机械式平衡吊设计【含11张CAD图纸+文档全套资料】
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摘 要 在工厂车间里搬运重物，往往都是采用起重机、电葫芦、工业机械手等。但对于需要频繁吊装、作业时间短的场合，如机床上下工件，装配工作吊装零部件，流水线上的定点工作等等；对于要求比较精确定位的场合，如铸造中的下芯、合箱等等，一般起重设备常不适用，工业机械手多用于生产自动线上或单一的重复操作，而且成本较高，目前，一般车间使用较少。近年来，出现的一种新型的定点起重设备“平衡吊”，适用于几十到几百千克工件的定点频繁吊运，在工业生产中起到了极其重要的作用，平衡吊的结构简单，操作灵活，吊重后除能作上下升降外， 能在水平面内作360度回转运动，只需要轻轻推拉，就可使吊物随时稳稳地停留在意欲停留的位置上，做到随遇平衡。本文阐述了平衡吊的基本原理，并对其平衡条件及杆系的平衡方法进行了分析和研究，对平衡吊的结构进行了设计计算。 关键词：平衡吊；原理应用；力学分析；结构设计 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 departments balanced method, hung the structure to the balance to carry on the design calculation. Keywords：The balance hangs;Principle application;Mechanics analysis;Structural design目 录摘 要I1 前 言12 概 论23平衡吊概述33.1 平衡吊简介33.2 平衡吊的分类33.3 平衡吊的产品型号63.4 设计的主要技术参数64平衡吊的总体设计94.1 平衡吊的组成及结构简介94.1.1平行四连杆机构104.1.2 杆系自质量平衡装置114.1.3 驱动装置114.2 平衡吊的运动分析及平衡方法124.2.1 平衡吊的工作原理124.2.2 平衡吊平衡的条件134.2.3 平衡吊的运动分析174.2.4 杆件自重失衡问题195平衡吊的四杆机构设计255.1杆系与立柱的受力分析255.1.1机构简图与作业位置编号255.1.2受力分析265.2 各杆件及立柱的强度计算与截面尺寸的确定295.2.1 、杆截面的高度比的确定295.2.2 、杆截面的尺寸确定315.3 配重质量的计算376 平衡吊的升降装置设计406.1 概述406.2 螺旋副的设计计算406.2.1 选用材料406.2.2 按耐磨性计算螺纹中径416.2.3 验算自锁42由于为单头螺纹，导程mm426.2.4 螺母螺纹强度验算426.2.5 螺杆强度验算436.2.6 螺杆的稳定性验算446.2.7 螺杆的效率446.2.8 螺杆的刚度和临界转速457 平衡吊的传动装置设计457.1 传动的选择及拟定传动方案457.1.1 传动类型选择的依据457.1.2 工作机状况467.1.3 动力机的选择及其性能比较477.1.4 传动类型的选择477.1.5 传动的分配497.1.6 拟定传动方案497.2 电动机的选择及运动参数的计算497.2.1 电动机的选择497.2.2 确定传动装置的效率507.2.3 选择电动机507.2.4 总传动比的计算及传动比的分配517.2.5传动装置运动参数和动力参数的计算517.3传动零件的设计计算537.3.1 齿轮传动的设计计算537.3.2 蜗轮蜗杆传动设计588 平衡吊的回转部分设计638.1 回转机构的组成及支撑装置638.2 回转座（法兰）的设计648.2.1 概述648.2.2 灰铸铁法兰658.2.3 法兰的选用679 吊钩组的设计689.1 吊钩形式，特点及机械性能689.1.1 吊钩形式及特点689.1.2 吊钩的机械性能，起重量68（1) 机械性能689.2 吊钩组零件材料及主要尺寸689.2.1 吊钩组零件材料689.2.2 吊钩的主要尺寸699.2.4 止推轴承的选择719.2.5 吊钩横梁的设计7210 平衡吊的底座设计7410.1 概述7410.2 底座的基本结构7410.3 底座的结构特性7410.4 底座的稳定性校核75结 论77参考文献79 1前 言毕业设计是四年大学学习生活的最后一个环节，也是我们对所学专业知识进行巩固的一次机会。本次毕业设计就是在全面巩固和学习机械专业知识的基础上，广泛查阅有关资料，完成设计任务，从而对四年的学习做一个全面系统的总结。本次设计着重于平衡吊主要零部件的设计，如四杆机构，平衡吊驱动装置，吊钩等，并使设计尽可能详尽，合理，便于制造和操作。另一方面，本设计中有大量的插图和公式，以使得本设计易于理解和老师评审。通过这次设计，不仅使我们以前所学的专业课知识，比如：机械原理，机械零件，机械制图，材料力学，理论力学等专业知识得到巩固和提高，而且也使得我们把在校所学的各方面的知识全面，系统地与生产实践结合起来来解决实际问题，从而提高我们分析问题和解决问题的能力，为以后的学习和工作打下了坚实的基础。