平衡吊 本科畢業(yè)設(shè)計說明書

摘要PAGEII畢業(yè)設(shè)計說明書GRADUATEDESIGN設(shè)計題目：平衡吊的結(jié)構(gòu)設(shè)計學(xué)生姓名周殿斐專業(yè)班級：09機(jī)械5學(xué)院：萬方科技學(xué)院指導(dǎo)教師：李延鋒摘要在工廠車間里搬運重物，往往都是采用起重機(jī)、電葫蘆、工業(yè)機(jī)械手等。但對于需要頻繁吊裝、作業(yè)時間短的場合，如機(jī)床上下工件，裝配工作吊裝零部件，流水線上的定點工作等等；對于要求比較精確定位的場合，如鑄造中的下芯、合箱等等，一般起重設(shè)備常不適用，工業(yè)機(jī)械手多用于生產(chǎn)自動線上或單一的重復(fù)操作，而且成本較高，目前，一般車間使用較少。近年來，出現(xiàn)的一種新型的定點起重設(shè)備“平衡吊”，適用于幾十到幾百千克工件的定點頻繁吊運，在工業(yè)生產(chǎn)中起到了極其重要的作用，平衡吊的結(jié)構(gòu)簡單，操作靈活，吊重后除能作上下升降外，能在水平面內(nèi)作360度回轉(zhuǎn)運動，只需要輕輕推拉，就可使吊物隨時穩(wěn)穩(wěn)地停留在意欲停留的位置上，做到隨遇平衡。本文闡述了平衡吊的基本原理，并對其平衡條件及桿系的平衡方法進(jìn)行了分析和研究，對平衡吊的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計計算。關(guān)鍵詞：平衡吊；原理應(yīng)用；力學(xué)分析；結(jié)構(gòu)設(shè)計河北理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）AbstractPAGEPAGEIIIAbstractTransportstheheavyiteminthefactoryworkshop,oftenallisusesthehoistcrane,thetelpher,theindustrymanipulatorandsoon.Butregardingneedsthefrequenthoisting,theworktimeshortsituation,likeaboutenginebedworkpiece,installationworkhoistingsparepart,inassemblylinefixed-pointworkandsoon;Regardingtherequestquitepinpointingsituation,likeinthecastingundercore,gathersboxandsoon,thegeneralhoistingequipmentsarenotoftensuitable,theindustrymanipulatorusesinproducingfromthegeneratrixinorthesolerepetitionoperation,moreoverthecostishigh,thegeneralworkshopuseareatpresentfew.Inrecentyears,appearedonekindofnewfixedpointhoistingequipment“thebalancehung”,wassuitableinliftsfrequentlyseveraldozenstoseveralhundredkilogramworkpiecefixedpoints,playedtheextremelyvitalroleintheindustrialproduction,thestructurewhichthebalancehunghasbeensimple,theoperationwasnimbleabout,afterthecranebesidescoulddorisesandfalls,couldmake360degreegyroscopicmotionsinthehorizontalplane,onlyneededgentlyonrollers,mightcausetohangthethingsteadilytopauseasnecessaryinthepositionwhichcaredfortopause,achievedtheindifferentequilibrium.Thisarticleelaboratedthebalancehangsthebasicprinciple,andhascarriedontheanalysisandtheresearchtoitsequilibriumconditionandthepoledepartment'sbalancedmethod,hungthestructuretothebalancetocarryonthedesigncalculation.KeyWords：Thebalancehangs,Principleapplication,Mechanicsanalysis,Structuraldesign目錄PAGE20目錄1平衡吊的工作原理及平衡條件 31.1平衡吊的結(jié)構(gòu)和工作原理 31.2平衡吊的平衡條件 42平衡吊的運動分析 83平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 113.1工作條件的確定 113.2滾道C和絲杠螺母A的位置尺寸的確定 113.2.1絲杠螺母A的上下極限位置的確定 113.2.2滾輪C的左右極限位置的確定 123.3初定各桿長度 133.4不計自重時，各桿截面尺寸的設(shè)計 143.4.1FED桿截面尺寸的設(shè)計 143.4.2ABD桿截面尺寸的設(shè)計 173.4.3EC桿和BC桿截面尺寸的設(shè)計 204桿件自重對平衡的影響及其平衡辦法 224.1各桿件自重在C點處引起的失衡力的大小 224.2消除各桿自重引起的失衡措施 264.3估算各桿質(zhì)量，計算配重 274.3.1各桿質(zhì)量的估算 274.3.2用質(zhì)量代換法計算配重 285平衡吊傳動部分的設(shè)計 315.1滾珠絲杠副的選擇 315.2電動機(jī)的選擇 375.3減速器的選擇 415.4聯(lián)軸器的選擇 436平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計 466.1滾動軸承的類型的選擇 466.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號選擇 476.3回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖 497平衡吊各鉸鏈處的設(shè)計 50結(jié)論 52參考文獻(xiàn) 53謝辭 541平衡吊的工作原理及平衡條件1平衡吊的工作原理及平衡條件1.1平衡吊的結(jié)構(gòu)和工作原理平衡吊的結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要分為傳動、桿系和回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)三個部分。傳動部分是完成起吊重物功能的機(jī)構(gòu)，由電動機(jī)、減速器、聯(lián)軸器等帶動絲杠回轉(zhuǎn)，驅(qū)使螺母升降，從而完成吊鉤在垂直方向的升降運動。該部分也可由氣缸、油缸代替完成起重物的功能。圖1桿系部分是一平行四連桿機(jī)構(gòu)，它由ABD、DEF、BC、CE四桿組成，在B、C、D、E處用鉸鏈連接，其中BC∥＝DE，BD∥=CE。