平衡吊的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)【含CAD圖紙和說明書】

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摘 要 設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目： 平衡吊的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘　　要 在工廠車間里搬運(yùn)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(duì)于需要頻繁吊裝、作業(yè)時(shí)間短的場(chǎng)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(diǎn)工作等等；對(duì)于要求比較精確定位的場(chǎng)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(dòng)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(diǎn)起重設(shè)備“平衡吊”，適用于幾十到幾百千克工件的定點(diǎn)頻繁吊運(yùn)，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(jiǎn)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(yùn)動(dòng)，只需要輕輕推拉，就可使吊物隨時(shí)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(duì)其平衡條件及桿系的平衡方法進(jìn)行了分析和研究，對(duì)平衡吊的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了設(shè)計(jì)計(jì)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(jì) II Abstract Abstract Transports the heavy item in the factory workshop, often all is uses the hoist crane, the telpher, the industry manipulator and so on. But regarding needs the frequent hoisting, the work time short situation, like about engine bed work piece, installation work hoisting spare part, in assembly line fixed-point work and so on; Regarding the request quite pinpointing situation, like in the casting under core, gathers box and so on, the general hoisting equipments are not often suitable, the industry manipulator uses in producing from the generatrix in or the sole repetition operation, moreover the cost is high, the general workshop use are at present few. In recent years, appeared one kind of new fixed point hoisting equipment “the balance hung”, was suitable in lifts frequently several dozens to several hundred kilogram work piece fixed points, played the extremely vital role in the industrial production, the structure which the balance hung has been simple, the operation was nimble about, after the crane besides could do rises and falls, could make 360 degree gyroscopic motions in the horizontal plane, only needed gently on rollers, might cause to hang the thing steadily to pause as necessary in the position which cared for to pause, achieved the indifferent equilibrium. This article elaborated the balance hangs the basic principle, and has carried on the analysis and the research to its equilibrium condition and the pole department's balanced method, hung the structure to the balance to carry on the design calculation. Key Words：The balance hangs,Principle application,Mechanics analysis,Structural design III 目 錄 目　　錄 1 平衡吊的工作原理及平衡條件 3 1.1 平衡吊的結(jié)構(gòu)和工作原理 3 1.2 平衡吊的平衡條件 4 2 平衡吊的運(yùn)動(dòng)分析 8 3 平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 11 3.1 工作條件的確定 11 3.2 滾道C和絲杠螺母A的位置尺寸的確定 11 3.2.1 絲杠螺母A的上下極限位置的確定 11 3.2.2 滾輪C的左右極限位置的確定 12 3.3 初定各桿長(zhǎng)度 13 3.4 不計(jì)自重時(shí)，各桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 14 3.4.1 FED桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 14 3.4.2 ABD桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 17 3.4.3 EC桿和BC桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 20 4 桿件自重對(duì)平衡的影響及其平衡辦法 22 4.1 各桿件自重在C點(diǎn)處引起的失衡力的大小 22 4.2 消除各桿自重引起的失衡措施 26 4.3 估算各桿質(zhì)量，計(jì)算配重 27 4.3.1 各桿質(zhì)量的估算 27 4.3.2 用質(zhì)量代換法計(jì)算配重 28 5 平衡吊傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì) 31 5.1 滾珠絲杠副的選擇 31 5.