平衡吊说明书

1、辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 （ 计 算 ）书第一章 绪论1.1 研究内容的现状平衡吊是车间内一种新型的机械化吊运工具，适用于几十公斤至数百公斤重的工件的高效率吊运，并可保证其准确地定位安置。平衡吊主要作为工序间的工件起吊运输，如：砂箱、铸件及型芯的运送、下芯和合箱等，特别是中小批量多品种生产条件下，是较为理想的吊运工具。由于平衡吊操作灵活、直观性好、结构简单、制造方便。目前，在国内已有起重量分别为50公斤、100公斤和300公斤的电动原型平衡吊，并初步形成一个系列。由于动力源与传动结构的组合方式不同，目前国内已经有以下几种类型的平衡吊。如图1.1。图1.2 平衡吊1.2 选

2、题意义平衡吊是一种新型机械化吊运设备。它具有结构简单、操作灵活、制造方便，高效率、高精度等优点。在过去的工厂中都采用吊车，电葫芦来实现，采用吊车，电葫芦不仅移动起来不便利而且占用空间也大，并且很难在生产线中采用。随着社会的进步，生产线慢慢成为了工厂的主要组成部分，为了满足在生产线中能灵活自如的搬运工件而且占地面积小。人们就开始研究起各种起吊、搬移灵活、运动可靠的搬运工具。最终平衡吊问世。由于平衡吊的问世使生产线更加紧凑，节省空间，为以后发展做好了基础。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、水平廻转三维空间轻巧自如地吊装，且运行

3、可靠，便成为了生产线、机床等设备工件上、下料的理想吊运装置。作为简易起重设备平衡吊利用丝杆传动代替了卷筒、制动器、钢丝绳等起升机构零部件，又巧妙地利用平行四边形四连杆机构作为平衡臂，省去了变幅驱动装置，更可贵地是还具有随遇平衡的特点。它比桥吊、电动葫芦等传统起重设备灵活轻便，比机械手结构简单易于推广，因此是一种减轻繁重体力劳动，实现中小件搬运机械化较为理想的吊运工具。第二章 总体方案设计2.1 总功能确定本设计主要是为了完成工厂中零件的三维空间的搬运，为此总功能如图2.1。图2.1 黑箱2.2工艺原理工件的搬运需要操作灵活、移动快速、定位准确的特点，为此选用机械式搬运。2.3 工艺路线为了实现

4、工件的搬运，所选择的路线为已有一批工件，由人工控制选择所要移动的地方，并完成工件的搬运。工艺路线如图2.2。图2.2 工艺路线图2.4功能分解由工艺路线可得到图2.3所示的功能分解图。图2.3 功能树2.5形态学矩阵由功能树可得到不同分功能的单元解如下表2.1。表2.1形态学矩阵分功能功能分解123a动力源电机液压气压b上下移动机构丝杠齿轮齿条曲柄滑块c旋转运动机构止推轴承 2.6方案评价由形态学矩阵可知一共有九种方案分别为：方案的不同点在与完成动作时的动力源不同和上下移动实现直线运动的机构的不同。各实现上下移动的机构如图2.3。(a)曲柄滑块机构（b）齿轮齿条机构（c）丝杠螺母机构图2.3上

5、下移动的机构图平衡吊主要适应于生产线，为了满足所有生产线动力源选用电机，由于工厂大部分机器都采用电动来控制，如果工厂已经有了液压系统可以采用液压，如果没有那么就需要建立液压系统，那样会增加成本。选用气压需要配备气泵从而也增加了成本。所以为了更还的适应工厂的需求，动力源选则电机。平衡吊在工厂生产线中作为中间传送机构要实现结构紧凑，并且占地面积要小，这样会使生产线所占空间减小，减小建筑成本，由于（a），（b）图曲柄和齿轮占用空间相对（c）图丝杠所占空间大，而且丝杠螺母在安装方面，操作简单。所以选用丝杠螺母来实现上下移动。从而确定方案为：a1 b1 c12.7方案简图本方案由电机与减速器直连，再由减

