千斤顶设计计算说明书

千斤顶设计计算说明书（精选6篇）

篇1：千斤顶设计计算说明书

哈尔滨工业大学

机械设计作业设计计算说明书

题目：设计螺旋起重器（千斤顶）系别： 班号： 姓名：

日期：2014.10.12

哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书

题 目：设计螺旋起重器

设计原始数据： 起重量：FQ=30KN 最大起重高度：H=180mm

目 录

1.选择螺杆、螺母的材料·······································3 2.耐磨性计算··················································3 3.螺杆强度校核················································4 4.螺母螺纹牙的强度校核······································4 5.自锁条件校核················································5 6.螺杆的稳定性校核···········································5 7.螺母外径及凸缘设计·········································6 8.手柄设计····················································6 9.底座设计····················································7 10.其他零件设计··············································8 11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图·························8 12.参考文献···················································8

1.选择螺杆、螺母的材料

考虑到螺杆承受重载，需要有足够的强度，因此选用45钢，需要调质处理。由参考文献[3]表10.2查得45钢的抗拉强度σb=600MPa，屈服强度

σs=355MPa。

螺母是在重载低速的工况下使用的，并且要求与螺杆材料配合时的摩擦系数小、耐磨，因此，螺母的材料选择铸造铝青铜ZCuAl10Fe3。

2.耐磨性计算

螺杆选用45钢，螺母选用铸造铝青铜ZCuAl10Fe3，由参考文献[1]表5.8查得，钢对青铜的许用压强[p]=18~25MPa，由表5.8注释查得，人力驱动时，[p]值可提高约20%，即[p]=21.6~30MPa,取[p]=25MPa。由参考文献[1]表5.8查得，对于整体式螺母，系数ψ=1.2~2.5，取ψ=2.5。

按照耐磨性条件设计螺杆螺纹中径d2，选用梯形螺纹，则螺纹的耐磨性条件为

ps=

FQpd2hH≤[p]

H以消去H，得 d2计算螺纹中径d2时，引入系数ψ=

FQp

d2≥0.8h[p]FQ

对于梯形螺纹，h=0.5p，则

d2≥0.8[p]=0.830000=19.6mm 225以上三式中，FQ—螺旋的轴向载荷，N；

p —螺距，mm；

d2—螺纹中径，mm；

h —螺纹工作高度，mm；

H—螺母旋合高度，mm；

ps—螺纹工作面上的压强，MPa；

[p]—许用压强，MPa。

根据螺纹中径d2的取值范围，由文献[3]表11.5查得，取螺杆的公称直径d=32mm，螺距p=6mm，中径d2=29mm，小径d1=25mm，内螺纹大径D4=33mm。

说明：此处如果选择螺杆的公称直径d=24mm，螺距p=3mm，中径d2=22.5mm，小径d1=20.5mm，内螺纹大径D4=24.5mm，螺杆的强度校核不满足要求。

3.螺杆强度校核

螺杆的断面承受轴向载荷FQ和螺纹副摩擦转矩T1。根据第四强度理论，螺杆危险截面的强度理论为

4FQ16T1≤ [σ]

σ=

d23d311式中：FQ—轴向载荷，N；

d1—螺纹小径，mm；

T1—螺纹副摩擦力矩，N·mm，T1=FQtan(ψ+ρ’）

d2； 22

2[σ]—螺杆材料强度的许用应力，MPa，[σ]=

s。3~5查参考文献[1]表5.10，钢对青铜的当量摩擦系数f ‘=0.08~0.10,取 f ‘=0.09，则螺纹副当量摩擦角ρ’=arctan f ‘=arctan0.09=5.1427°。

ψ为螺纹升角，ψ=arctan

16np=arctan=3.7679°。

29d2把已知的数据带入T1的计算公式中，则得

T1=30000tan(3.7679°+5.1427°)=68201N·mm

2代入强度计算公式，则

43000016682013

σ==72.2MPa 23252522由参考文献[1]表5.9可以查得螺杆材料的许用应力[σ]=

s，3~5σs=355MPa，[σ]=71~118MPa,取[σ]=95MPa。

显然，σ≤[σ]，螺杆满足强度条件。4.螺母螺纹牙的强度校核 由系数ψ=

H可求得螺母的旋合高度H=ψ×d2=2×29=58mm。d2螺母螺纹牙根部的剪切强度条件为

τ=

FQZD4b≤[τ]

式中：FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p64

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

30000

τ==7.4MPa

10333.9查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用剪切应力[τ]=30~40MPa，显然，τ≤[τ]。

螺纹牙根部的弯曲强度条件为

σb=

3FQlZD4b2≤[σb]

式中：l—弯曲力臂，l=

D4d23329==2mm；

FQ—轴向载荷，N；

D4—螺母螺纹大径，mm；

Z—螺纹旋合圈数，Z=

H58==9.7，取Z=10； p6

b—螺纹牙根部厚度，对于梯形螺纹，b=0.65p=0.65×6=3.9mm。代入数值计算得

3300002

σb==11.4MPa

10333.92查参考文献[1]表5.9得螺母材料的许用弯曲应力[σb]=40~60MPa。显然，σb≤[σb]，由上述计算分析可知，螺母螺纹牙满足强度条件。5.自锁条件校核 由ψ=3.7679°，ρ’=5.1427°，得

