小型螺旋千斤頂結(jié)構(gòu)計算設(shè)計摘要：設(shè)計螺旋千斤頂可更精確的了解性能與承載力和為同學(xué)們提供了重要的理論數(shù)據(jù)，對同學(xué)們了解專業(yè)知識和提高實踐能力有重大意義。本次設(shè)計的螺旋千斤頂主要結(jié)構(gòu)由螺桿螺母、錐齒輪、棘輪機構(gòu)、套筒、底座、殼體、手柄等組成。確定好方案進行機械結(jié)構(gòu)的選型設(shè)計、結(jié)構(gòu)設(shè)計和參數(shù)計算，尤其對螺旋傳動和錐齒輪傳動進行了精確的計算，最后結(jié)合得出的數(shù)據(jù)使用UG軟件進行三維建模并進行運動仿真和對主要零部件做有限元分析。經(jīng)過分析計算，本次設(shè)計符合軸向力30kN和升距150mm的要求。從無到有闡述了設(shè)計的全過程，對了解設(shè)計思路方法，提高多種軟件使用能力有著重要的幫助。關(guān)鍵詞：千斤頂；螺旋傳動；錐齒輪傳動；UG建模；有限元分析目錄1緒論 緒論1.1研究目的及意義螺旋千斤頂是一種傳統(tǒng)的機械式千斤頂，其具有便于攜帶、使用靈活等特點，可支承較大載荷，使其成為機械工程或生活中不可缺少的一員。工作原理是通過人力使得螺母緊緊固定在底座上，因此螺桿轉(zhuǎn)動才產(chǎn)生很大的軸向推力，以此來舉起重物[1]。千斤頂已與我們的生活息息相關(guān)，廣泛用于起重、車輛檢修、礦山及城市建筑工程支撐，已經(jīng)是機械運作的必備裝備了[2]。隨著工業(yè)技術(shù)的不斷發(fā)展進步，螺旋千斤頂?shù)男问胶头N類越來越多，性能也越來越好，但是人們對千斤頂?shù)囊笠苍絹碓礁?。由于螺旋千斤頂?jīng)常用來舉起重物，其性能和工作可靠性將直接影響各行業(yè)部門的正常運作與發(fā)展。為此通過研究學(xué)習(xí)機械制造基礎(chǔ)、理論力學(xué)、機械原理等書籍，來為零部件支撐件作理論分析計算，并利用有限元分析驗證優(yōu)化[3]，同樣也為螺旋千斤頂?shù)膬?yōu)化設(shè)計提供重要的理論依據(jù)。通過螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計研究可為同行業(yè)部門與學(xué)者提供重要的數(shù)據(jù)理論，可以更精確的了解千斤頂?shù)男阅芘c承載力[4]，以便達到人們的需求。同時也可以為學(xué)生提供重要的理論知識，通過仿真[5]動畫演示讓學(xué)生清楚直觀的了解專業(yè)知識，進而提高學(xué)生的實踐能力、分析能力和創(chuàng)新設(shè)計能力。1.2國內(nèi)外研究現(xiàn)狀在上個世紀40年代，國外已經(jīng)開始在汽車維修部門使用臥式千斤頂了，但由于工藝的不發(fā)達，其尺寸較大，承載量較低[6]。后來隨著社會需求量的增大以及千斤頂技術(shù)的發(fā)展，在90年代初立式千斤頂便被淘汰，臥式千斤頂取而代之。在90年代后期國外研制出了充氣千斤頂和便攜式螺旋千斤頂?shù)刃滦颓Ы镯?。保加利亞一汽車運輸研究所發(fā)明了其中的充氣千斤頂，它所選用的材料是彈性好還非常堅固的橡膠。使用時，千斤頂與汽車尾氣管之間用軟管相連，大約經(jīng)過15至20秒，汽車便會將千斤頂鼓起而成為圓柱體。這種千斤頂可以把115t重的汽車舉起70cm。而便攜式螺旋千斤頂應(yīng)用車輛很廣，取名為Power-RiserII型，其可用于所有類型的鐵道車輛，包括裝運三層汽車的貨車、聯(lián)運車以及高車頂車輛。同時它具有一個將負載定位的機械鎖定環(huán)、一個二維機械手、一個全封閉構(gòu)架以及一個用于防止雜質(zhì)進入螺旋系統(tǒng)的外置過濾器[7]。當(dāng)遇到斷裂的貨車轉(zhuǎn)向架彈簧時，也可用另一種名為TruckJack的便攜式螺旋千斤頂現(xiàn)場快速維修。對于裝有70至125t級轉(zhuǎn)向架的大多數(shù)卸載貨車，此千斤頂都可以在現(xiàn)場從側(cè)面對其維修，而且能完全由轉(zhuǎn)向架支承住。我國千斤頂?shù)募夹g(shù)由于歷史原因而起步較晚，直到1979年才接觸到類似于國外臥式千斤頂?shù)漠a(chǎn)品。但是隨著科技水平的提高，經(jīng)過全面改進和創(chuàng)新設(shè)計，遠遠的在外形美觀，使用方便、承載力大、壽命長等方面超過了同期國外同類產(chǎn)品，并且迅速打入歐美市場。歷經(jīng)多年的設(shè)計升級改造，我國的千斤頂基本都規(guī)格齊全，有一系列的產(chǎn)品。如今的螺旋千斤頂在很多工程操作過程中起著關(guān)鍵性的作用，比如在長沙地鐵六號線朝陽村站施工中，螺旋千斤頂就結(jié)合新研發(fā)的鋼管柱精準就位二次調(diào)節(jié)等針對性措施，有效率的解決問題并節(jié)約成本[8]。社會科技的發(fā)展也帶動了汽車工業(yè)的發(fā)展，車載千斤頂?shù)囊笞兏摺１热畿囕v空運受機艙的限制，可以將輪胎卸下降低高度，改用螺旋千斤頂支承，使得順利進入機艙[9]。市場競爭也愈發(fā)劇烈，用戶的要求不斷提高，千斤頂?shù)馁|(zhì)量必須提高，因此抗拉強度高的螺旋千斤頂[10]殼體應(yīng)運而生。