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 37 5.3 減速器的選擇 41 5.4 聯(lián)軸器的選擇 43 6 平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 46 6.1滾動(dòng)軸承的類型的選擇 46 6.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號(hào)選擇 47 6.3回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖 49 7 平衡吊各鉸鏈處的設(shè)計(jì) 50 結(jié) 論 52 參考文獻(xiàn) 53 謝 辭 54 20 1 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(dòng)、桿系和回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)三個(gè)部分。 傳動(dòng)部分是完成起吊重物功能的機(jī)構(gòu)，由電動(dòng)機(jī)、減速器、聯(lián)軸器等帶動(dòng)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(yùn)動(dòng)。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(diǎn)安裝有滾輪，可以沿水平導(dǎo)軌滾動(dòng)，當(dāng) C點(diǎn)沿水平方向移動(dòng)時(shí)，吊鉤F點(diǎn)作水平運(yùn)動(dòng)。 傳動(dòng)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(yùn)動(dòng)和繞立柱的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，用手在吊鉤處輕輕推動(dòng)即可獲得，而升降運(yùn)動(dòng)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(diǎn)無論空載還是負(fù)載，運(yùn)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(dòng)，即達(dá)到隨遇平衡狀態(tài)。 由圖l可知A點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)是由傳動(dòng)部分控制的，當(dāng)在一定高度時(shí)，可以將A點(diǎn)看作一個(gè)固定鉸鏈支座，C點(diǎn)的水平移動(dòng)是引起F點(diǎn)水平運(yùn)動(dòng)的原因，如果吊鉤F在任何位置(起重或空載)時(shí)，F(xiàn)點(diǎn)、C點(diǎn)、A點(diǎn)只有垂直方向的反力且合力為零，那么支座C點(diǎn)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(diǎn)之間的摩擦均忽略不計(jì)。根據(jù)靜力學(xué)的原理，平面力系中某一桿件同時(shí)受三力作用，則三力必交于一點(diǎn)，叫做三力桿。某一桿件同時(shí)受二力作用且二力的作用點(diǎn)在兩個(gè)端點(diǎn)，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(shí)，其力必匯交于一點(diǎn)。 先分析DEF桿件。在F點(diǎn)吊起重物時(shí)，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?yàn)檠谻E連線方向，力與交于K點(diǎn)，則第三個(gè)力，即ABD桿通過鉸鏈D作用于DEF桿的力，必通過D點(diǎn)交于K點(diǎn)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(diǎn)，則第三個(gè)力即固定鉸鏈A對(duì)ABD桿的支反力必然通過J點(diǎn)，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(gè)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(zhǎng)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(diǎn)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(gè)位置下，都能做到：過F點(diǎn)做一條鉛垂線FK與EC桿的延長(zhǎng)線相交于K 點(diǎn)，再連接K、D兩點(diǎn)并延長(zhǎng)與BC桿的延長(zhǎng)線相交于J點(diǎn)，而J點(diǎn)正好過A點(diǎn)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(diǎn)，滿足機(jī)構(gòu)的幾何條件為： 假設(shè)： ABD = H，AB = h，BD = H1 DEF = 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(shí)，從圖5中還可以看到另一個(gè)重要現(xiàn)象，即A，C，F(xiàn)三點(diǎn)共線。證明如下： ∵FE∥BC ∴ ∵EC∥AB ∴ 又∵∠FEC = ∠CBA ∴ △FEC ∽ △CBA 得到 ：FC∥CA 因?yàn)镃點(diǎn)為FC和CA的共同點(diǎn)，所以FC與CA必須在同一直線上，即F，C，A三點(diǎn)共線。 2 平衡吊的運(yùn)動(dòng)分析 2 平衡吊的運(yùn)動(dòng)分析 下面針對(duì)當(dāng)A點(diǎn)升降和C點(diǎn)移動(dòng)時(shí)，作釣鉤F的運(yùn)動(dòng)分析。 