ψ≤ρ’ 因此，满足自锁性条件。6.螺杆的稳定性校核 受压螺杆的稳定性条件为

Fc≥2.5~4 FQ式中：Fc—螺杆稳定的临界载荷，N；

FQ—螺杆所受轴向载荷，N。

螺杆的柔度值为

λ=

4l d1式中：l—螺杆的最大工作长度，mm。当螺杆升到最高位置时，取其顶端承受载荷的截面到螺母高度中点的距离作为最大工作高度，则

l=180+

H螺母2+h手柄座+l退刀槽

查参考文献[3]表11.25得，l退刀槽=7.5mm。手柄直径d手柄=24mm(将在手柄设计中给出这一尺寸的计算），由结构尺寸经验公式得

h手柄座=（1.8~2）d手柄=43.2~48mm 取h手柄座=44mm。

代入数值计算得

l=180+29+44+7.5=260.5mm

μ—长度系数，对于千斤顶，可看作一端固定，一端自由，故取μ=2。代入以上数值计算得

λ=

42260.5=83.36

25对于45钢调质（淬火+高温回火），当λ<85时，有

d1490490252 Fc===100648.8 N 410.0002210.000283.36242于是有

Fc100648.8= =3.35≥2.5

30000FQ因此，螺杆满足稳定性条件。

7.螺母外径及凸缘设计

螺母外径由结构尺寸经验公式得

D2 ≈1.5d=1.5×32=48mm 螺母凸缘外径由结构尺寸经验公式得

D3 ≈1.4D2=1.4×48=67mm 螺母凸缘厚度由结构尺寸经验公式得

b=(0.2~0.3)H=(0.2~0.3)×58=11.6~17.4mm 取b=14mm。

8.手柄设计

加在手柄上的力需要克服螺纹副之间相对转动的阻力矩和托杯支撑面之间的摩擦力矩。

设F为加在手柄上的力，取F=200N，L为手柄长度，则

FL=T1+T2

式中：T1—螺纹副之间相对转动的阻力矩，N·mm；

T2—托杯支撑面之间的阻力矩，N·mm。由前述计算可得

T1=68201N·mm

331D2~4D12

T2=fFQ3D2~42D221

式中：D—手柄座直径，mm，由结构尺寸经验公式得

D=(1.6~1.8)d=(1.6~1.8)×32=51.2~57.6mm 取D=52mm；

D1—螺柱与托杯连接处直径，mm，由结构尺寸经验公式得

D1=(0.6~0.8)d=(0.6~0.8)×32=19.2~25.6mm 取D1=22mm。

托杯选用铸铁，手柄选用Q215，摩擦因数f=0.12，则

524222=67200N·mm T2=0.123000035242222233于是有

L=T1T26820167200=≈677mm

200F取L=200mm，加套筒长500mm。

手柄直径

d手柄≥3FL

0.1b查教材可知[σb]=

s1.5~2，查参考文献[3]可知，σs=205MPa,则

[σb]=102.5~136.7MPa，取[σb]=110MPa。

代入数值计算得

d手柄≥3200677=23.1mm

0.1110取手柄直径d手柄=24mm。

9.底座设计

螺杆下落到最低点，再留10~30mm空间，底座铸造拔模斜度1:10，厚度选择8mm。

D5由结构设计确定，则D5=128mm。由结构尺寸经验公式得

D4=1.4D5=1.4×128=179mm 结构确定后，校核底面的挤压应力

σp=

FQD424D52=

3000017947

21282=2.4MPa

底面材料选用HT100，查参考文献[3]表10.3得，当铸件壁厚δ=2.5~10

时，σb≥130MPa，[σp]=(0.4~0.5)σb=(0.4~0.5)×130=52~65MPa。

显然，σp≤[σp]，满足设计要求。

10.其他零件设计

⑴ 螺杆顶部和底部的挡圈及螺钉尺寸设计

螺杆底部必须有一个挡圈，并用螺钉加以固定，以防止螺杆全部从螺母中旋出。托杯在相应的位置也要设置挡圈，以防止托杯与螺杆脱离。

挡圈的直径略大于螺杆外径，所以，顶部挡圈直径取为26mm，底部挡圈直径取为36mm。

根据结构尺寸经验公式得螺钉大径为

d3=(0.25~0.3)D1=(0.25~0.4)×22=5.5~8.8mm 取其直径为M8，根据GB/T 5783—2000确定其他尺寸。

⑵ 紧定螺钉尺寸设计

对于螺母与底座分开的结构，为了防止螺母随螺母转动，必须用紧定螺钉加以固定，紧定螺钉的直径取为M6，根据GB/T71—1985确定其他尺寸。

⑶ 托杯尺寸设计

托杯直径根据结构尺寸设计经验公式得

DT=(2.0~2.5)d=(2.0~2.5)×32=64~80mm 取DT=70mm。

托杯高度根据结构尺寸设计经验公式得 h=(0.8~1)D=(0.8~1)×52=41.6~52mm 取h=42mm。

托杯顶部开槽的槽深和槽宽根据经验公式得

a=6~8mm

t=6~8mm 取a=8mm，t=8mm。

⑷ 倒角、铸造圆角及拔模斜度设计 所有加工表面需要倒角。拔模斜度取为1:10。铸造圆角R=2mm。

11.绘制螺旋起重器（千斤顶）装配图 见附A2图纸。

参考文献

[1] 王黎钦，陈铁鸣.机械设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2008.[2] 张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.北京：高等教育出版社，2009.[3] 王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.4版.哈尔滨：哈尔滨工业大学

出版社，2010.

篇2：千斤顶设计计算说明书

精04 张为昭 2010010591

目录

一、基本结构和使用方法-----------3

二、设计要求---------------------3

三、基本材料选择和尺寸计算-------3

（一）螺纹材料和尺寸---------3

（二）手柄材料和尺寸---------8

（三）底座尺寸---------------9

四、主要部件基本尺寸及材料-------9

五、创新性设计-------------------9

一、基本结构及使用方法

要求设计的螺旋千斤顶主要包括螺纹举升结构、手柄、外壳体、和托举部件几个部分，其基本结构如下图所示：

AA

该螺旋千斤顶的使用方法是：将千斤顶平稳放在木质支承面上，调整千 斤顶托举部件到被托举重物合适的托举作用点，然后插入并双手或单手转动 手柄，即可将重物举起。

二、设计要求

（1）最大起重量：Fmax25kN；（2）最大升距：hmax200mm；（3）可以自锁；

（4）千斤顶工作时，下支承面为木材，其许用挤压应力：[p]3MPa；（5）操作时，人手最大可以提供的操作约为：200N。

三、基本部件材料选择及尺寸计算

（一）螺纹材料和尺寸

考虑到螺旋千斤顶螺纹的传力特性选择的螺纹类型为梯形螺纹。（1）材料选择

千斤顶螺杆的工作场合是：经常运动，受力不太大，转速较低，故材料选用不热处理的45号钢。千斤顶螺母的工作场合是：低速、手动、不重要，故材料选用耐磨铸铁HT200。（2）螺杆尺寸设计

螺旋副受力如下图所示：

1、耐磨性设计

由上图螺旋副的受力分析可知，螺纹传动在旋合接触表面的工作压力为：

pFPF d2hHZd2h其中，轴向载荷：F=25kN。螺纹高：h，由选择螺纹的公称直径确定。

为了方便满足自锁性要求，采用单头螺旋，一般旋合圈数：Z10。

为方便计算，设螺纹参数中间变量：高径比耐磨性的要求是：

p[p]

H。d2其中[p]为满足耐磨性条件时螺纹副的许用压力。对于钢-铸铁螺纹螺母材料，由于千斤顶的工作速度较低，可认为滑动速度不大于3m/s。千斤顶中螺母为整体结构，螺母磨损后不能调整，但螺母兼作支承作用，故设计时可先认为 f=2.5，则可取此时的许用压力[p]为17MPa。

由螺旋副接触表面压力公式及耐磨性公式得到耐磨性设计公式：

d2FP h[p]对梯形螺纹，h0.5，代入上式求得： Pd2³19.352mm

查国标选梯形螺纹为公称直径d为Tr36，导程P为10mm，中径d2=31mm满足要求。代入高径比计算公式：

f=HZP==2.5 d2d2求得实际旋和圈数Z=7.75。

故暂定螺纹尺寸是公称直径d为Tr36，导程P为10mm，旋合 圈数Z=7.75。

2、强度设计

已知最大载荷为25kN，则在载荷最大时，螺杆受到扭矩：

dTmax=Fmax2tan(g+rn)

2其中螺纹中径：d2=31mm； 螺纹升角：g=arctannP»5.863°； pd2当量摩擦角：rn=arctanfn； 当量摩擦系数：fn=fcosa。

2由于螺杆－螺母为钢－铸铁材料，考虑到千斤顶既有稳定自锁，又有上升运动过程，故取摩擦系数f=0.14。又由于采用梯形螺纹，故牙型角a=30°。

联立以上各式解得螺杆受到的最大扭矩：

Tmax»97.408N×m

已知小径：d1=25mm，则由第四强度理论，危险截面应力：

sca=(4Fmax2Tmax2)+3()»74.220MPa 23pd10.2d1 已知45号钢屈服强度为355MPa，载荷稳定故取许用当量应

力：

[s]=ss4=88.75MPa

则有：sca<[s]，即已选定螺纹可以达到强度条件。

3、自锁性设计

千斤顶由于其用途，要求具有自锁功能。由于自锁是针对停止状态所说，故摩擦系数f可取较大值0.14，由强度设计中的计算结果，此时当量摩擦角：rn»8.247°大于螺旋升角：g=arctan

nP»5.863°，所以自锁性条件可以满足。pd25

4、稳定性设计

稳定性条件：

Sc=Fcr³[S] Fmax由于千斤顶为传力螺旋，故取安全系数［S］=3.5。

由千斤顶结构，螺杆端部结构为一端固定，一自由式支承，长度 系数m为2.0。要求最大升距hmax为200mm，由装配图测量得到此 时从支承螺母中心到千斤顶顶部的等效长度L为325mm，螺杆的 柔度：

4L104 d1已知使用45号钢且不做热处理，则临界载荷：

2EIa2Ed12Fcr89.585kN(L)2(L)264Sc3.583.5故稳定性条件可以满足。

综上所述，螺杆选择Tr36，导程P=10mm即可满足设计条件。

（3）螺母尺寸设计

由螺杆中的设计，将旋和圈数Z定为7.75。一般来说螺母只需校核螺纹牙即可，而且由于螺母材料为铸铁，强度小于螺杆材料，故只需要校核螺母螺纹牙的剪切强度、弯曲强度和抗挤压强度即可，螺杆上的螺纹牙强度则不用校核。螺母螺纹牙受力如下图所示：

1、剪切强度校核

剪切强度条件：

t=Fmax£[t] Zpdb其中旋合圈数：Z为7.75； 螺纹公称直径：d=36mm;螺纹牙根部厚度：b=0.65P=6.5mm。耐磨铸铁许用剪切应力取为：[t]=40MPa。

代入各项数据得上述剪切强度不等式成立，即剪切强度满足要求。

2、弯曲强度校核

弯曲强度条件：

sb=其中牙高：h=5.5mm；

3Fmaxh£[sb] 2Zpdb耐磨铸铁许用弯曲应力取为：[sb]=50MPa。

代入各项数据得上述弯曲强度不等式成立，即弯曲强度满足要求。

3、抗挤压强度校核

由螺母螺纹牙受力图可得平均挤压应力：

a2=Fmax»6.023MPa sp=aZpd2hZpd2h/cos2Fmax/cos 已知螺母许用挤压应力：[sp]»1.5[sb]=75MPa，显然满足

sp<[sp]的抗挤压强度准则。

4、螺母外部尺寸设计

由基本结构图可以看到，螺母的外部形状可以看作是两个半径不同的同心圆柱连接在一起，这样设计的目的是保证螺母的定位。为了保证千斤顶的正常工作，需要设计这两个圆柱的尺寸以使其在工作中不会失效。

由前述计算已知的螺母尺寸为：H=ZP=77.5mm，圆整后高度H=78mm，内螺纹大径D4=37mm。设螺母外部形状：小圆柱外径为D1=60mm，大圆柱外径为D2及小圆柱的高度为H1未知待求。