6、速器通过联轴器与丝杠相连。最后丝杠与df、ce、bc、ad组成的平行四杆机构相连接，并且平行四杆机构中的c、a为复合铰链。如图2.3。图2.3方案简图2.8整体布局图本设计主要采用立式结构，电机、减速器、杆机构和配重与由立柱通过法兰连接，而立柱通过法兰与地面连接固定，从而就把整个设备与地面连接固定。各机构之间位置如图2.4所示。图2.4 整体布局图第三章 执行系统的设计3.1平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3.1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

7、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。 图3.1杆机构简图为便于分析问题,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点吊起重物时,其方向垂直向下,ce杆通过铰链e

8、压给def杆的作用力的方向为沿ce连线方向,力与交于k点,则第三个力,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3.2所示。图3.2 def杆受力分解图其次再分析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,方向如图3.3 所示。二力杆vc通过铰链b给杆abd的作用力沿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j点,其方向由力三角形提出,如图3.3所示。图3.3 abd杆受力分解图图3.4 整体受力分析图如前所述,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

9、析综合到一起来研究。如图3.4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点无水平分力。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:kefabjkdedjb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：

10、ef:de =bd:ab假设abd=h,ab=h,bd =，de=l，de=l,ef=则/l=/h或者(+l)/l=(+h)/h即l/l=h/h=m m为臂长比比值。图3.5整体分布图这就是说,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3.5 中还可以看到另一个重要现象,即a,c,f 三点共线。 证明如下:fe/bc fe/bc =/lec/ab ec/ba =/ hfec =cbafeccba得到： fc/ca因为c点为fc和ca的共同点,所以fc与ca，即f，c，a三点共线。3.2平衡吊运动分析(1) 当a点不动时,f点的运动规律如图6过c点作一条水平线mn，a点

11、与f点在此水平线上的投影分别为m、n两点。假设此时c点平移至点，f点平移至点。图3.6运动分析同样、 三点共线。点在mn线上的投影为点。c点末移动时:fec cbace/ab =ef/bc=fc/ca=入- 1fncamcfc/ca=fn/am=入- 1fn=(入- 1) ·amc点移动后；/= /= /=入- 1c/ =/am=入- 1=(入- 1)·am由(1)、(2) 式得出：=fn故证明 c点水平移动时，f点在水平方向上作水平移动。/=af/ac=入=入即f点的水平移动速度为c点的入倍,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

12、此时将c点看作一个固定铰链支座如图7图3.7运动分析当a点移至点时，、c、三点共线(道理同上)。过c点作水平nm,fnnmcefacbcf/ac= ef/bc=l1/l=入- 1同理cnfcmacn/cm=cf/ac=l1/l=入- 1下面来证明f点的位置变化：/=/ =l1/l=入- 1由上述可得到 /故知 f 点在垂直方向上运动，其大小可由 得到:/=l1/l=入- 1即f 点的垂直移动速度为a点的入- 1倍，如果a点作匀速运动，f点也作匀速运动。3.3平衡吊各杆长计算由任务书所给的参数确定平衡吊几何分析简图如下：s吊重水平移动距离；z吊重垂直升降距离；r通过-铰的铅垂方向至作业区方框图右

13、侧距离；k水平导向槽中心线至作业方框图上侧距离；、铰中心水平移动距离；z、铰中心的垂直升降距离；h/h、l/l杆件长度简化标准形式；1水平摆臂与垂直距离摆臂所夹锐角；2水平摆臂延长线与垂直摆臂所夹锐角；ro立柱中心线（平衡臂回转中心线）至方框图内侧距离 图3.8平衡吊几何分析简图 由图3.6可知，作业区系指内径，外径r=+s，高为z的空心圆柱体：作业区的一侧纵断面图称作业方框图。通过几何分析，水平导向槽和垂直导向槽的理论长度，可由下列关系式决定：水平水平导向槽移动距离：垂直导向槽移动距离：为了使结构紧凑，故使平衡臂在方框图的两个极限位置摆臂夹角相等，即得 (1) 当l=h时则有： (2) 令k

