机械设计实例

手动螺旋压力机

力。实现这种转变的运动方式是螺杆回转并作直线运动。

采取这种方式实现运动转变，除螺纹副外，还要有一定的结构条件。螺母不动，就需要周向和轴向固定，螺杆回转并作直线运动，就要有轴承和导轨。这些都要通过二者的支承结构来保证。在本压力机螺母通过与横梁过盈配合而周向和轴向固定，其凸缘抵住横梁，更能直接防止在受螺杆自下而上压力时脱出。螺杆相对螺母转动，螺母是个自然的支承。当螺杆转动并下压工件时，其末端还需要止推轴承。本压力机采用滑动轴承，摩擦阻力虽较滚动轴承大，但在人力操作短暂运动中影响不大，而压紧工件后反而不易松动，构造也简单。螺杆末端压块可沿支柱滑动，支柱兼有导轨作用。

螺杆时主要传力件，易用钢制，如45钢。螺母材料的选择要考虑与螺杆配合时摩擦系数小和耐磨，可选青铜，如ZQSn6-6-3、ZQSn10-1等减摩性较好的材料。横梁可用钢或铸铁，根据强度要求而定。支柱易用钢以保证上下螺纹部分的强度。至于底板可用铸铁。 螺纹的选择主要是牙型和线数，要从省力、省时、自锁、效率及强度等方面来考虑。 由螺旋机构计算公式可知，在一般的材料、工艺和使用条件下，螺纹副的摩擦系数有一定的大小，因此影响省力、自锁和效率的主要因素是升角λ。

λ小则省力且容易满足自锁条件。螺纹副的摩擦力小则省力效率高，但不易满足自锁条件。螺纹副的实际摩擦力小还与牙型角β有关，β大则实际摩擦力大，由于β的影响不如λ显著，设计时可不作考虑。

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λ大则效率高，λ>30°效果不显著；λ>45°后，效率随增大而迅速降低。当λ接近90°时，螺纹几乎与其轴线平行。市区斜面作用而无效率可言。

由螺旋机构计算公式可知，省时与导程L 的大小有关，因而也与λ有关。

当螺纹外径一定时，λ的大小有决定于螺纹的线数n ，和螺距s ，n 和s 小则λ小。

常用的传动螺纹有矩形、梯形和锯齿形螺纹。矩形螺纹的β=0，摩擦小，效率高，但牙根弱。梯形和锯齿形螺纹的β>0，摩擦大，效率低，但牙根强。锯齿形螺纹宜于受单向力。

本压力机设计，省力比较重要，省时也应考虑，自锁有助于压紧工件，而效率不是突出问题；螺杆受压，螺纹的螺距最好小些，使螺纹部分有较大的内径，又螺杆受单向压力，但从人力操作的角度来看，不必选牙型不对称的锯齿形螺纹，不过应注意螺纹牙根要有较高的强度。根据以上分析，可选螺距小的双线梯形螺纹。

在分析摞干螺母等的结构的尺寸时，或者在计算尺寸和校核强度时，应先查清它们所受的外力，进而了解它的内力。

扳动手柄的力矩要克服螺纹副的螺纹力矩和螺杆末端的滑动轴承的摩擦力矩。螺杆受的压力通过相旋合的螺纹牙依次传给螺母（假设各圈螺纹牙受力均匀），螺母通过凸缘把力传给横梁，又经横梁和支柱把力传给底板，横梁、支柱和底板构成一个力的封闭系统。底板用螺栓紧固到工作台或其他支承件上，以防止压紧工件时底板在扳动力矩的作用下回转。由此大螺杆的内力图，从图中可以看出，螺杆和螺母旋合的那一段同时受压和扭。

本实例没有给出压力机设计的原始参数，但可根据可能施加到手柄上的最大力来设计，并选用适当的安全系数以考虑使压力机超载的一些偶然因素，例如用管子套在手柄上以加长扳动力臂，用重锤猛击手柄末端等。