本次设计题目为机械式平衡吊的结构设计，通过设计一台特殊的起重机，综合应用了几乎机械专业各方面的专业知识，使我们不仅学会了整部机器的设计方法，而且也熟悉了零件的工艺性，机器的装配和安全技术等方面的知识。为了搞好这次毕业设计，顺利完成设计任务，本设计在设计过程中得到了张昌娟老师的悉心指导，并参考了大量的有关资料，旨在综合考虑各方面因素的条件下，设计出合理，操作简单的平衡吊。但由于本人知识水平有限，错误与不合理之处在所难免，敬请各位老师和同学给予批评指正。本次毕业设计得到了张昌娟老师的精心指导，也得到了同学们的大力帮助，在此谨表谢意。2 概 论本次设计通过设计一台特殊的起重机，进一步提高机械设计的能力和巩固所学过的机械零件和机械原理等课程的理论知识。在设计中不仅要求学会整部机器的设计方法，并且要求熟悉零件的工艺性，机器的装配和安全技术等方面的知识，提高分析问题和解决问题的能力。在设计之前，已经学过了机械制图，理论力学，材料力学，机械原理和机械零件及其课程设计等，基本上掌握了一般机器零部件的设计方法；现在通过本次设计，综合运用了以前所学的这些理论知识，对整体起重机的主要部分进行设计。本设计的研究范围有：平衡吊的总体设计，四杆机构设计计算，传动部分（即减速器）的设计计算，螺杆的设计计算以及吊钩的设计计算。平衡吊是一种简易的起重设备，其应用原理简单但却巧妙，因此它可以加深我们对机械机构的理解，培养灵活运用机械机构的能力。平衡吊的工作量较少，因此一个人可以独立完成。平衡吊的设计涉及到了连杆机构设计，减速器设计，电气原理等，可以培养综合运用知识的能力。毕业设计是我们大学的学习生活的最后的一项重要学习任务；是对四年所学知识的总结和灵活运用；是我们重温已学知识和加深对其理解，为我们深造和走上工作岗位打下深厚基础的一次重要机会，其意义重大；我们必须把握这次机会。通过这一过程，我们要达到以下目的：（1） 巩固、扩大和深化我们以前所学的基础课、专业课知识；（2） 通过此次的毕业实习和设计我们要达到对机械设计的过程有一定的认识和理解的目的；（3） 培养我们综合分析、理论联系实际的能力；（4） 培养我们调查研究，正确熟练运用国家标准、手册、图册等资料、工具的能力；（5）锻炼自己的设计计算、数据处理、编写技术资料、绘图等独立工作能力；3平衡吊概述3.1 平衡吊简介平衡吊是一种以平衡杆系为主要结构特征的吊运装置。采用伺服传动系统的平衡吊则称为伺服平衡吊。该吊运装置主要由立柱、头架、手臂及传动部分组成，结构紧凑，造型美观。其主要特点是运用杆系的平衡原理和放大尺原理，操作者只需用几公斤力，就能使几十至上千公斤的重物在上下、前后、水平回转三维空间轻巧自如地吊装，且运行可靠，是生产线、机床等设备工件上、下料的理想吊运装置。它的成功研制，填补了我国一项空白，属国内首创。自1974年第一合100公斤机械式平衡吊研制成功后，为平衡吊系列化产品开发打下了良好的理论计算和实际制作基础，从70年代中到80年代初，先后完成含盖以机械、液压、气动为传动方式，额定吊运载荷为50、100、200、300、500、500、1000公斤的平衡吊系列产品及其派生产品，并形成批量生产。平衡吊有以下几个方面的优点：1、结构简单，体积小；2、操作方便，工作效率高；3、作业范围大。它比起重机，电动葫芦准确，直观，比机械手简易灵活，通用性强。3.2 平衡吊的分类按平衡臂形式分为单臂式（又称基型）和复臂式（复型）；按传动方式又可分为机械传动式（电动），液压传动和气压传动式；按杆系自质量平衡装置形式分为弹簧式和配重式；按支撑装置形式可分为立柱式，悬挂式，附壁式和行星式。立柱式如图3-1所示，又可分为立柱固定式，立柱移动式和立柱升降式。 图3-1 立柱式平衡吊悬挂式如图3-2所示，又可分为悬挂固定式和悬挂移动式。 悬挂固定式 悬挂移动式 图3-2 悬挂式平衡吊 附壁式如图3-3所示，又可分为附臂固定式和附臂移动式。图3-3 附壁式平衡吊行星式如图3-4所示，将平衡吊的立柱固定在可旋转360的悬臂架上，从而扩大了作业范围。 图3-4 行星式平衡吊3.3 平衡吊的产品型号由平衡吊代号P，安装方式代号（固定高型为D；矮型为A；壁式为B；悬挂式为X），传动方式代号（机械式为J；液压式为Y；气动式为Q），额定起重量（除起重量为50用0表示外，其他均以额定起重量的1/100表示，如1000用10表示），最大工作半径（以数的1/100表示，如2500用25表示），杆系类别（复臂代号为F，单臂不标注）和特殊定货代号（配套电机为锥形用T1；防爆电机用T2；直流电机用T3；变频电机用T4；立柱要求加高用T11；变短用T12；速度要求增大用T13）组成。其表示方法如图3-5：图3-5 平衡吊的表示方法3.4 设计的主要技术参数 基本参数应符合如下表1规定。 