14、=0 则有： (3) 选择杠杆比为标准比：m=6当k=0时，z=1500mm，s=2100mm，r=600mm带入（3）式中便可得=1081mm取h=1500mm l=2100mm当h=1500mm l=2100mm时带入（1）式中得k=435mm 由得出水平水平导向槽移动距离为：350mm由得出垂直导向槽移动距离为：300mm3.4平衡吊各铰链受力计算铰链受力分析是选用铰链轴承或核算铰接构件强度的依据。图3.9 所示平衡臂支反力n和饺链铰接力r。尚可分别用以决定水平导轮和导轨的挤压应力及升降驱动装置的驱动力。图3.9铰链受力分析图在计算公式中：g 为包括吊具在内的吊重名义重量及其惯性力之总和

15、，单位为公斤；a 、应代入“+”、“一”号。吊具重为10kg，惯性力和吊重总质量为100kg。图3.10 布局图角、的正负划分原则：以次铅垂线为界，左正右负；以次水平线为界，上正下负,由图知角度变化范围。(1)铰， 、铰 计算公式：式中“±”与角“±”相同 (4)(2) 铰，、铰计算公式： (5) (3) 铰计算公式： (6)(4) 铰计算公式：=120×9.8×5= 5880n (7)(5) 、铰计算公式：=120×9.8×6=7056n (8) 由布局图可知在“上内”“下外”时、角如下表所列。而各个铰点最大力就在这些位置处，则下表

16、为各个位置的计算值。表3.1 各个铰子点受力计算值= 上内=上终=-=- 下内=-下终=平内铰， 、铰1055.7n531.7n338.1n1677.9n0n铰，、铰1500.4n565.2n768.3n1611.6n1005n铰1110n465.7n348.8n1666.5n1176n通过表1可知各个铰点受到的最大的力，由最大的力可以选择销轴。3.5各杆强度、刚度计算公式计算公式中的符号含义是： 一拉(压)应力 (pa)；一材料拉(压)许用应力(pa)；f 一计算截面面积()；w 一计算截面模数()；j一杆件主杆截面的轴惯性矩()；p 一 包括吊具在内吊重名义重量及其惯性力之总和 (kg)；

17、m 一杆长合比比值；e 一材料弹性模数()；ymax一最大挠度(cm)；ymin一最大相对挠度(cm)；(入)一许用挠度(cm)；l、h 一杆件总长度(mm)；1、h 一杆件分段长度 (mm)；、 一杆件摆角(°)；z一计算截面至参考截面距离(cm)；z 一计算截面代号。选用冷弯等边槽型钢 厚度t=4mm,h=160mm，b=80mm，wx=22.210 f=7.373=375mpa m=5.788kg(1)杆件1 图3.11杆件1瞬时受力图ac段截面应力为：=g/fcos±g/w(l-l-z)sin< 函数有极大值=±arctan=±89.42则

18、=3.982mpa<满足条件。bc段截面应力：=±±< 式中 “土”号系指绝对值之意校核位置：函数无极大值，“上 内” 、“下外”为危险点。两处应力中较大者为校核值。=40=-24上内、=-24=67下外分别代入公式得：=0.13mpa<截面c的应力：=±±<“上内” 、“下外”为危险点两处应力中较大者为校核值=40=-24上内、=-24=67下外分别代入公式得=0.039mpa<(2) 杆件2 选用方形钢 厚度为t=4mm，h=120mm，b=80mm，w=49.094，f=11.974，=375mpa m=11.734k

19、gbc段应力图3.12 杆件2 瞬时受力分析图=±±<式中 “士”号系指绝对值之意校核位置：函数无极大值，“上内”、“下外”、“平内”为危险点，取三值中最大者为校核值。=40=-24上内 =-24=67下外=0=0平内、分别代入公式得=0.014mpa<ac段应力=±+<式中“士”号与角“士”号对应。经分析函数有极大值,极值角。为： =±arctan=±0.11=0.35mpa<c截面应力=±+<=±arctan=±0.04=0.069mpa<(3)杆件3选用方形钢 厚度t=2m

