平衡吊的结构设计本科设计说明

1、毕业设计说明书GRADUATE D ESIGN设计题目：平衡吊的结构设计学生姓名周殿斐专业班级：09 机械 5学 院：万方科技学院指导教师：李延锋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

2、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AbstractTransports the heavy item in the factory workshop, often all is uses the hoist crane, the telpher, the industry manipulator and s

3、o 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

4、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 generalworkshop use are at present few. In recent years, appearedone kind of new fixed point several hundred

5、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, on

6、ly needed gently on rollers, might cause to hang the thing steadily to pause as necessaryin 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

7、condition and the pole departments balanced method, hung the structure to the balance to carry on the design calculation.hoisting equipmentthe balance hung, was suitable in lifts frequeanltldyoszeevnesr toKey Words ： The balance hangs,Principle application,Mechanics analysis,Structural design目录1 平衡吊

8、的工作原理及平衡条件 31.1 平衡吊的结构和工作原理 31.2 平衡吊的平衡条件 42 平衡吊的运动分析 83 平衡吊的结构尺寸设计 113.1 工作条件的确定 113.2 滚道 C 和丝杠螺母 A 的位置尺寸的确定 113.2.1 丝杠螺母 A 的上下极限位置的确定 113.2.2 滚轮 C 的左右极限位置的确定 123.3 初定各杆长度 133.4 不计自重时，各杆截面尺寸的设计 14341 FED杆截面尺寸的设计 143.4.2 ABD 杆截面尺寸的设计 163.4.3 EC杆和BC杆截面尺寸的设计 204 杆件自重对平衡的影响及其平衡办法 224.1 各杆件自重在 C 点处引起的失衡

9、力的大小 224.2 消除各杆自重引起的失衡措施 264.3 估算各杆质量，计算配重 274.3.1 各杆质量的估算 274.3.2 用质量代换法计算配重 285 平衡吊传动部分的设计 315.1 滚珠丝杠副的选择 315.2 电动机的选择 375.3 减速器的选择 405.4 联轴器的选择 426 平衡吊回转机构的设计 466.1 滚动轴承的类型的选择 466.2角接触球轴承和推力球轴承的型号选择 476.3回转机构的结构图 497 平衡吊各铰链处的设计 50结 论 52参考文献 53谢 辞 541平衡吊的工作原理及平衡条件1.1平衡吊的结构和工作原理平衡吊的结构如图1所示，主要分为传动、杆

10、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、联轴器等带动丝杠 回转，驱使螺母升降，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 11= 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1.2平

11、衡吊的平衡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I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，

12、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 DE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点吊起重物G时，其方向垂直向下，CE杆通过铰链E压给DEF杆的作用力P的方向为沿CE连线方向，G力与P交于K点，则第三个力Q,即卩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2所示。其次再分析ABD杆件，根据作用与反作用的道理，显然，杆件DEF通过铰链D给杆ABD以反作用Q,方向如图3所示。二力杆BC通过铰链B给杆ABD的作用力S沿BC方向，Q 力与S力交于J点，则第三个力即固定铰链 A对ABD

13、杆的支反力R必 然通过J点，其方向由力三角形提出，如图3所示。SQ如前所述，平衡吊要达到平衡，支反力TR必须为铅垂方向的力现在将这两个TTS力与P力的水平构件的受力分析综合到一起来研究。如图4所示，由于在力多边形中，G力与R力同为铅垂方向, 投影是等长的，即S力与P的水平分力大小相等方向相反，处于平衡状态，故 C点无水平分力KD,，一 一 /BJ1 111 IEA_cLPF- - -G 1f Q一 _ - _ - GRS2图4在什么条件下才能保证支反力R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点做一条铅垂线FK与EC杆的延长线相交于 K点，再连接K、D两点并

14、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R保持铅垂方向要做到这一点，满足机构的几何条件为:- KEF s ABJ- KDE s DJB相似三角形的对应边成比例关系，得到:EF : EK = BJ : ABDE : EK = BJ : BD由以上两式得到：EF : DE =BD : AB假设：ABD = H，AB =h，BD = HiDEF = L， DE =:l， EF = LiL1 H1(Li l)(则：| 一匚或者lhlL H 、即：为放大系数(Hh)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5中还可以看到另一个重要现象

15、，即 A , C, F三点共线。证明如下:FEL1 FE/ BCBClECH1 EC/ ABBAh又/ FEC=/ CBA FECs CBA得到：FC/ CA因为C点为FC和CA的共同点,EfBf BCC所以FC与CA必须在同一直线上，即F, C, A三点共线2平衡吊的运动分析下面针对当A点升降和C点移动时，作钓钩F的运动分析。1.当A点不动时，F点的运动规律如图5,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 S CBACE EFFC,1AB