本设计的基本参数如下： 重量G(Kg)最大回转半径Rmax(mm)水平变幅 b(mm)最大起吊高度Hmax(mm)提升幅度S(mm)重锤摆动最大半径Rp(mm)工作状态最大高度Hg(mm)电机功率（KW）提升速度(m/min)回转角度500200020002027150015004000310360 4平衡吊的总体设计4.1 平衡吊的组成及结构简介平衡吊是一种新型吊运设备，适用于多品种生产之中上下料及流水作业线上，其结构新颖紧凑 ，使用安全可靠，吊装重物是通过3种运动合成而实现： （1）垂直升降机动； （2）绕机身切向旋转手动； （3）径向水平移动手动平衡吊由机身、平行四连杆机构臂系、机械（或液压）驱动系统和电器控制系统等4个基本部分组成（见图4-1）。 图4-1 平衡吊基本组成1. 平行四连杆2. 机械（液压）驱动3. 机身4. 电器控制系统 4.1.1平行四连杆机构由吊重臂、大臂、连杆、支撑杆、平衡锤等组成。平衡吊的平行四连杆臂系由吊重臂、大臂、连杆、支撑杆、平衡锤等组成,如图4-2 所示：（1）平行四连杆机构臂系具有比例放大特性。杆系的C处只做垂直运动，B处只做水平运动。整个平行四连杆机构可看作一个杠杆，当B处固定不动时，C处垂直上、下运动，A处按臂长比被比例放大后做反向垂直下、上移动；当C处固定不动时，B处水平左、右运动，A处还是按臂长比被比例放大后做水平左、右移动，平衡吊正是巧妙地利用平行四连杆机构进行臂系的垂直和水平运动的比例放大作用。图4-2 平衡吊臂系简图(2)平行四连杆机构臂系具有随遇平衡特性。所谓“随遇平衡”即物体的平衡状态不随时间和坐标的变化而变化。可以证明，平行四连杆机构臂系实现随遇平衡的条件是：杆长满足的关系。需说明的是与、与可相等，也可不相等，但是，只有、，平衡吊臂系成为平行四连杆机构时，平衡吊起重后各杆之间伸缩和旋转作用力最小。平衡吊正是利用了这一点。所以平衡吊具有操作省力、运动自如、轻巧灵活、定位准确的优点。 4.1.2 杆系自质量平衡装置杆系自质量平衡装置是为解决杆系自质量对平衡的影响而设置的，通常采用重锤和拉簧两种方式。因拉簧的计算误差较大，弹簧的制造工艺不稳定。当弹簧拉力过大时，平衡臂处于被拉紧状态；当弹簧力不足时，弹簧就处于被平衡质量拉伸的状态。因此目前以采用重锤式较多。 4.1.3 驱动装置驱动装置带动平衡臂的一端使重物升降。常用电动、气动或液压传动，但以电动方式较多。由于蜗轮蜗杆传动平稳，可改善平衡吊启动及制动时的抖动现象，故被常用做减速机构。也有采用丝杆传动，如图4-3所示。电动机的正反转使螺母支架带动平衡臂起升或下降。图4-3 驱动装置图该机械平衡吊驱动装置的结构包括电动机1、传动箱2、副油箱6、升降丝杆7、传动丝母8、保险螺母10、蜗杆5、蜗轮9及传动齿轮3和4。副油箱与传动箱内腔相通，使润滑油油面降低，但齿轮副、蜗轮副、螺旋副仍能浸泡在油中，让所有运动副都能得到很好的润滑和冷却，从而减少运动副的磨损， 提高传动效率，延长寿命，且使润滑油不易渗漏，还减少注油麻烦。传动螺母与保险螺母分别设置在传动箱上下两端。保险螺母的设置不但能起防止丝杆滑脱的保险作用，而且对丝杆上部有扶持和导向作用，提高了丝杆升降的稳定性，使吊臂升降平稳，安全可靠。4.2 平衡吊的运动分析及平衡方法 4.2.1 平衡吊的工作原理图4-4 平衡吊的工作原理简图平衡吊的结构如图4-4所示,主要分为传动、杆系和回转机构三个部分。传动部分是完成起吊重物功能的机构,由电动机、减速器带动丝杠回转, 驱使丝母升降,从而完成吊钩在垂直方向的升降运动。该部分也可由气缸、油缸代替完成起重物的功能。杆系部分是一平行四连杆机构,它由ABD 、DEF 、BC、CE 四杆组成,在B 、C、D、E 处用铰链连接其中BC=DE,BD=CE .在C点安装有滚轮,可以沿水平导轨滚动,当C点沿水平方向移动时,吊钩F点作水平运动。传动部分和杆系通过回转机构安装在立柱上,可以使吊钩绕立柱回转360度。平衡吊的水平运动和绕立柱的回转运动,用手在吊钩处轻轻推动即可获得,而升降运动可以通过操作按钮由电机来完成。 4.2.2 平衡吊平衡的条件平衡吊的平衡是指:吊钩F点无论空载还是负载,运行到工作范围内的任何位置后都可以随意停下并保持静止不动,即达到随遇平衡状态。由图4-4可知A点的运动是由传动部分控制的,当在一定高度时,可以将A点看作一个固定铰链支座,C点的水平移动是引起F点水平运动的原因。如果吊钩F在任何位置(起重或空载)时,F点、C点、A点只有垂直方向的反力且合力为零,那么支座C点的水平受力为零,平衡就可以得到。为便于分析问题,假设杆系的自重及各铰链点之间的摩擦均忽略不计。根据静力学的原理,平面力系中某一杆件同时受三力作用,则三力必交于一点,叫做三力杆。某一杆件同时受二力作用且二力的作用点在两个端点,则二力必然大小相等方向相反,叫二力杆。故CB、CE为二力杆。其受力方向沿铰链连线。ABD、DEF为三力杆。三力平衡时,其力必汇交于一点。先分析DEF杆件。在F点从吊起重物时，其方向垂直向下，CE杆通过铰链E压给DEF杆的作用力的方向为沿CE连线方向，力与交于K点，则第二个力，即ABD杆通过铰链D作用于DEF杆的力，必通过D点交于K点方向可由力三角形得出，如图4-5所示。图4-5杆DEF的受力分析其次再分析ABD杆件，根据作用与反作用的道理，显然，杆件DFF通过铰链D给杆ABD以反作用，方向如图4-6所示。