1. 當(dāng)A點(diǎn)不動(dòng)時(shí)，F(xiàn)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 如圖5，過C點(diǎn)作一條水平線MN， A點(diǎn)與F點(diǎn)在此水平線上的投影分別為M 、N 兩點(diǎn)。 假設(shè)此時(shí)C點(diǎn)平移至C′點(diǎn)，F(xiàn)點(diǎn)平移至F′點(diǎn)。 同樣F′、C′、A三點(diǎn)共線。F′點(diǎn)在MN 線上的投影為N′點(diǎn)。 C點(diǎn)未移動(dòng)時(shí) ： ∵△FEC ∽ △CBA △FNC ∽ △AMC ∴FN = （）×AM……………………….（1） C點(diǎn)移動(dòng)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(diǎn)水平移動(dòng)時(shí)，F(xiàn)點(diǎn)在水平方向上作水平移動(dòng)。 ∵△AFF′ ∽ △ACC′ ∴FF′=CC′ 即F點(diǎn)的水平移動(dòng)速度為C點(diǎn)的倍，如果C點(diǎn)作勻速運(yùn)動(dòng)，F(xiàn)點(diǎn)也作勻速運(yùn)動(dòng)。 2. 當(dāng)電機(jī)帶動(dòng)A點(diǎn)運(yùn)動(dòng)時(shí)，F(xiàn)點(diǎn)的運(yùn)動(dòng)規(guī)律 此時(shí)將C點(diǎn)看作一個(gè)固定鉸鏈支座，見圖6。 圖 6 當(dāng)A 點(diǎn)移至A′點(diǎn)時(shí)，A′、C、F′ 三點(diǎn)共線（道理同上）。過C點(diǎn)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(diǎn)在垂直方向上運(yùn)動(dòng)，其大小可由 △CNF′ ∽ △CMA′ 得到： …………………………...（5） 即F點(diǎn)的垂直移動(dòng)速度為A點(diǎn)的倍，如果A點(diǎn)作勻速運(yùn)動(dòng)，F(xiàn)點(diǎn)也作勻速運(yùn)動(dòng)。 3 平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 3 平衡吊的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 3.1 工作條件的確定 額定起重量250kg，升降速度15m/min，最大回轉(zhuǎn)半徑2.5m, 最小回轉(zhuǎn)半徑0.8m，起吊高度2m。 額定起吊重量： G 250Kg 最大回轉(zhuǎn)半徑： Rmax 2500㎜ 最小回轉(zhuǎn)半徑： Rmin 800 mm 水平變幅： b 1700㎜ 最大起吊高度： h 2000㎜ 提升速度： v 15 m/min 3.2 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(diǎn)共線。且有這樣的關(guān)系，。（處取=10） 即有： 1. 當(dāng)A點(diǎn)固定不動(dòng)時(shí)，滾輪C的水平移動(dòng)使重物G在水平方向移動(dòng)，且重物的移動(dòng)距離與滾輪C的移動(dòng)距離呈倍的關(guān)系。由水平變幅為1700㎜可以得出滾道的理論長(zhǎng)度為170㎜。 2. 當(dāng)C點(diǎn)固定不動(dòng)時(shí)，絲杠螺母A的豎直方向的移動(dòng)使重物G上升或下降。同樣有重物移動(dòng)的距離是A的移動(dòng)距離的（）倍。由豎直變幅為2000㎜可以得出絲杠螺母的移動(dòng)距離為222㎜。 3.2.1 絲杠螺母A的上下極限位置的確定 以A、C、F點(diǎn)作為研究對(duì)象。 如圖7所示，設(shè)滾輪C固定不動(dòng)，F(xiàn)點(diǎn)隨絲杠螺母A的移動(dòng)而移動(dòng)。F′、F、A、A′、分別為上下極限位置。圖中過C點(diǎn)作水平線交FF′于P點(diǎn)，交AA′于Q點(diǎn)，交立柱中心線于O點(diǎn)。則FF′= S =2000㎜，AA′= 222㎜ ∵△FF′C ∽ △AA′C FC∶AC = （）∶1 = 9∶1 令： F′P = 700㎜， PF = 1300㎜ 得： AQ = 140㎜， QA′= 72㎜ 即以滾輪 C 所在平面為基準(zhǔn)時(shí)，絲杠螺母能到的極限位置為上140㎜，下72㎜。 圖 7 3.2.2 滾輪C的左右極限位置的確定 由于C點(diǎn)的左右移動(dòng)只引起釣鉤F點(diǎn)的水平移動(dòng)，而已知平衡吊的水平變幅為1700㎜，所以如圖8所示，設(shè)絲杠螺母A固定不動(dòng)，F(xiàn)、F′、C、C′分別為左右極限位置，圖中過C點(diǎn)作水平線，過A點(diǎn)作豎直線，二者交于P點(diǎn)。過FF′作水平線交立柱中心線于O′點(diǎn)交AP延長(zhǎng)線于Q點(diǎn)。 則有： FF′= 1700㎜，F(xiàn)O′= 2500㎜，CC′= 170㎜ ∵△AC′P ∽ △AF′Q 即： F′Q =C′P………………………………（6） 又由圖可知： FF′= FO′－F′O′=2500㎜－800㎜=1700㎜ O′Q = OP = OC′＋C′P 設(shè)C′P = X，則有： F′O′＋OC′＋X = X 800＋OC′＋X = X 800＋OC′= 9 X 令：OC′= 100㎜，則有：X =100㎜ ，CO = 70㎜ 即是以柱中線為基準(zhǔn)時(shí)，滾輪C能到的理論極限位置為左70㎜，右100㎜，絲杠螺母與立柱中心的水平距離為200㎜。 圖 8 3.3 初定各桿長(zhǎng)度 各桿長(zhǎng)度必須滿足能夠使F點(diǎn)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(zhǎng)度的增大而增大，且有關(guān)系： 即ACF直線隨AC長(zhǎng)度的變化而變化，當(dāng)AC最大時(shí)∠FDA最大。由3.2中確定的尺寸可知當(dāng)A在最高點(diǎn)，C在最左邊時(shí)AC取得最大值： ACmax =≈304㎜ 所以ACF的最大值為：ACFmax =10 ACmax =3040㎜ 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(zhǎng)度條件的同時(shí)為了保證不能因∠FDA太大而導(dǎo)致桿件受力太大，取桿長(zhǎng)H = L =1700㎜。 