市場需要的千斤頂不僅要求輕量化，好攜帶，性能好，外形美觀[11]，還會對進一步自動化、智能化有所要求。正如研制一個螺旋千斤頂?shù)南到y(tǒng)，如一個操作器可以控制多個千斤頂[12]。我們依舊面臨必須解決的問題，如怎樣充分使用人們的創(chuàng)造性思維勞動和智慧來提高社會的經(jīng)濟效益[13]，怎樣利用社會各方的有利因素對資源有效整合[14]。1.3設(shè)計內(nèi)容和方法本文主要完成的設(shè)計內(nèi)容如圖1-1所示。小型螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計小型螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計確定螺旋千斤頂?shù)目傮w方案設(shè)計零部件的選型設(shè)計裝置機械結(jié)構(gòu)設(shè)計主要零部件可靠行分析和計算進行有限元分析驗證繪制螺旋千斤頂?shù)膱D紙圖1-1主要設(shè)計內(nèi)容本文采用的具體研究方法為文獻查找法，對比驗證法，直接觀察法。本課題要研究或解決的問題主要包括以下三個方面：（1）本課題研究的小型螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計要深入了解其原理及結(jié)構(gòu)組成來進行整體方案設(shè)計，對千斤頂?shù)脑O(shè)計提出幾種合理方案，并優(yōu)選一種作為最終設(shè)計方案。（2）千斤頂中起承載作用的零部件主要為螺桿螺母，這時便要考慮選用的材料以承載適用的軸向載荷30kN和升距150mm，還要考慮其耐磨性。（3）螺桿的強度計算及其穩(wěn)定性的校核，還有螺旋傳動的自鎖性校核，再用有限元分析驗證優(yōu)化，另外底座、托杯和外殼也要滿足一定的強度，進行強度計算和校核?？傮w要達到結(jié)構(gòu)緊湊、布置合理、操作簡便的目的。擬采用的研究手段有：（1）通過查找文獻資料，并參考同類型千斤頂?shù)默F(xiàn)有資料進行對比研究，結(jié)合千斤頂?shù)墓ぷ髟泶_定最終設(shè)計方案。（2）借助機械設(shè)計、機械原理、理論力學(xué)等相關(guān)理論知識進行螺旋千斤頂?shù)母鞑考挠嬎愫完P(guān)鍵零部件的強度校核。（3）在熟練掌握繪圖軟件的基礎(chǔ)上，基于三維建模軟件NX10.0完成小型螺旋千斤頂?shù)娜S建模。（4）通過NX10.0的制圖功能繪制二維工程圖。

2小型螺旋千斤頂?shù)目傮w方案設(shè)計2.1螺旋千斤頂設(shè)計的流程圖計算螺桿螺母與錐齒輪計算螺桿螺母與錐齒輪設(shè)計錐齒輪的軸設(shè)計錐齒輪的軸小錐齒輪軸上設(shè)計棘輪與手柄小錐齒輪軸上設(shè)計棘輪與手柄大錐齒輪下設(shè)計滾動軸承與底座大錐齒輪下設(shè)計滾動軸承與底座根據(jù)螺桿參數(shù)設(shè)計出升降套筒與頂蓋，根據(jù)零部件參數(shù)設(shè)計出殼體根據(jù)螺桿參數(shù)設(shè)計出升降套筒與頂蓋，根據(jù)零部件參數(shù)設(shè)計出殼體進行驗算設(shè)計否進行驗算設(shè)計否是否滿足設(shè)計要求是否滿足設(shè)計要求是是進行有限元分析并導(dǎo)出工程圖進行有限元分析并導(dǎo)出工程圖圖2-1螺旋千斤頂設(shè)計流程圖2.2螺旋千斤頂?shù)墓ぷ髟砑皡?shù)螺旋千斤頂可由人力操作頂起重物而完成作業(yè)，生活中已經(jīng)是屢見不鮮。如汽車修理，城市建筑工程等機械運行的地方經(jīng)常能看到螺旋千斤頂?shù)纳碛埃浣Y(jié)構(gòu)緊湊，圖解如下圖2-1所示。升降套筒底座頂蓋錐齒輪傳動棘輪機構(gòu)螺旋傳動升降套筒底座頂蓋錐齒輪傳動棘輪機構(gòu)螺旋傳動圖2-2螺旋千斤頂三維圖螺旋千斤頂工作時需將其放平穩(wěn)再轉(zhuǎn)動手柄，促使撥爪推動棘輪回轉(zhuǎn)，使其中的齒輪傳動來帶動螺桿傳動，從而促使升降套筒上升來頂起重物。設(shè)計要求如表2-1所示。表2-1螺旋千斤頂設(shè)計參數(shù)要求驅(qū)動方式軸向載荷升距人力驅(qū)動30kN150mm2.3傳動結(jié)構(gòu)的設(shè)計方案螺旋千斤頂都是由螺桿傳動帶動重物的上升下降，而推動螺桿的傳動有以下兩種方式:錐齒輪傳動和蝸輪蝸桿傳動。錐齒輪傳動是來傳遞兩相交軸的運動和動力，如圖2-2所示，一般機械中，兩軸之間的夾角為90o，有利于安裝調(diào)整。錐齒輪和圓柱齒輪類似，其輪齒都在一個圓錐面上，也便有齒根圓錐、分度圓錐和齒高圓錐。錐齒輪是一個椎體，從而也有大端小端之分。其中輪齒小端的齒頂高減小了，也便減小了齒頂過尖的概率，而且齒根圓角半徑大，使得輪齒的承載能力也提高。其運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，扭力大，噪音低，適用于低速場合。圖2-3錐齒輪傳動蝸輪蝸桿傳動是來傳遞空間交錯軸之間的運動和動力的。如圖2-3所示，一般是兩軸交錯角為90o的減速運動，也是有利于安裝調(diào)整。構(gòu)件1為蝸桿，擁有連續(xù)不斷的輪齒；構(gòu)件2為蝸輪，通常作為蝸桿的從動件運動。