二力杆VC通过铰链B给杆ABD的作用力洞BC方向，力与力交于J点，则第三个力即固定铰链A对ABD杆的支反力必然通过点，其方向由力三角形提出，如图4-6所示。图4-6 杆ABD的受力分析如前所述，平衡吊要达到平衡，支反力必须为铅垂方向的力。现在将这两个构件的受力分析综合到一起来研究。如图4-7所示，由于在力多边形中，力与力同为铅垂方向，力与力的水平投影是等长的，即力与的水平分力大小相等方向相反，处于平衡状态，故C点从无水平分力。图4-7综合受力分析在什么条件下才能保证支反力保持铅垂方向，根据上述受力分析，只有当机构在任意一个位置下，都能做到：过F点从做一条铅垂线FK与EC杆的延长结相交于K点，再连接K 、D两点并延长与BC杆的延长线相交于J点，而J点正好过A点所作的铅垂线上，才能使支反力保持铅垂方向。要做到这一点，满足机构的几何条件为： KEFABJ KDEDJB相似三角形的对应边成比例关系，得到： EF：EK=BJ：AB （1）DE：EK=BJ：BD （2）由（1）、（2）式得到：EF：DE=BD：AB假设 ABD=H，AB=h, DEF=L, DE=l, 则 或者 即 为放大系数这就是说，只要杆系各杆件满足上述关系式，机构即可在任意位置达到平衡。同时，从图4-7中可以看到另一个重要现象，即A，C，F三点共线。证明如下： FEBC ECAB 因为C点为FC和CA的共同点，所以FC与CA必须在同一直线上，即F, C, A三点共线。图4-8 杆系平衡示意图 4.2.3 平衡吊的运动分析下面针对当A点升降和C点移动时，作吊钩F的运动分析。 （1） 当A点不动时.F点的运动规律如图4-9，过C点作一条水平线MN，A点与F点在此水平线上的投影分别为M, N两点。假设此时C点平移至C点, F点平移至F点。同样F、 C 、A三点共线。F点在MN线上的投影为N点。 C点未移动时: FEC CBA FNC AMC C点移动后； FEC CBA CE/AB=EF/BC=FC/CA= FNC AMC FC/CA=FN/AM= FN=（）AM 由(1) ,( 2)式得出FN=FN 故证明C点从水平移动时，F点在水平方向上作水平移动。 AFF ACC FF/CC=AF/AC= FF=CC即F点的水平移动速度为C点的倍，如果C点作匀速运动，F点也作匀速运动。 （2）当电机带动A点运动时F点的运动规律 此时将C点看作一个固定铰链支座，见图4-9.图4-9 运动分析当A点移至A点时，A ,C ,F三点共线（道理同上）。过C点作水平线NM , FNNM CFE ACB CF/ A C=EF/ BC=/l= 同理CNF CMA CN/CM=CF/AC=/l=下面来证明F点的位置变化： CFE ACB CF/CA=EF/BC=/ l= 由上述可得到CNF CMA、NFAM 故知F点在垂直方向上运动，其大小可由 CFF CAA 得到FF/AA=/ l= 即F点的垂直移动速度为A点的倍，如果A点作匀速运动，F点也作匀速运动。在作上述问题的分析时，曾假设杆系的自重及各铰链点的摩擦均忽略不计.得到L/l=H/h的平衡条件。但是实际上自重及摩擦力均是存在的。摩擦力对平衡是不起破坏作用，而自重则不然，除杆系在一特定的位置外，各杆件的自重都将在C点产生破坏平衡的影响一引起杆系滑动。 4.2.4 杆件自重失衡问题我们将由于各杆件自重的影响在C点引起不平衡的水平分力定义为失衡力。（1）各杆件自重在C点处引起的失衡力的大小当F点作用负荷且满足L /l = H/h的条件下，平衡吊的失衡只可能由自重引起。此时，将C点作为固定铰链支座来对其进行受力分析。求出由于各杆件自重影响所产生的失衡力，根据叠加原理，可以求出它们的合力，即总的失衡力为。现在根据静力学原理分别就各杆自重对失衡的影响进行分析。假设DEF杆的自重为（见图4-10)，其余杆自重忽略不计，BC、CF杆为二力杆，DEF ,ABD为三力杆，画出其力三角形了如图，对D结点分析受力，。对C结点分析受力,显然X0,则在X轴上投影的矢理之和即为由在C点引起的失衡力。其表达式为： （3）假设ABD杆的自重为 (见图4-10,其余杆自重忽略不计,DEF杆和CE杆为“0”杆(内力为“0”),BC杆为二力杆, ABD杆为三力杆,画出其力三角形,对结点C分析受力, X0,则由在C点引起的失衡力为在X轴上的投影。其表达式为： （4）图4-10 杆DEF自重分析图4-11 杆ABD自重分析假设CE杆的自重为（见图4-11)，其余杆自重忽略不计，则BC杆、DEF的DE部分为二力杆，,ABD为三力杆受平行力系的作用，可以得出, CE杆为二力杆，画出其力三角形（如图4-11） ,图中为铰链C.给CE杆的作用力。，对C结点分析受力，显然X0，则在X轴上的投影的矢量之和即为由在C点引起的失衡力。其表达式为:图4-12杆CE自重分析假设BC杆的自重为（见图4-12），其余杆自重忽略不计，则DEF杆和CE杆为“0”杆（内力为“0”），ABD杆的AB部分为二力杆，BC杆为三力杆，画出其力三角形（如图4-12），图中为铰链C给CE杆的作用力。，对C结点分析受力，显然X0，那么由在C.