此時(shí)：∠FDAmax = 2×arcsin = 2×arcsin ≈126.8° 綜上，初定桿長(zhǎng)為： H = L =1700㎜，h= l =170㎜ H1 = L 1=1530㎜ 3.4 不計(jì)自重時(shí)，各桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 3.4.1 FED桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 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 9 FED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(shí)，M = Mmax = G×=2450N×1.53m = 3748.5Nm 即當(dāng)FED桿處于水平位置時(shí)，受到的彎矩最大，最大值出現(xiàn)在E截面處，E截面為危險(xiǎn)截面。 橫力彎曲時(shí)，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(duì)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(duì)Z軸的慣性距為： IZ = ＋＋ = 代入最大正應(yīng)力公式中有： σmax = = ≈ 133.4×10 Pa = 133.4 MPa 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45碳素結(jié)構(gòu)鋼，是塑性材料，對(duì)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(fèi)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(dòng)載或沖擊載荷的可能性等等。 安全系數(shù)的選取經(jīng)驗(yàn)一般如下： 1. 對(duì)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)度分散性小）載荷恒定。設(shè)計(jì)時(shí)以減低結(jié)構(gòu)重量為重要出發(fā)點(diǎn)時(shí)，取n =1.25～1.5 2. 對(duì)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 =1.5～2 3. 對(duì)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45的屈服極限在剛才厚度小于等于16㎜時(shí)為σs =355MPa。 則該桿件的許用應(yīng)力為： [σ]= = = 177.5 MPa 對(duì)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(duì)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(duì)稱的，則危險(xiǎn)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 =133.4 MPa，有： σmax＜[σ] 即，桿件安全，截面尺寸符合要求。 3.4.2 ABD桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 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(duì)E點(diǎn)取距有： sinα = sinγ 由上已經(jīng)知道= 9，則有： 9 sinα= 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(gè)三角形中有： sinα= sinγ………………………….（11） 聯(lián)立（10）、（11）式有： 9 sinα = sinα 即： 9 = 這表明重物在任意位置時(shí)，A點(diǎn)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 12 ABD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 =9 G×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(shí)Mmax 取得最大值。 下面來討論∠DAJ能否達(dá)到90°。 易知：當(dāng)A點(diǎn)固定時(shí)，C由右向左，∠DAJ逐漸增大。 當(dāng)C點(diǎn)固定時(shí)，A由下向上，∠DAJ逐漸增大。 即當(dāng)C在最左端，A在最上端時(shí)，∠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(duì)象。分別過B、A點(diǎn)作垂線交水平線CQ于P、Q點(diǎn)。過B點(diǎn)作水平線交QA延長(zhǎng)線于M點(diǎn)。由以上確定的尺寸知： AB = BC = 170㎜，AQ = 140㎜，CQ = 270㎜ 圖 13 圖中 CA=304㎜ 而 AB = BC = 170㎜，則： cos∠BCA = 0.89 則： ∠BCA = arccos0.89 ≈27° 又有： ∠ACQ = arctan ≈27.4° 所以： ∠BCQ = ∠BCA + ∠ACQ = 27°+27.4°=54.4° 在△BCP中，有： BP = BC×sin∠BCQ = 170×sin54.4°≈138㎜ 且有： BP = QM QM = AQ + AM 則： AM = BP－AQ = 140－138= 2㎜ 所以： ∠BAM = arccos89.30 圖中所說的∠BAM就是∠DAJ，這就說明∠DAJ最大時(shí)達(dá)不到90°，即當(dāng)C在最左端，A在最上端時(shí)，Mmax 取得最大值。最大值為： Mmax = 9 =9 G×sin∠DAJ× =9×2450N×sin89.3°×170㎜ ≈3748.2Nm 若桿ABD同桿FED取同樣的截面，有： IZ = σmax = = = 133.4MPa 有： σmax＜[σ] 即是強(qiáng)度條件滿足，桿件安全，截面尺寸符合要求。 3.4.3 EC桿和BC桿截面尺寸的設(shè)計(jì) 在平衡吊的四桿機(jī)構(gòu)中，EC桿和BC桿是兩個(gè)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(shí)，桿件就滿足條件。 代入數(shù)值有： F ≤ [σ] A = 177.5MPa×2826㎜ = 501615N≈502KN 即當(dāng)EC桿和BC桿受到的軸向力小于502 KN時(shí)，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(duì)不會(huì)超過502KN，所以，取桿件截面為半徑為30㎜的圓，符合條件。 