16、BC CA FNC s AMCFN FC彳1AM AC FN = C -1 )X AM .(1)C点移动后：/ F E C s C B ACE EF FC,1AB BCCA F N C s AMC F N FC,1AMACF N = (，-1)X AM (2)由（1）、（ 2）式得出：F N = FN即证明C点水平移动时，F点在水平方向上作水平移动。 AFF s ACC FF _ AF _CC 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oDDEEFBBANMCF图6(3)CNFCL1(4)CMACl(5)此

17、时将C点看作一个固定铰链支座，见图6线 NM，FN丄 NM FEC s CBA同理: FNC s AMC由上述可以得到: CNF s CMANF/ MA当A点移至A 点时，A 、C、F点共线（道理同上）。过 C点作水平孔匹丄一1BC CA l故知F点在垂直方向上运动，其大小可由 CNF s CMA得到:FF L1=扎一 1AA lAF点也作匀速即F点的垂直移动速度为A点的九倍，如果A点作匀速运动, 运动。3平衡吊的结构尺寸设计3.1工作条件的确定在一般工厂车间里，通常加工的零件的重量都在100 kg以下，且机床和机床之间的距离35m左右，平衡吊应放置在两机床之间，保证两边的上下工件工作都能 满

18、足。现初定平衡吊的工作条件如下：额定起吊重量：G 100kg最大回转半径：Rmax 2500伽水平变幅：b1900mm最大起吊高度：h 2000m垂直变幅：S1800m提升速度：v6 m/min杆件材料：Q2353.2滚道C和丝杠螺母A的位置尺寸的确定根据平衡吊的力学平衡原理分析已知：A、C、F三点共线。且有这样的关系FF L1 1AFAA l，CC AC（处取=10）即有：1当A点固定不动时，滚轮 C的水平移动使重物G在水平方向移动，且重物 的移动距离与滚轮C的移动距离呈倍的关系。由水平变幅为1900伽可以得出滚 道的理论长度为190伽。2.当C点固定不动时，丝杠螺母 A的竖直方向的移动使重

19、物 G上升或下降。 同样有重物移动的距离是 A的移动距离的（-1）倍。由竖直变幅为1800 m可以 得出丝杠螺母的移动距离为 200 m。3.2.1丝杠螺母A的上下极限位置的确定以A、C、F点作为研究对象。如图7所示，设滚轮C固定不动，F点随丝杠螺母A的移动而移动。F、F、A、A 、分别为上下极限位置。图中过 C点作水平线交FF于P点，交AA 于Q点，交立柱中心线于 O点。贝U FF = S =1800 m，AA = 200 m令:得:即以滚轮mm。FC : AC =F P = 630 m,AQ = 130 m,(-1)： 1 = 9 : 1PF = 1170 mQA = 70 mmC所在平面

20、为基准时，丝杠螺母能到的极限位置为上130 mm，下 70FCO图73.2.2滚轮C的左右极限位置的确定由于C点的左右移动只引起钓钩 F点的水平移动，而已知平衡吊的水平变幅为 1900 m,所以如图8所示，设丝杠螺母 A固定不动，F、F、C、C分别为左右 极限位置，图中过C点作水平线，过A点作竖直线，二者交于P点。过FF作水 平线交立柱中心线于0点交AP延长线于Q点。则有：FF = 1900 m， F0 = 2500 m， CC = 190 m AC P s AF QF Q AF CP AC 即:F Q = C P (6)又由图可知：F 0FO FF=2500 m 1900 m =600 mO

21、 Q= OP = OC + C P设C P= X，则有：F OkOC + X = X600+ OC + X = X600+ OC = 9 X令：OC = 120 mm,则有：X = 80 mm , CO = 70 mm即是以柱中线为基准时，滚轮 C能到的理论极限位置为左 70 m,右120 m, 丝杠螺母与立柱中心的水平距离为 200 m。ACO C PF3.3初定各杆长度各杆长度必须满足能够使F点到达最高，最低，最左，最右四种极限位置。又由平衡吊的原理可以知道/ FDA随着ACF长度的增大而增大，且有关系:AFAC=10即ACF直线随AC长度的变化而变化，当 AC最大时/ FDA最大。由3.