为防止大圆柱与千斤顶壳体的接触面被压坏，需要满足：

Fmax

sp=£[s]p2p(D2-D12)/4

对耐磨铸铁HT200，许用的抗压应力[sp]=设计大圆柱外径为：

1.5sb=100MPa,最后 3D280mm

为了防止大圆柱突出部分被剪断，需要满足：

t=Fmax£[t]

pD1(H-H1)对耐磨铸铁许用剪切应力为40MPa，最后设计小圆柱高度为：

H1=60mm 综上所述，螺旋千斤顶的螺纹选为公称直径d为Tr36,导程P=10mm。此

时螺母高度H=78mm，螺母外部小圆柱外径60mm，高60mm，大圆柱外径80mm。小圆柱表面与外壳体之间有基轴制配合关系，故选其公差带为h7。查标准 得：所选螺纹配合为中等旋合长度。由于千斤顶为中等精度机械设备，故查 标准得内螺纹公差带为6H，外螺纹公差带为6g。螺母外部小圆柱装配时对 精度要求不高，圆柱度公差取为9。螺母外部小圆柱与内部螺孔需要有一定 同轴度以保证千斤顶工作正常，但形位度要求不高，取同轴度公差为9。螺 母外部小圆柱轴线与大圆柱和外壳体的接触面还有垂直度的要求，也取公差 为9。整个螺母接触面都较重要，表面粗糙度Ra值选为3.2，未接触面Ra 可选为12.5以降低加工成本。

（二）手柄材料及尺寸（1）材料选择

综合考虑成本和强度，手柄的材料选用普通未经热处理的45号钢。（2）长度设计

由螺杆的强度设计可知，手柄需要提供最大97.408Nm的扭矩，则 手柄的有效作用长度应为：

TL=max»488mm

200N在实际设计中，由于手柄还要满足插入螺杆上部接头的要求，同时考虑 到千斤顶本身运动部件具有摩擦力，因此实际设计长度还要在此长度上 加上一部分，最终应设计长度为520mm。（3）直径设计

手柄在操作时会受到剪力和弯矩的作用，最大操作力为200N,最大扭矩为97.408Nm，则力的分布图如下所示：

剪力图

弯矩图

可见，危险截面在手柄与螺杆接头处。手柄的材料选为未经热处理的45号钢，设计手柄直径为D，则危险截面最大剪应力：

4200N t=23pD/4 危险截面最大弯曲正应力：

97.408N×m s=30.1D由第四强度理论，要使手柄正常工作，需要满足条件：

sca=s2+3t2£[s]

当安全系数为2时，许用应力[s]=600MPa=300MPa,代入第

s2 四强度理论计算式，并联立剪应力、切应力计算公式，求得手柄直径：

D=15mm 综上所述，手柄长520mm，直径15mm。

（三）底座尺寸

千斤顶使用时的下支承面为木材，许用挤压应力为3MPa，则由抗击压强度准则：

Fsp=max£[sp]=3MPa

S=其中S为下支承面尺寸，解上述不等式，得S³8334mm2，为满足易于组

sb装及各方向受力均匀的要求，选择下支承面为环形结构，内径尺寸为100mm可以满足准则要求，综合考虑到千斤顶本身具有的重量、体积和使用时的稳定性，将外径尺寸设计为180mm。

综上所述，下支承面设计为环形，内径100mm，外径180mm。

四、主要部件基本尺寸及材料

（1）螺杆螺纹：Tr36´10-6g，45号钢；

（2）螺母螺纹：Tr36´10-6H，HT200耐磨铸铁；（3）手柄：长度500mm，直径15mm，45号钢；

（4）底座：外径180mm，内径100mm，HT200灰铸铁。

五、创新性设计

（1）手柄加上橡胶手柄球而非普通塑料手柄球，既节约成本，又易于拆卸，减少千斤顶存放的体积；

（2）为了携带方便，给千斤顶外壳加上把手；（3）为提高外壳强度，给外壳加上肋板；

篇3：千斤顶设计计算说明书

当前乘用车用千斤顶主要分为三种:剪式千斤顶、液压式千斤顶和螺旋式千斤顶, 其中剪式千斤顶[1]可以分为菱形 (图1a) 和人字形 (图1b) , 并具有重量轻, 携带方便, 加工工艺简单, 成本低等特点, 是在乘用车上使用最为广泛的千斤顶。液压千斤顶[2] (图1c) 具有能够自行润滑, 磨损小, 使用寿命长, 操作简单, 自动化程度高, 承载能力强等特点。主要应用于自重较重的车辆。螺旋千斤顶[3] (图1d) 结构紧凑, 体积小, 携带方便, 但传动效率较低, 返程慢, 主要应用于一些大型SUV或皮卡车型。

千斤顶选型时, 对千斤顶性能的要求主要有三个:额定载荷、最低高度、最高高度。额定载荷可依据车辆的整车整备质量和轮荷进行确定。千斤顶最低高度 (如图2中H0所示) 是指千斤顶在完全收起状态下的高度, 最低高度应小于整车上各千斤顶支撑点到地面的距离, 且应该满足布置空间要求。千斤顶最高高度 (如图2中H1所示) 即千斤顶在完全支起状态下千斤顶的高度, 该值决定了车辆能否被支撑离地, 是千斤顶选型中的关键因素。

本文第一部分主要分析了减振器、横向稳定杆和车身高度对千斤顶最高高度的影响, 第二部分通过试验进验证了第一部分分析的正确性, 第三部分介绍了一种千斤顶最高高度的计算方法。

1、千斤顶最高高度影响因素

千斤顶支撑车辆时, 车轮远离车身, 该运动过程与车轮下跳类似。减振器、横向稳定杆以及不同的车身高度均对该运动过程有影响。

1.1 减振器对千斤顶最高高度的影响

现代汽车悬架有各种不同的结构形式, 但一般都由弹簧, 减振器, 导向机构 (控制臂) , 缓冲块和横向稳定杆组成[4]。减振器 (如图3所示) 是汽车悬架系统的主要阻尼元件, 用来抑制弹簧吸震后反弹时的震荡以及来自路面的冲击[5]。在经过不平路面时, 虽然吸震弹簧可以过滤路面的震动, 但弹簧自身还会有往复运动, 而减振器就是用来抑制这种弹簧跳跃。减振器太软, 车身就会上下跳跃, 减振器太硬就会带来太大的阻力, 妨碍弹簧正常工作。在汽车设计时, 为保证弹簧不被拉坏, 减振器的行程通常要小于弹簧的变化行程。

当车轮上跳时, 车轮相对车身接近, 活塞从工作位置向下止点移动, 当车轮达到上跳极限时, 减振器活塞达到下止点位置, 阻止车轮继续上跳, 车轮与车身距离不能继续减小。当车轮下跳时, 车轮相对车身移开, 活塞从工作位置向上止点移动, 当车轮达到下跳极限时, 减振器活塞达到上止点位置, 阻止车轮继续下移, 车轮与车身相对关系保持不变。千斤顶支撑车身上升时, 减振器活塞随车身上升, 车轮远离车身, 当活塞运动到上止点时, 减振器将车轮拉离地面。

千斤顶支撑车辆时, 若车轮被减振器拉离地面, 可依据减振器的运动行程计算千斤顶的最高高度。

1.2 横向稳定杆对千斤顶最高高度的影响

横向稳定杆, 是汽车悬架中的一种辅助弹性元件, 增加了悬架的侧倾角刚度, 主要的作用是防止车身在转弯时发生过大的横向侧倾, 改善车辆的行驶平顺性[6]。当车身只作垂直运动时, 两侧悬架变形相同, 横向稳定杆不起作用。当车身侧倾时, 两侧悬架跳动不一致, 横向稳定杆发生扭转, 杆身的弹力成为继续侧倾的阻力, 起到横向稳定的作用。如果横向稳定杆刚度太小, 在侧向力作用下会使汽车侧倾, 严重影响舒适性, 刚度太大又会在一侧车轮受到激励时对车厢的冲击太大, 影响平顺性。横向稳定杆在悬架系统中所起到的作用越来越明显, 现代车辆, 尤其是某些高端轿车, 往往为了获得更好的舒适性, 提高横向稳定杆的刚度。

如图4所示的横向稳定杆简图[7,8], 忽略横向稳定杆弯曲处过渡圆角和橡胶衬套弹性变形的影响, 假设横向稳定杆均在弹性变化范围内。横向稳定杆中间长度为l, 两端纵向部分长度为a, 中间部分与纵向部分的夹角为q, 横杆端点到支撑点的间距为h, 作用在A, D两点沿Z向的分力为F, B, C两端截面的转角f为:

式 (1) 中G为材料剪切弹性模量, Ip为横向稳定杆极惯性矩Ip=pd4/32, 其中d为横向稳定杆直径。

采用变形叠加法, 计算得到A, D两点沿Z向的绝对位移量Dz为:

式 (2) 中E为材料剪切弹性模量, I为横向稳定杆惯性矩3I=pd/32;

在千斤顶支撑车辆时, 车轮相对于车身远离, 从式 (2) 可得横向稳定杆Z向位移量DZ逐渐增大, 力F逐渐增大, 从式 (1) 可得, 横向稳定杆转角f逐渐增大。当车轮被支离地面时, 力F达到最大值, 此处等效为车轮的自重。这时横向稳定杆转角f达到最大值, 横向稳定杆不再变形, 车轮与车身的间隙不再变化。千斤顶继续支撑车身, 横向稳定杆将车轮拉离地面。

通过式 (1) 和式 (2) 可以看出, 当横向稳定杆有大的弯扭刚度时, 就可以在较小的横向稳定杆变形的情况下平衡车轮的重力, 将车轮拉离地面。

1.3 车身高度对千斤顶最高高度的影响

对于乘用车, 千斤顶支撑车辆更换车轮时, 一般支撑在车身纵梁或门槛梁上 (如图5所示) 。在新车型设计时, 螺旋弹簧车型通常会有空载、设计载荷、满载三种车身高度, 空气弹簧车型通常会有最低、标准、最高三种车身高度。应该选择哪种车身高度作为千斤顶设计的依据?不同的车身高度对千斤顶最高高度又有怎样的影响?

对于两种不同的车身高度, 千斤顶支起后的状态如图6所示。实线代表车身初始状态, 虚线代表被千斤顶支撑后的车身状态。车辆被顶起后, 车身倾斜, 假设均为减振器起作用将车轮拉离地面, 这时轮心处对应的车身重合。可以看出低车身的倾斜程度要比高车身倾斜程度大, 低车身千斤顶支撑点位置要比高车身支撑点位置低, 即低车身对应的千斤顶最高高度低于高车身对应的千斤顶最高高度。由此可知:对于同一车辆, 采用不同的车身高度确定的千斤顶最高高度不同, 车身高度与千斤顶最高高度成正比。

2、千斤顶顶起试验

通过第一部分的分析可以看出, 千斤顶最高高度受减振器、横向稳定杆、车身高度的影响, 当横向稳定杆扭转刚度不足时, 横向稳定杆会产生较大的变形, 减振器活塞达到上止点将车轮拉离地面。当横向稳定杆有较强的扭转刚度时, 减振器活塞未达到上止点, 横向稳定杆通过较小的变形平衡车轮重力, 将车轮拉离地面。并且通过1.3部分的分析可知, 当千斤顶支撑车辆时, 不同的车身高度对应的车身变形不同, 对应的千斤顶最高高度不同。

为了验证上述分析的正确性, 可通过试验进行验证。对于螺旋弹簧车型, 通过调节整车加载量, 获得不同的车身高度。对于空气弹簧车型, 通过空气悬架调节开关调节车身高度。在此为了试验方便, 选定某含有空气悬架的车型进行试验, 验证减振器, 横向稳定杆, 不同车身高度对千斤顶最高高度的影响。

试验流程:该车型具有空气弹簧, 车身高度分为最低, 标准, 最高三种状态。保持车辆停放在水平地面上, 分别测量三种车身高度下, 初始状态右后侧千斤顶支撑点到地面的距离。当千斤顶将车辆支撑到车轮恰好离地时, 在同一位置, 测量支起状态千斤顶支撑点到地面的距离 (如图7所示) 以及减振器长度。测量结果如表1所示:

通过表1中的结果可知, 不同车身高度下, 车辆在千斤顶初始状态时, 支撑点到地面的距离分别为245mm, 295mm, 345mm, 支撑点以50mm的差值变化。车辆在千斤顶支起状态时, 支撑点到地面的距离分别为425mm, 450mm, 480mm, 该值即对应千斤顶的最高高度。支起状态与初始状态的差值即为千斤顶行程, 最低, 标准, 最高三种车身高度下所需的千斤顶行程分别为180mm, 155mm, 135mm, 千斤顶行程与车轮下跳量成正比。

在千斤顶支起状态下, 表1中三种车身高度对应的减振器长度各不相同, 至少可以证明车身高度最低和标准两种状态下, 减振器未达到下跳极限, 车轮不是被减振器拉离地面。为了验证在车身高度最低和标准两种状态下, 车轮是否被横向稳定杆拉离地面?在车身高度最高状态下, 车轮是否被减振器拉离地面?拆除横梁稳定杆后重复上述试验, 记录千斤顶将车辆支撑到车轮恰好离地时, 千斤顶支撑点到地面的距离和减振器长度, 试验结果如表2所示:

通过表2中的数据可知, 在最低、标准两种车身高度下, 拆除横向稳定杆后, 减振器长度分别由560mm, 575mm变成了590mm。此结果证明:在未拆除横向稳定杆时, 在最低和标准车身高度下, 横向稳定杆起作用将车轮拉离地面, 在最高车身高度下, 减振器将车轮拉离地面;拆除横向稳定杆后, 三种车身高度情况下, 车轮均由减振器拉离地面。另外, 通过表2中结果可以看出:对应不同的车身高度, 千斤顶最高高度分别为460mm, 470mm, 480mm。该结果证明:对于同一车辆, 不同的车身高度对应的千斤顶最高高度不同, 车身高度越高, 所需的千斤顶最高高度越高。

上述试验结果与第一部分的分析完全吻合, 证明了第一部分中减振器、横向稳定杆、车身高度对千斤顶最高高度影响。

3、千斤顶最高高度计算方法

千斤顶选型时, 千斤顶最高高度与千斤顶的重量和成本成正比, 所以设定合理的千斤顶高度可以控制千斤顶的重量和成本, 避免设计过剩。

在千斤顶最高高度设定时, 往往依照经验公式:千斤顶最高高度≥支撑点到地面距离+减振器下跳量+轮胎变形量+离地高度。该公式仅考虑到减振器对千斤顶最高高度的影响, 但通过第一部分和第二部分的分析, 可以看出千斤顶最高高度还有可能受到横向稳定杆和车身高度的影响, 可能在减振器起作用之前, 横向稳定杆已经将车轮拉地面, 所以通过上述公式设定千斤顶最高高度有可能过于保守。采用ADMAS虚拟样机分析软件模拟千斤顶支撑车辆过程, 可以综合考虑各因素对千斤顶最高高度的影响, 合理确定千斤顶最高高度。具体计算分析流程如下:

以标准车身高度为例:

(1) 在ADAMS/Car模块中建立整车仿真模型 (如图8所示) , 并设定相应的硬点及参数;

(2) 切换至ADAMS/View模块中设定千斤顶支撑点硬点, 建立新部件模拟千斤顶。因千斤顶顶端与车身地板发生角度变化, 千斤顶与车身间建立球铰约束。千斤顶上下运动, 建立千斤顶与地面的圆柱副约束;

(3) 通过施加千斤顶驱动, 模拟千斤顶支撑车辆过程。输出车轮与地面接地力、减振器内部接力、千斤顶运动位移。

以千斤顶支撑右后侧车轮为例, 试验结果如图9所示:右后侧车轮与地面的接地力为图9中RR_tire_forces所示, 当RR_tire_forces为0时, 表明车轮离地。rebound_force_rear为减振器内部接触力, 当rebound_force_rear为0时, 表示减振器未达到下跳极限, 当rebound_force_rear不为0时表示减振器达到下跳极限, 这时减振器起作用将车轮拉离地面。在时间为5.5s时, RR_tire_forces为0, 表示车轮离地, 这时rebound_force_rear为0, 证明减振器未达到下跳极限, 由横向稳定杆将车轮拉离地面。通过模拟分析, 这时千斤顶最高高度为451mm, 支撑点到地面的距离为296mm, 千斤顶变化行程为155mm, 与试验结果基本一致。

依照上述方法可以模拟其它车身高度下, 千斤顶支撑车辆过程, 计算不同车身高度下的千斤顶最高高度, 从而设定合理的千斤顶最高高度。

4、结论

通过第一部分及第二部分的分析, 可以看出千斤顶最高高度受减振器、横向稳定杆、车身高度的影响。通过传统经验公式计算的千斤顶最高高度往往过于保守, 可能会造成千斤顶设计过剩。第三部分采用虚拟样机模拟计算千斤顶最高高度的方法, 综合考虑了三种因素对千斤顶最高高度的影响, 可以有效确定千斤顶最高高度。

本文分析了千斤顶最高高度的影响因素, 并给出了一种千斤顶最高高度的计算方法, 可以为后续千斤顶选型及设计提供依据。

摘要：汽车用千斤顶主要用于支起车辆以便更换车轮, 其关键参数主要包含额定载荷、最低高度、最高高度, 其中最高高度决定了车辆能否被支撑起来以满足车轮更换时所需的操作空间。分析了减振器、横向稳定杆和车身高度对千斤顶最高高度的影响, 并通过试验验证了分析的正确性, 给出了一种计算千斤顶最高高度的方法, 为千斤顶选型提供依据。

关键词：千斤顶最高高度,减振器,横向稳定杆,车身高度

参考文献

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[2]吕晶霞, 毕保平, 张德山.液压千斤顶缸筒壁厚的计算及设计研究[J].液压气动与密封, 2013, (6) :20-22.