4 桿件自重對(duì)平衡的影響及其平衡方法 4 桿件自重對(duì)平衡的影響及其平衡辦法 在平衡吊的平衡及運(yùn)動(dòng)分析時(shí)，都是假設(shè)桿系的自重及各個(gè)鉸鏈點(diǎn)的摩擦均忽略不計(jì)，得到的平衡條件。但是實(shí)際上自重及摩擦力均是存在的。摩擦力對(duì)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(diǎn)產(chǎn)生破壞平衡的影響——引起桿系滑動(dòng)。這里將由于各桿件自重的影響在C點(diǎn)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(diǎn)處引起的失衡力的大小 當(dāng)F點(diǎn)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(shí)，將C點(diǎn)作為固定鉸鏈支座來對(duì)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(duì)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(jì)，BC，CE桿為二力桿： + = 0 + = 0 DEF、ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對(duì)D結(jié)點(diǎn)分析受力有： + = 0 對(duì)C結(jié)點(diǎn)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(diǎn)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(jì)，則DEF桿和CE桿為“0”桿（內(nèi)力為0），BC桿為二力桿： + = 0 ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對(duì)結(jié)點(diǎn)C分析受力有，顯然 ∑FX ≠ 0，則由在C點(diǎn)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(jì)，則BC桿，DEF桿的DE部分為二力桿： + = 0 + = 0 ABD桿為三力桿，受，，平行力系的作用，∑MA= 0，可以得出： + = 0 CE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(duì)C結(jié)點(diǎn)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(diǎn)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(jì)，則DEF桿和CE桿為“0”桿。ABD桿的AB部分為二力桿： + = 0 BC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(duì)C結(jié)點(diǎn)分析受力，顯然 ∑FX ≠ 0，那么由在C點(diǎn)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(zhǎng)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 19 4.3 估算各桿質(zhì)量，計(jì)算配重 4.3.1 各桿質(zhì)量的估算 在本平衡吊的設(shè)計(jì)中，選擇的桿件材料為45號(hào)鋼。45號(hào)鋼的密度為7.85g/cm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(jì)中知桿DEF和桿ABD的截面積和桿長(zhǎng)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㎜×7.85 g/cm = 187×10㎜×7.85 g/cm = 146795 g ≈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(jì)算簡(jiǎn)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(zhǎng)度分別為：H = 1530㎜，l = 170㎜ 則有：m3 = H×A×ρ= 1530㎜×2826㎜×7.85 g/cm = 4323780㎜×7.85 g/cm = 33942 g ≈33.9㎏ m4 = l×A×ρ= 170㎜×2826㎜×7.85 g/cm = 480420㎜×7.85 g/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(shí)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(jì)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(zhǎng)部分Lp上加一重量Gp。在計(jì)算Gp時(shí)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(duì)桿件進(jìn)行質(zhì)量代換時(shí)，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(shí)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(gè)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(duì)質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變。 但當(dāng)這三個(gè)條件同時(shí)滿足時(shí)，質(zhì)量代換點(diǎn)中的一個(gè)確定了，另一個(gè)質(zhì)量代換點(diǎn)也就隨之確定，也就是說兩個(gè)代換點(diǎn)不能同時(shí)隨意選擇，這就給計(jì)算帶來了大大的不便。 為方便起見，對(duì)于精度要求不是非常高的情況下的質(zhì)量代換計(jì)算，可以只滿足前兩個(gè)條件，這樣，兩個(gè)質(zhì)量代換點(diǎn)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(duì)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(diǎn)上： 2.將分配到E、C點(diǎn)上： 3.將分配到D、F點(diǎn)上： 4.將分配到D、F點(diǎn)上： 則： = + = = + = 這樣就將，，都分配在D、F、B、C上了，E點(diǎn)不受力。