点引起的失衡力为在X轴上的投影。其表达式为： 综合(1) ,( 2) ,( 3) ,( 4)式，总的失衡力为：图4-13 杆BC自重分析（2）消除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。因此必须采取有效的措施来消除由于自重引起的失衡力。假设在ABD杆的适当延长部分上加一重量以平衡杆系自重，则由杆系的失衡就可能消除（如图4-14)。依据上述假设DEF、ABD、CE、BC四杆自重分别为由。根据平面机构的质量分配法，将分配到B、C两点上， ，将:分配到E 、C点上， 将分配到D、F点上，将分配到D、F点上，将、:分配到D、F点上，图4-14平衡杆系自重分析这样就将在分配在D ,F ,B ,C点上，E点不受力。从第三部分的分析中，己经知道作用在F,C,A点的垂直载荷对失衡是没有影响的。因此只对ABD杆进行受力分析：则有 ，分别将、代入上式，整理后得: 为配重的重量，为配重质心距A点的距离。至此由平衡吊杆系自重引起的失衡问题完全解决了。5平衡吊的四杆机构设计5.1杆系与立柱的受力分析 5.1.1机构简图与作业位置编号 图5.1 机构简图机构简图如图5.1所示。作业范围在高度方向为1500毫米。水平方向2000毫米，为便于计算，可将作业范围分割或若干方格，如图所示沿高度方向分五等六个位置，沿水平方向分八等九个位置，故在整个作业区F点的作业位置可划分为69=54个位置 ，每个位置以两位数字编号，第一位数字表示该作业点所处的横列位置，第二位数字表示该作业点所处的纵行位置，如图示F点的位置编号应为00。 5.1.2受力分析各杆件以及立柱的受力分析是杆系设计计算的基础，各个杆件及立柱的截面依强度条件及稳定条件确定的，需知各个杆件及立柱受力最大的位置以及受力的大小对系统的刚度指标以F点挠度来表示，而想计算Fmax也应该知道各种杆件及力柱所受到的力。此外根据以往平衡吊的使用经验证明系统的变形将对平衡吊在吊重状态下的平衡产生相当大的影响，即使机构失去平衡并产生严重的滑行。如果想解决这个问题就应综合研究系统在整个作业区内在吊重G的作用下所产生变形的变化规律，并采取适当的措施，以期消除变形对平衡的不良影响，有这些问题的解决，以系统在各个位置下的受力分析作为基础的。采用图解法求杆件及立柱所承受的内力，计算时忽略各自重的影响，忽略系统变形对受力的影响。在图纸上以适当的比例并根据F点在作业区内所处的不同位置绘出机构简图。在F点作用吊重G=500KG然后用图解静力学方法计算个杆件所承受的内力，现将具体步骤简述如下：（1）杆受力分析 图5.2中杆为三力构件在F点作用由吊重G；E点作用有杆对杆作用力TE；在D点作用杆对杆作用力TD,因杆为二力杆故TE的作用方向已知，应在Ee的延长线上，根据三力汇交原理可得G、TE、TD三力的汇交点“k”。连接kD,则可得TD的作用方向。在kD、kE两直线之间连接一铅垂线段ab，按照适当的比例使ab=500Kg,便可得以力三角形kab,于是ka=TD ，kb=TE,故可求得TE与TD两个力。为了进行强度计算和变形计算，还应知道杆件所受到的内力。将G往DEF直线投影得Fa线段，Fa即为杆件的EF段所承受的拉力NEF。即NEF=Fa。将TD往DEF直线投影得jr,jr为杆件DE段所承受的拉压力NDE，即NDE=jr测量E、F两点之间的水平距离l1,并以G=500Kg乘之，得到杆的E点所承受的弯矩ME，即ME=500*l1（kg*mm）。 （2）杆的受力分析 图5.2图5.2 受力分析杆为三力构件，在D点作用有杆对杆的作用力TD=-TD；在A点作用有螺母对杆的约束反力RA，方向永远朝下，且RA=（m-1）GDm为杆系的倍比。（本设计m=2000/400=5）;在B点作用有杆对杆的作用力TB，因杆为二力杆故TB的作用方向也是已知的，应在BC连线上。根据三力汇交原理，此三力汇交在“h”点。因RA的方向也是已知的，为铅垂方向，故h点必须在A点所做的铅垂线上。根据这个道理可利用这个条件来检验作图的准确性。按照一定的比例在kDh与hBc两线之间连接一铅垂线段mn=（m-1）G=(5-1)*500=3200kg,则可得一力三角形hmn,hn=TB,km=TD=TD, mn=RA。故TD的大小在杆的受力分析中求得，在这里重复出现，因而可利用这个条件来检验作图的准确性。将mn往ABD直线上投影kq ,kq即为杆在AB段所受的拉力（或压力）NBD即NBD=kq。测量AB两点之间的水平距离l2，并以RA=(m-1)G=3200kg乘之，便得杆B点所承受的弯矩MB，即MB=3200*l2(kg*mm)。（3）杆的受力分析杆为二力杆，其所受到的内力NEC=-TE可能是压力（当90o时）。 （4）杆的受力分析杆是二力杆其所受的内力NBC=-TB，永远是压力。(抗压所以用两根） （5）立柱的受力分析立柱承受的有轴向力，轴向力Nl=G+G自重，（G自重杆系的重量）因此力对强度变形影响极小，故本设计中忽略不计。立柱还承受有沿整个高度均匀分布的弯矩Ml=G*Xi由图5.1，Xi为F到立柱轴线的水平距离。