22、2中确 定的尺寸可知当A在最高点，C在最左边时AC取得最大值：ACmax = 1302270 2 299.7 m所以 ACF 的最大值为：ACFmax =10 ACmax=2997 m由三角形原理有：三角形的任意两边之和必须大于第三边H + L ACFmax令:则:ACFmax在杆满足长度条件的同时为了保证不能因/ FDA太大而导致杆件受力太大，取杆长H = L =1700伽。此时：/ FDAmax = 2Xarcsin ACFmax = 2Xarcsin 2997 123.6 2H3400综上，初定杆长为:H = L =1700 mm, h= l =170 mmHi = L 1=1530 m

23、m3.4不计自重时，各杆截面尺寸的设计3.4.1 FED杆截面尺寸的设计如图2所示，杆FED受到吊重G, CE杆的支撑力P和ABD杆的拉力Q的共同作用，由受力图易知杆的弯矩图如下:Mnax图9 FED杆的弯矩图由弯矩图可以看出，最大弯矩出现在 E截面，且有M = G EF | = GX Sin/KFE x EF (7)当/ KFE = 90 时，M = Mnax = GXEF =980NX 1.53m = 1499.4Nm即当FED杆处于水平位置时，受到的弯矩最大，最大值出现在E截面处，E截面为危险截面。横力弯曲时，弯矩随截面位置变化，一般情况下，最大正应力(7 max发生在弯矩最大的截面上，

24、并且离中性轴最远处。公式为:(8)MmaxYmaxer max =Iz式中：M max杆所受到的最大弯矩。Ymax截面上距中性轴最远距离。Iz 截面对Z轴的惯性距。设杆件的截面尺寸为“工”字型，相关尺寸如图 10所示:则截面对Z轴的惯性距为:Iz =100mm123(40mm) +100mm123(40mm) +50mm123(60mm)23612105 mm4代入最大正应力公式中有:o- max =MmaxYmaxIz1499.4Nm 70mm 12=54236 10 mm53.4 X 106 Pa=53.4 MPa最大弯曲正应力求出后，就要校核杆件的强度。弯曲强度条件为：7 max 7 式

25、中7为杆件材料的弯曲许用应力。杆件所用材料为 Q235是塑性材料，塑性材料到达屈服时的应力是屈服极限7 S，为保证构件有足够的强度，在载荷作用下构件的实际应力7,显然应该低于极限应力。强度计算中，以大于1的因数除极限应力，所得到的结果即为许用应力对于塑性材料来说:(9)n式中n为安全系数。选择安全系数应考虑的一般因素为：构件破坏可能导致的伤亡事故，构件破坏 可能造成的停产损失和修理费用；材料强度的分散性和不确定性，载荷的不确定 性，如使用过程中有超载、动载或冲击载荷的可能性等等。安全系数的选取经验一般如下：1. 对于可靠性很强的材料（如常用的中低强度高韧性结构钢，强度分散性小）载荷恒定。设计时

26、以减低结构重量为重要出发点时，取n =1.251.52. 对于常用的塑性材料，在稳定的环境和载荷下的构件，取n =1.523. 对于一般质量的材料，在通常的环境和能够确定的载荷下工作的构件，取 =2 2.5在此处取n = 2。查表有Q235的屈服极限在刚才厚度小于等于16伽时为（T s = 235 MPa。则该杆件的许用应力为：235 MPa2=117.5 MPa对于碳钢来说，其材料的抗拉强度和抗压强度是相等的，只要绝对值最大的正 应力不超过许用应力就可以了。FED杆的截面尺寸是对称的，则危险截面上的最大拉应力和最大压应力的大小是相等的，均为c max = 53.4 MPa，有：c max c

27、 即，杆件安全，截面尺寸符合要求。3.4.2 ABD杆截面尺寸的设计FED如图11所示，在任意位置，令杆 FED与竖直方向的夹角/ EFK= a，杆与KD连线方向的夹角/ KDE= 丫，杆ABD与KD连线方向的夹角/ ADJ= BDKBCGFG11杆FED两端所受力分别对E点取距有:G EF * sinQ*ED* sin 丫由上已经知道EF = 9 ED，则有:TT(10)而在力的三角形中可知,G与R的方向相同,R与S的夹角为a , Q与S的夹角为9G sin a = Q * sinT TY, Q与P的夹角为B 。又在同一个三角形中有:.（11）R sin联立（10）、（ 11）式有:T9G

