整理简单千斤顶设计说明书.docx
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整理简单千斤顶设计说明书
第一章设计题目及材料选择……………………………..…………………………2
1.1设计题目…………………………………………………………………….2
1.2设计要求……………………………………………..……………………...2
1.3主要零件的常用材料………………………...………..…………………....2
1.4千斤顶结构示意图……………………………………….………………….2
第二章主要零件受力分析………………………………………………..……..….3
第三章螺杆的设计计算…………………………………………..…………..…….3
3.1螺杆牙型选择………………………………………..……………………..3
3.2按抗压,扭强度计算螺纹直径………………………………..…………..3
3.3精确校核螺旋强度………………………………………………..………..4
3.4按耐磨性初步计算螺母高度………………………………………..……..4
3.5稳定性校核……………………………………………………………..…..5
3.6自锁性校核………………………………………………………………....5
第四章螺母的设计计算……………………………………………..……………..6
4.1根据螺旋的螺纹直径查的螺母大径…………………………..…………..6
4.2校核螺纹牙强度……………………………………………..……………..6
4.3螺母凸缘强度校核………………………………………………..………..7
4.4螺母尺寸……………………………………………………………………7
第五章托杯的设计与计算…………………………………………………………8
第六章手柄设计与计算…………………………..….……………………….....…8
6.1力矩分析……………………..………………..……….…………..……….8
6.2手柄直径dh……………………………………………………………..….9
6.3手柄长度Lp…………………………………………….…………………..9
第七章底座设计………………………………………………………………….…9
第八章轴承选取……………………………………………………………………10
第一章设计题目及材料选择
1.1设计题目
设计简单千斤顶的螺杆和螺母级其他结构的主要尺寸。
起重量为6.6t(约66000N),起重高度为180mm,间歇工作,可用于比较狭窄的工作场合。
1.2设计要求
螺旋千斤顶是用人力转动手柄来举升重物的机械,它应有以下几个要求:
a.能满足将5.5t重物举起180mm的功能,并能平稳的下降且具有足够的使用寿命。
b.在上升及下降过程中,可以停在任意位置而不自行下滑。
c.人手推力不可以过大,防止人产生过度疲劳。
d.千斤顶的支承面与重物之间不能有相对滑动,千斤顶与地面有足够的接触面积。
e.除以上要求外,还应保证工作可靠,操作安全,加工经济等。
1.3主要零件的常用材料
螺杆:
45
螺母:
ZQSn10-1
底座:
HT150
托杯:
Q235
手柄:
A3
1.4千斤顶结构示意图
第二章主要零件受力分析
图1和图2分别表示螺杆和螺母的受力情况。
螺杆除受压力Q外,还受转矩,即螺母的摩擦力矩T1和推力轴承的摩擦力矩T2。
其中T2由以下公式求得
(1)
其中:
μ——滚动轴承的摩擦系数,对单向推力轴承μ=0.0013~0.0020
d——轴承内径,mm
F——轴承负荷,对推力轴承是轴向负荷,N
由图可知,工作时,螺杆上的螺纹部分承受转矩T1和压力Q与螺母上相同
第三章螺杆的设计计算
3.1螺杆牙型选择
考虑到螺旋千斤顶要求在上升及下降过程中,可以停在任意位置而不自行下滑(即有自锁能力),又要使结构简单,故采用滑动螺旋,并选用梯形螺纹,牙型角α=30°,梯形螺纹内外螺纹以锥面相结合,不易松动,牙形可按照GB5796.1—86的规定。