Ml仅于F点的水平位置有关，而与F点的垂直位置无关.5.2 各杆件及立柱的强度计算与截面尺寸的确定 5.2.1 、杆截面的高度比的确定为了节省材料，提高刚度，、杆系用变截面杆的构件方案其截面高度沿长度方向按照线性规律变化；而在宽度方向的基本保持不变，其垂直轴线方向的截面形状为一空心矩形。杆的E点，杆的B点所承受的弯矩最大，且轴向力对强度的影响极小，故先按强度条件确定杆在此两点的截面尺寸，再按等重量的原则并考虑结构上的需要适当增大弯矩处的截面高度，减小弯矩小处的高度而形成一个变截面的杆件。首先按最大的抗弯矩的条件确定截面的高宽比K=值。杆件均采用5毫米厚的45号钢板焊接，高度为H，宽度为B，则其截面的轴惯性矩。 (1) （5.2a) (2) （5.2b） 钢板厚度杆件截面对xx轴的惯性矩杆件截面对xx轴的抗弯矩为保证在材料消耗相同的条件下，能得到具有最大的抗弯矩的截面则应能满足在截面周长S不变的情况下 的极值条件。若为常量，则以此条件代入（5.2b）得，(3) （5.2c)Wx的极值条件为则有：利用这个条件，并已知=5毫米，则有： (） (5.2d)面积: () (5.2e) 5.2.2 、杆截面的尺寸确定 、杆是三力构件，承受拉（压）与弯曲的联合作用，故其强度条件为： (1) （5.2f) 式中 kd动截系数。取kd=1.1 N杆件危险截面的轴向力。 M杆件危险截面的弯矩。 许用应力，材料为45号钢，=14kg/mm2 将(5.2d）、（5.2e)式代入（5.2f）得 Kd（+ ） 又将Kd、值代入，经整理便可获得一确定截面的H值的代数方程式为： 170H2NH4M0 解出H值得 H （mm） (5.2g) 今杆受力最大的位置为00位置，在此位置 =622kg =806448kg*mm 代入(5.2g)式得 H140（mm） B=47（mm） 经圆整后确定： =140mm =50mm 杆受力最大的位置为II杆水平，I杆的F点在0- 或8- 的时候，通过作图法找到这两个位置F1、F2，如图5.3. 图5.3 II杆受力最大的位置图 用按比例作图法求出F1、F2两位置时II杆所受到的轴向力，取最大值计算， 代入（5.2g）式可得 H181mm B=61mm 经圆整后确定： H=185mm B=65mm如前所选，在保证杆件重量基本上不变的条件下，为提高刚度，可将杆件的截面高度适当调整一下，调整后的杆件外形尺寸图5.4所示：图5.4 I、II杆外形图 5.2.3 III、IV杆截面尺寸的确定据I、II尺寸选取H=60mm,B=50mm.如图5.5所示。图55.5 III杆结构图 III杆的受力分析如图5.6。 图5.6 III杆的受力分析 计算公式： （5.2h） F-截面面积 校核位置:函数无极大值,0-5,8-0为危险点，二力应力中最大者为校核值。 0-5位置时，=28，=-14； 8-0位置时，=-9，=53； F=2*（B+H）*2=2200mm =23.7Mpa=355Mpa 所以三杆满足强度要求，设计合理。IV杆选取材料为45号钢，长1600mm，也采取5mm厚钢板焊接，等截面杆。根据I、II、III杆尺寸选取H=100mm,B=50mm.如图5.7所示。图5.7 IV杆结构示意图5.2.4 立柱强度验算 立柱的结构为一铸铁圆管，尺寸预定为：外径D=300mm 内径d=260mm 材料为:HT300立柱的受力为偏心压缩，故其截面承受压缩与弯曲的联合作用，但压缩应力很小略去不计，则可按照纯弯曲进行计算。 We截面的抗弯矩 (5.2i)立柱材料为HT300 安全系数 5.3 配重质量的计算由自重引起的失衡力是存在的，此时可以在杆二的适当延长部分LP上加一重量G以平衡杆系自重，则由杆系的自重引起的失衡就可能消失，配重质量可以根据机构的质量分配法得出。图5.3a 杆系自重和配重 假设ABD=H，AB=h，BD=H1，DEF=L，DE=l，EF=L1。如图5.3a所示。 将分配到B，C点上 ， 将分配到E，C点上 ， 将分配到D，F点上 ， 将分配到D，F点上 ， 因此： = =这样就将分配在D，F，B，C点上，E点不受力，而作用在F，C，A点的垂直载荷对失衡是没有影响的。因此，只对ABD杆进行受力分析： 则有 因为 ，分别将代入上式整理后得： 已知 ,，,把数据代入上式得 取 则G=83.67kg 6 平衡吊的升降装置设计6.1 概述螺旋传动是由丝杆（螺杆）和丝母组成的螺旋副来实现其传动要求。它主要将回转运动变为直线运动，同时完成运动和动力的传递。螺旋传动按螺旋副摩擦性质的不同可分为滑动螺旋，滚动螺旋及静压螺旋，其特点及应用见上表。根据其特点及平衡吊的要求，本设计选用滑动螺旋传动。6.2 螺旋副的设计计算滑动螺旋副工作时，主要承受转矩及轴向拉力（或压力）的作用，同时在螺杆和螺母的旋合螺纹间有较大的相对滑动，其主要失效形式是螺纹磨损，因此滑动螺旋的基本尺寸螺杆中径是根据耐磨性计算确定的。对青铜或铸铁以及承受重载的调整螺旋应校核螺纹牙的抗剪和抗弯强度。对有自锁要求的螺旋应校核其自锁性。对精密的螺旋传动应校核螺杆的刚度（有时即按刚度定其直径）。