正因蝸桿的螺旋齒設(shè)計，使得傳動特別平穩(wěn)，噪聲也很小，現(xiàn)在多用于商場電梯等超靜傳動；蝸輪蝸桿單級傳動可獲得很大的傳動比；工作中輪齒間相對速度大，磨損的比較嚴重；蝸桿的軸向力也大，會磨損到軸承，本身還具有自鎖性。、圖2-4蝸輪蝸桿傳動二者傳動機構(gòu)對比見表2-2。表2-2傳動機構(gòu)對比傳動機構(gòu)優(yōu)點缺點錐齒輪傳動傳動平穩(wěn)，噪聲低，承載力大，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低制造裝配比較復(fù)雜蝸輪蝸桿傳動傳動平穩(wěn)，噪聲低，傳動比大，有自鎖性效率低，齒間磨損大，軸承磨損大，成本高本次設(shè)計力求結(jié)構(gòu)緊湊，而采用錐齒輪兩軸夾角90o既安裝簡單也美觀，主要便是承載力大成本低很得千斤頂?shù)那嗖A。而蝸輪蝸桿同樣也具備一些很好的優(yōu)點，但是傳動效率低下，損耗也比較高，使得需要很大的成本來維修使用。因此以上而言采用錐齒輪傳動機構(gòu)。同時列舉出錐齒輪的參數(shù)如下:一般按照錐齒輪大端的參數(shù)(如下表2-3所示,單位:mm)為標準計算，壓力角一般為20o,齒頂高系數(shù)ha?=1.0，頂隙系數(shù)c?表2-3錐齒輪模數(shù)系列…11.1251.251.3751.51.7522.252.52.7533.253.53.7544.555.566.578910…2.4手柄驅(qū)動結(jié)構(gòu)設(shè)計為了讓千斤頂頂住重物得緩慢上升，則手柄處的驅(qū)動采用間歇運動機構(gòu)。間歇顧名思義從動件是周期性的出現(xiàn)停歇狀態(tài)，而主動件是連續(xù)運動的，在此選用棘輪機構(gòu)和槽輪機構(gòu)。棘輪機構(gòu)有兩大類，分別為輪齒式和摩擦式。輪齒式又有單向雙向之分，摩擦式也有偏心楔塊式和滾子楔緊式?；居蓳u桿、棘爪、棘輪、止動爪等組成。本次千斤頂運動是雙向的，因此可選用雙向棘輪機構(gòu)，如圖所示。棘輪結(jié)構(gòu)簡單、運動可靠，棘輪軸每次轉(zhuǎn)的角度可在較大范圍內(nèi)調(diào)節(jié)。工作時有較大的沖擊和噪聲而常用于低速場合。圖2-5雙向棘輪機構(gòu)槽輪機構(gòu)由主動撥盤、從動槽輪和機架組成。工作原理為轉(zhuǎn)動主動撥盤，使圓柱銷進入徑向槽而讓鎖止弧松開，可讓從動槽輪轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)過設(shè)置角度后而使圓柱銷脫出徑向槽，槽輪的另一個鎖止弧被撥盤鎖止弧鎖住，最后便撥盤轉(zhuǎn)動、槽輪禁止。槽輪結(jié)構(gòu)簡單、外形尺寸小，效率高，傳動時有柔性沖擊而常用于低速場合。圖2-6槽輪機構(gòu)二者間歇運動機構(gòu)對比見如下表2-4。表2-4間歇運動機構(gòu)對比間歇運動機構(gòu)優(yōu)點缺點棘輪機構(gòu)容易實現(xiàn)有級調(diào)節(jié)運動可靠成本低廉輪齒易摩擦而使運動精度低槽輪機構(gòu)準確控制轉(zhuǎn)角機械效率高平穩(wěn)性較好動程不可調(diào)節(jié)轉(zhuǎn)角不可太小結(jié)構(gòu)復(fù)雜，加工精度要求高成本高二者機構(gòu)優(yōu)點都可以，本次驅(qū)動是低速場合下，結(jié)構(gòu)力求緊湊簡單，千斤頂手柄轉(zhuǎn)動的效率也不需要很高，而槽輪成本高還結(jié)構(gòu)復(fù)雜，綜合考慮選擇棘輪機構(gòu)。2.5其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計將主要的傳動機構(gòu)確立后，此時在大錐齒輪下邊還需加個滾動軸承來減緩其摩擦，該軸承摩擦力小，可加快效率。而在小錐齒輪還得連接棘輪，這時便得設(shè)計一個軸來促使棘輪帶動錐齒輪，而棘輪所在的位置也便是設(shè)計手柄處，殼體底座等便根據(jù)零部件的設(shè)計參數(shù)來進行設(shè)計，外觀簡單可行即可。螺桿也相當(dāng)于大錐齒輪的軸與之連接，頂蓋連接一個升降套筒進行上升下降。綜上所述大致是螺旋千斤頂?shù)目傮w設(shè)計方案。

3機械結(jié)構(gòu)的選型設(shè)計及強度校核計算3.1螺桿的耐磨性計算3.1.1螺桿螺紋的選擇一般傳動螺紋分為三種：矩形螺紋、梯形螺紋、鋸齒形螺紋。矩形螺紋牙型是正方形，牙型角為0o，傳動效率相比另外兩個較高，但是牙根強度弱，磨損后不好維修也會降低傳動精度。矩形螺紋也尚未標準化。梯形螺紋牙型是等腰梯形，牙型角為30o，內(nèi)外螺紋以錐面貼緊，不易松動。相比矩形螺紋傳動效率低，但工藝型好，牙根強度高。鋸齒形螺紋牙型為不等腰梯形，工作面的牙側(cè)角為3o，非工作面牙側(cè)角為30o。雖然傳動效率高，牙根強度高，但是只能用于單向受力的螺紋傳動。由此上所述選擇梯形螺紋。3.1.2螺桿的材料選擇螺桿材料要有足夠的強度和耐磨性。螺母不僅要有足夠的強度外，還要與螺桿配合時摩擦系數(shù)小和耐磨。