在4.1的分析中，已經(jīng)知道作用在F、C、A點(diǎn)的垂直載荷對(duì)失衡是沒有影響的，因此只對(duì)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(diǎn)延長(zhǎng)至700㎜處，加一重為3657 N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。 29 5 平衡吊傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì) 5 平衡吊傳動(dòng)部分的設(shè)計(jì) 前面已經(jīng)講了平衡吊的工作原理了，平衡吊的運(yùn)動(dòng)是由滾輪C的水平運(yùn)動(dòng)和死杠螺母的垂直運(yùn)動(dòng)來控制的。而滾輪C的水平運(yùn)動(dòng)是由工人手動(dòng)推拉吊重G來實(shí)現(xiàn)的；絲杠螺母的垂直運(yùn)動(dòng)是通過電機(jī)帶動(dòng)絲杠轉(zhuǎn)動(dòng)，從而使絲杠螺母做垂直運(yùn)動(dòng)的。 由于還考慮到電機(jī)的轉(zhuǎn)速一般不會(huì)很低，而平衡吊提升重物時(shí)的速度不能過高，所以在傳動(dòng)機(jī)構(gòu)中還需要用到減速器。 則可以設(shè)計(jì)平衡吊的傳動(dòng)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(dòng)部分 5.1絲桿絲母?jìng)鲃?dòng)參數(shù)選擇及計(jì)算 1.傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的選擇及參數(shù)，起重時(shí)絲母所受推力F 由=22050N 絲母選材ZnSn10-1 絲母結(jié)構(gòu)為整體式與蝸輪為一體，其中選擇參數(shù)為2 （1） 螺桿 由d247 取d2=50，d=55， 材料45 （2） 螺母 螺母為整體式，材料為ZnSn10-1 螺母高H==100 旋和圈數(shù)n= 螺紋的工作高度 工作比p= 自索性驗(yàn)算 f=0.14==4.68 自鎖成立 2螺桿強(qiáng)度推算 公式 其中A=15.9 T=Gtan(A+)=22050162660 代A公式得=19.8 所以強(qiáng)度足夠 3螺紋牙的的強(qiáng)度計(jì)算 =2.16 螺紋牙多發(fā)生剪切和擠壓破壞，一般螺母的材料強(qiáng)度低于螺桿，因此只需校核螺母紋牙的強(qiáng)度。 5.2 電動(dòng)機(jī)的選擇 由于平衡吊帶負(fù)載作的是在垂直方向的直線運(yùn)動(dòng)，所以查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》有負(fù)載功率計(jì)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(dòng)效率 確定已知條件為： F = G = 250㎏×9.8N/㎏ = 2450N V= 15 m/min = 0.25m/s，η= 50% 將已知條件代如上式有： P===1.225KW 對(duì)于負(fù)載功率P恒定不變的生產(chǎn)機(jī)械，選擇電動(dòng)機(jī)時(shí)，只需要按設(shè)計(jì)手冊(cè)中的計(jì)算公式算出負(fù)載所需功率，再選一臺(tái)額定功率為P，使： P≥P 的電動(dòng)機(jī)即可。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可初定電動(dòng)機(jī)的額定功率為： P=1.5KW 因?yàn)檫B續(xù)工作制電機(jī)的啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩均大于額定轉(zhuǎn)矩，故一般不必校驗(yàn)啟動(dòng)能力和過載能力。 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(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速。 4.選擇電動(dòng)機(jī)型號(hào) 綜合以上條件，且考慮到減速器的傳動(dòng)比不能太大，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》初選電動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為1400 r/min。 電動(dòng)機(jī)型號(hào)為：Y90L－4 5.3 減速器的選擇 由于在這個(gè)傳動(dòng)過程中，電機(jī)的轉(zhuǎn)速為1400 r/min，而初定的滾珠絲杠的轉(zhuǎn)速為100 r/min，所以傳動(dòng)比為： i ==14 此傳動(dòng)比比較大，若選用普通的圓柱齒輪減速器，則會(huì)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(dòng)原理的減速機(jī)構(gòu)。其主要特點(diǎn)是傳動(dòng)比大，一級(jí)減速時(shí)傳動(dòng)比范圍是11～87，兩級(jí)減速時(shí)的傳動(dòng)比范圍是20～128；由于在傳動(dòng)過程中為多齒嚙合，所以對(duì)過載和沖擊有較強(qiáng)的承受能力，傳動(dòng)平穩(wěn)、可靠；由于采用了行星擺線傳動(dòng)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(dòng)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(dòng)效率。 首先根據(jù)傳動(dòng)比確定減速器的級(jí)數(shù)，再根據(jù)計(jì)算輸入功率或計(jì)算輸出轉(zhuǎn)矩選減速器型號(hào)，必要時(shí)需要進(jìn)行瞬時(shí)尖峰載荷的校核計(jì)算。 1.根據(jù)傳動(dòng)比確定級(jí)數(shù) 前面已經(jīng)算出傳動(dòng)比為： i = 14 查表可知，選用一級(jí)減速器，傳動(dòng)比為： i = 16 則可算出滾珠絲杠的實(shí)際轉(zhuǎn)速為： n =≈87.5 r/min 2.求計(jì)算輸入功率P： P= K P……………………………（27） 式中： P——實(shí)際輸入功率（KW） K——工作情況系數(shù)，可查手冊(cè)。 