对受压螺杆，其长径比又很大时，易产生侧向弯曲，应校核其稳定性（或按稳定性确定直径）。对转速高的长螺杆，易产生横向振动，应校核其临界转速。总之，设计中应进行多项计算。滑动螺旋副的螺纹多采用梯形螺纹，锯齿形螺纹及矩形螺纹，有时对受冲击和变载荷的传力螺纹也有采用圆形螺纹。 6.2.1 选用材料由表1910选用螺杆的材料为45#钢，调质,抗拉强度极限640，屈服强度极限355，剪切疲劳，许用弯曲应力；螺母为铸造青铜ZCuSn10Pl，许用剪切应力=3040，许用弯曲应力。 6.2.2 按耐磨性计算螺纹中径 螺杆中径 （6.2a) 轴向载荷F=（5-1）*500*9.8=31360N， 由表3.4-7得 许用应力p=15MPa，梯形螺纹=，整体式螺母取,代入公式得 ，取mm, 由标准中选取： 公称直径 ，螺距，小径 ， ,大径 . 螺母高度 旋合圈数 ,取z=91012 螺纹的工作高度 校核工作压强 (6.2b) 代入数据得p=12.75MPaP=15MPa,故满足要求。 6.2.3 验算自锁 由于为单头螺纹，导程mm 故螺纹升 (6.2c) 代入数据得 由表3.4-6钢对青铜的螺旋副摩擦系数，取 0.09， 梯形螺纹牙型角， （6.2d） ，故自锁满足要求。 6.2.4 螺母螺纹强度验算 因螺母强度低于螺杆，故只验算螺母螺纹强度即可。 螺纹牙底宽度 ， 基本牙型高 ， 代入公式 (6.2e) 得=8.62MPa45 HRC,可以从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力。 应力循环次数 寿命系数 则 （6）计算中心距 取中心距a=50mm,因i=16,故取模数m=2mm,蜗杆分度圆直径d1=22.4mm。这时，查图11-18得Zp=2.4Zp,因此以上计算结果可用。 4.蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆 轴向齿距; 直径系数； 头数： 齿顶圆半径 ； 齿根圆半径 ； 分度圆导程角 ； 蜗杆轴向齿厚 mm. (2)蜗轮 蜗轮齿数； 变位系数 验算传动比，传动比误差为，是允许的。 蜗轮分度圆直径 mm; 蜗轮齿顶圆直径 ； 蜗轮齿根圆直径 ； 蜗轮咽喉母圆半径 。 5.校核齿根弯曲疲劳强度 (7.3g) 当量齿数 根据,从图11-19中可查得齿形系数。 螺旋角系数 许用弯曲应力 (7.3h) 从表11-8中查得由ZCuSn10Pl制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 寿命系数 因此 代入数据得 故弯曲强度满足要求。 6.验算效率 （7.3i）已知 ；与相对滑动速度有关。 从表11-18中用插值法查得；代入式（7.3i）中得，大于估计值，因此不用重算。 8 平衡吊的回转部分设计 平衡吊搬运重物是通过三种运动的合成而实现的。 1 垂直升降机动 2 绕立柱回转手动 3 水平移动手动 其中，绕立柱回转的手动运动是通过平衡吊的回转部分实现的，这部分主要由立柱，电源开关，回转座，立柱头，臂座组成。其中回转座是旋转部分的主要部分。8.1 回转机构的组成及支撑装置回转机构由回转支撑装置和回转驱动装置两部分组成。前者将起重机的回转部分支撑在固定部分上，后者驱动回转部分相对于固定部分回转。平衡吊的回转部分为手动，故不需要回转驱动装置。回转支撑装置简称为回转支撑。主要分为柱式和转盘式两大类。回转支撑保证起重机回转部分有确定的回转运动，并承受起重机回转部分作用于它的垂直力，水平力和倾覆力矩。柱式又分为定柱式和转柱式两类。 本设计采用定柱式回转支撑装置，它结构简单，制造方便，起重机回转部分的回转惯量小，自重和驱动功率小，能使起重机的重心低。如图8-1所示，（a）图为上支座构造。它由一个推力轴承与一个自位径向轴承组成。推力轴承球面垫的球心应与自位径向轴承的球心重合。（b）为下支座的构造。由于定柱下部直径大，下水平支座通常制成滚轮的形式。滚轮装在转动部分上。图中有4个支点，每个支点有两个滚轮装在均衡梁上。四个支点的位置根据受力布置。 (a) (b)图8-1 定柱式回转支撑装置8.2 回转座（法兰）的设计 8.2.1 概述法兰是一种应用最广的可拆连接件。同时，它又是一种密封元件，主要依靠连接螺栓压紧夹在一对法兰之间的密封垫片，使垫片在螺栓压紧力的作用下发生塑性或弹性变形，从而填塞法兰密封面间的缝隙而达到密封的目的。按法兰的材料和制造方法分，有铸铁（包括灰铸铁，可锻铸铁，球墨铸铁）法兰，钢（含铸钢和锻钢）法兰，铜及铜合金法兰，铝及铝合金法兰（后两种有色金属法兰目前尚没有标准规定）等。其中，铸造法兰多数是与泵阀机连为一体的整体式法兰，锻钢法兰则基本上都是单元法兰。按法兰与管子的连接方式分：有对焊法兰，平焊法兰，承插焊法兰，螺放法兰，松套法兰（含三种不同的松套元件）。另外，还有两种不与管子连接的法兰型式，即整体法兰和法兰盖。按法兰的密封面形状分：有平面（又称全平面），凸面（又称凸平面），凹凸面，榫槽面及环连接面（又称梯形槽面）法兰共五种型式。 8.2.2 灰铸铁法兰在设计中采用灰铸铁材料的灰铸铁法兰。