在C點安裝有滾輪，可以沿水平導(dǎo)軌滾動，當(dāng)C點沿水平方向移動時，吊鉤F點作水平運動。傳動部分和桿系通過回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)安裝在立柱上，可以使吊鉤繞立柱回轉(zhuǎn)360°。平衡吊的水平運動和繞立柱的回轉(zhuǎn)運動，用手在吊鉤處輕輕推動即可獲得，而升降運動可以通過操作按鈕由電機(jī)來完成。1.2平衡吊的平衡條件平衡吊的平衡是指：吊鉤F點無論空載還是負(fù)載，運行到工作范圍內(nèi)的任何位置后都可以隨意停下并保持靜止不動，即達(dá)到隨遇平衡狀態(tài)。由圖l可知A點的運動是由傳動部分控制的，當(dāng)在一定高度時，可以將A點看作一個固定鉸鏈支座，C點的水平移動是引起F點水平運動的原因，如果吊鉤F在任何位置(起重或空載)時，F(xiàn)點、C點、A點只有垂直方向的反力且合力為零，那么支座C點的水平受力為零，平衡就可以得到。為便于分析問題，假設(shè)桿系的自重及各鉸鏈點之間的摩擦均忽略不計。根據(jù)靜力學(xué)的原理，平面力系中某一桿件同時受三力作用，則三力必交于一點，叫做三力桿。某一桿件同時受二力作用且二力的作用點在兩個端點，則二力必然大小相等方向相反，叫二力桿。故CB、CE為二力桿。其受力方向沿鉸鏈連線。ABD、DEF為三力桿。三力平衡時，其力必匯交于一點。先分析DEF桿件。在F點吊起重物時，其方向垂直向下，CE桿通過鉸鏈E壓給DEF桿的作用力的方向為沿CE連線方向，力與交于K點，則第三個力，即ABD桿通過鉸鏈D作用于DEF桿的力，必通過D點交于K點方向可由力三角形得出，如圖2所示。圖2其次再分析ABD桿件，根據(jù)作用與反作用的道理，顯然，桿件DEF通過鉸鏈D給桿ABD以反作用′，方向如圖3所示。二力桿BC通過鉸鏈B給桿ABD的作用力沿BC方向，′力與力交于J點，則第三個力即固定鉸鏈A對ABD桿的支反力必然通過J點，其方向由力三角形提出，如圖3所示。圖3如前所述，平衡吊要達(dá)到平衡，支反力必須為鉛垂方向的力?，F(xiàn)在將這兩個構(gòu)件的受力分析綜合到一起來研究。如圖4所示，由于在力多邊形中，力與力同為鉛垂方向，力與力的水平投影是等長的，即力與的水平分力大小相等方向相反，處于平衡狀態(tài)，故C點無水平分力。圖4在什么條件下才能保證支反力保持鉛垂方向，根據(jù)上述受力分析，只有當(dāng)機(jī)構(gòu)在任意一個位置下，都能做到：過F點做一條鉛垂線FK與EC桿的延長線相交于K點，再連接K、D兩點并延長與BC桿的延長線相交于J點，而J點正好過A點所作的鉛垂線上，才能使支反力保持鉛垂方向。要做到這一點，滿足機(jī)構(gòu)的幾何條件為：△KEF∽△ABJ△KDE∽△DJB相似三角形的對應(yīng)邊成比例關(guān)系，得到：EF∶EK=BJ∶ABDE∶EK=BJ∶BD由以上兩式得到：EF∶DE=BD∶AB假設(shè)：ABD=H，AB=h，BD=H1DEF=L，DE=l，EF=L1則：或者：即：為放大系數(shù)這就是說，只要桿系各桿件滿足上述關(guān)系式，機(jī)構(gòu)即可在任意位置達(dá)到平衡。同時，從圖5中還可以看到另一個重要現(xiàn)象，即A，C，F(xiàn)三點共線。證明如下：∵FE∥BC∴∵EC∥AB∴又∵∠FEC=∠CBA∴△FEC∽△CBA得到：FC∥CA因為C點為FC和CA的共同點，所以FC與CA必須在同一直線上，即F，C，A三點共線。2平衡吊的運動分析2平衡吊的運動分析下面針對當(dāng)A點升降和C點移動時，作釣鉤F的運動分析。1.當(dāng)A點不動時，F(xiàn)點的運動規(guī)律如圖5，過C點作一條水平線MN，A點與F點在此水平線上的投影分別為M、N兩點。假設(shè)此時C點平移至C′點，F(xiàn)點平移至F′點。同樣F′、C′、A三點共線。F′點在MN線上的投影為N′點。C點未移動時：∵△FEC∽△CBA△FNC∽△AMC∴FN=（）×AM……….（1）C點移動后：∵△F′E′C′∽△C′B′A△F′N′C′∽△AMC′∴F′N′=（）×AM……….………...（2）由（1）、（2）式得出：F′N′=FN即證明C點水平移動時，F(xiàn)點在水平方向上作水平移動。∵△AFF′∽△ACC′∴FF′=CC′即F點的水平移動速度為C點的倍，如果C點作勻速運動，F(xiàn)點也作勻速運動。2.當(dāng)電機(jī)帶動A點運動時，F(xiàn)點的運動規(guī)律此時將C點看作一個固定鉸鏈支座，見圖6。圖6當(dāng)A點移至A′點時，A′、C、F′三點共線（道理同上）。過C點作水平線NM，F(xiàn)N⊥NM∵△FEC∽△CBA∴…..（3）同理：∵△FNC∽△AMC∴….（4）由上述可以得到：△CNF′∽△CMA′NF′∥MA′故知F點在垂直方向上運動，其大小可由△CNF′∽△CMA′得到：…………...（5）即F點的垂直移動速度為A點的倍，如果A點作勻速運動，F(xiàn)點也作勻速運動。3平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計3平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計3.1工作條件的確定在一般工廠車間里，通常加工的零件的重量都在100㎏以下，且機(jī)床和機(jī)床之間的距離3～5m左右，平衡吊應(yīng)放置在兩機(jī)床之間，保證兩邊的上下工件工作都能滿足?，F(xiàn)初定平衡吊的工作條件如下：額定起吊重量：G100㎏最大回轉(zhuǎn)半徑：Rmax2500㎜水平變幅：b1900㎜最大起吊高度：h2000㎜垂直變幅：S1800㎜提升速度：v6m/min桿件材料：Q2353.2滾道C和絲杠螺母A的位置尺寸的確定根據(jù)平衡吊的力學(xué)平衡原理分析已知：A、C、F三點共線。且有這樣的關(guān)系，。（處取=10）即有：1.當(dāng)A點固定不動時，滾輪C的水平移動使重物G在水平方向移動，且重物的移動距離與滾輪C的移動距離呈倍的關(guān)系。由水平變幅為1900㎜可以得出滾道的理論長度為190㎜。2.當(dāng)C點固定不動時，絲杠螺母A的豎直方向的移動使重物G上升或下降。同樣有重物移動的距離是A的移動距離的（）倍。由豎直變幅為1800㎜可以得出絲杠螺母的移動距離為200㎜。3.2.1絲杠螺母A的上下極限位置的確定以A、C、F點作為研究對象。如圖7所示，設(shè)滾輪C固定不動，F(xiàn)點隨絲杠螺母A的移動而移動。F′、F、A、A′、分別為上下極限位置。圖中過C點作水平線交FF′于P點，交AA′于Q點，交立柱中心線于O點。則FF′=S=1800㎜，AA′=200㎜∵△FF′C∽△AA′CFC∶AC=（）∶1=9∶1令：F′P=630㎜，PF=1170㎜得：AQ=130㎜，QA′=70㎜即以滾輪C所在平面為基準(zhǔn)時，絲杠螺母能到的極限位置為上130㎜，下70㎜。圖73.2.2滾輪C的左右極限位置的確定由于C點的左右移動只引起釣鉤F點的水平移動，而已知平衡吊的水平變幅為1900㎜，所以如圖8所示，設(shè)絲杠螺母A固定不動，F(xiàn)、F′、C、C′分別為左右極限位置，圖中過C點作水平線，過A點作豎直線，二者交于P點。過FF′作水平線交立柱中心線于O′點交AP延長線于Q點。