表 6 工作情況系數(shù)K 原動(dòng)機(jī) 電動(dòng)機(jī)、氣輪機(jī) 4~6缸活塞發(fā)動(dòng)機(jī) 1~3缸活塞發(fā)動(dòng)機(jī) 工作小時(shí)（h） ~3 3~10 10~ ~3 3~10 10~ ~3 3~10 10~ 輕微沖擊 0.8 1.0 1.2 1.0 1.2 1.35 1.2 1.3 1.4 中等沖擊 1.0 1.2 1.35 1.2 1.35 1.5 1.4 1.5 1.6 強(qiáng)沖擊 1.35 1.5 1.6 1.5 1.6 1.7 1.6 1.7 1.8 查表6可知，工作情況系數(shù)K=1.0， 而實(shí)際輸入功率即為電機(jī)輸出功率，P=1.5KW 代入上式有計(jì)算輸入功率P為： P= K P=1.0×1.5KW=1.5 KW 3.選擇減速器機(jī)型號(hào) 根據(jù)一級(jí)減速器減速比和計(jì)算輸入功率P查《機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)》，選用額定輸入功率P=1.5KW，機(jī)型號(hào)為2的減速器。 結(jié)論：所選擇的擺線針輪減速器代號(hào)為ZL1.5－2A－16 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(shí)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(jì)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(jì)算 聯(lián)軸器的理論轉(zhuǎn)矩是由功率和工作轉(zhuǎn)速計(jì)算而得的，即： T=9550………………………………..（29） 式中： P——驅(qū)動(dòng)功率（KW） n ——工作轉(zhuǎn)速（r/min） 1.類型的選擇 為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用剛性凸緣聯(lián)軸器。 2. 載荷計(jì)算 公稱轉(zhuǎn)矩=9550=10.2N/mm 由表14-1查得，由公式計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 3. 型號(hào)選擇 從國(guó)標(biāo)GB 4323-84中查得GYS1型凸緣聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為25N.m,許用最大轉(zhuǎn)矩為12000r/min,軸徑為12-14mm之間，故合用。 35 6 平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 6 平衡吊回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 平衡吊不光是在垂直方向的運(yùn)動(dòng)和水平方向的運(yùn)動(dòng)，還有在空間內(nèi)的繞立柱的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。該旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)也是靠工人手推動(dòng)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(duì)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(diǎn)處有水平分力，該分力會(huì)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(zhǎng)線上加了一個(gè)配重。 也就是說在加了配重以后，滾輪C點(diǎn)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(yùn)動(dòng)，所以回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)中應(yīng)該應(yīng)用到滾動(dòng)軸承。 6.1滾動(dòng)軸承的類型的選擇 按滾動(dòng)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?cè)谶@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(shí)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(shí)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(duì)使用，反向安裝在同有支點(diǎn)或兩個(gè)支點(diǎn)上，但軸向載荷較大時(shí)也可采用同向排列在同一支點(diǎn)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(chǎng)合。圓錐滾子軸承的滾動(dòng)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(shí)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(duì)使用、反向安裝在同一支點(diǎn)或兩個(gè)支點(diǎn)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(chǎng)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(gè)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(shí)，滾動(dòng)體的離心力大，軸承對(duì)滾動(dòng)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(dòng)體要發(fā)生徑向竄動(dòng)而造成滑動(dòng)，產(chǎn)生大的磨損，并影響旋轉(zhuǎn)精度。因此在安裝時(shí)，必須進(jìn)行調(diào)整，使無負(fù)載狀態(tài)的滾動(dòng)體受有一定的軸向力，以保證滾動(dòng)體與兩面滾道接觸，防止?jié)L動(dòng)體的徑向竄動(dòng)。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(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，隨著滾子表面圓周速度增加，滾子有偏離中心的趨勢(shì)，并和滾道產(chǎn)生滑動(dòng)摩擦，故允許的轉(zhuǎn)速比球軸承低，軸承對(duì)軸線的歪斜很敏感。適用于低速重載且軸為垂直布置的場(chǎng)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=25°）和推力球軸承。 