[3]陆海涛.基于优化设计的螺旋千斤顶三维零件库的建立[J], 起重运输机械, 2007, (6) :32-34.

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[5]黄恒, 程广伟, 邓楚南.车用减振器的外特性建模与仿真[J].汽车技术, 2005 (11) :4-7.

[6]廖芳, 王承.横向稳定杆建模方法研究[J].汽车技术, 2006, (7) :5-8.

[7]刘一夫, 朱茂桃等.横向稳定杆对整车侧倾及纵倾特性的影响[J].机械设计, 2013, (2) :92-96.

篇4：千斤顶设计计算说明书

液压支架 推移千斤顶 倒装设计

1、推移千斤顶介绍

1.1、推移千斤顶的工作原理

当活塞腔进液,活塞杆腔出液时,在液体压力作用下活塞杆外伸并产生推力。

当活塞杆腔进液,活塞腔出液时,在液体压力作用下活塞杆缩回并产生拉力。移架力等于液体作用在活塞腔面积上的力,推溜力等于液体作用在活塞杆腔面积上的力。

1.2、推移千斤顶的组成与结构特点

(1)缸筒,缸筒的材料,可焊性及加工精度等与立柱基本相同,由于压力低,各种要求不如立柱严格。这里采用27SiMn无缝钢管。

(2)缸底,大部分为耳座,销孔式连接头,有些推移千斤顶的缸体连接不是位于端部,而位于中部,直接焊在缸筒上。此处设计为耳座销孔式联接。

(3)活塞杆,大部分为实心杆体,杆径与缸径之差较大,一般外表面镀铬,尤其是推移千斤顶等,经常受矸石、浮媒、等摩擦和挤砸,要求表面坚硬耐磨。

(4)活塞组件,大部分采用装配式活塞,部分采用整体式活塞,而不是像立柱那样的焊接结构。密封导向大多用鼓型密组件,与立柱相同,个别浮动活塞千斤顶也可采用校断面山型密封圈。此处设计为整体式活塞,活塞底部安装有拆装螺钉。

(5)缸口组件,大都采用蕾型密封圈组件与防尘圈,个别也可用小断面楔形密封圈等,受力较小时,一般不采用专门的导向环。大多采用钢丝连接等固定方式,也可采用螺纹连接,很少采用卡环连接。

推移千斤顶结构如图1所示。

图1推移千斤顶装配图

1.3、采用倒装式,其特点如下:

1) 通过框架推杆千斤顶分别与输送机和支架相连,即推移千斤顶的底端铰接于支架底座的前端,另一端于框架后端铰接。

2) 框架前端通过铰接加长杆与输送机连接,框架在支架内可纵向滑动,用框架推杆做导向装置,抗弯强度高,导向性能好。

3) 千斤顶位于平面段框架推杆上方,通过耳环与推杆后部铰接,千斤顶有一定倾斜度。

2、推移千斤顶的设计

2.1、千斤顶内径计算

通常移架阻力与架型、吨位、支撑高度、顶板状况以及是否带压移架等因素有关。掩护式和支撑掩护式支架为250～300kN。本设计根据同类支架类比初取移架力为277 kN

推移千斤顶的内径由式(1)

(1)

代入数据 D=0.104m

式中 D—液压缸内径,m ;

Pb—泵站压力,MPa 。

根据液压缸GB2348—80给出的缸筒内径尺寸系列圆整成标准值,取D=100mm。

2.2、活塞杆直径计算

通常,1.5m长的一节溜槽对应一架支架,推溜力为150kN,薄煤层支架为100kN。本设计根据同类支架类比初取移架力为116 kN

推移千斤顶的活塞杆直径由式(2)计算,

(2)

代入数据得 d=0.087mm

由国家标准进行圆整,选取活塞杆直径为85mm。

2.3、千斤顶缸筒壁厚的计算

千斤顶缸体壁厚的计算如式(3)

(3)

式中:MPa—缸筒最大工作压力,40MPa。一般取安全阀额定工作压力为40 ;

—缸体材料许用应力,MPa。缸体材料选用27SiMn无缝钢管,查机械工程材料知:=σb1000MPa,安全系数取n=5,则。

代入数据得:δ≥0.011m

取δ=11mm,推移千斤顶缸筒外径DO=D+2δ=110+211=132mm:

2.4、千斤顶行程的确定

推移千斤顶的行程与推移步距有关,当推移步距为600mm时,推移千斤顶的行程为700～750mm,由于配套煤机的截深为600mm,这里选用千斤顶行程为750mm。

3、推移千斤顶校验

3.1、活塞杆直径强度校核

活塞杆直径强度按下式校验强度,即

(4)

式中 FL—液压缸负载,N。此处以液压缸最大负载计算,;

Pb —泵站工作压力,Pa。 Pb= 31.5MPa ;

—材料许用压力,Pa。,,为材料抗拉强度,Pa。n为安全系数,一般n=1.4。

代入数据式(4)得:

活塞杆直径强度达到要求,合格。

3.2、稳定性校验

当安装杆长度1与其直径d之比,并且杆件承受压负载时,则需校验稳定性。液承受的压负载FL,不能大于液压缸保持工作稳定性所允许的临界负载Fk。Fk的大小与活塞杆材料、端面形状、直径和安装长度有关。

液压缸的稳定条件为

(5)

式中 Fk—液压缸临界负载,N。;

nk—稳定安全系数,通常取 =2～4。

临界负载以不受偏心负载情况来计算

按等截面法,将活塞杆和缸体视为一个整体杆件。先比较细长比 与 大小,

得:

(6)

式中 L—活塞杆计算长度,即活塞杆在最大伸出时,活塞杆端支点和液压缸安装点间的距离,M。由推移千斤顶液压缸装配图知;L=1.855m;

n—末端条件系数,n=1。可由机械设计手册第五卷表37.7-68查出;

m—柔度系数,m=1。可由机械设计手册第五卷表37.7-69查出;

k—活塞杆截面回转半径,m。 ;

—活塞杆截面二次极矩, 。对于实心杆,为活塞直径,m。

根据式(6)可判断应按戈登—兰金公式计算临界负载,即

(7)

式中 —材料强度试验值,。可由机械设计手册第五卷表37.7-69查出;

—试验常数, 。可由机械设计手册第五卷表37.7-69查出;

将数据代入(7)计算结果为:

将 值代入式(5)得:介于2和4之间,此液压缸稳定性基本符合要求。

4、结束语

本设计采用倒装式,活塞与活塞杆整体联接的型式,其特点为

1)活塞和活塞杆为一整体,结构简单。

2)活塞与缸的密封采用鼓型密封圈组件实行双向密封,密封圈通过通过卡环固定。

3)导向套与活塞杆之间应安装导向环,通过蕾型密封圈实行单向密封,套口处安装防尘装置。

4)缸口导向套的固定可采用螺纹或固定钢丝.

5)缸底与缸筒通过焊接方式连接,缸底和缸体均设有进油孔,便于维护。

参考文献

1、孙家启,潘池林,李治能,石竹.Visual Basic程序设计教程.合肥:安徽理工大学出版社,2002

2、林建业主编.《液压传动设计手册》.上海人民出版社, 1995

3、江洪,郦祥林,李仲兴.SolidWorks2006基础教程.北京:机械工业出版社,2006

4、濮良贵 纪名刚主编.《机械设计》.第七版.高等教育出版社,2001

5、孙恒 陈作模主编.《机械原理》.第六版.高等教育出版社,2000

6、刘鸿文主编.《材料力学》.第四版.高等教育出版社,2004

7、哈尔滨工业大学理论力学教研组编.《理论力学》.第五版.高等教育出版社,2002版

篇5：千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227 螺旋千斤顶主要零件：螺杆、螺母、托杯、手柄和底座。