則有：FF′=1900㎜，F(xiàn)O′=2500㎜，CC′=190㎜∵△AC′P∽△AF′Q即：F′Q=C′P………………（6）又由圖可知：F′O′=FO′－FF′=2500㎜－1900㎜=600㎜O′Q=OP=OC′＋C′P設(shè)C′P=X，則有：F′O′＋OC′＋X=X600＋OC′＋X=X600＋OC′=9X令：OC′=120㎜，則有：X=80㎜，CO=70㎜即是以柱中線為基準(zhǔn)時，滾輪C能到的理論極限位置為左70㎜，右120㎜，絲杠螺母與立柱中心的水平距離為200㎜。圖83.3初定各桿長度各桿長度必須滿足能夠使F點到達(dá)最高，最低，最左，最右四種極限位置。又由平衡吊的原理可以知道∠FDA隨著ACF長度的增大而增大，且有關(guān)系：即ACF直線隨AC長度的變化而變化，當(dāng)AC最大時∠FDA最大。由3.2中確定的尺寸可知當(dāng)A在最高點，C在最左邊時AC取得最大值：ACmax=≈299.7㎜所以ACF的最大值為：ACFmax=10ACmax=2997㎜由三角形原理有：三角形的任意兩邊之和必須大于第三邊。H+L≥ACFmax令：H=L則：H=L≥在桿滿足長度條件的同時為了保證不能因∠FDA太大而導(dǎo)致桿件受力太大，取桿長H=L=1700㎜。此時：∠FDAmax=2×arcsin=2×arcsin≈123.6°綜上，初定桿長為：H=L=1700㎜，h=l=170㎜H1=L1=1530㎜3.4不計自重時，各桿截面尺寸的設(shè)計3.4.1FED桿截面尺寸的設(shè)計如圖2所示，桿FED受到吊重，CE桿的支撐力和ABD桿的拉力的共同作用，由受力圖易知桿的彎矩圖如下：圖9FED桿的彎矩圖由彎矩圖可以看出，最大彎矩出現(xiàn)在E截面，且有M==G×sin∠KFE×………………（7）當(dāng)∠KFE=90°時，M=Mmax=G×=980N×1.53m=1499.4Nm即當(dāng)FED桿處于水平位置時，受到的彎矩最大，最大值出現(xiàn)在E截面處，E截面為危險截面。橫力彎曲時，彎矩隨截面位置變化，一般情況下，最大正應(yīng)力σmax發(fā)生在彎矩最大的截面上，并且離中性軸最遠(yuǎn)處。公式為：σmax=………………（8）式中：Mmax——桿所受到的最大彎矩。Ymax——截面上距中性軸最遠(yuǎn)距離。IZ——截面對Z軸的慣性距。設(shè)桿件的截面尺寸為“工”字型，相關(guān)尺寸如圖10所示：則截面對Z軸的慣性距為：IZ=＋＋=代入最大正應(yīng)力公式中有：σmax==≈53.4×10Pa=53.4MPa最大彎曲正應(yīng)力求出后，就要校核桿件的強(qiáng)度。彎曲強(qiáng)度條件為：σmax≤[σ]式中[σ]為桿件材料的彎曲許用應(yīng)力。桿件所用材料為Q235，是塑性材料，塑性材料到達(dá)屈服時的應(yīng)力是屈服極限σs，為保證構(gòu)件有足夠的強(qiáng)度，在載荷作用下構(gòu)件的實際應(yīng)力σ，顯然應(yīng)該低于極限應(yīng)力。強(qiáng)度計算中，以大于1的因數(shù)除極限應(yīng)力，所得到的結(jié)果即為許用應(yīng)力。對于塑性材料來說：[σ]=…………….（9）式中n為安全系數(shù)。選擇安全系數(shù)應(yīng)考慮的一般因素為：構(gòu)件破壞可能導(dǎo)致的傷亡事故，構(gòu)件破壞可能造成的停產(chǎn)損失和修理費用；材料強(qiáng)度的分散性和不確定性，載荷的不確定性，如使用過程中有超載、動載或沖擊載荷的可能性等等。安全系數(shù)的選取經(jīng)驗一般如下：1.對于可靠性很強(qiáng)的材料（如常用的中低強(qiáng)度高韌性結(jié)構(gòu)鋼，強(qiáng)度分散性?。┹d荷恒定。設(shè)計時以減低結(jié)構(gòu)重量為重要出發(fā)點時，取n=1.25～1.52.對于常用的塑性材料，在穩(wěn)定的環(huán)境和載荷下的構(gòu)件，取n=1.5～23.對于一般質(zhì)量的材料，在通常的環(huán)境和能夠確定的載荷下工作的構(gòu)件，取n=2～2.5在此處取n=2。查表有Q235的屈服極限在剛才厚度小于等于16㎜時為σs=235MPa。則該桿件的許用應(yīng)力為：[σ]===117.5MPa對于碳鋼來說，其材料的抗拉強(qiáng)度和抗壓強(qiáng)度是相等的，只要絕對值最大的正應(yīng)力不超過許用應(yīng)力就可以了。FED桿的截面尺寸是對稱的，則危險截面上的最大拉應(yīng)力和最大壓應(yīng)力的大小是相等的，均為σmax=53.4MPa，有：σmax＜[σ]即，桿件安全，截面尺寸符合要求。3.4.2ABD桿截面尺寸的設(shè)計如圖11所示，在任意位置，令桿FED與豎直方向的夾角∠EFK=α，桿FED與KD連線方向的夾角∠KDE=γ，桿ABD與KD連線方向的夾角∠ADJ=β。圖11桿FED兩端所受力分別對E點取距有：sinα= sinγ由上已經(jīng)知道=9，則有：9sinα= sinγ…………（10）而在力的三角形中可知，與的方向相同，與的夾角為α，與的夾角為γ，與的夾角為β。又在同一個三角形中有：sinα=sinγ………….（11）聯(lián)立（10）、（11）式有：9sinα=sinα即：9=這表明重物在任意位置時，A點受到的豎直向下的力不變，恒為吊重的9倍。由桿的受力可知桿的彎矩圖如下：圖12ABD桿的彎矩圖由彎矩圖可以看出，最大彎矩出現(xiàn)在B截面，且有：Mmax=9=9G×sin∠DAJ×……………（12）Mmax隨桿與豎直方向的夾角∠DAJ的增大而增大，當(dāng)∠DAJ=90°時Mmax取得最大值。下面來討論∠DAJ能否達(dá)到90°。易知：當(dāng)A點固定時，C由右向左，∠DAJ逐漸增大。當(dāng)C點固定時，A由下向上，∠DAJ逐漸增大。即當(dāng)C在最左端，A在最上端時，∠DAJ取得最大值。如圖13所示，圖中C在最左端，A在最上端。取BC桿和ABD桿的AB段為研究對象。分別過B、A點作垂線交水平線CQ于P、Q點。過B點作水平線交QA延長線于M點。由以上確定的尺寸知：AB=BC=170㎜，AQ=130㎜，CQ=270㎜圖13圖中CA=㎜而AB=BC=170㎜，則：cos∠BCA=則：∠BCA=arccos0.88≈28°又有：∠ACQ=arctan≈25.7°所以：∠BCQ=∠BCA+∠ACQ=28°+25.7°=53.7°在△BCP中，有：BP=BC×sin∠BCQ=170×sin53.7°≈137㎜且有：BP=QMQM=AQ+AM則：AM=BP－AQ=137－130=7㎜所以：∠BAM=arccos圖中所說的∠BAM就是∠DAJ，這就說明∠DAJ最大時達(dá)不到90°，即當(dāng)C在最左端，A在最上端時，Mmax取得最大值。最大值為：Mmax=9=9G×sin∠DAJ×=9×980N×sin87.6°×170㎜≈1498.1Nm若桿ABD同桿FED取同樣的截面，有：IZ=σmax===53.3MPa有：σmax＜[σ]即是強(qiáng)度條件滿足，桿件安全，截面尺寸符合要求。3.4.3EC桿和BC桿截面尺寸的設(shè)計在平衡吊的四桿機(jī)構(gòu)中，EC桿和BC桿是兩個二力桿，受到的都是沿軸線方向的壓力，沒有受到彎、扭作用。所以此兩桿的壓縮強(qiáng)度為：σ=……….……（13）取兩桿截面為圓截面，截面半徑為30㎜。如圖14所示：截面積為：A=πR=3.14×（30㎜）=2826㎜由強(qiáng)度條件可知，當(dāng)：F≤[σ]A時，桿件就滿足條件。代入數(shù)值有：F≤[σ]A=117.5MPa×2826㎜=332055N≈332KN即當(dāng)EC桿和BC桿受到的軸向力小于332KN時，桿件滿足強(qiáng)度條件，安全，截面尺寸符合要求。