6.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號(hào)選擇 當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)算：滾動(dòng)軸承若同時(shí)承受徑向和軸向的載荷，則需要將實(shí)際工作載荷轉(zhuǎn)化為當(dāng)量動(dòng)載荷進(jìn)行壽命計(jì)算。在當(dāng)量動(dòng)載荷P的作用下，軸承壽命與實(shí)際受載下軸承的壽命相同。 當(dāng)量動(dòng)載荷的計(jì)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(duì)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(diǎn)處的反作用力以及各桿自重，即： F= 0， F=（250㎏+140㎏+140㎏+30㎏+3㎏）×9.8N/㎏+3657N =9174.4N 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： f=1.2 將這些數(shù)據(jù)代入上式有角接觸球軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為： P = f（XF+YF）=1.2×0.87×9174.4N ≈9578N 計(jì)算滾動(dòng)軸承基本額定壽命的公式是： L=（）………………………………（32） 式中： L——失效率10%的基本額定壽命（10r） C ——基本額定動(dòng)載荷（N） P ——當(dāng)量動(dòng)載荷（N） ε——壽命指數(shù)，對(duì)球軸承ε=3，滾子軸承ε=10/3 若軸承工作轉(zhuǎn)速為n（r/min），以小時(shí)數(shù)為單位的基本額定壽命公式為： L=（）…………………………（33） 若已知軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P和額定壽命[L]，可以按下式選擇軸承的C值： C≥C′=P……………………….（34） 查手冊(cè)可確定軸承的額定壽命為： [L] = 12000h 由現(xiàn)場(chǎng)的工作條件可以確定軸承工作轉(zhuǎn)速為： n = 6 r/min 代入上式有： C≥C′=Pε=9578×≈16×103N 即是： C≥16KN 則可根據(jù)C值查手冊(cè)選取角接觸球軸承型號(hào)為：7305AC型 選取推力球軸承的型號(hào)為：51202型 6.3回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖 圖 24 回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)圖 39 7 平衡吊各鉸鏈處的設(shè)計(jì) 7 平衡吊各鉸鏈處的設(shè)計(jì) 此平衡吊是一個(gè)四連桿機(jī)構(gòu)，桿與桿之間需要用鉸鏈連接，由鉸鏈來實(shí)現(xiàn)相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 由于桿與桿之間的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)速度很低，且承受的力也較大，可以考慮用滑動(dòng)軸承來實(shí)現(xiàn)該功能。 滑動(dòng)軸承具有承載能力高、耐沖擊載荷、工作平穩(wěn)、噪聲低、可以無污染、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、徑向尺寸小等特點(diǎn)。 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，根據(jù)滑動(dòng)軸承類型主要選擇因素比較表可以初步選擇滑動(dòng)軸承的類型為混合潤(rùn)滑軸承。 對(duì)于速度低、載荷大、有沖擊或間歇使用等條件下工作的軸承，多數(shù)處于混合潤(rùn)滑狀態(tài)，要保證軸承正常工作，關(guān)鍵在于維持邊界膜不受破壞，即應(yīng)根據(jù)邊界膜的機(jī)械強(qiáng)度和破裂的溫度來決定軸承的工作能力。然而，目前尚沒有完善的計(jì)算方法，所以在設(shè)計(jì)時(shí)常采用條件性驗(yàn)算，對(duì)于徑向軸承來說有以下三個(gè)準(zhǔn)則： 1.限制軸承平均壓強(qiáng)p。限制平均壓強(qiáng)p是為了使軸瓦不致過度磨損，軸瓦平均壓強(qiáng)： p = ≤[p]……………………………..（35） 式中： F——軸承承受的徑向載荷（N） B、d——軸承有效寬度和直徑（mm） [p]——平均壓強(qiáng)許用值（MPa） 由上式可以轉(zhuǎn)化為： F≤[p] Bd……………………………（36） 2.限制軸承pv值。pv值反應(yīng)單位面積上的摩擦功耗與發(fā)熱。pv值越高，軸承溫升越高，容易引起邊界膜的破裂。限制pv值就是防止軸承過熱，其計(jì)算公式為： pv = ≈≤[pv] 式中： n——軸頸轉(zhuǎn)速（r/min） [pv]——軸承材料的許用值（MPam/s） 3.限制速度v。當(dāng)平均壓強(qiáng)p較小時(shí)，即使p和pv都在許用范圍內(nèi)，也可能由于速度過快加速磨損，因而要求： v = ≤[v]…………………….（37） 式中： [v]——速度許用值（m/s） 若選用軸承材料為黃銅ZCuZn16Si4，則查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》可得： [p] = 15 MPa，[pv] = 15 MPam/s，[v] = 2 m/s 若選取軸承的有效寬度和直徑分別為： B = 50㎜，d = 30㎜ 將這些數(shù)值代入（1）式有： F≤[p] Bd = 15 MPa×50㎜×30㎜ = 22500N 即當(dāng)所受的徑向力小于或等于22.5KN時(shí)，所用的軸承就是合適的，而由前面的受力分析可知，桿件所受的最大壓力遠(yuǎn)小于22.5KN，所以選用的軸承滿足 41 參考文獻(xiàn) [1] 閆愛和，焦希潤(rùn)等. 平衡吊的運(yùn)動(dòng)分析及平衡方法. 太原重型機(jī)械學(xué)院學(xué) 報(bào)，2000，12（21）：295～300 [2] 董剛，李建工等. 機(jī)械設(shè)計(jì)（機(jī)械類）. 第3版. 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1998.7（2000.5重?。? 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