螺旋傳動材料如下3-1表表3-1螺旋傳動常用材料螺旋副材料牌號應(yīng)用范圍螺桿Q235、Q275、45、5040Cr、65Mn、T12、40Wmn、20CrMnTi9Mn2V、CrWMn、38CrMoAl材料不經(jīng)熱處理，適用于經(jīng)常運動、受力不大、轉(zhuǎn)速較低的運動材料需經(jīng)熱處理，以提高耐磨性，適用于重載、轉(zhuǎn)速較高的傳動材料需經(jīng)熱處理，以提高尺寸穩(wěn)定性、適用于精密傳導(dǎo)螺旋傳動螺母ZQSn10-1、ZQSn5-5-5（鑄錫青銅）ZQAl9-4-4-2(鑄鋁青銅)ZHAl66-6-3-2（鑄鋁黃銅）材料耐磨性好，適用于一般傳動材料耐磨性好，強度高，適用于重載、低速的傳動。對于尺寸較大或高速傳動，螺母可采用鋼或鑄鐵制造，內(nèi)孔澆注青銅或巴氏合金由表中說明螺桿選擇45號鋼，螺母選擇ZQAl9-4-4-2（鑄鋁青銅）。3.1.3計算螺桿直徑滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關(guān)。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大螺旋副間越容易形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算主要是限制螺紋工作面上的壓力，使其小于材料的許用壓力[]。假設(shè)作用于螺桿的軸向力為（單位為N）、螺紋的承壓面積（指螺紋工作表面投射到垂直于軸向力的平面上的面積）為（單位為mm2），螺紋中徑為（單位為mm），螺旋工作高度為（單位為mm），螺紋螺距為（單位為mm），螺母高度為（單位為mm），螺紋工作圈數(shù),則螺紋工作面上的耐磨性條件 （3-1）上式可作為校核計算用。為了導(dǎo)出設(shè)計計算式，令，則。代入上式可得 （3-2）對于矩形和梯形螺紋，，則 （3-3）對于30o鋸齒形螺紋，，則 （3-4）螺母高度 （3-5）上式中為材料的許用應(yīng)力，MPa，見表3-2；φ值一般取。對于整體螺母，由于磨損后不能調(diào)整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故?。粚τ谄史致菽负图孀髦蔚穆菽?，可取；只有傳動精度過高、載荷較大、要求壽命較長時，才取。

表3-2滑動螺旋副材料的許用壓力及摩擦系數(shù)?螺桿-螺母的材料滑動速度許用壓力MPa摩擦系數(shù)?鋼-青銅低速?3.06~12>1518~2511~187~101~20.08~0.10淬火鋼-青銅6~1210~130.06~0.08鋼-鑄鐵<2.46~1213~184~70.12~0.15鋼-鋼低速7.5~130.11~0.17已知螺桿軸向力，本次設(shè)計的螺旋千斤頂為整體螺母，故取，材料的許用壓力取低速螺旋副，而螺桿螺母為鋼-青銅材料，由表可得取，則代入公式得 （3-6）查機械設(shè)計課程設(shè)計（第二版）中的表梯形螺紋直徑與螺距系列、表梯形螺紋基本尺寸得，可取公稱直徑，螺距。表3-3梯形螺紋直徑與螺距系列公稱直徑d第一系列第二系列螺距P2024222826304*，28,5*，38,5*，310,6*，3公稱直徑優(yōu)先選用第一系列，螺距優(yōu)先選用*號。表3-4梯形螺紋基本尺寸螺距P螺紋小徑螺紋中徑45d—4.5d—5.5d—2d—2.5則螺紋中徑螺紋小徑螺母高度，取39mm計算出螺紋的參數(shù)后，還得檢驗校核其螺旋副是否滿足自鎖條件，有 o（3-7）上式中——螺紋升角；——當(dāng)量摩擦角；——牙側(cè)角，是牙型角一半；——螺旋副的當(dāng)量摩擦系數(shù)；——摩擦系數(shù)，見表3-2。螺旋升角為中徑螺旋線上切線和垂直于螺旋軸線的平面的夾角，公式為 o（3-8）上式中n為螺紋螺旋線數(shù)目，有自鎖性的多為單線螺紋。計算結(jié)果得出，因此符合自鎖條件。3.1.4螺桿的強度計算螺桿工作時承受兩個力，分別為軸向力F和扭矩T，因此也會有壓縮應(yīng)力和切應(yīng)力，由此得出得采用第四強度理論來求出危險截面的計算應(yīng)力，其強度條件為 （3-9）式中F——螺桿所受的軸向力，N；A——螺桿螺紋段的危險截面面積；，mm2;——螺桿螺紋小徑，mm；T——螺桿所受扭矩，N.mm；——螺桿材料的許用應(yīng)力，MPa，見下表3-3。表3-5滑動螺旋副材料的許用應(yīng)力螺旋副材料許用應(yīng)力MPaσστ螺桿鋼σ螺母青銅40~6030~40鑄鐵45~5540鋼1.0~1.20.6可得F=30KN，A=397.6mm，為22.5mm扭矩T為則 （3-10）查機械手冊得知45號鋼的屈服極限為360MPa，所以其的為120MPa。因此可得，滿足強度條件。3.1.5螺桿的穩(wěn)定性計算。螺桿工作時承受的軸向力會有一臨界值約束，若超過該臨界值則會使螺桿產(chǎn)生側(cè)向彎曲而失去穩(wěn)定性。因此正常承受的軸向力必須小于臨界載荷，則螺桿穩(wěn)定性條件須符合如下公式 （3-11）式中：——螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)?！輻U穩(wěn)定性安全系數(shù)。傳力螺旋時，=3.5~5.0；傳導(dǎo)螺旋時，=2.5~4.0；精密螺桿或水平螺桿時，>4.0?！輻U的臨界載荷，N；根據(jù)螺桿的柔度的大小分為不同的計算方法，。