而由桿件的受力分析可知，EC桿和BC桿受到的最大軸向力絕對不會超過332KN，所以，取桿件截面為半徑為30㎜的圓，符合條件。4桿件自重對平衡的影響及其平衡方法PAGE294桿件自重對平衡的影響及其平衡辦法在平衡吊的平衡及運動分析時，都是假設(shè)桿系的自重及各個鉸鏈點的摩擦均忽略不計，得到的平衡條件。但是實際上自重及摩擦力均是存在的。摩擦力對平衡是不起破壞作用的，而自重則不然，除桿系在一特定的位置外，各桿件的自重都將在C點產(chǎn)生破壞平衡的影響——引起桿系滑動。這里將由于各桿件自重的影響在C點引起不平衡的水平分力定義為失衡力。4.1各桿件自重在C點處引起的失衡力的大小當(dāng)F點作用負(fù)荷且滿足的條件下，平衡吊的失衡力只可能由自重引起，此時，將C點作為固定鉸鏈支座來對其進(jìn)行受力分析，求出由于各桿件自重影響所產(chǎn)生的失衡力，根據(jù)疊加原理，可以求出它們的合力，即總的失衡力為：=∑……………….（14）現(xiàn)在根據(jù)靜力學(xué)原理分別就各桿件自重對失衡的影響進(jìn)行分析：假設(shè)DEF桿的自重為，如圖15所示，其余桿件自重忽略不計，BC，CE桿為二力桿：+=0+=0DEF、ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對D結(jié)點分析受力有：+=0對C結(jié)點分析受力，顯然∑FX≠0，則，在X軸上的投影，的矢量之和即為由在C點引起的失衡力，其表達(dá)式為：=+…（15）圖15假設(shè)ABD桿的自重為，如圖16所示，其余各桿的自重忽略不計，則DEF桿和CE桿為“0”桿（內(nèi)力為0），BC桿為二力桿：+=0ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對結(jié)點C分析受力有，顯然∑FX≠0，則由在C點引起的失衡力為在X軸上的投影。其表達(dá)式為：=…………（16）圖16假設(shè)CE桿的自重為，如圖17所示，其余各桿的自重忽略不計，則BC桿，DEF桿的DE部分為二力桿：+=0+=0ABD桿為三力桿，受，，平行力系的作用，∑MA=0，可以得出：+=0CE桿為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，圖中為鉸鏈C給CE桿的作用力。對C結(jié)點分析受力，顯然∑FX≠0，則，在X軸上的投影和的矢量之和即為由在C點引起的失衡力。其表達(dá)式為：=+…（17）圖17圖18假設(shè)BC桿的自重為，如圖18所示，其余桿自重忽略不計，則DEF桿和CE桿為“0”桿。ABD桿的AB部分為二力桿：+=0BC桿為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，圖中為鉸鏈C給BC桿的作用力。對C結(jié)點分析受力，顯然∑FX≠0，那么由在C點引起的失衡力為在X軸上的投影。其表達(dá)式為：=…………….（18）綜合（15），（16），（17），（18）式，總的失衡力為：=+++…..（19）4.2消除各桿自重引起的失衡措施上述分析看出由自重引起的失衡力是存在的。因此必須采取有效的措施來消除由于自重引起的失衡力。假設(shè)在ABD桿的適當(dāng)延長部分Lp上加一重量Gp（配重）以平衡桿系自重，則由桿系的失衡就可以消除，如圖19所示。圖194.3估算各桿質(zhì)量，計算配重4.3.1各桿質(zhì)量的估算在本平衡吊的設(shè)計中，選擇的桿件材料為Q235。Q235在材料的分類中屬于低碳鋼，查《機(jī)械設(shè)計手冊》有，碳素鋼的密度在7.8～7.85g/cm之間，在計算低碳鋼的重量時，其密度按7.85g/cm計。設(shè)桿DEF、ABD、EC、BC的質(zhì)量分別為：m1、m2、m3、m4。由以上桿的尺寸設(shè)計中知桿DEF和桿ABD的截面積和桿長均相同，為：L=H=1700㎜，A=100×40×2+50×60=11×10㎜則桿DEF和桿ABD的質(zhì)量為：m1=m2=L×A×ρ=1700㎜×11×10㎜×7.85g/cm=187×10㎜×7.85g/cm=146795g≈146.8㎏由于是估算質(zhì)量，桿件兩端還要進(jìn)行加工以便安裝，在這里為計算簡便，取該兩桿的質(zhì)量為：m1=m2=140㎏桿EC和桿BC的截面積相同，為半徑是30㎜的圓，則該兩桿的截面積為：A=πR=3.14×（30㎜）=2826㎜又EC桿和BC桿的長度分別為：H=1530㎜，l=170㎜則有：m3=H×A×ρ=1530㎜×2826㎜×7.85g/cm=4323780㎜×7.85g/cm=33942g≈33.9㎏m4=l×A×ρ=170㎜×2826㎜×7.85g/cm=480420㎜×7.85g/cm=3771g≈3.77㎏同樣，桿EC和桿BC由于安裝的需要，桿的兩端最后還需要加工，且安裝時還加入了軸和軸承的重量，所以在這里，取兩桿的質(zhì)量分別為：m3=30㎏，m4=3㎏4.3.2用質(zhì)量代換法計算配重以上已經(jīng)提出，消除自重引起的失衡的措施是在，ABD桿的適當(dāng)延長部分Lp上加一重量Gp。在計算Gp時可以用質(zhì)量代換法先將桿系的重量全部等效到ABD桿上，然后再根據(jù)ABD桿的力矩平衡來確定Gp。在對桿件進(jìn)行質(zhì)量代換時，應(yīng)當(dāng)使代換后各代換質(zhì)量所產(chǎn)生的慣性力及慣性力偶矩與該桿件實際產(chǎn)生的慣性力及慣性力偶矩相等。為此，質(zhì)量代換必須滿足以下三個條件：1.代換前后桿件的質(zhì)量不變。2.代換前后桿件的質(zhì)心位置不變。3.代換前后桿件對質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量不變。但當(dāng)這三個條件同時滿足時，質(zhì)量代換點中的一個確定了，另一個質(zhì)量代換點也就隨之確定，也就是說兩個代換點不能同時隨意選擇，這就給計算帶來了大大的不便。為方便起見，對于精度要求不是非常高的情況下的質(zhì)量代換計算，可以只滿足前兩個條件，這樣，兩個質(zhì)量代換點就可以任意選取。即通常所說的靜代換法。在此處我們就可以用靜代換法來對桿系中各桿的質(zhì)量進(jìn)行代換。如圖19所示，l、l、l、l分別為桿DEF、ABD、EC、BC的質(zhì)心位置。下用靜代換法將各桿的質(zhì)量都等效到ABD桿上，如下：1.將分配到B、C兩點上：2.將分配到E、C點上：3.將分配到D、F點上：4.將分配到D、F點上：則：=+==+=這樣就將，，都分配在D、F、B、C上了，E點不受力。在4.1的分析中，已經(jīng)知道作用在F、C、A點的垂直載荷對失衡是沒有影響的，因此只對ABD桿進(jìn)行受力分析：∑M=0即：G×h+G×l+G×H=G×Lp（20）由以上求得：==14.7N==686N==147N==132.3N=132.3N+686N=818.3N又已知：h=170㎜，l=850㎜，H=1700㎜代入（20）式有：G×Lp=14.7N×170㎜+1372N×850㎜+818.3N×1700㎜≈2.56×10N㎜取Lp=700㎜，則：G=≈3657N至此，將ABD桿從A點延長至700㎜處，加一重為3657N的配重，就可以將平衡吊桿系自重引起的失衡問題完全解決了。5平衡吊傳動部分的設(shè)計PAGE445平衡吊傳動部分的設(shè)計前面已經(jīng)講了平衡吊的工作原理了，平衡吊的運動是由滾輪C的水平運動和死杠螺母的垂直運動來控制的。