设计的原始数据：最大起重F=45KN、最大升起高度H=250mm。

螺旋起重器的结构见图,螺杆7和螺母6是它的主要零件。螺母6用紧定螺钉5固定在底座8上。转动手柄4时，螺杆即转动并上下运动。托杯1直接顶住重物，不随螺杆转动。

安全板3防止托杯脱落，安全板9防止螺杆由螺母中全部脱出。

对这一装置的主要要求是:保证各零件有足够的强度、耐磨性、能自锁、稳定性合格等。

一、螺杆的设计与计算

1.螺纹的牙型

选用矩形螺纹，采用内径对中，配合选H8/h8，在计算强度时不考虑螺纹的径向间隙。

2.3.螺杆的材料

选用C45

螺杆直径

螺杆工作时，同时受压力与扭矩的作用，因此它的计算可近似按紧螺纹栓联接的计算公式估算出螺纹内径，即：

d15.2F

查式中螺杆的屈服极限s=255MPa，取安全因数n=2，得许用压应力=127.5MPa，取整数=130MPa。

将上述数据带入得螺杆的直径为d10.02764m，取d=30mm。

1千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227 根据经验公式pd14，得P=7.5mm。

p参考梯形螺纹标准，螺纹牙型高h=，得h=3.75mm。

2d圆整为整数后，取d1dp=38-7.5=30.5mm。

4.自锁验算

在考虑众多因素后，实际应满足的自锁条件为：

1

由tannp/(d2)

n=1，p=7.5mm，d2=得tan=0.07373

当量摩擦角=arctan ，在有润滑油情况下=0.1，得1=4.574 验证结束，左边小于右边，达到自锁条件。

2d1h2=32.375mm 5.结构

手柄孔径dK根据手柄直径dp决定，dkdp0.5mm。根据后面手柄部分的计算得到dp=26mm，所以dk=26.5mm。退刀槽的直径比d1小，取值为28mm。退刀槽的宽度取为1.5P=11.25mm。

6.螺杆的强度校核

对C45进行压应力校核，C45许用弯曲应力 b=120MPa，从后面的计算中得到数值，如下公式：

224FTb3d20.2d3102MPa，符合该压力下的强度要求。

127.螺杆稳定性验算

计算螺杆柔度时，螺杆最大受压长度l可按将重物举到最大起升高度后，托杯底面到螺母中部的高度计算，即：

d

lHH/21.5

式中d为大径，d=34mm，得l=200+56.25/2+1.5X34=279mm 千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227 由稳定性验算公式Fcr2EIl2

查机械手册得C45的弹性模量E=200GPa，22dd1，得I=1.192105m4 由惯性矩公式I=64式中Fcr为满足条件的轴向压力

将上述数据带入公式得，Fcr=2.456105KN,满足条件，装置稳定

二、螺母的设计与计算

1.2.材料

螺母的材料选择 铸锡青铜56.25mm 螺纹圈数Z与高度H，螺母的圈数通常是根据螺纹牙间强度条件求出，即：

ZF

d2hp式中：螺纹中径d2=32.375mm，螺纹牙高度h=3.75mm 螺纹牙的强度计算

螺纹牙危险截面的抗剪强度条件为：F98MPa，得Z1.7 d1bZ6Flb400MPa，2d1bZ螺纹牙危险截面的抗弯强度条件为：b得Z0.12

对于矩形螺纹b=0.5P，在条件Z10的条件下，取Z=6。考虑到退刀槽的影响，实际螺纹圈数为：ZZ1.5=7.5 所以得到螺母的高度：HZP=56.25mm。

3.螺母其他尺寸（如图）： 千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227

4.螺母与底座的配合

螺母压入底座上的孔内，圆柱面的配合采用H8/n7，为了方便安装，应在螺母下端和底座孔上端制出倒角，紧固螺钉的直径取M8。

三、手柄设计与计算

1.2.材料

选用A5 手柄长度Lp

扳动手柄的转矩KLP必须克服螺纹副的螺纹力矩M1和螺杆与托杯间的摩擦力矩M2，即：

LPM1M2 K

KLpM1M

2式中K为一个工人加于手柄上的臂力，间歇工作时约为150~250N，这里取K=250N。

dM1Ftg2

M2D4D2F

24在加润滑油的情况下，摩擦系数=0.06 千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227 将以上的数据带入公式得Lp0.71014m 手柄计算Lp是螺杆中心到人手施力点的距离。考虑杆头尺寸及人手握的长度，手柄的实际长度还应该加上为820mm。

D2100mm,最终得到千斤顶的手柄需要的长度23.手柄直径dp

把手柄看成一个悬臂梁，按弯曲强度确定直径dp，其强度条件为：

dp3KL

0.1b式中b为材料的许用弯曲应力，对于A5手柄，b=120MPa。代入数据计算得dp25.8mm，取dp=26mm。

4.结构

手柄插入螺杆上端的孔中，为防止手柄从孔中滑出，在手柄两端应加上挡环（如图），并用螺钉或铆钉固定。

四、底座设计

底座这里选用HT100，铸件壁厚选用=10mm。为了增加底座的稳定性，底部尺寸应大些，因此，可按照1：5的锥度设计。

图中：

D74Fp2D6

式中p为底座下枕垫物的许用应力。对于木材，取p=2MPa。

将以上数据带入公式得D7=232.53mm，最终取D7=240mm。千斤顶课程设计

A08机械（2）庞健松 080401227 1D8D5H1295mm

5五、托杯的设计与计算

杯用来承托重物，此次计算选用ZG230-450，尺寸如图所示，为了使其与重物接触良好，防止重物滑动，在托杯表面制出切口和沟纹。直径D2的配合取H11/a11。

托杯的许用压强可取为P18MPa，由此可确定托杯直径D4，即：

篇6：法兰盘设计计算说明书

制定输出连接法兰数控加工工艺

摘要

本课题完成法兰盘工艺设计与数控加工。法兰盘是使管子与管子相互连接的零件，连接于管端。法兰上有孔眼，两个法兰盘之间，加上法兰垫，用螺栓紧固在一起，完成了连接。

本次设计主要完成以下设计内容：法兰盘的零件图纸与技术要求分析、零件二维图绘制及三维建模；制定数控加工工艺卡片文件；零件的夹具设计并进行夹具图二维图绘制；对零件进行加工仿真。根据锻件的形状特点、零件尺寸及精度，选定合适的机床设备以及夹具设计，通过准确的计算并查阅设计手册，确定了法兰盘的尺寸及精度，在材料的选取及技术要求上也作出了详细说明，并在结合理论知识的基础上，借助于计算机辅助软件绘制了各部分零件及装配体的工程图,以保障法兰盘的加工制造。

在夹具的设计过程中，主要以可换圆柱销、可换菱形销、定位心轴和支承钉来定位，靠六角厚螺母来夹紧。首先在数控车床上，完成零件的外圆及端面加工；再在数控铣床上，完成零件端面上侧槽及顶部6-M12螺纹孔的加工；最后采用专用夹具以侧槽、底部圆环以及6-M12螺纹孔其中两孔定位进行外圆上Φ22孔的加工。

关键字：法兰盘，数控加工工艺，数控编程，夹具设计，仿真加工

湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

制定输出连接法兰数控加工工艺

法兰盘工艺设计与数控加工

0 引言

0.1 概述

本课题起源于装配制造业法兰盘工艺设计与数控技术，通过此次毕业设计，可以初步掌握对中等复杂零件进行数控加工工艺规程的编制，学会查阅有关资料，能合理编制数控加工过程卡片、数控加工工序卡片、数控加工刀具卡片、数控编程等工艺文件，能合理的确定加工工序的定位与夹紧方案。

能使用AutoCAD正确绘制机械零件的二维图形，能通过使用UGNX7.0软件对零件进行三维图的绘制，可以提高结构设计能力及建模能力。

编写符合要求的设计说明书，并正确绘制有关图表。在毕业设计工作中，学会综合运用多学科的理论知识与实际操作技能，分析与解决设计任务书中的相关问题。在毕业设计中，综合运用数控加工刀具和数控工艺、工装夹具的设计等专业知识来分析与解决毕业设计中的相关问题。

依据技术课题任务，进行资料的调研、收集、加工与整理和正确使用工具书；掌握有关工程设计的程序、方法与技术规范；掌握实验、测试等科学研究的基本方法；以及与解决工程实际问题的能力。0.2 本设计的主要工作内容

本次对于法兰盘工艺设计及数控加工的主要任务是：（1）分析零件图纸与技术要求； 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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（2）三维建模。根据零件二维视图建立三维视图；

（3）制定机械加工工艺文件。根据产品技术资料、生产条件与生产纲领，制定零件机械加工工艺规程，编写工艺规程卡片；

（4）夹具设计。绘制工件夹具图；

（5）编制数控加工程序、仿真加工与课题制作

（6）工件检验。选用合理的测量工具与设备检验工件的加工质量。在这整个过程中，综合运用多学科的理论、知识与技能，分析与解决实际相关问题。零件分析

1.1 零件图分析

图1.1所示为法兰盘零件二维图，其结构形状较复杂，中批量生产1000件。图1.2为零件的三维图。

图1.1 法兰盘零件二维图 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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图1.2 法兰盘三维图

