件毂孔端部的圆角半径R或倒角尺寸C。轴和零件上的倒角和圆角尺寸的范围见下表3-7。定位轴间的高度h一般取（2~3）R或（2~3）C，轴环的功用与轴肩相同，轴环宽度为。表3-9零件倒角C与圆角半径R的推荐值直径d>6~10>10~18>18~30>30~50>50~80>80~120>120~180C或R0.50.60.81.01.21.62.02.51.0按表中规格选取C和R均为1.0mm，那轴肩处的过渡圆角半径则取为0.8mm，即C处。D处圆角半径为1mm。因此轴肩的高度h取为3mm，则取，。为了美观取DE段的直径与螺纹光杆直径相同，即。DE段上安装大锥齿轮，根据其尺寸可得先去长度为10mm，齿轮后得连接一个轴承。由于本轴承主要承受力为轴向力，而且是单向的，根据机械设计书中选取为推力球轴承。其特点位：工作时一定得有轴向载荷，轴线与轴承垂直，轴线还要与载荷共线，用来保证钢球所受载荷的均匀分布。根据GB/T301-1995单向推力球轴承选择51411，本次设计的尺寸为：，衬套也将设计在轴承内与齿轮连接，因此取。而大锥齿轮与轴连接采用键连接。在此的键主要是让轴与大锥齿轮固定即可，则选取广泛应用的普通平键，其结构简单、装拆方便、对中性好。平键又分为三种结构，分别为圆头、平头、单圆头。圆头缺点太严重，键槽端部应力集中过大；平头刚好避免这些缺点，但是尺寸大时得采用紧定螺钉固定；单圆头则常用于轴端与毂类零件的连接，在此选用平头连接。普通平键的尺寸也有国标，如下表3-8。表3-10普通平键的主要尺寸（摘自GB/T1096—2003）轴的直径d6~8＞8~10＞17~22＞22~30＞30~38键宽b×键高h2×23×36×68×710×8键的长度系列l6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28……根据上表选取键的尺寸为，长度根据轮毂长度而定，因此选48mm。大锥齿轮的轴计算完与开始计算的最小轴径作对比均符合。图3-3螺杆三维实体图1.1.3计算轴承的寿命把寿命计算为以小时为单位比较合算，因此轴承基本额定寿命为 （3-60）式中：——为指数。当为球轴承时，；滚子轴承时；n——为转速，前文得知是20r/min；P——为载荷，是30kN；C——为基本额定动载荷，查GB/T301-1995知知道参数后可得 （3-61）可跟推荐值作比较，如下表3-9。表3-11推荐的轴承预期计算寿命机器类型预期计算寿命-h不常用的仪器设备300~3000短期或间断使用的机械使用不当引起严重后果3000~8000每日工作八小时的机械或二十四小时连续工作的机械12000以上本次设计的螺旋千斤顶明显是不常用的，则，符合要求。1.4计算小锥齿轮的轴1.4.1轴材料的选取本轴决定直接设计在小锥齿轮上，材料选取为和大锥齿轮的轴材料一样，都是45钢（调质），具体参数参照表3-5。同样得按扭转强度条件计算出轴的最小径，则有 （3-62）轴上尺寸可以根据最小径来选取。1.4.2轴结构设计小锥齿轮后安装一个衬套。然后留有位置安装棘轮，在棘轮两侧得留出安装把手的位置，具体可参看下草图。CBDACBDA图3-4小锥齿轮轴草图小锥齿轮参数在前文已经计算得出。AB段设计长为，。BC段是要安装棘轮，设计BC段长为10mm，为了便于棘轮传动，该段的轴截面设计为六边形。CD段设计直径为，长为。BC段的两侧预留10mm的位置留给手柄安装，在锥齿轮与棘轮之间裸露出轴的部分设计一个衬套起到保护轴的作用。衬套长为32mm，厚度为3mm。图3-4小锥齿轮轴三维实体图1.5棘轮的设计本次设计的棘轮是需要不同转向的，齿形也设计为矩形，棘爪设计为可翻转的，具体是提起来翻转个180º来改变棘轮转向。根据机械设计中的齿数选在6~30中，在此选齿数为10，棘轮材料参数如下表所示。表3-12棘轮材料的参数棘轮材料HT150ZQ310-57045钢20Cr40Cr齿宽系数1.5~6.01.5~4.01~31~31~3许用弯曲应力MPa308012080100材料选取为45钢。根据棘轮的强度计算取模数，有 （3-63）上式中：k——系数，取为1.75；——棘轮轴（小锥齿轮轴）所受扭矩；z——棘轮齿数；b——齿宽；将数据代入可得，根据棘轮的几何尺寸计算表取m为2,5。表3-13棘轮棘爪尺寸计算模数m1.522.5棘轮周节齿高h齿顶弦厚a齿根圆角半径r齿面倾斜角轮宽b工作面边长h4.716.287.851.51.820.510º~15º（1~4）m455棘爪非工作面边长h爪尖圆角半径r棘爪长度L0.8模数3以