而滾輪C的水平運動是由工人手動推拉吊重G來實現(xiàn)的；絲杠螺母的垂直運動是通過電機(jī)帶動絲杠轉(zhuǎn)動，從而使絲杠螺母做垂直運動的。由于還考慮到電機(jī)的轉(zhuǎn)速一般不會很低，而平衡吊提升重物時的速度不能過高，所以在傳動機(jī)構(gòu)中還需要用到減速器。則可以設(shè)計平衡吊的傳動部分如圖20所示，由電機(jī)，減速器，聯(lián)軸器和滾珠絲杠副組成。圖20平衡吊傳動部分5.1滾珠絲杠副的選擇在選用滾珠絲杠副時，必須知道實際的工作條件：最大的工作載荷F（或者平均工作載荷F）（N）作用下的使用壽命T（h），絲杠的工作長度（或者螺母的有效行程）l（㎜），絲杠的轉(zhuǎn)速n（或者平均轉(zhuǎn)速n）（r/min），滾道的硬度HRC及絲杠的工作狀況。在3.1平衡吊工作條件的確定中已經(jīng)確定了平衡吊的最大吊起重量為100㎏，重物的提升速度在6m/min左右。則由前面的理論計算可知，滾珠絲杠副的最大工作載荷為：F=9G=9×100㎏×9.8N/㎏=8820N首先，根據(jù)滾珠絲杠副的使用和結(jié)構(gòu)要求選擇滾道的截面形狀，滾珠螺母的循環(huán)方式和預(yù)緊方式。1.我國生產(chǎn)的滾珠絲杠副的螺紋滾道有單圓弧型和雙圓弧型。單圓弧型的螺紋滾道的接觸角隨軸向載荷大小的變化而變化，主要由軸向載荷所引起的接觸變形的大小而定。雙圓弧型的螺紋滾道的接觸角在工作過程中基本保持不變。兩圓弧相交處有一小空隙，可使?jié)L道底部與滾珠不接觸，并能存一定的潤滑油以減少摩擦和磨損。但由于加工其型面的砂輪修整和加工、檢驗均較困難，故加工成本較高。而單圓弧型滾道加工用砂輪成型較簡單，故容易得到較高的加工精度。在此處的滾珠絲杠副選擇單圓弧型的滾道截面。2.滾珠絲杠副中滾珠的循環(huán)方式有內(nèi)循環(huán)和外循環(huán)兩種。內(nèi)循環(huán)方式的滾珠在循環(huán)過程中始終與絲杠表面保持接觸。內(nèi)循環(huán)方式的優(yōu)點是滾珠循環(huán)的回路短，流暢性好，效率高，螺母的徑向尺寸也較小。其不足是反向器加工困難，裝配調(diào)整也不方便。外循環(huán)方式中的滾珠在循環(huán)反向時，離開絲杠螺紋滾道，在螺母體內(nèi)或體外做循環(huán)運動。在此處選用內(nèi)循環(huán)方式。3.滾珠絲杠副的預(yù)緊方式一般有5種，分別是雙螺母螺紋預(yù)緊調(diào)整式，雙螺母齒差預(yù)緊調(diào)整式，雙螺母墊片調(diào)整預(yù)緊，彈簧式自動調(diào)整預(yù)緊和單螺母變位導(dǎo)程自預(yù)緊式和單螺母滾珠過盈預(yù)緊式。其中雙螺母墊片調(diào)整預(yù)緊的特點是結(jié)構(gòu)簡單剛度高、預(yù)緊可靠、但使用中調(diào)整不方便。在此處選用雙螺母墊片調(diào)整預(yù)緊。其次，再根據(jù)平衡吊的工作條件，從表1中查取載荷系數(shù)f和靜態(tài)安全系數(shù)S。表1滾珠絲杠的載荷系數(shù)f和靜態(tài)安全系數(shù)S載荷性質(zhì)fS平穩(wěn)或輕度沖擊1.0～1.21.0～2.0中等沖擊1.2～1.52.0～3.0表1（續(xù)）較大沖擊或振動1.5～2.52.0～3.0平衡吊的工作可以看成是平穩(wěn)或輕度沖擊，所以可以選擇：f=1.0，S=1.5選擇滾珠絲杠副的型號主要是計算作用于絲杠軸向的最大動載荷Ca′和絲杠的基本導(dǎo)程l，然后根據(jù)最大動載荷Ca′和絲杠的基本導(dǎo)程l來選擇絲杠副型號。一般的當(dāng)絲杠當(dāng)量轉(zhuǎn)速n＞10r/min時，計算最大動載荷Ca′來選型；當(dāng)當(dāng)量轉(zhuǎn)速n≤10r/min時，計算最大靜載荷Coa′來選型。1.初選滾珠絲杠的導(dǎo)程l：l≥…………………（21）式中：V——絲杠螺母的最大移動速度（㎜/min）。n——滾珠絲杠的最大轉(zhuǎn)動速度（r/min）。已知重物的提升速度為6m/min左右，則由平衡吊的運動分析可知絲杠螺母的最大移動速度為：V==≈0.67m/min=670㎜/min初定滾珠絲杠的最大轉(zhuǎn)動速度為：n=90r/min則滾珠絲杠的導(dǎo)程l為：l≥=≈7.4㎜/r在這里，初選滾珠絲杠的導(dǎo)程為：l=8㎜。2.計算絲杠的預(yù)期工作轉(zhuǎn)數(shù)L：L=60nL………………（22）式中：n——滾珠絲杠的當(dāng)量轉(zhuǎn)動速度（r/min）。L——滾珠絲杠的使用壽命時間（h）。（普通機(jī)械為5000～10000、數(shù)控機(jī)床及其它機(jī)電一體化設(shè)備及儀器裝置為15000、航空機(jī)械為1000）對于轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，沒有變速的情況來說，當(dāng)量轉(zhuǎn)速就等于其平均轉(zhuǎn)動速度，在此處就應(yīng)該等于滾珠絲杠的最大轉(zhuǎn)動速度n，即：n=n=90r/min本平衡吊為普通機(jī)械，滾珠絲杠的使用壽命時間為5000～10000小時。這里?。篖=10000h則絲杠的預(yù)期工作轉(zhuǎn)數(shù)L為：L=60nL=60×90r/min×10000h=5.4×10r3.計算滾珠絲杠副的軸向最大動載荷Ca′：Ca′=fF×10………（23）式中：f——載荷系數(shù)。（如表1所示）L——絲杠的預(yù)期工作轉(zhuǎn)數(shù)。（r）F——平衡吊的當(dāng)量載荷。（N）對于轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，沒有變速的情況來說，當(dāng)量載荷就等于其最大載荷，在此處就應(yīng)該等于滾珠絲杠的最大工作載荷F，即：F=F=8820N則滾珠絲杠副的軸向最大動載荷Ca′為：Ca′=fF×10=×1.0×8820N×10≈33337.5N4.選擇滾珠絲杠副型號通過以上計算得出絲杠的導(dǎo)程為l=8㎜，滾珠絲杠副的軸向最大動載荷為Ca′=33337.5N。根據(jù)l和Ca′的值，查《機(jī)械設(shè)計手冊》可選滾珠絲杠副的型號為：FD5008－5相關(guān)數(shù)據(jù)如表2所示：表2FD5008－5型滾珠絲杠副的相關(guān)數(shù)據(jù)公稱直徑d導(dǎo)程l鋼球直徑d絲杠外徑d50㎜8㎜5㎜48.6㎜表2（續(xù)）循環(huán)圈數(shù)額定動載Ca接觸剛度R538800N2069N/μm5.滾珠絲杠副的壓桿穩(wěn)定性校核滾珠絲杠副的壓桿穩(wěn)定性校核公式為：F=≥F…………（24）式中：F——實際承受載荷的能力。f——壓桿穩(wěn)定的支承系數(shù)（雙推－雙推時為4，單推－單推時為1，雙推－簡支時為2，雙推－自由式時為0.25）E——鋼的彈性模量2.1×10（MPa）I——絲杠小徑d的截面慣性矩（I=）K——壓桿穩(wěn)定安全系數(shù)，一般取為2.5～4，垂直安裝時取小值。l——滾珠絲杠上的螺紋長度。取壓桿穩(wěn)定的支承系數(shù)為f=2，即該支承方式為雙推－簡支式。由表2知，絲杠的小徑為d=45㎜，則絲杠小徑d的截面慣性矩為：I==≈4.02×10㎜在絲杠螺母A的上下極限位置的計算中已經(jīng)知道了，絲杠螺母A的總運動距離為200㎜，則可以確定滾珠絲杠上的螺紋長度為200㎜，即是：l=200㎜又由于此處絲杠是垂直安裝的，所以?。