是螺桿的長度系數(shù)，見下表；為螺桿的工作長度，mm；螺桿兩旁支承為兩支點間距離；一端螺母支撐為螺母中間到另一支點的距離；i為螺桿危險截面的慣性半徑，mm；而其危險截面面積為時，則。臨界載荷可以用歐拉公式進行計算，即 （3-12）式中：E——螺桿材料的拉壓彈性模量，；——螺桿危險截面的慣性矩，，。表3-6螺桿的長度系數(shù)端部支承情況長度系數(shù)μ兩端固定一端固定，一端不完全固定一端鉸支，一端不完全固定兩端不完全固定兩端鉸支一端固定，一端自由0.500.600.700.751.002.00由上式信息知，本次計算為傳力螺旋，取，本次螺桿為一端固定，一端自由，則由表3-4可得螺桿長度系數(shù)選用，軸向力F為30KN，慣性半徑。本螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計中，要求升距為150mm，為螺母中間到另一端的距離，所以工作長度為mm。當(dāng)<40時，可以不必進行穩(wěn)定性校核，而本次計算，因此需進行穩(wěn)定性校核。而慣性矩所以綜上所述可計算得知（3-13）得出，滿足穩(wěn)定性要求。3.1.6螺母的計算和螺紋牙強度計算由螺桿計算中可得螺母高度H為39mm螺紋工作圈數(shù)為，螺紋工作圈數(shù)不宜超過十圈，符合要求。螺紋牙大多有兩種失效形式，分別為剪切和擠壓破壞，一般螺母材料強度低于螺桿的，因此只需校核螺母螺紋牙的強度。假設(shè)將一圈螺母螺紋沿著大徑展開，則酷似一個懸臂梁，其寬度為πD。在假設(shè)每圈螺紋的平均壓力為F/u，在螺紋中徑所在的圓周面作用，則螺紋牙危險截面的剪切強度條件為 （3-14）螺紋牙危險截面的彎曲強度條件為 （3-15）式中：b——螺紋牙根部的厚度，mm。矩形螺紋時，；梯形螺紋時，；30o鋸形齒螺紋時，，P是螺紋螺距。L——彎曲力臂，mm。有?！菽覆牧系脑S用切應(yīng)力，MPa，見上表。——螺母材料的許用彎曲應(yīng)力，MPa，見上表。已知表中數(shù)據(jù)可得，取30~40，取40~60，螺紋牙根部厚度b為3.25mm，彎曲力臂l為1.25mm，所以剪切強度為 （3-16）彎曲強度為 （3-17）計算得出，，因此螺紋牙強度要求滿足。3.2錐齒輪設(shè)計及強度計算3.2.1按齒面接觸疲勞強度設(shè)計錐齒輪通常為采用大端錐齒輪參數(shù)進行計算，之后通過查機械設(shè)計中的標準公式來計算小端齒輪參數(shù)。此時的壓力角取為20o，錐齒輪精度標準共分為12個精度等級，在此選用7級精度。材料通過機械設(shè)計表10-1選取，其中小齒輪選為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS；大齒輪選為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。假定齒輪齒數(shù)比為1.38，小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取整18。1）計算小齒輪分度圓直徑，有 （3-18）式中：選。人力轉(zhuǎn)動功率大致為0.15KW轉(zhuǎn)矩公式有選取齒寬系數(shù)查機械設(shè)計圖10-20得區(qū)域系數(shù)查機械設(shè)計表10-5得材料彈性影響系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力。再查圖10-25d得小齒輪接觸疲勞極限為600MPa，大齒輪接觸疲勞極限為550MPa。齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N有以下計算 （3-19）式中：n為轉(zhuǎn)速，r/min；J為齒輪轉(zhuǎn)一圈同一齒面嚙合次數(shù)；為齒輪工作壽命，h。假設(shè)大錐齒輪轉(zhuǎn)速為20r/min，工作壽命一年，則有 （3-20） （3-21）查圖10-23得接觸疲勞壽命系數(shù)為齒輪的許用應(yīng)力為 （3-22）式中：S——疲勞強度安全系數(shù)，取1；——壽命系數(shù)。因此可得 （3-23） （3-24）取上式兩者的最小者為接觸疲勞許用應(yīng)力，即結(jié)合以上參數(shù)可計算小齒輪分度圓直徑為 （3-25）2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑。算出實際載荷系數(shù)前得先得到圓周速度和當(dāng)量齒輪的齒寬系數(shù)。圓周速度v。 （3-26） （3-27）當(dāng)量齒輪的齒寬系數(shù)。 （3-28） （3-29）計算實際載荷系數(shù)。同樣查表10-2得知使用系數(shù)；根據(jù)圓周速度、8級精度（降了一級精度），查圖10-8得動載系數(shù)；錐齒輪精度較低，得齒間載荷分配系數(shù)為；插值法查表10-4得7級精度、小齒輪懸臂時，得齒向載荷分配系數(shù)。因此可計算出實際載荷系數(shù) （3-30）現(xiàn)在可按照實際載荷系數(shù)計算分度圓直徑為 （3-31）相應(yīng)的齒輪模數(shù)為 （3-32）3.2.2按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1）試算模數(shù)直齒錐齒輪經(jīng)常運用在不重要的場合，其精度較低，取，得齒根彎曲疲勞強度條件式為 （3-33）變換公式后可得 （3-34）式中：——彎曲疲勞強度計算的載荷系數(shù)。