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??arctan?arctan?arctan?3.8760
?d2?d23.14?23.5?v?arctanf0.10 ?arctan?5.910cos?cos15snp1?5故，??3.8760??v?10?4.910
所以自锁性可保证。
4.1.4. 螺杆强度校核
受力较大的螺杆需进行强度计算。螺杆工作时承受轴向力F及转矩T的作用。螺杆危险截面上既有压缩应力，又有切应力。因此，校核螺杆强度时，应根据第四强度理论求出螺杆危险截面的计算应力?ca，强度校核公式为：
?Ca?T?F???2?3?2????3??W?A??T2??????? （式4.13） ?2式中: F-------螺杆所受的轴向压力，N；
A-------螺杆危险截面的面积；A??4d12,mm2；
3?d1WT----螺杆螺纹段的抗扭截面系数,WT?16?Ad1,mm3； 4d1--------为螺杆螺纹的小径（mm）；
???---为螺杆材料的许用应力（Mpa）；
T------为螺杆所受转矩（N.mm）； 其中扭矩
T?Ftan????v?d223.5?32?103N?tan3.8760?5.910??64.672N.M 22??式中：?为螺纹中径处螺纹升角；?v为当量摩擦角。 查手册GBT699---1999.45钢的?s?355Mpa， 教材表5-13，如下表
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表 滑动螺旋副材料的许用应力
项目 钢制螺杆 许用应力/Mpa ?????s/3?5, ?s为材料的屈服极限/Mpa 材料 青铜 许用弯曲应力??b? 40-60 50-60 45-55 （1.0-1.2）??? 许用切应力?T? 30-40 40 40 0.6??? 螺母 耐磨铸铁 铸铁 钢 注：静载荷许用应力取大值。 安全系数3-5，取3。
?????s3?355?128.33Mpa 3故有：
?Ca?4F??T??4?32?103??64.672?103????3.14?20.52???3???0.2?20.53???116.77Mpa?????128.33Mpa??d2???3??0.2d3????????1??1??2222所以得到强度校核满足设计要求。 4.1.5. 螺杆稳定性校核 (1)计算柔度γ=
?li
螺杆一端固定，一端自由，长度系数μ=2；螺杆最大受力长度L由起重高度l1、螺母高H、铰支头高及螺杆轴向预留余量l2决定，其中l2?1.5d。
因此，螺杆的工作长度l?l1?惯性半径i=
H47?l2?90??1.5?23.5?148.75mm，螺杆危险截面22d120.5??5.125mm 。 44毕业设计说明书
γ=
所以需要校核。 (2)计算临界载荷： 查手册表1-6，E取200GP。
?L2?148.75=?58.048 >40 （式4.24） i5.1253.14?20.5?10?3I==
6464?d14??4?0.8732?10?8M4
（式4.25）
?2EI3.142?200?109?0.8732?10?8??194.549KN 因此：FC=2?32??l??2?148.75?10?FC194.549?103?=6.079≥S=4 F32?103（式4.26）
稳定性满足设计要求。
4.2螺母的设计计算
14.2.1 选取螺母材料
螺母选较软的材料锡青铜由上表3.1选取材料为 ZCuSn10P-1。 24.2.1 确定螺母高度H'及螺纹工作圈数U
螺母高H'： H'??d2?2?23.5?47mm （式4.2） 螺纹工作圈数z：z?H47??9.4 （式4.3） P5考虑到退刀槽的影响，实际螺纹圈数u'?u?1.5=10.9（u'应圆整）考虑到螺纹圈数越多载荷分布越不均匀，故u不宜取大，此次设计u取11。 所以螺母的实际高度
H?U'P?11?5?55mm
34.2.1 校核螺纹牙强度
由上表查得青铜螺母螺纹牙许用弯曲应力[?]?40?60MPa,；
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许用剪切应力[?]?30?40Mpa；
梯形螺纹螺纹牙根宽度b?0.65p?0.65?5?3.25mm； 梯形螺纹螺纹牙工作高度h?0.5p?0.5?5?2.5mm。则： ①弯曲强度校核：
??3Fh3?32000?2.5??24.824Mpa?[?], 合格 （式4.5） 22?D4zb3.14?26.5?11?3.25②剪切强度校核：
??F32000??3.309MPa?[?]，合格 （式4.6）
z?D4b211?3.14?26.5?3.252式中：D4——螺母螺纹大径，mm.
Z——螺母螺纹工作圈数。
44.2.1 螺母外部尺寸计算 （1）计算确定D3
螺母悬置部分受拉伸和扭转联合作用，为计算简单，将F增大30%，按拉伸强度计算得：
σ=
1.3F?(D?D4)4232≤[σ] （式4.10）
式中，[σ]为螺母材料的许用拉伸应力，可取[σ]=0.83[σb]，由上表取 [σb]=50Mpa，因此[σ]=0.83[σb]=41.5Mpa。故 D3≥1.66取D3=45 mm （2）确定D5和a
按经验公式D5=（1.3～1.4）D5及a=
F????D4?1.66232000?26.52?44.5mm （式4..11） 41.5H可求： 3D5=（1.3～1.4）×45=58.5-63mm 取D1=60 mm （式4.12） a=
H47=?15.666mm 取a=18mm （式4.13） 33毕业设计说明书
（3）校核凸缘支承表面的挤压强度，强度条件为：
σp=
?D52?D32?4F??4?32000?25.88Mpa≤[σp] （式4.14） 223.14?60?45??满足设计要求。
（4） 校核凸缘根部弯曲强度：
?60?45??15.727MPa?[?] （式4.15） MFD1?D3/41.5?32000σp==?W?D3a2/63.14?45?182满足设计要求。 （5）校核凸缘根部剪切强度，强度条件为：
τ=
F≤[τ] （式4.16） ?D3a??式中，螺母材料的许用切应力[τ]=35Mpa 故：τ=
F32000??12.58MPa?[?] （式4.17） ?D3a3.14?45?18满足设计要求。
4.3手柄设计计算
4.3.1 拖杯与手柄的结构：
确定手柄长度，则手柄上的工作转矩为：
33?d01?2D0T=FHLH=T1+T2=F?d2tan?????fc222?3D0?d0???? （式4.18） ?式中：T1、T2——分别为螺纹副摩擦力矩及拖杯与接触面摩擦力矩（N·mm）；
fc————拖杯与支承面的摩擦系数，fc=0.15；
D0————托杯底座与支承面接触部分外径（mm），由经验公式D0?(1.6?1.8)d确定，
取D0?54mm；
d0 ————托杯底座与支承面接触部分内径（mm），取d0=21mm,FH为手作用在手柄上
的力（N）；
LH————手柄有效长度（mm）。