篕=2.5將這些數(shù)值代入滾珠絲杠副的壓桿穩(wěn)定性校核公式中有：F===16646948.64N≈16647KN顯然有：F＞F所以絲杠絕對不會因為失去穩(wěn)定而發(fā)生翹曲。6.滾珠絲杠副的剛度與變形的計算1）絲杠的剛度R絲杠的剛度R由絲杠的拉壓強(qiáng)度R和螺紋滾道接觸剛度R組成的：……………（25）絲杠的拉壓剛度R（N/μm），當(dāng)絲杠支承為兩端固定時：R==≈6676N/μm螺紋滾道接觸剛度可以由表2查取，為：R=2069N/μm則絲杠的剛度R為：=R=1579.5N/μm2）滾珠絲杠副的變形量δ：δ==≈5.58μm7.滾珠絲杠的精度的選擇滾珠絲杠的精度應(yīng)該根據(jù)主機(jī)的運動精度要求來選，可以參照表3：表3精度等級選用參考值精度等級應(yīng)用場合1、2精密類儀器、儀表，數(shù)控坐標(biāo)鏜床，螺紋磨床3、4有定位精度要求的數(shù)控機(jī)械和精密機(jī)械5、7一般動力傳動機(jī)械此處選滾珠絲杠的精度為5級。8.滾珠絲杠副伸長量的校核首先根據(jù)所選擇的絲杠的精度等級，參照表4，查出任意300㎜行程內(nèi)絲杠允許的最大變形量，與實際的變形量進(jìn)行比較，若實際變形量小于允許的最大變形量，則說明所選絲杠型號符合要求。表4任意300㎜行程內(nèi)行程變動量V（μm）精度等級12345710V6812162352210由表4可查出對于5級精度的絲杠來說，任意300㎜行程內(nèi)的變動量為：V=23μm以上計算已經(jīng)求出絲杠的實際變動量為：δ=5.58μm且絲杠螺紋長度為200㎜，即實際300㎜行程內(nèi)的變形量為：δ=5.58μm×1.5=8.37μm所以有：δ＜V即絲杠的變形量符合要求，所選絲杠型號合適。9.絲杠的防逆轉(zhuǎn)措施滾珠絲杠副逆轉(zhuǎn)的效率很高，不能自鎖，若用于垂直運動的機(jī)構(gòu)或其他需要防止逆轉(zhuǎn)的場合。必須設(shè)置防逆轉(zhuǎn)裝置，以防止在傳動中斷時，因零部件自重而產(chǎn)生逆轉(zhuǎn)，防逆轉(zhuǎn)裝置可采用本身不能逆轉(zhuǎn)的電液脈沖電機(jī)或步進(jìn)電機(jī)作原動機(jī)，采用單向超越離合器或采用電器、液壓及機(jī)械的防逆轉(zhuǎn)制動器，還可采用具有自鎖能力的蝸桿傳動作中間傳動機(jī)構(gòu)，當(dāng)后者傳動效率將大大降低。在此處可以選用步進(jìn)電機(jī)作為原動機(jī)。5.2電動機(jī)的選擇選擇電動機(jī)的基本原則有兩點：（1）考慮電動機(jī)的主要性能（啟動、過載及調(diào)速等）、額定功率的大小、額定轉(zhuǎn)速及結(jié)構(gòu)型式等方面要滿足生產(chǎn)機(jī)械的要求。（2）在以上前提下優(yōu)先選用結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、維護(hù)方便又價格合理的電動機(jī)。1.電動機(jī)類型的選擇電動機(jī)類型選擇的基本依據(jù)的在滿足生產(chǎn)機(jī)械對拖動系統(tǒng)靜態(tài)和動態(tài)特性要求的前提下，力求結(jié)構(gòu)簡單、運行可靠、維護(hù)方便、價格低廉。對于不要求調(diào)速、對啟動性能也沒有過高要求的生產(chǎn)機(jī)械，應(yīng)優(yōu)先考慮使用一般鼠籠式異步電動機(jī)（如YL型、JS型、Y系列等）。若要求啟動轉(zhuǎn)矩較大，則可選用高啟動轉(zhuǎn)矩的鼠籠式異步電動機(jī)（如JS－1××型、JQ和JQO系列等）。對于要求經(jīng)常起、制動，且負(fù)載轉(zhuǎn)矩較大、又有一定調(diào)速要求的生產(chǎn)機(jī)械，應(yīng)考慮選用線繞式異步電動機(jī)（如YR、JR、JR型等）；對于周期性波動負(fù)載的生產(chǎn)機(jī)械，為了削平尖峰負(fù)載，一般都采用電動機(jī)帶飛輪工作，這種情況下也應(yīng)選用線繞式異步電動機(jī)。對于只需要幾種速度，而不要求無級調(diào)速的生產(chǎn)機(jī)械，為了簡化變速機(jī)構(gòu)，可選用多速異步電動機(jī)（如JD、JDO、JDO系列小型多速異步電動機(jī)）。對于要求恒速穩(wěn)定運行的生產(chǎn)機(jī)械，且需要補償電網(wǎng)功率因數(shù)的場合，應(yīng)優(yōu)先考慮選用同步電動機(jī)（如TD型等）。對于需要大的啟動轉(zhuǎn)矩，又要求恒功率調(diào)速的生產(chǎn)機(jī)械，常選用直流串勵或復(fù)勵電動機(jī)。對于要求大范圍無級調(diào)速，且要求經(jīng)常啟動、制動、正反轉(zhuǎn)的生產(chǎn)機(jī)械，則可選用帶調(diào)速裝置的直流電動機(jī)或鼠籠式異步電動機(jī)。平衡吊對重物的提升不要求調(diào)速，對啟動性能也沒有過高的要求，只是要經(jīng)常的進(jìn)行起、停和正反轉(zhuǎn)。所以其電動機(jī)應(yīng)該選擇Y系列鼠籠式異步電動機(jī)。2.電動機(jī)額定功率的選擇計算電動機(jī)功率時，首先根據(jù)生產(chǎn)機(jī)械的負(fù)載功率初選電動機(jī)功率，再校核初選電動機(jī)的過載能力、啟動能力和發(fā)熱。由于平衡吊帶負(fù)載作的是在垂直方向的直線運動，所以查《機(jī)械設(shè)計手冊》有負(fù)載功率計算公式為：P=…………….（26）式中：P——負(fù)載功率（KW）F——作用力，即所吊物重（N）V——重物上升速度（m/s）η——傳動效率確定已知條件為：F=G=100㎏×9.8N/㎏=980NV=6m/min=0.1m/s，η=50%將已知條件代如上式有：P===0.196KW對于負(fù)載功率P恒定不變的生產(chǎn)機(jī)械，選擇電動機(jī)時，只需要按設(shè)計手冊中的計算公式算出負(fù)載所需功率，再選一臺額定功率為P，使：P≥P的電動機(jī)即可。查《機(jī)械設(shè)計手冊》可初定電動機(jī)的額定功率為：P=0.75KW因為連續(xù)工作制電機(jī)的啟動轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩均大于額定轉(zhuǎn)矩，故一般不必校驗啟動能力和過載能力。3.電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速的選擇型式、功率和電壓相同的電動機(jī)，額定轉(zhuǎn)速有幾種。在同樣的功率下，轉(zhuǎn)速較高的電動機(jī)轉(zhuǎn)矩較小，而轉(zhuǎn)矩取決于電流和磁通，電流和磁通又大體上決定了電動機(jī)所用導(dǎo)線和導(dǎo)磁材料的重量，所以轉(zhuǎn)速高的電動機(jī)體積小，價格便宜，而且效率也高，轉(zhuǎn)速較高的異步電動機(jī)還具有較高的功率因數(shù)，因此，選用高速電動機(jī)比較合適；但是，如果生產(chǎn)機(jī)械運行速度很低，而電動機(jī)的轉(zhuǎn)速很高，就要增加一套龐大而昂貴的減速傳動裝置，機(jī)械效率也會降低。