——齒形系數(shù)，跟齒制、變位系數(shù)、齒數(shù)有關(guān)系，與模數(shù)無關(guān)?！d荷作用于齒頂時的應(yīng)力修正系數(shù)?！獜澢趶姸扔嬎愕闹睾隙认禂?shù)。選取，此時先計算。先得出分錐角和當(dāng)量齒數(shù)分錐角當(dāng)量齒數(shù)查機械設(shè)計圖10-17得齒形系數(shù)；查機械設(shè)計圖10-18得應(yīng)力修正系數(shù)；查機械設(shè)計圖10-24c得小齒輪齒根彎曲疲勞極限為500MPa，大齒輪齒根彎曲疲勞極限為380MPa。查機械設(shè)計圖10-22得彎曲疲勞壽命系數(shù)為。取彎曲疲勞安全系數(shù)S為1,7，來計算許用應(yīng)力如下 （3-35） （3-36）則有 （3-37） （3-38）二者之間取較大者，則此時便可以將數(shù)據(jù)代入模數(shù)公式從而計算出結(jié)果，得 （3-39）2）調(diào)整齒輪模數(shù)。同樣，算出實際載荷數(shù)據(jù)前先得得出圓周速度和齒寬。則有圓周速度v。（3-40）（3-41）齒寬b。 （3-42）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)圓周速度，8級精度，查圖10-8得動載系數(shù)；直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)；插值法查表10-4得，則，則載荷系數(shù)為 將各參數(shù)代入公式可得出模數(shù)為 （3-43）參照齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，選取為2mm，前邊的實際分度圓直徑為100.55mm，可算出小齒輪的齒數(shù)為，取整為50，則大齒輪齒數(shù)為，取為121。3.2.3幾何尺寸計算計算分度圓直徑 （3-44） （3-45）計算分錐角 （3-46）計算齒輪寬度 （3-47）取。綜上述錐齒輪計算得齒數(shù)，模數(shù)為，壓力角為，分錐角分別為，齒寬為。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度計算。根據(jù)計算的參數(shù)可計算出錐齒輪的其他相關(guān)尺寸。齒頂高（3-48）齒根高（3-49）齒頂圓直徑（3-50）齒根圓直徑（3-51）錐距（3-52）齒根角（3-53）頂錐角（3-54）根錐角（3-55）頂隙一般取分度圓齒厚（3-56）當(dāng)量齒數(shù)（3-57）

圖3-1錐齒輪三維圖根據(jù)計算得出的參數(shù)UG建模生成的圖如上。3.3計算大錐齒輪的軸3.3.1軸的材料選擇軸結(jié)構(gòu)有以下滿足的要求：在軸上的零件應(yīng)要方便調(diào)整裝拆；軸上的零件要有準確的定位；軸得有良好的工藝性。此次設(shè)計為階梯軸。幾種軸常用的材料如下表3-5。表3-7常用的幾種軸材料軸的材料Q235A、20Q275、35（1Cr18Ni9Ti）45鋼（調(diào)質(zhì)）40Cr、35SiMn、38SiMnMo、3Cr13MPa15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97硬度HBS217~255241~286217~269217~269≥241抗拉強度極限400~420640735750735835屈服強度極限225355540450590635本次設(shè)計中材料選取為45鋼（調(diào)質(zhì)），具體參數(shù)參照上表。按扭轉(zhuǎn)強度條件計算軸的最小徑，軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為 （3-58）上式中：——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T——軸所受扭矩，Nmm；——軸的抗扭截面系數(shù)，mm3n——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；P——軸傳遞的功率，kW；d——計算截面處軸的直徑，mm；——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa，見表3-5取為30MPa；由上式可計算軸的最小徑為 20.68mm（3-59）當(dāng)軸上設(shè)有鍵槽時，應(yīng)該考慮軸徑的增大對軸強度的影響，具體如下表3-6。表3-8軸徑與鍵槽關(guān)系d>100mm的軸一個鍵槽時兩個鍵槽時軸徑增大3%軸徑增大7%d?100mm的軸一個鍵槽時兩個鍵槽時軸徑增大5%~7%軸徑增大10%~15%3.3.2軸各部位零件的設(shè)計軸上部件應(yīng)有一段螺紋，接著得有一個定位軸肩來安裝大錐齒輪，齒輪和軸需要有一個鍵來連接，接著得裝一個滾動軸承，最后得用一個襯套來讓錐齒輪右側(cè)定位。軸的設(shè)計大致如下圖。