灰铸铁法兰有整体式及螺纹式两种结构型式，皆属于欧洲法兰体系。 （1） 灰铸铁整体法兰标准（GB4216.24216.6-84） 灰铸铁整体法兰的型式见图8-2： 由表15.1-6 PNO.25MPa灰铸铁整体法兰尺寸：选取 公称直径 DN=100mm 法兰 D=210mm 法兰颈： 法兰密封面： 螺栓螺纹及通孔： （个）=4个 图8-2 整体法兰（2）灰铸铁螺纹法兰标准（GB4216.7 4216.8-84）主要内容及其型式见 图8-3： 由表15.1-11 PNO.25MPa和0.6MPa灰铸铁螺放法兰尺寸：选取 公称直径 DN=100mm 法兰 D=210mm 法兰颈： 法兰密封面： 螺栓螺纹及通孔： M16 （个）=4个 图8-3 螺纹法兰（3） 法兰材料、压力-温度等级标准（GB4216.1-84）（如表8-1所示） 参照表15.1-13： 法兰材料和压力-温度等级（GB4216.1-84）如下表8-1：表8-1 压力-温度等级表 8.2.3 法兰的选用 灰铸铁法兰的一般选用原则如下表。在和有关设计规范相矛盾时，应以设计规范为准。参照表15.1-14灰铸铁法兰的选用：介质条件：适用于温度-10300C，压力2.5MPa以下的无腐蚀性介质。螺栓和螺母：螺栓采用粗制六角头碳钢螺栓，其机械性能应符合GB3098-1-92中规定的4.8级；螺母采用粗制六角头碳钢螺母，其机械性能应符合GB3098.2-82中规定的4级或5级。垫片：垫片采用石棉橡胶型，橡胶型或其他软质垫片，其尺寸和性能参数依具体情况查第15篇第2章规定。9 吊钩组的设计9.1 吊钩形式，特点及机械性能 9.1.1 吊钩形式及特点吊钩是起重机上应用最普遍的取物装置。它由吊钩，吊钩螺母，推力轴承，吊钩横梁，滑轮，滑轮轴以及拉板等零部件组成，目前常用的吊钩有单钩与双钩。本设计选用单钩短钩型。此类型吊钩组零件数量较多，高度尺寸大，但横向尺寸较小，对减小钢丝绳偏角有利且不受分支数限制。而长钩型吊组中吊钩横梁与滑轮轴分成一体，结构简单，零件数少，整体尺寸较小，有利于充分利用起重高度，在钢丝绳分支数为偶数（通常为四）时应用较多。 9.1.2 吊钩的机械性能，起重量 （1) 机械性能 根据GB10051.1-88选取M级强度的吊钩。则屈服点或屈服强度， 冲击功（应变时效试样）=48J（2) 起重量 起重量为500，由起重机设计手册表342查得应选钩号为04号，强度等级为M3。9.2 吊钩组零件材料及主要尺寸 9.2.1 吊钩组零件材料吊钩组除承受重物重量之外还要承受起升机构制动时引起的冲突载荷作用。故吊钩材料应有较高的机械强度与冲击韧性。查表选得材料DG20Mn。抗拉强度，钢材直径或厚度小于100 ，吊钩螺母采用20号钢，吊钩横梁采用45号钢，吊钩拉板采用Q235B。 9.2.2 吊钩的主要尺寸（1) 如图9-1吊钩主要尺寸按经验公式初步确定：1) 单钩， 式中额定起重量,t。 ，取D=30. 2) ，取=32mm 图9-1 吊钩主要尺寸 取 （2) 钩身部分强度计算 1) 吊钩危险截面，及弯曲部分AA水平面的计算，如图9-2。 即A A截面的形状系数取AA截面的截面积为 图9-2钩身部分强度计算图则AA截面上内侧最大拉伸应力 故,该截面合格。9.2.3 确定吊钩螺母尺寸（1) 螺母最小高度 （2) 螺母外径, 取 9.2.4 止推轴承的选择由于轴承在工作过程中很少转动，故可根据额定静载荷选51112推力滚动轴承，查其额定静负荷有，动力负荷系数轴承当量静负荷，故所选用轴承合格。 9.2.5 吊钩横梁的设计（1) 吊钩横梁的计算1) 吊钩横梁尺寸的初步确定查表得通孔直径由于所选吊钩为04号，所以取图9-3所示横梁（A型）A型梁的半球形滚道应进行表面渗碳处理，其硬度为5055HKC,渗碳深度为。横梁表面应光洁，不得有裂纹，凹坑等缺陷。内部不得有裂纹，白点和影响其使用安全的其他缺陷。 图9-3 吊钩横梁尺寸 2） 强度校核横轴受力按简支梁及均布载荷考虑，并只进行强的校核。横梁中部为危险截面，其最大计算弯矩为：中间危险截面BB的最大弯曲应力： ，横梁强度满足要求。平均挤压应力 ，横梁满足要求。 10 平衡吊的底座设计10.1 概述平衡吊是一种中、小型的起吊运输设备，按安放形式分：地面固定式、移动式、地面放置式和墙壁悬挂式等。目前，应用最广的是地面固定式平衡吊，通常用地脚螺栓将平衡吊立柱固定在混凝土地基上，或固定在体积庞大且很重的底座上，以防平衡吊在吊物时倾覆。前者需挖地基浇灌混凝土，对车间地面会造成破坏，既费工费时费料，而且不能按需要挪动位置，缺乏应用的灵活性。后者，所用底座多为圆盘形或四条支腿的方型。因其体积庞大且重，而浪费材料和占地面积，致使带底座的放置式平衡吊虽应用灵活，但仍未得到广泛的应用。因此，本设计中采用一种新的平衡吊底座，将地面固定式平衡吊改为地面放置式，在保证抗倾覆效果的前提下，使其应用灵活，又能较好地解决机体自重过大或底座支腿跨度过大的问
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