3.2按抗压,扭强度计算螺纹直径
其中
,安全系数S=4,材料屈服极限
则许用应力
则小径:
则按照梯形螺纹国家标准
选用T42×6-2。
其大径d=42mm,螺距t=6mm,
小径d1=35mm,中径d2=39mm,工作高度h=3mm,螺纹高度h1=3.5mm,β=15°,
查阅有关技术手册知:
螺杆退刀槽直径
;
退刀槽宽度b’=7.5mm
3.3精确校核螺旋强度
螺杆工作时承受轴向压力F和扭矩T的作用。
螺杆危险截面上既有压缩应力;又有切应力。
根据第四强度理论求出危险截面的计算应力
,其强度条件为:
其中:
T为螺杆所受的扭矩;
A为螺杆螺纹段的危险截面面积;
为螺杆螺纹段的抗扭截面系数;
[σ]为螺杆材料的许用应力;
螺旋升角
摩擦系数f=0.08~0.1,取f=0.1
当量摩擦角
则摩擦力矩:
因此合成应力:
因此满足强度要求
3.4按耐磨性初步计算螺母高度
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应力p,使其小于材料的许用压应力[p]。
假设作用于螺杆的轴向力为Qmax(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(
),螺纹中径为d2(
),螺纹工作高度为h(
),螺纹螺距为t(
),螺母高度为H’(
),螺纹工件圈数为u=h/t。
则螺纹工作面上的耐磨性条件为:
螺母材料:
ZQSn10-1
取螺母螺纹工作表面的许用压力[p]=18MP
则螺母的螺纹圈数为:
取u=10,符合螺母螺纹工作圈数不宜超过10圈的要求
螺母高度:
H’=ut=10×6=60mm
3.5稳定性校核
对于长径比大的受压螺杆,当轴向压力Qmax大于某一临界值时,螺杆就会突然发生侧向弯曲而丧失其稳定性。
因此,在正常情况下,螺杆承受的轴向力Qmax必须小于临界载荷Qcr,则螺杆的稳定性条件为:
式中:
n——螺杆稳定性的计算安全系数;
nst——螺杆稳定性安全系数,对于传力螺旋(如起重螺杆等),
=3.5~5.0;
Qcr——螺杆的临界载荷;
螺杆柔度:
μ为螺杆的长度系数,设计时取μ=2
L为螺杆的工作长度,等于螺母中部到托杯支承面的距离,初步作图L=281mm
i为危险截面的惯性半径,
则
由于λ1=86,λ2=43.2。
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材料力学第303页
则λ2<λ<λ1,所以要采用经验公式
则
,故满足稳定性要求。
3.6自锁性校核
螺旋升角φ=2.8°
当量摩擦角ρv=5.911°>φ+1°
校核结果:
自锁性可靠
第四章螺母的设计计算
4.1根据螺杆的螺纹直径查的螺母大径
根据螺杆的螺纹直径查得:
螺母大径d’=d+1=43mm
螺母小径d1=d-6=36mm
旋合间隙c=h1-h=3.5-3=0.5mm
凸缘高度a=H’/3=60/3=20mm
4.2校核螺纹牙强度
螺母失效形式有,螺纹牙磨损,牙根部弯曲折断或者被剪切,螺母悬置部分被拉扭断。
a.螺纹牙剪切强度校核
螺母材料:
ZQSn10-1,其的许用剪切强度[τ]=35MPa
螺纹牙根厚度:
b=0.65t=0.65×6=3.9mm
剪切应力:
因此,螺纹牙根剪切强度校核安全
b.螺纹牙根弯曲强度校核
螺母材料:
ZQSn10-1,其的许用弯曲强度[σ]b=50MPa
弯曲应力:
式中:
b——螺纹牙根部的厚度
——弯曲力臂,
则弯曲应力:
因此螺纹牙弯曲强度校核结果是安全的
c.螺母体拉扭强度校核
许用抗拉应力[σ]=0.83[σ]b=0.83×50=41.5MPa
则
即
取D=68mm
D1=(1.3~1.4)D=(1.3~1.4)×68=88.4~95.2mm
取D1=90mm
4.3螺母凸缘强度校核
螺母凸缘失效形式:
螺母凸缘支承表面被挤压,凸缘根部弯曲或剪断
a.挤压强度校核
[
]p=(1.5~1.7_[σ]b=(1.5~1.7)×50=75~85MPa
所以挤压强度校核:
安全
b.剪切强度校核
[τ]=35MPa
剪切强度校核:
安全
c.弯曲强度校核
弯曲强度校核:
安全
4.4螺母尺寸
参照上面螺母剖面图
D1=90mm,D=68mm,a=20mm,H’=60mm,d1=36mm,d’=43mm
第五章托杯的设计与计算
托杯用来承托重物,选用用Q235钢模锻制成。
为了使其与重物接触良好和防止与重物之间出现相对滑动,在托杯上表面制有切口的沟纹;为了防止托杯从螺杆端部脱落,在螺杆上端应装有挡板。
其经验设计结构尺寸见图5,具体设计计算尺寸如下:
D10=104mm,D11=25mm,D12=D13-4=78-4=74mm,D14=52mm
当螺杆转动时,托杯和重物都不作相对转动,在设计千斤顶时,要在托杯下面安装一个推力轴承。
a.挤压强度校核
[p]——许用压强,应取托杯与螺杆材料[p]的小者。
则[p]=55MPa
故满足挤压强度要求。
b.剪切强度校核
[τ]——许用剪切强度,[τ]=188MPa
故满足剪切强度要求
第六章手柄设计与计算
6.1力矩分析
手柄材料为A3
螺纹摩擦力矩
选用推力轴承:
滚动轴承51305GB/T301-1995
其内径为
,取μ=0.002
则
,故T2可以忽略不记
则转矩
6.2手柄直径dh
计算时手柄所受的最大转矩M近似等于T,
取许用弯曲应力
由
得
取
6.3手柄长度Lp
防止人产生过度疲劳,人手推力不可以过大,一般取150~200N,这里计算时取175N
则
,则取
手柄计算长度lp是螺杆中心到人手施力点的距离,考虑螺杆头部尺寸及工人握手距离,手柄实际长度还应加上
+(50~150)mm。
手柄的实际尺寸
,手柄实际长度不应超过千斤顶,使用时手柄应可拆卸。
第七章底座设计
底座材料常用铸铁(HT150)(图6),铸件的壁厚δ不应小于8~12mm,取为10mm,为了增加底座的稳定性,底部尺寸应大些,因此将其外形制成1∶10的斜度。
(2)建设项目周围环境的现状。
图中H1=L’+(14~28)mm
D6=D+(5~10)mm
D7=D6+
其中L’为千斤顶起重最大高度
1.规划环境影响评价的技术依据具体数值为:
疾病成本法和人力资本法将环境污染引起人体健康的经济损失分为直接经济损失和间接经济损失两部分。
直接经济损失有:
预防和医疗费用、死亡丧葬费;间接经济损失有:
影响劳动工时造成的损失(包括病人和非医务人员护理、陪住费)。
这种方法一般通常用在对环境有明显毒害作用的特大型项目。
H1=200mm;
D6=75mm;
(一)规划环境影响评价的适用范围和责任主体
疾病成本法和人力资本法是用于估算环境变化造成的健康损失成本的主要方法,或者说是通过评价反映在人体健康上的环境价值的方法。
由
,
一、环境影响评价的发展与管理体系、相关法律法规体系和技术导则的应用式中:
[σ]p——底座下枕垫物的许用挤压应力,
(7)环境影响评价的结论。
一般木材[σ]p=2~4MPa。
疾病成本法和人力资本法将环境污染引起人体健康的经济损失分为直接经济损失和间接经济损失两部分。
直接经济损失有:
预防和医疗费用、死亡丧葬费;间接经济损失有:
影响劳动工时造成的损失(包括病人和非医务人员护理、陪住费)。
这种方法一般通常用在对环境有明显毒害作用的特大型项目。
得
表一:
项目基本情况;取D8=200mm
第八章轴承选取
失效形式:
滚动体与地权接触点处的变形超过滚珠直径的万分之一
专项规划中的指导性规划 环境影响篇章或说明选取滚动轴承51305
额定静载荷:
C0=61.4KN
安全系数S=C0/Qmax=61.4/66=0.93
要求S介于0.8~1.2,所以安全
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