EDBAEDBACC圖3-2螺桿草圖軸也便是前面計算的螺桿本身，因此公稱直徑為28mm，即上圖中，加有螺紋，其上有螺母，前邊螺桿計算中可得螺母的高度為39mm，而任務(wù)書中要求升距為150mm，所以有。本是AC段為螺桿螺紋部分，為了加工方便，特地留出一段光桿部分，取，。而取CD段為定位軸肩，是最直接最可靠的方法。根據(jù)機械設(shè)計有相應(yīng)的尺寸規(guī)定來讓零件更能靠緊軸肩從而有非常準確的定位，其為軸肩處的過渡圓角半徑r必須小于與之相配的零件轂孔端部的圓角半徑R或倒角尺寸C。軸和零件上的倒角和圓角尺寸的范圍見下表3-7。定位軸間的高度h一般取（2~3）R或（2~3）C，軸環(huán)的功用與軸肩相同，軸環(huán)寬度為。表3-9零件倒角C與圓角半徑R的推薦值直徑d>6~10>10~18>18~30>30~50>50~80>80~120>120~180C或R0.50.60.81.01.21.62.02.53.0按表中規(guī)格選取C和R均為1.0mm，那軸肩處的過渡圓角半徑則取為0.8mm，即C處。D處圓角半徑為1mm。因此軸肩的高度h取為3mm，則取，。為了美觀取DE段的直徑與螺紋光桿直徑相同，即。DE段上安裝大錐齒輪，根據(jù)其尺寸可得先去長度為10mm，齒輪后得連接一個軸承。由于本軸承主要承受力為軸向力，而且是單向的，根據(jù)機械設(shè)計書中選取為推力球軸承。其特點位：工作時一定得有軸向載荷，軸線與軸承垂直，軸線還要與載荷共線，用來保證鋼球所受載荷的均勻分布。根據(jù)GB/T301-1995單向推力球軸承選擇51411，本次設(shè)計的尺寸為：，襯套也將設(shè)計在軸承內(nèi)與齒輪連接，因此取。而大錐齒輪與軸連接采用鍵連接。在此的鍵主要是讓軸與大錐齒輪固定即可，則選取廣泛應(yīng)用的普通平鍵，其結(jié)構(gòu)簡單、裝拆方便、對中性好。平鍵又分為三種結(jié)構(gòu)，分別為圓頭、平頭、單圓頭。圓頭缺點太嚴重，鍵槽端部應(yīng)力集中過大；平頭剛好避免這些缺點，但是尺寸大時得采用緊定螺釘固定；單圓頭則常用于軸端與轂類零件的連接，在此選用平頭連接。普通平鍵的尺寸也有國標，如下表3-8。表3-10普通平鍵的主要尺寸（摘自GB/T1096—2003）軸的直徑d6~8＞8~10＞17~22＞22~30＞30~38鍵寬b×鍵高h2×23×36×68×710×8鍵的長度系列l(wèi)6、8、10、12、14、16、18、20、22、25、28……根據(jù)上表選取鍵的尺寸為，長度根據(jù)輪轂長度而定，因此選48mm。大錐齒輪的軸計算完與開始計算的最小軸徑作對比均符合。圖3-3螺桿三維實體圖3.3.3計算軸承的壽命把壽命計算為以小時為單位比較合算，因此軸承基本額定壽命為 （3-60）式中：——為指數(shù)。當(dāng)為球軸承時，；滾子軸承時；n——為轉(zhuǎn)速，前文得知是20r/min；P——為載荷，是30kN；C——為基本額定動載荷，查GB/T301-1995知知道參數(shù)后可得 （3-61）可跟推薦值作比較，如下表3-9。表3-11推薦的軸承預(yù)期計算壽命機器類型預(yù)期計算壽命-h不常用的儀器設(shè)備300~3000短期或間斷使用的機械使用不當(dāng)引起嚴重后果3000~8000每日工作八小時的機械或二十四小時連續(xù)工作的機械12000以上本次設(shè)計的螺旋千斤頂明顯是不常用的，則，符合要求。3.4計算小錐齒輪的軸3.4.1軸材料的選取本軸決定直接設(shè)計在小錐齒輪上，材料選取為和大錐齒輪的軸材料一樣，都是45鋼（調(diào)質(zhì)），具體參數(shù)參照表3-5。同樣得按扭轉(zhuǎn)強度條件計算出軸的最小徑，則有 （3-62）軸上尺寸可以根據(jù)最小徑來選取。3.4.2軸結(jié)構(gòu)設(shè)計小錐齒輪后安裝一個襯套。然后留有位置安裝棘輪，在棘輪兩側(cè)得留出安裝把手的位置，具體可參看下草圖。CBDACBDA圖3-4小錐齒輪軸草圖小錐齒輪參數(shù)在前文已經(jīng)計算得出。AB段設(shè)計長為，。BC段是要安裝棘輪，設(shè)計BC段長為10mm，為了便于棘輪傳動，該段的軸截面設(shè)計為六邊形。CD段設(shè)計直徑為，長為。BC段的兩側(cè)預(yù)留10mm的位置留給手柄安裝，在錐齒輪與棘輪之間裸露出軸的部分設(shè)計一個襯套起到保護軸的作用。襯套長為32mm，厚度為3mm。圖3-4小錐齒輪軸三維實體圖3.5棘輪的設(shè)計本次設(shè)計的棘輪是需要不同轉(zhuǎn)向的，齒形也設(shè)計為矩形，棘爪設(shè)計為可翻轉(zhuǎn)的，具體是提起來翻轉(zhuǎn)個180o來改變棘輪轉(zhuǎn)向。根據(jù)機械設(shè)計中的齒數(shù)選在6~30中，在此選齒數(shù)為10，棘輪材料參數(shù)如下表所示。表3-12棘輪材料的參數(shù)棘輪材料HT150ZQ310-57045鋼20Cr40Cr齒寬系數(shù)1.5~6.01.5~4.01~31~31~3許用彎曲應(yīng)力MPa308012080100材料選取為45鋼。