该零件材料为45钢，毛坯为锻件，主要应用于装配管子，起管子的连接及固定作用，为中批量生产类型产品。该零件为由外圆、内圆、沉孔、内孔、倒斜角等表面组成，加工表面较多且都为平面及各种孔，因此适合采用加工中心加工。1.2 技术要求分析（1）结构分析

零件由外圆、内圆、沉孔、内孔、倒斜角等构成。（2）尺寸精度分析

加工精度是指零件在加工后的几何参数的实际值和理论值符合的程度。尺寸精度是指实际尺寸变化所达到的标准公差的等级范围。

如图1.1所示，加工要求较高的尺寸列出如下表格，如表1.1所示。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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（3）形位公差分析

加工后的零件不仅有尺寸误差，构成零件几何特征的点、线、面的实际形状或相互位置与理想几何体规定的形状和相互位置还不可避免地存在差异，这种状上的差异就是形状误差，而相互位置的差异就是位置误差，统称为形位误差。（4）毛坯加工余量分析

工件粗加工的余量为0.8，半精加工为0.5，精加工为0.2。（5）粗糙度分析

表面粗糙度，是指加工后的零件表面上具有的较小间距和微小峰谷所组成的微观几何形状特征，一般是由所采取的加工方法和(或）其他因素形成的。表面粗糙度高度参数有3种：轮廓算术平均偏差Ra，微观不平度十点高度Rz以及轮廓最大高度Ry。

该零件主要由外圆、内圆、沉孔及内孔组成，具体表示为φ55外圆、φ52外圆、φ90外圆、6-φ11沉孔、3-φ5内孔、φ10内孔、φ32内圆、φ16内圆。粗糙度皆为Ra3.2。

表1.1尺寸精度

结构 Φ10mm的孔 Φ11mm的沉孔 C1.5mm倒角 Φ5mm内孔

尺寸 Φ10mm Φ11mm 1.5mm×45° Φ5mm

形状 孔 沉孔 倒角 内孔

位置 Φ90mm圆柱面 Φ90mm圆柱面 Φ32mm圆柱面内侧 Φ10mm圆柱面 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

制定输出连接法兰数控加工工艺 零件的数控加工工艺设计

2.1 选定毛坯

根据零件的加工前尺寸及考虑夹具方案的设计，选择的毛坯材料牌号为45钢，毛坯种类为锻件，毛坯外形尺寸为Φ95mm×45mm。如图1.3所示。

图1.3 法兰盘加工前三维图

2.2 选择定位基准

选择定位基准时，首先是从保证工件加工精度要求出发的，因此，选择定位基准时先选择粗基准，再选择精基准。2.2.1 粗基准的选择：

按照粗基准的选择原则，为保证不加工表面和加工表面的位置要求，湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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应选择不加工表面为粗基准，故在加工Φ16mm内圆、Φ90外圆及Φ55外圆时，选择Φ95mm毛坯外圆作为粗基准。2.2.2 精基准的选择：

按照精基准的选择原则，为符合基准重合原则以及基准统一原则，故在加工Φ700外圆、Φ440外圆、Φ340外圆、Φ224内孔、12-Φ22孔及6-M12内孔时，选择Φ700外圆及Φ224内圆作为精基准。2.3 工艺路线的设计

（1）工艺路线的设计

为保证几何形状、尺寸精度、位置精度及各项技术要求，必须判定合理的工艺路线。

由于生产纲领为成批生产，所以XH714立式加工中心配以专用的工、夹、量具，并考虑工序集中，以提高生产率和减少机床数量，使生产成本下降。

针对零件图样确定零件的加工工序为： 工序一：（Φ700毛坯外圆定位）1)粗车外圆及端面。

2)精车外圆至尺寸要求，留总厚余量2mm。3)钻Φ140孔中心孔。4)粗钻扩Φ140孔。

5)精钻扩Φ140孔至尺寸要求。6)倒圆角R2。

工序二：（Φ224圆柱面定位）1)粗车外圆及端面。

2)精车外圆及端面至尺寸要求。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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3)钻Φ224孔中心孔。4)粗钻铰锪Φ224孔。

5)精钻铰锪Φ224孔至尺寸要求。6)倒角C1.5。

工序三：（Φ22孔及工件下平面定位）1)钻12-Φ22孔。2)粗钻铰12-Φ22孔。

3)精钻铰12-Φ22孔至尺寸要求。工序四：（Φ22孔及工件上平面定位）1)钻6-M12螺纹孔。2)粗铰6-M12螺纹孔。

3)精铰6-M12螺纹孔至尺寸要求。4)所有面去锐边毛刺。2.4 确定切削用量和工时定额

切削用量包括背吃刀量、进给速度或进给量、主轴转速或切削速度（用于恒线速切削）。其具体步骤是：先选取背吃刀量，其次确定进给速度，最后确定切削速度。（参考资料《数控加工工艺及设备》）

工时定额包括基本时间、辅助时间、地点工作服务时间、休息和自然需要时间以及准备终结时间。2.4.1 背吃刀量ap的确定

根据零件图样知工件表面粗糙度要求为全部3.2，故分为粗车、半精车、精车三步进行。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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因此选择粗车的背吃刀量为3.5mm，半精车的背吃刀量取1.5mm，精车时背吃刀量取0.35mm。2.4.2 进给量f的确定

由文献[10]表2.4-73，选择粗车时：fz=0.20mm/z；精车时：fz=0.5mm/z

2.4.3 切削速度vc的确定

由文献[10]表3.1-74，选择粗车时：主轴转速n=900r/min；精车时：主轴转速n=1000r/min。

因此，相应的切削速度分别为： 粗铣时：vc精铣时：vcdn10001690010001000m/min45.2m/min m/min62.8m/min

dn10002010002.4.4 工时定额的确定

根据夹具的设计，下面计算工序四中Φ10mm孔的时间定额。（1）基本时间 由文献[8]得，钻孔的计算公式为： T基本式中：L1DcotKy(1~2)； 2LL1L2 nf L21~4，钻盲孔时，L2=0； L=17，L2=0，f=0.3，n=1000；

101181.57.5因此 L1cot22 所以 T基本177.500.082min

0.31000（2）辅助时间 文献[8]确定 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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开停车 0.015min 升降钻杆 0.015min 主轴运转 0.02min 清除铁屑 0.04min 卡尺测量 0.10min 装卸工件时间由文献[8]取1min

所以辅助时间

T辅助=（0.015+0.015+0.02+0.04+0.10+1）min=1.19min（3）地点工作服务时间 由文献[8]确定

取3%，（0.0821.19）3%min0.03815min

则T服务(T基本T辅助)（4）休息和自然需要时间 由文献[8]确定

取3%，（0.0821.19）3%min0.03815min

则T休息(T基本T辅助)（5）准备终结时间 由文献[8]，部分时间确定

简单件 26min 深度定位 0.3min 升降钻杆 6min 由设计给定1000件，则

min

T准终/n(260.36)/1000min0.0323（6）单件时间

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T总T基本T辅助T休息T服务T准终0.038150.0323)min

(0.0821.190.038151.381min（7）单件计算时间)min1.4129min

T单件T总T准终/n(1.3810.0323

2.5 各工序的设备、刀具、量具的设计

(1)选择NC加工机床

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，由于零件的复杂性及加工部位多，故选择立式加工中心。加工内容有：车外圆、钻孔、铰孔及倒角等，所需刀具不超过20把。选用立式加工中心即可满足上述要求。

本设计选用FANUC 18i-MateMC系统XH714立式数控加工中心，如图1所示。

图1 XH714立式数控加工中心

(2)机床主要技术参数

工作台面积(长×宽)900×400 mm 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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工作台左右行程(X向)630 mm 工作台前后行程(Y向)400 mm 主轴上、下行程(Z向)500 mm 工作台最大承重 600 kg 主轴端面至工作台面距离 250—760 mm 主轴锥孔 MAS403 BT40 刀库容量 ≥12 把 刀具最大尺寸 φ100×250 mm 主轴最高转速 8000 rpm 进给速度 5-8000 mm/min 快速移动速度 20000 mm/min 主电机功率 7.5/11KW 定位精度 X:0.016 mm，Y、Z：0.014 mm全程 重复定位精度 X:0.010 mm，Y、Z:0.008mm全程 进给电机扭矩 FANUC 8 N.m 数控系统 FANUC 0i-MateMC 插补方式 直线插补、圆弧插补（3）机床性能

XH714为纵床身，横工作台，单立柱立式加工中心机床；可以实现X、Y、Z任意坐标移动以及三坐标联动控制；X、Y、Z三坐标轴伺服进给采用交流伺服电机，运动平稳；X、Y、Z三轴采用进口精密滚珠丝杠副，及进口滚珠丝杠专用轴承支承；主轴采用交流伺服调速电机，其额定功率 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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11KW；主轴最高转速为8000rpm。主轴轴承采用高速、高精度主轴轴承，油循环冷却；采用蝶形弹簧夹紧刀具，气压松刀；刀库为20把刀的斗笠式刀库，无机械手换刀。2.6 工艺文件的设计