所以，選擇電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速時要全面進(jìn)行考慮：對于不需要調(diào)速的低速運轉(zhuǎn)的機(jī)械，一般是選用適當(dāng)轉(zhuǎn)速的電動機(jī)通過減速機(jī)構(gòu)來傳動，但電動機(jī)額定轉(zhuǎn)速也不宜太高，否則減速機(jī)構(gòu)會很龐大。對于不需要調(diào)速的高轉(zhuǎn)速與中轉(zhuǎn)速的機(jī)械，一般是選用相應(yīng)額定轉(zhuǎn)速的異步電動機(jī)或同步電動機(jī)，直接與機(jī)械相連接。對于不需要調(diào)速的低速運轉(zhuǎn)的機(jī)械，電動機(jī)是最高轉(zhuǎn)速應(yīng)該與生產(chǎn)機(jī)械的最高轉(zhuǎn)速相適應(yīng)，采用直接傳動或通過減速機(jī)構(gòu)來傳動。對于經(jīng)常啟動、制動和反轉(zhuǎn)的生產(chǎn)機(jī)械，要著重考慮縮短過渡過程，減少起、制動時間，提高生產(chǎn)率，而決定起、制動時間的主要因素是電動機(jī)的飛輪轉(zhuǎn)矩和額定轉(zhuǎn)速，即GDn，所以欲使生產(chǎn)機(jī)械的生產(chǎn)效率最高，則應(yīng)根據(jù)最小GDn的數(shù)值來選擇電動機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。4.選擇電動機(jī)型號綜合以上條件，且考慮到減速器的傳動比不能太大，查《機(jī)械設(shè)計手冊》初選電動機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為1390r/min。電動機(jī)型號為：Y2－802－4電動機(jī)相關(guān)數(shù)據(jù)如表5所示：表5Y2系列三相異步電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)表型號額定功率額定電流轉(zhuǎn)速效率Y2-802-40.75KW2.0A1390r/min73.0%T/TT/TT/T功率因數(shù)2.31.62.40.77電動機(jī)的相關(guān)外形尺寸如圖21所示：圖21Y2-802-4型電動機(jī)的相關(guān)尺寸5.3減速器的選擇由于在這個傳動過程中，電機(jī)的轉(zhuǎn)速為1390r/min，而初定的滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速為90r/min，所以傳動比為：i=≈15.4此傳動比比較大，若選用普通的圓柱齒輪減速器，則會使減速器的體積和重量都比較大，不適合安裝在平衡吊上，在此處我們選用一種新型的減速器，擺線針輪減速器。擺線針輪減速器是一種采用擺線針齒嚙合行星傳動原理的減速機(jī)構(gòu)。其主要特點是傳動比大，一級減速時傳動比范圍是11～87，兩級減速時的傳動比范圍是20～128；由于在傳動過程中為多齒嚙合，所以對過載和沖擊有較強(qiáng)的承受能力，傳動平穩(wěn)、可靠；由于采用了行星擺線傳動機(jī)構(gòu)，所以其結(jié)構(gòu)緊湊、體積小、重量輕，在功率相同的條件下，體積和重量是其它類型減速器的一半；由于擺線齒輪、針齒銷、針齒套、銷軸和銷套都是由軸承鋼制造，工作中又是滾動摩擦，因此大大加強(qiáng)了各零件的機(jī)械性能并保證使用壽命，提高了傳動效率。首先根據(jù)傳動比確定減速器的級數(shù)，再根據(jù)計算輸入功率或計算輸出轉(zhuǎn)矩選減速器型號，必要時需要進(jìn)行瞬時尖峰載荷的校核計算。1.根據(jù)傳動比確定級數(shù)前面已經(jīng)算出傳動比為：i=15.4查表可知，選用一級減速器，傳動比為：i=17則可算出滾珠絲杠的實際轉(zhuǎn)速為：n=≈81.8r/min2.求計算輸入功率P：P=KP……………（27）式中：P——實際輸入功率（KW）K——工作情況系數(shù)，可查手冊。表6工作情況系數(shù)K原動機(jī)電動機(jī)、氣輪機(jī)4~6缸活塞發(fā)動機(jī)1~3缸活塞發(fā)動機(jī)工作小時（h）~33~1010~~33~1010~~33~1010~輕微沖擊0.81.01.21.01.21.351.21.31.4中等沖擊1.01.21.351.21.351.51.41.51.6強(qiáng)沖擊1.351.51.61.51.61.71.61.71.8查表6可知，工作情況系數(shù)K=1.0，而實際輸入功率即為電機(jī)輸出功率，P=0.75KW代入上式有計算輸入功率P為：P=KP=1.0×0.75KW=0.75KW3.選擇減速器機(jī)型號根據(jù)一級減速器減速比和計算輸入功率P查《機(jī)械設(shè)計師手冊》，選用額定輸入功率P=0.75KW，機(jī)型號為2的減速器。結(jié)論：所選擇的擺線針輪減速器代號為ZL0.75－2A－17JB/T2982-1994減速器的相關(guān)外型尺寸如圖22所示：圖22ZL-0.75-2A-17型減速器外型尺寸5.4聯(lián)軸器的選擇1.聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩聯(lián)軸器的主參數(shù)是公稱轉(zhuǎn)矩T，選用時各轉(zhuǎn)矩間應(yīng)符合以下關(guān)系：T＜T≤T≤[T]＜[T]＜T………………（28）式中：T——理論轉(zhuǎn)矩（Nm）T——計算轉(zhuǎn)矩（Nm）T——公稱轉(zhuǎn)矩（Nm）[T]——許用轉(zhuǎn)矩（Nm）[T]——許用最大轉(zhuǎn)矩（Nm）T——最大轉(zhuǎn)矩（Nm）2.聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩計算聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩是由功率和工作轉(zhuǎn)速計算而得的，即：T=9550………………..（29）式中：P——驅(qū)動功率（KW）n——工作轉(zhuǎn)速（r/min）代入相應(yīng)數(shù)值，則理論轉(zhuǎn)矩為：T=9550=9550×≈5.15Nm3.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩的計算聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩是由理論轉(zhuǎn)矩和動力機(jī)系數(shù)、工況系數(shù)及其它有關(guān)系數(shù)計算而得到的，即：T=TKKKK…………（30）式中：K——動力機(jī)系數(shù)K——工況系數(shù)K——啟動系數(shù)K——溫度系數(shù)查《機(jī)械設(shè)計師手冊》當(dāng)動力機(jī)為電動機(jī)時其動力機(jī)系數(shù)為：K=1且載荷分類為均勻載荷，載荷類別號為Ⅰ。根據(jù)載荷類別號查得聯(lián)軸器的工況系數(shù)為：K=1.5主動端啟動頻率Z，形成附加載荷，其影響就是用啟動系數(shù)K來表示的，查表知，當(dāng)原動機(jī)每小時啟動次數(shù)小于或等于120次時：K=1傳動系統(tǒng)選用非金屬彈性材料（橡膠等）聯(lián)軸器時，應(yīng)考慮在溫度影響下橡膠彈性材料彈度降低的因素，以溫度系數(shù)K來表示。而我們在此處不需要用非金屬材料聯(lián)軸器，所以不需要考慮溫度的影響。