28、* sin aR * sin a即:9G = R这表明重物在任意位置时，A点受到的竖直向下的力不变，恒为吊重的 9倍由杆的受力可知杆的弯矩图如下:MFnax图12 ABD杆的弯矩图由弯矩图可以看出，最大弯矩出现在 B截面，且有：Mmax = 9G AB =9 GX Sin / DAJX | AB| (12)Mmax随杆与竖直方向的夹角/ DAJ的增大而增大，当/ DAJ = 90。时Mmax 取得最大值。下面来讨论/ DAJ能否达到90。易知：当A点固定时，C由右向左，/ DAJ逐渐增大。 当C点固定时，A由下向上，/ DAJ逐渐增大。即当C在最左端，A在最上端时，/ DAJ取得最大值。如图1

29、3所示，图中C在最左端，A在最上端。取BC杆和ABD杆的AB段为 研究对象。分别过B、A点作垂线交水平线CQ于P、Q点。过B点作水平线交QA 延长线于M点。由以上确定的尺寸知：AB = BC = 170 mm，AQ = 130 mm，CQ = 270 mm则：/ BCA =arccos0.8828又有：/ ACQ :130=arcta n27025.7 所以：/ BCQ=/ BCA + / ACQ =28 +25.7在厶BCP中，有：oo且有:=53.7:-0.88cos/ BCA =竺=型2BC 340BP = BCXsin/ BCQ = 170 x sin53.7 137 mIf / 鳥I

30、图13图中CA= .CQ2 AQ2 二 2702 1302 : 300 mm而 AB =BC = 170 mm,则:BP = QMQM = AQ + AM则:AM = BP AQ = 137 130 = 7 m所以:/ BAM = arccos AM ： 87.6AB=9X 980NX sin87.6 X 170 mmM max = 9G * 1498.1Nm若杆ABD同杆FED取同样的截面，有：Iz =236125410 mmMmaxYmaxo- max =Iz1498.1Nm 70mm 1254236 10 mm:53.3 106 Pa = 53.3 MPa图中所说的/ BAM 就是/ D

31、AJ，这就说明/ DAJ最大时达不到90,即当C 在最左端，A在最上端时，Mmax取得最大值。最大值为：AB =9 GX Sin / DAJx AB有:(T max (T 即是强度条件满足，杆件安全，截面尺寸符合要求。3.4.3 EC杆和BC杆截面尺寸的设计在平衡吊的四杆机构中，EC杆和BC杆是两个二力杆，受到的都是沿轴线方向 的压力，没有受到弯、扭作用。所以此两杆的压缩强度为：c = F 纠二(13)A取两杆截面为圆截面，截面半径为 30伽。如图14所示：截面积为：A = nR2=3.14 X 30 m)=2826 m 2/产 /入v7/xif /./ /入由强度条件可知，当：/ /X,/F

32、 c Ar / / / f/ /，/ y / # X X 1时，杆件就满足条件。/ / / /图14 EC杆和BC干的截面尺寸代入数值有:F 9力。对c结点分析受力，显然 刀Fx工0，则FeC， FbC在x轴上的投影FeCX和FbCX的矢量之和即为由 Q在c点引起的失衡力。其表达式为:R3 = FBCX3 + FECX3(17)FcbA人EDBFceFbcAFCFecFdeFbcFceFecFecx3FBCX4FcbDFbcfFabAFCFabFbcCFcb图17BE G3FedG图18假设BC杆的自重为G4，如图18所示,其余杆自重忽略不计,def杆和则CE杆为“0”杆。ABD杆的AB部分为

33、二力杆:Fab + FbaBC杆为三力杆，画出其力的三角形如图示，图中 Fbc为铰链C给BC杆的作 用力。对c结点分析受力，显然 刀Fx工o,那么由G4在c点引起的失衡力为Fbc在X轴上的投影FBCX4。其表达式为：& = FBCX4 .( 18)综合(15),( 16),( 17),( 18)式，总的失衡力为： - * *Rex= R+ R2+ 尽+ &(4.2消除各杆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 Lp上加一重量Gp （配重）以平衡杆系自重，则由杆系的失衡就可以消除，如图19所示。4

34、.3 估算各杆质量，计算配重4.3.1 各杆质量的估算在本平衡吊的设计中，选择的杆件材料为 Q235。Q235在材料的分类中属于低 碳钢，查机械设计手册有，碳素钢的密度在 7.87.85g/cm 3之间，在计算低碳 钢的重量时，其密度按7.85 g/cm 3计。设杆 DEF、ABD、EC、BC 的质量分别为： m1、m2、m3、m4。由以上杆的尺寸设计中知杆 DEF和杆ABD的截面积和杆长均相同，为：L = H =1700 伽，33A = 100X 40X 2 + 50 X 60 = 11 X 10 mm则杆 DEF 和杆 ABD 的质量为：m1 = m2 = L X A X p= 1700

