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螺旋千斤顶设计.rar

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    编号:20180802233204507    类型:共享资源    大小:4.84MB    格式:RAR    上传时间:2018-08-02
      
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    螺旋 千斤顶 设计
    资源描述:
    1计 算 与 说 明 结 果(一) 螺杆的设计计算1.确定螺纹直径螺杆工作时,同时受到压力和转矩的作用。因此它的计算可近似按螺栓联接的计算公式求得螺纹小径,即14.3Fd许用应力 (5)s由手册 ,25P2231,530sBNmNm26()()s取 80Mpa则 314.651.68dm选梯形螺纹 8Tr螺纹大径 , 419Dd螺纹中径 28d螺纹小径 93m1 1840dm螺距 8pm螺纹根部厚度 10.64.5.072tp螺纹工作高度 mh=58较核螺杆强度螺纹力矩 21tan()vdTF螺纹升角 218rcarctn()3.14p查手册 P6 表 1-10 (钢与铸铁的滑动摩擦系数无润滑)0.8当量摩擦角 0.arctnarct0.5osos1v 3 51 450(.1.5)3.2T Nm:80Mpa48dm23918p15.072tmh=49D13.10.5v2计 算 与 说 明 结 果按第四强度理论较核,压——扭组合校核 221314[]0.caTFdd225365.074.96[]809ca Mpapa满足要求。图 1-1 螺杆受力图2.自锁性验算自锁条件 v其中 3.1故 ,可用,且 ,可靠v '4303.螺杆结构(见图 1-2)螺杆上端直径 (1.79)(1.79)481.692dm2D取 85m2手柄孔径 (0.5)kpd式中: 3p则 (.1).36k m取 6dm74.96caMp满足螺杆强度要求。85m2D36kdm3计 算 与 说 明 结 果,取'(0.67)(0.67)482.36ddm'30d退刀槽直径 1.59(0.5)8.5c取 38.cm退刀槽宽度 b=p.82螺杆膨大部分长度 'l(146)d=(.1)48=67.2m取 '70lm,取12(3)()7hm1h螺杆长度 ''124064llh=H+4.稳定性计算细长的螺杆工作时受到较大的轴向压力,螺杆可能失稳,为此按下式演算螺杆的稳定性。 2.540crF式中, 为螺杆的临界压力。 。弹性模量cr2()crEIFL52.01Mpa。44541391.06dI m5(.46)Hpd,取 。2058(.6)837.26.8350Lm由 ,为固定支承, (一端固定,'2140ldH2一端自由) 25552...710(3)crFN,螺杆可以稳定工作。534.7106.2.cr '30dm8.6cb=12'70lm16h4l=52.01EMpa54.Im30L254.710crFN3r4图 1-2 螺杆简图计 算 与 说 明 结 果6(二) 螺母的设计计算螺母的材料选用 HT3001. 确定螺纹旋合圈数 z根据耐磨性旋合圈数 z,即'2[]FPppdhH2[]Fdhp65,1Nm10查 书 本 表 37.844z螺母实际圈数 '1.5.930,'85zz取 则螺母旋合长度 '10Hpm: 校核螺母的高径比 4.22='d, ,不能满足要求。故要重6.5120查 书 本 P表 53.兼 做 支 承 的 螺 母新确定螺母的高度。 ,则3.取 2'410.8Hdm取 '4Hm紧定螺钉选择参照手册 P452. 校核螺母的螺牙强度(1) 剪切强度126.p查 书 本 表 2[]40N3221519.8[]409.7mNmDtz F故满足要求。(2) 弯曲强度 213[]bbhtz式中 m=46.12查 书 本 p表 2[]45bNm'10z'8Hm'140Hm2[]40Nm,9.8[]满足剪切强度要求 2[]45bNm7计 算 与 说 明32265104.[]9.78.b bNm故满足要求3. 螺母其它结构尺寸螺母外径取D=(1.68)(.1)49=78.2'80Dm螺母凸缘厚度取'1(.34)(.3)0116螺母 凸 缘 厚 度取8026.73m'Ha=25a4. 螺母外径和凸缘强度的计算及螺母悬置部分拉——扭组合校核(1) '2(1.)[]4FD式中:螺母的许用拉应力 []0.83[]b螺母材料的许用弯曲应力 ,b6.12见 书 本 P表 2[]45bNm[]0.83[].457.45b Mpa3'22(1.)(1.)08944FD.869[]Mpa安全。(2) 凸缘与底座接触部分的挤压强度计算 2'1[]()4ppFD[].57[](.517)(45)67.935pb Mpa3260.1(8)4p Mpa结 果23.[]bbNm满足弯曲强度要求。 '80Dm1625am2[]45bNm37..6Mpa24.869[]pa故安全[]67.593pMpa8计 算 与 说 明 结 果,安全[]p螺母上固定螺钉用 GB/T 71 M12(3) 凸缘根部的弯曲强度计算 '1'2.5()[]bbFDa32.60(8)16.5b Mpa,安全。[]b图 1-3 螺母简图(三) 托杯的设计计算1.验算接触面间的压力强度:螺旋千斤顶起重时,因托杯底与螺杆接触面间相对滑动,所以要验算接触面间的压力强度, 245[]1()FppD直径 28(24)831m48m取直径 '5(1)30()Dd3取则 322245614.1()(8)Fp Nm(托杯材料 Q235), ,故安全2[]8Nm[]p[]p故安全482Dm531Dm24.pN,故安全[]9计 算 与 说 明 结 果2.托杯的外口径3(2.45)(2.45)81.20Ddm18m取图 1-4 托杯简图(四) 手柄的设计计算1. 选材:手柄的材料选取 Q2352. 手柄长度 1)作用于手柄上的力矩 ,从而可得12TP=KL2PTLK2)K 为搬动手柄的臂力,起取值为 ,取50N:K=203)螺纹力矩 21tan()3.1vdFm:摩擦力矩 3245()(8)0.76514TD1.80Nm:2rF4532(),1mCD:( p为 常 数 )( =)4)手柄长度 55123.10.2840PTLmK5m取5)手柄的实际长度318DmK=20N513.Tm:52.80N150PLm10计 算 与 说 明 结 果285(501)0(10)2PDL19.6.m:取 =83.手柄直径按弯曲强度设计则3[]0.1PKLbbd30.1[]PKLb2[]Nm34534.20.1mP取 d图 1-5 手柄简图(五) 底座的设计计算底座材料选用 HT150,铸铁壁厚 ,底座外形制成 1:5 的锥度,10m其主要结构尺寸如下:(任务书)240Hm高度 '1(148)24(8)398取 15'6(0)(510)89Dm9m取mL=8035mPd240Hm139560Dm11计 算 与 说 明 结 果'7611()90(35402)155DHam0m取按挤压强度计算 8274[]PFD8取 .5Mpa3246104.5.m82m取 D图 1-6 底座简图(六) 千斤顶的效率计算32651082045.170.3pFkL可满足自锁条件的要求。7150Dm240m8D0.17
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