將這些系數(shù)代入上式中，有：T=TKKKK=5.15Nm×1×1.5×1≈7.8Nm4.聯(lián)軸器的型號的選擇剛性聯(lián)軸器是由剛性傳力件組成的，連接件之間不能相對運動，因此不具有補償兩軸線相對位移的能力，只適宜用于被連接兩軸在安裝時能嚴(yán)格對中和工作時不會發(fā)生兩軸相對位移的場合，剛性聯(lián)軸器沒有彈性元件，不具備減振和緩沖功能，一般只適宜用于載荷平穩(wěn)并且沒有沖擊振動的場合。在這里我們就選用剛性聯(lián)軸器中的凸緣聯(lián)軸器，凸緣聯(lián)軸器是一種應(yīng)用最廣泛的剛性聯(lián)軸器，由兩個半聯(lián)軸器及聯(lián)接螺栓組成。凸緣聯(lián)軸器有兩種對中方法，一種是用一半聯(lián)軸器上的凸榫頭與另一半聯(lián)軸器上的凹榫槽相配合對中；另一種是用絞制孔用螺栓對中。此種聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單、成本低、可傳遞較大的轉(zhuǎn)矩。兩半聯(lián)軸器可用鑄鐵或鋼制造。查《機(jī)械設(shè)計師手冊》，選擇聯(lián)軸器的型號為：YLD3該聯(lián)軸器的相關(guān)數(shù)據(jù)如下表7所示：表7YLD3型聯(lián)軸器的相關(guān)性能數(shù)據(jù)型號公稱轉(zhuǎn)矩T/Nm許用轉(zhuǎn)速[n]/r.min質(zhì)量m/㎏轉(zhuǎn)動慣量I/㎏.㎡鐵鋼YLD3256400100001.990.006相關(guān)外形尺寸如圖23所示：圖23YDL3型聯(lián)軸器的相關(guān)外型尺寸6平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計PAGE486平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計平衡吊不光是在垂直方向的運動和水平方向的運動，還有在空間內(nèi)的繞立柱的旋轉(zhuǎn)運動。該旋轉(zhuǎn)運動也是靠工人手推動完成的。其功能是由在立柱和四連桿機(jī)構(gòu)之間的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)來完成的。那么該回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)所承受的力就應(yīng)該是回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)上面的四連桿機(jī)構(gòu)以及所提升重物的重力，有可能還受水平方向的橫向分力。而在第4章平衡吊桿件自重對平衡吊的平衡的影響以及消除該影響的措施中已經(jīng)分析了，各桿件的自重在滾輪C點處有水平分力，該分力會影響平衡吊的平衡，為了消除這些水平分力的影響，在桿ABD的反向延長線上加了一個配重。也就是說在加了配重以后，滾輪C點處只受垂直方向的力，沒有水平方向的力。那么回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)也就只受垂直方向的力了。下面來分析一下回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的具體結(jié)構(gòu)：由于只受垂直方向的力，且要在水平360°范圍內(nèi)做任意的旋轉(zhuǎn)運動，所以回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中應(yīng)該應(yīng)用到滾動軸承。6.1滾動軸承的類型的選擇按滾動軸承承受載荷的作用方向，常用軸承可以分成三類，即徑向接觸軸承、向心角接觸軸承和軸向接觸軸承。1.徑向接觸軸承主要用于承受徑向載荷。由于已經(jīng)分析了平衡吊的回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)只受垂直方向的力，所以我們在這里先不考慮承載徑向載荷的情況。2.向心角接觸軸承能同時承受徑向載荷和較大的軸向載荷。這類軸承有：角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。角接觸球軸承能同時承受徑向載荷與單向軸向載荷，也能承受純軸向載荷，但不宜用來承受純徑向載荷。軸承接觸角α有15°、25°、和40°三種。接觸角越大承受軸向載荷的能力越強(qiáng)。通常軸承應(yīng)成對使用，反向安裝在同有支點或兩個支點上，但軸向載荷較大時也可采用同向排列在同一支點上。允許內(nèi)、外圈軸線偏轉(zhuǎn)角為2′~10′。適用于要求旋轉(zhuǎn)精度與轉(zhuǎn)速較高的場合。圓錐滾子軸承的滾動體是截錐形滾子，內(nèi)、外圈滾道都有錐度，屬于分離型軸承。這類軸承能同時承受較大的徑向載荷和單向軸向載荷，但一般不用來承受純徑向載荷。軸承應(yīng)成對使用、反向安裝在同一支點或兩個支點上。內(nèi)、外圈軸線偏轉(zhuǎn)角小于等于2′。適用于軸的剛性較大、二軸孔同軸度好的場合。3.軸向接觸軸承只能承受軸向載荷。推力球軸承一種僅能承受單向軸向載荷的推力球軸承。軸承的兩個套圈的內(nèi)孔直徑不同，直徑較小的套圈緊配在軸頸上，稱為軸圈；直徑較大的套圈安放在機(jī)座上，稱為座圈。由于套圈上滾道深度淺，當(dāng)轉(zhuǎn)速較高時，滾動體的離心力大，軸承對滾動體的約束力不夠，故允許的轉(zhuǎn)速很低。另一種能承受雙向軸向載荷，這種軸承在交變的軸向載荷作用下，其中一列處于無負(fù)載狀態(tài)的滾動體要發(fā)生徑向竄動而造成滑動，產(chǎn)生大的磨損，并影響旋轉(zhuǎn)精度。因此在安裝時，必須進(jìn)行調(diào)整，使無負(fù)載狀態(tài)的滾動體受有一定的軸向力，以保證滾動體與兩面滾道接觸，防止?jié)L動體的徑向竄動。推力圓柱滾子軸承只能承受單向軸向載荷，其承載能力比推力球軸承大，但軸承運轉(zhuǎn)時，隨著滾子表面圓周速度增加，滾子有偏離中心的趨勢，并和滾道產(chǎn)生滑動摩擦，故允許的轉(zhuǎn)速比球軸承低，軸承對軸線的歪斜很敏感。適用于低速重載且軸為垂直布置的場合。綜上所述，該回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)可采用角接觸球軸承（接觸角為α=40°）和推力球軸承。6.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號選擇當(dāng)量動載荷的計算：滾動軸承若同時承受徑向和軸向的載荷，則需要將實際工作載荷轉(zhuǎn)化為當(dāng)量動載荷進(jìn)行壽命計算。在當(dāng)量動載荷P的作用下，軸承壽命與實際受載下軸承的壽命相同。當(dāng)量動載荷的計算公式是：P=f（XF+YF）………（31）式中：F——徑向載荷（N）F——軸向載荷（N）X，Y——徑向系數(shù)和軸向系數(shù)f——沖擊載荷系數(shù)對于平衡吊來說其回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)處所受徑向力為0，所受軸向力為物重和A點處的反作用力以及各桿自重，即：F=0，F(xiàn)=（100㎏+140㎏+140㎏+30㎏+3㎏）×9.8N/㎏+3657N=7704.4N查表有徑向系數(shù)和軸向系數(shù)分別為：X=0.41，Y=0.87由于是輕微沖擊，所以查表有沖擊載荷系數(shù)為