设计到手柄末端的最大力为400N ，手柄长度为300mm ，则扳动力矩为T=400×300=120000N.mm。

螺纹的尺寸可根据螺杆受压强度如下估计。

取螺距s=6mm，则导程L=ns=2×6=12mm，则手柄扳动螺杆回转一圈，螺杆移动12mm ，这个速度是比较合适的。

忽略螺纹副和螺杆末端支承处的摩擦（根据这样假说，扳动力矩全用在产生螺杆压力上，计算所得的螺杆压力大，等于选一较大安全系数），根据功的原理得

扳动手柄一圈所作之功=螺杆压力所作之功，即对被压工件所作之功

设F 为螺杆轴向压力，则当扳手转动一圈时，有，

120000×2π=F×12

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由此得

F =120000⨯2⨯π=6283212N

不计螺杆所受扭矩，取45钢的[σ]=80MPa，按纯压计算所需螺杆最小直径，即螺纹部分的内径d 1，

d 1=4F 4⨯62832==31. 6π[σ]80πmm

由GB784-65选出螺距s=6mm的梯形螺纹，外螺纹外径d=40mm，内径d 1=33mm；内螺纹外径d ’=41mm，内径d 1’=34mm；螺纹中径d 2=37mm，螺纹升角为

考虑到润滑情况一般，取螺纹副的摩擦系数f ’=0.15，则摩擦角为ϕ=atan f ’=8°31’51”；λ

现在即如螺杆所受扭矩来校核螺杆强度，由图可知，螺杆螺纹部分受压扭复合应力，

⎛4F ⎫⎛T ⎫⎛4⨯62832⎫⎛120000⎫⎪ ⎪σ= +3=+3⨯=78. 9 ⎪ 22⎪ πd 2⎪ 0. 2d 2⎪π⨯330. 2⨯33⎝⎭⎝⎭1⎭⎝1⎭⎝2222MPa

45钢的屈服极限σs =300MPa，查得安全系数为3，得[σ]=σs /3=100MPa，可见螺杆强度足够。由于受压长度小，可不考虑螺杆的稳定性。

螺母高度H 可由式耐磨性条件决定，梯形螺纹工作高度h=0.5s=0.5×6=3mm，将表中的数据25MPa 按人力操作提高20%，得[p]=30Mpa，于是，

H =Fs 62832⨯6==36. 04πd 2h [p ]π⨯37⨯3⨯30mm ，取H=36mm 螺纹旋合圈数z =H 36==6

校核螺纹牙强度。螺母材料为青铜，叫螺杆材料弱，按螺母计算。

螺纹牙的剪切强度：梯形螺纹牙根宽度t 1=0.65s=0.65×6=3.9mm，取[τ]=40MPa ，得， τ=F 62832==20. 846πd ' t 1z π⨯41⨯3. 9⨯6MPa

螺纹牙的弯曲强度：取[σb ]=60MPa ，得，

σb =3Fh 3⨯62832⨯3==48. 1072πd ' t 1z π⨯41⨯3. 9⨯6MPa

螺母母体受拉，其凸缘受剪和弯，并与横梁挤压，横梁受弯，支柱螺纹部分兼受拉扭，200

手柄受弯，底盘螺栓组联接受旋转力矩作用，螺杆末端滑动轴承有磨损问题等等，这些计算从略。

由自锁条件知，满足自锁条件的螺纹副，其λ最大值为ϕ，取λ=ϕ，则，

η=tan ϕ

tan 2ϕ=1

2-1

2tan 2ϕ

因为tan 2ϕ是个正数，可见自锁螺纹副的效率最高不超过50%。

本压力机中，螺纹副的实际效率：

η=tan λtan 5 53

tan(λ+ϕ) =' 39"

tan(5 53' 39+8 31' 51" ) =0. 1032

0. 2572≈0. 40，即40%

把螺杆末端支承处的摩擦损失计入，整个压力机的效率还要低于这个数值。

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