根據(jù)棘輪的強度計算取模數(shù)，有 （3-63）上式中：k——系數(shù)，取為1.75；——棘輪軸（小錐齒輪軸）所受扭矩；z——棘輪齒數(shù)；b——齒寬；將數(shù)據(jù)代入可得，根據(jù)棘輪的幾何尺寸計算表取m為2,5。表3-13棘輪棘爪尺寸計算模數(shù)m1.522.5棘輪周節(jié)齒高h齒頂弦厚a齒根圓角半徑r齒面傾斜角輪寬b工作面邊長h4.716.287.851.51.820.510o~15o（1~4）m455棘爪非工作面邊長h爪尖圓角半徑r棘爪長度L0.8模數(shù)3以下按結(jié)構(gòu)確定棘輪參數(shù),：周節(jié)p為7.85mm，齒高h為2.5mm，齒根圓角半徑r為0.5mm，輪寬b為（1~4）m，取為10mm。棘爪參數(shù)：工作面邊長為5mm，爪尖圓角半徑為0.8mm，棘爪長度L按結(jié)構(gòu)確定，取為30mm。圖3-5棘輪棘爪三維圖3.6手柄的設(shè)計材料選用為鑄鐵，結(jié)合棘輪棘爪的尺寸設(shè)計為如下圖所示。把棘輪套在中間，其上也有一個放棘爪用來180o轉(zhuǎn)向調(diào)整千斤頂升降的位置，用圓柱銷來固定位置。其右可插入長棍起到杠桿的作用來工作千斤頂。圖3-6手柄三維圖3.7底座的設(shè)計材料選取為鑄鋼，其綜合力學(xué)性能高，多用于強度高、形狀不太復(fù)雜的基座的鑄造。根據(jù)大錐齒輪和推力球軸承尺寸來設(shè)計。圖3-7底座三維圖3.8升降套筒的設(shè)計材料選取為45鋼。升降套筒與螺母連接而依靠螺旋傳動產(chǎn)生上升下降的推力，螺母如圖所示。圖3-8螺母三維圖升降套筒上安裝有導(dǎo)向塊，與殼體連接固定，主要就是為了防止升降套筒旋動引起支承不穩(wěn)，如下圖。圖3-9升降套筒三維圖3.9殼體的設(shè)計材料選用為鑄鐵，其多用于固定式機器，尤其為結(jié)構(gòu)復(fù)雜、剛度要求高的場合。先整體將殼體設(shè)計出，然后根據(jù)小錐齒輪的尺寸在殼上開口而使得整體變得美觀。圖3-10殼體三維圖3.10頂蓋的設(shè)計頂蓋是直接與稱重物接觸，材料選取為鑄鋼，其綜合性能好。表面設(shè)計為螺紋樣增大摩擦力。下端與升降套筒用開槽錐端緊定螺釘連接。圖3-11頂蓋三維圖通過以上的設(shè)計完成螺旋千斤頂?shù)脑O(shè)計，整體圖如下所示。圖3-12螺旋千斤頂三維圖3.11所用的標準件標準件采用了螺釘和圓柱銷，具體如下表。表3-14標準件尺寸名稱尺寸開槽錐端緊定螺釘M3×4開槽沉頭螺釘M5×12M3×6M3×8圓柱銷開口銷3×12×23×222.9×363.12三維仿真UG運動仿真可對三維機構(gòu)進行運動學(xué)分析和靜力分析。運動仿真之所以能創(chuàng)建不同的仿真，是因為它的模塊和主模型分開保存，因此主模型不受任何影響。本次設(shè)計我用UG建模將螺旋千斤頂零部件設(shè)計完成并成功裝配，然后在三維模型中直接點擊運動仿真進行運動學(xué)分析，基本流程便是選定連桿、設(shè)計運動副、設(shè)計螺桿螺母螺紋的耦合副，最后得出結(jié)果。圖3-13仿真導(dǎo)航器連桿1為手柄和小錐齒輪；連桿2為大錐齒輪、軸承和螺桿；連桿3為升降套筒、螺母和頂蓋。運動副為連桿1設(shè)為旋轉(zhuǎn)副，給一恒定初速度；連桿2設(shè)為旋轉(zhuǎn)副；連桿3設(shè)為滑動副和螺旋副；連桿1和連桿2的旋轉(zhuǎn)副還得設(shè)為耦合副，至此全部設(shè)完可直接求解得出結(jié)果，如下圖所示。圖3-14仿真運動圖

4有限元分析有限元分析簡單來說就是將復(fù)雜問題用簡單問題代替來求解。分析問題便是將這個問題最后求解分成很多個有限單元，再對每個單元給一個合適的近似解，然后推導(dǎo)求解這個最后解的滿足條件，因此可得出問題的解。當(dāng)然這個求解過程并不具有準確性，因為只是簡單問題代替的實際問題。由于很多實際問題的確難以得到準確解，而有限元的出現(xiàn)，有計算精度高，能適應(yīng)各種復(fù)雜形狀的優(yōu)點，便成了很有效的工程分析手段。本次設(shè)計一個小型螺旋千斤頂，前提條件有軸向力施加30kN的力，而設(shè)計的螺桿為主要承重件，因此為了確定螺桿是否設(shè)計合理而進行有限元分析，通過分析可得到螺桿的最大應(yīng)力和位移，最后分析驗證設(shè)計螺桿的合理性。運用UG建模，依然使用UG進行有限元分析，分析流程有選定模型、指派材料、劃分網(wǎng)格、添加邊界條件（包括夾具設(shè)置和載荷設(shè)置）、結(jié)果分析。4.1選定模型運用UG已對計算后的螺桿進行三維建模，如下圖所示。圖4-1螺桿三維圖4.2指派材料螺桿計算出已經(jīng)選定材料為45鋼，靜力分析相關(guān)的參數(shù)如下表。表4-145鋼材料屬性與參數(shù)屬性數(shù)值質(zhì)量密度（kg-m3）7890泊松比0.269彈性模量（N-m2）2.06×1011屈服強度（Mpa）355如下為自定義材料圖。圖4-2指派材料4.3劃分網(wǎng)格選用3D四面體網(wǎng)格進行劃分，網(wǎng)格大小為4.93mm，如下圖所示。圖4-3劃分網(wǎng)格4.4添加邊界條件這步對螺桿施加固定約束和載荷設(shè)置。根據(jù)運動情況，將螺桿底部圓柱面設(shè)為固定約束，螺桿頂部螺紋面施加軸向力30kN載荷，如下圖所