35、mX 11 X 103 m 3 X 7.85 g/cm 3= 187X105m3X7.85 g/cm 3= 146795 g 146.8 kg由于是估算质量，杆件两端还要进行加工以便安装，在这里为计算简便，取该 两杆的质量为：m1 = m2 = 140 k杆EC和杆BC的截面积相同，为半径是30伽的圆，则该两杆的截面积为:2n R = 3.14X(30 m)22 = 2826 m又EC杆和BC杆的长度分别为： 出 =1530 m， l = 170 m则有：m3 = H1 X A X p=1530 mX 2826 m 2 X 7.85 g/cm= 4323780 m 3 X 7.85 g/cm

36、3 = 33942 g33.9 kgm4 = l X A X p=l70 mX 2826 m 2 X 7.85 g/cm 3= 480420 m 3X 7.85 g/cm 3 = 3771g3.77 kg同样，杆EC和杆BC由于安装的需要，杆的两端最后还需要加工，且安装时还 加入了轴和轴承的重量，所以在这里，取两杆的质量分别为：m3 = 30 kg, m4 = 3 kg432用质量代换法计算配重以上已经提出，消除自重引起的失衡的措施是在， ABD杆的适当延长部分 Lp 上加一重量Gp。在计算Gp时可以用质量代换法先将杆系的重量全部等效到 ABD 杆上，然后再根据ABD杆的力矩平衡来确定Gp。在

37、对杆件进行质量代换时，应当使代换后各代换质量所产生的惯性力及惯性力 偶矩与该杆件实际产生的惯性力及惯性力偶矩相等。为此，质量代换必须满足以下 三个条件：1代换前后杆件的质量不变。2. 代换前后杆件的质心位置不变。3. 代换前后杆件对质心的转动惯量不变。但当这三个条件同时满足时，质量代换点中的一个确定了，另一个质量代换点 也就随之确定，也就是说两个代换点不能同时随意选择，这就给计算带来了大大的 不便。为方便起见，对于精度要求不是非常高的情况下的质量代换计算，可以只满足 前两个条件，这样，两个质量代换点就可以任意选取。即通常所说的静代换法。在此处我们就可以用静代换法来对杆系中各杆的质量进行代换。如

38、图19所示，I,、丨2、13、丨4分别为杆DEF、ABD、EC、BC的质心位置。下 用静代换法将各杆的质量都等效到 ABD杆上，如下：G4B(I - 5) - G4C l4G4IIT1.将G4分配到B、C两点上:2将Q分配到E、C点上:G3E(H1 - D = Ge3*9-* 10 r/min时，计算最大动载荷 Ca来选型；当当量转速 nd Vmax （21）nmax式中：Vmax丝杠螺母的最大移动速度（mm /min ）。n max滚珠丝杠的最大转动速度（r/min ）。已知重物的提升速度为 6 m/min左右，则由平衡吊的运动分析可知丝杠螺母的 最大移动速度为：、，VG6m/min 小一，

39、. 小” ,.V max= 0.67m/min =670 m/min九一19初定滚珠丝杠的最大转动速度为：n max= 90 r/min则滚珠丝杠的导程l0为：Vmaxn max=670mm/min90r /mi n7.4 mm /r处就应该等于滚珠丝杠的最大转动速度n max，即:在这里，初选滚珠丝杠的导程为：10= 8 m2.计算丝杠的预期工作转数Ln :式中：nd滚珠丝杠的当量转动速度（r/min ）。Lh滚珠丝杠的使用寿命时间（h）。（普通机械为500010000、Ln = 60nd Lh(22)数控机床及其它机电一体化设备及仪器装置为15000、航空机械为1000）对于转动平稳，没有

40、变速的情况来说，当量转速就等于其平均转动速度，在此nd= nm ax= 90 r/min本平衡吊为普通机械，滚珠丝杠的使用寿命时间为500010000小时。这里取：Lh=10000h则丝杠的预期工作转数Ln为：Ln = 60nd L h = 60x 90 r/minX 10000h =5.4 x 107 r3. 计算滚珠丝杠副的轴向最大动载荷 Ca:Ca =3 Ln fdFd x 10 匸（23）式中：f d载荷系数。（如表1所示）Ln 丝杠的预期工作转数。（r） Fd 平衡吊的当量载荷。（N）对于转动平稳，没有变速的情况来说，当量载荷就等于其最大载荷，在此处就 应该等于滚珠丝杠的最大工作载荷 F max，即：Fd = F max= 8820N则滚珠丝杠副的轴向最大动载荷 Ca为：Ca =3 Ln fdFd x 10 上=3 5.4 107h x 1.