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出机械加工工艺过程卡片及工序卡片。见附表1~3：机械加工工艺过程卡片；附表4~7：数控加工工序卡；附表11~16：数控加工进给路线图。2.7 数控加工刀具卡片的设计

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出机械加工刀具卡片。见附表8~10：机械加工刀具卡片。2.8 数控编程

根据2.3 工艺路线的设计的工序安排，编出数控加工程序。见附表17：数控加工程序。法兰盘钻Φ10孔夹具工序工艺装备的设计

3.1 夹具设计方案的设计

根据法兰盘的特点对夹具提出了两个基本要求：一是保证夹具的坐标方向与机床的坐标方向相对固定。二是要能协调法兰盘零件与机床坐标系的尺寸。除此之外，重点考虑以下几点：

1、在成批生产时，才考虑采用专用夹具，并力求结构简单。

2、夹具上个零件部件应不妨碍机床对零件各表面的加工，即夹具要敞开，其定位。夹紧原件不能影响加工中的走刀。

根据课题要求，批量生产1000件法兰盘零件，故需要设计专用夹具 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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进行装夹。

3.1.1 夹具的定位方案的设计

工件定位方案的确定，首先应考虑满足加工要求。按基准重合原则，选用Φ18孔以及工件底平面作为定位基准，定位方案如图3-1所示。

平面机构自由度计算公式为：F3n2PLPH，其中：n 为活动构件，n=N-1，N为构件； PL — 低副；

PH — 高副；

所以：F3n2PLPH322300

即2个支承钉及定位心轴限制工件的x、y方向的转动度以及z方向的移动度，可换圆柱销及可换菱形销限制工件的x、y方向的的移动度以及z方向的转动度。

图3-1 法兰盘的定位方案 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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3.1.2 夹具的夹紧方案的确定

工件夹紧方案的确定，取工件的Φ55圆柱端面进行夹紧，采用六角厚螺母夹紧机构，如图3-2所示。采用六角厚螺母夹紧机构，在夹具设计过程中，以考虑工件的受力情况，故在Φ55圆柱端面与六角厚螺母之间增加平垫圈，平垫圈在此处起到缓冲、平衡受力及保护端面不受伤害的作用。采用六角厚螺母通过平垫圈将工件在侧面夹紧，其结构紧凑、操作方便。

图3-2 法兰盘的夹紧方案

3.1.3 夹具对刀装置方案的确定

因考虑零件的复杂性，故将夹具本次零件加工选择机床对刀点在工件 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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坐标系的Φ95外圆上，这有利于保证精度，减少误差。

采用试切的对刀方法：具体步骤为该零件选择Φ95外圆为编程零点，本次试切首先选择零件的右侧面为试切点，左右拨动主轴，手轮移动X轴，使刀具微碰零件，此时记下X的机械坐标输入到G54或G55的X中，本次试切再选择零件的外圆顶点为试切点，上下拨动主轴，手轮移动Y轴，使刀具微碰零件，此时记下Y的机械坐标输入到G54或G55的Y中，至此，X，Y轴对刀完成；Z轴的对刀，如以工件外圆顶点为0点，将铣刀擦到工件表面，记下此时Z轴的机械坐标，输入到G54或G55中。3.1.4 夹具与机床连接方案的设计

因考虑零件的加工复杂性，本套夹具选择孔系夹具，它的元件以孔定位，螺纹连接，元件定位精度高，夹具的组装简便，刚性好，又便于数控机床编制加工程序。

3.2 夹具的结构设计

在选择夹具体的毛坯的结构时，从结构合理性、工艺性、经济性、标准化的可能性以及工厂的具体条件为依据综合考虑。在《机床夹具设计手册》表1-9-1为各种夹具体毛坯结构的特点和应用场合。则选铸造结构，因为其可铸造出复杂的结构形状。抗压强度大，抗振性好。易于加工，但制造周期长，易产生内应力，故应进行时效处理。材料多采用HT15-30或HT20-40。在夹具体上还进行倒角，以便增加夹具的强度及刚度。

3.3 夹具的理论计算

3.3.1 定位误差的分析与计算 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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本套夹具是定位误差主要是一面两孔定位所产生的，因此只需计算两定位销的定位误差即可。

1）确定定位销中心距及尺寸公差 取LdLD0.12mm0.04mm1313

故两定位销中心距为71±0.02mm 2）确定圆柱销尺寸及公差

取Φ11H8=Φ1

10.0060.017mm 3）参考文献[8]中表4-3选取菱形销的b1及B值

取b1=4mm，B=d-2=（11-2）mm=9mm 4）确定菱形销的直径尺寸及公差

取补偿值：a=Ld+LD=（0.06+0.02)mm=0.08mm，则

X2min2ab120.084mm0.053mmD2min12

所以d2maxD2minX2min(110.053)mm10.947mm

菱形销与孔的配合取h6，其下偏差为-0.011mm，故菱形销直径为

0.053 Φ10.94700.011mm=Φ110.064mm 0.053 所以d2maxΦ110.064mm 5)计算定位误差

基准位移误差为：

YD1d1X1min[0.027(0.0060.017)(00.006)]mm0.044mm

转角误差为： arctanX1maxX2max(0.0270.017)(0.0270.064)0.135arctanarctan

2L271142 则314，双向转角误差为628。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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3.3.2 夹紧力的分析与计算

本套夹具靠六角厚螺母实现夹紧。因此，夹紧力的计算则在于六角厚螺母所需的力。

六角厚螺母夹紧力P按3.2公式计算：

TQrtanf ……………………………………………（3.2）

Q — 夹紧力，；

 — 螺纹升角，M16选229；

 — 螺纹摩擦角，=10；

 — 支撑表面摩擦力矩的计算力臂，选择d0155； f — 螺母支撑面的摩擦因素，选择f=0.178；

1313通过计算，M16孔定位的螺钉所需夹紧力为：T=180N 因为六角厚螺母需在两端进行夹紧，故夹紧力为双倍。因此总共所需夹紧力为：T总=2T=180N×2=360N

3.4 夹具的使用操作说明

本夹具用于加工法兰盘的∅11孔（工件材料45钢）。工件以∅32和∅16孔、∅11孔分别在定位心轴

8、可换定位销7及可换定位销9上定位，通过在定位心轴8上旋动六角厚螺母4使平垫圈3接触工作，从而达到夹紧工件的效果。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

制定输出连接法兰数控加工工艺 数控加工零件的三维仿真图

图4-1 钻6-M12螺纹孔 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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图4-4 铰12-Φ22孔 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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图4-6铣侧槽 湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

制定输出连接法兰数控加工工艺 结论

（1）通过对零件和夹具的三维造型，实战练习了UG三维造型软件的造型模块和AtuoCAD工程图模块，加深了AutoCAD二维软件的操作和理解。

（2）通过对夹具的理论计算，证明本套夹具具有可行性。（3）通过对零件的加工仿真，证明数控加工程序具有可行性。（4）通过对夹具的三维建模，证明夹具的设计具有可行性。（5）对使用Office办公软件时，还需要多加熟练。

（6）在进行UG三维建模时，了解了计算机辅助制图编程软件的功能及使用方法。

（7）在用Auto CAD、UGNX7.0等软件时，还需要多熟练快捷键的使用，从而提高效率。

（8）设计过程中应用到的材料力学、机械原理、机械设计、数控编程等方面的知识。通过设计，加深了对所学知识在脑海中的印象，并提高了在实际中应用所学知识的能力。

同时，也认识到数控技术的应用不但给传统制造业带来了革命性的变化，是制造业成为工业化的象征，而且随着数控技术的不断发展和应用领域的扩大，它对国际民生的一些重要行业的发展起着越来越重要的作用，因为这些行业所需装备的数字化已是现代发展的大趋势。湖南科技大学潇湘学院专业模块课程设计

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参考文献

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制定输出连接法兰数控加工工艺

附录

附录1.机械加工工艺过程卡片 附录2.机械加工工艺过程卡片 附录3.机械加工工艺过程卡片 附录4.数控加工工序卡 附录5.数控加工工序卡 附录6.数控加工工序卡 附录7.数控加工工序卡 附录8.数控加工刀具卡片 附录9.数控加工刀具卡片 附录10.数控加工刀具卡片 附录11.数控加工进给路线图 附录12.数控加工进给路线图 附录13.数控加工进给路线图 附录14.数控加工进给路线图 附录15.数控加工进给路线图 附录16.数控加工进给路线图 附录17.数控加工程序 附录18.法兰盘二维图及三维图