20、m，b=20mm，w=0.692，f=1.34，=3754mpa m=1.05kg图3.13杆件3 瞬时受力分析图=<校核位置: 函数无极大值，“上内”、“下外”为危险点，二处应力中大者为校核值。=40=-24上内、=-24=67下外分别代入公式得=0.018mpa<(4)杆件4选用方形钢 厚度t=3mm，b=50mm，w=9.49，f=6.947，=375mpa m=2.361kg图3.14杆件4 瞬时受力分析图=±< 校核位置：函数无极大值，“上内”、“下外”为危险点,二处应力中大者为校核值。=40=-24上内、=-24=67下外分别代入公式得=0.018mpa

21、<。第四章 传动系统的设计计算4.1 运动与动力参数的设计计算已知升降速度vx=7.5m/min，铰受力为f=4900n，丝杠选用梯形螺纹(1)牙型材料与许用应力螺杆采用45钢，螺母选用zcusn5pb5zn5初选滑动速度为3m/s，许用比压pp=8n/螺杆许用应力=340n/=(113.468) n/,取=90n/=（1.01.2）=（1.01.2）×90n/=（90108）n/ 取=99n/tp=0.6×90 n/=54 n/螺母的许用应力=（4060）n/ 取=50n/tp=（3040）n/=54 n/取tp=35n/(2)按耐磨性分析计算公式为由参考文献2知选

22、用1.22.5取1.8线数n取1则d2=16.2mm由参考文献2知：选用公称直径d=36mm，螺距p=6mm，中径d2=33mm，小径d1=29mm。螺母高度为h=d2=59.4mm旋合圈数为z=h/p=9.9 取10圈螺纹工作高度h=0.5p=3mm(3)验算耐磨性导程角=arctan(s/d)=arctan6/(3.1415×33)=3.312°牙面滑动速va=.d2.vx(/s.cos)=3.1415×33×0.125/(6×cos3.312)=2.16m/s。查表知道pp初值合适，则不再作耐磨性验算(4)验算自锁 得摩檫因数=0.9 梯

23、形螺纹牙型角=30° 摩擦角=arctan=5.3232° =3.0368°<=5.3232°满足自锁要求。4.2、电机的选择由铰受力可知丝杠所需要功率为p1=×v=5880×7.5/60=735w平衡吊的传动路线如图4.1。图4.1平衡吊的传动路线1)选择动力机系列由于电机启动、逆转次数频繁故选用三相异步电机，选择yz系列。机功率为p=传动装置的总效率 = 由参考文献1确定各部分效率如下：联轴器的效率： =0.96 减速器效率： = 0.98滑动丝杠： =0.850.95代入得：=0.96×0.98×0.9

24、0=0.847所需电动机功率 pv = pw/=735 /0.847=867.8w 由参考文献1可选yz系列三相异步电动机yz112m型，d=32mm，m=215mm， e=80mm 额定功率 p0=1.8kw，转速为892 r/min满足 p0 > pv4.3总传动比计算及传动比分配丝杠转速为=80r/mini总=892/80=11i减=11选择二级减速器来实现输入功率为1.5kw。输出功率为p2=1.47kw由参考文献1得ka=1.5 sa=1.5机械强度计算功率：2m=p2×ka× sa=1470×1.5×1.5=3.308kw要求p2m&l

25、t;p1按i减=59及n=892r/min由参考文献1：减速器zl1.55a-43型 ,i=11 n1=1500r/min 输入轴径： d1=22mm l1=36mm输出轴直径：d2=48mm l2=82mm功率： p1=1.5kw当n1=892r/min时计算公称功率为p1=1500×892/1000=1.338kw则p2m<p1 满足要求4.4丝杠的强度计算螺纹摩擦转矩 t1=1.5×d2×f×tan（+）t1=1.5×15×4900×tan（3.0368+5.3232）=16200n/m=48.86 n/=48.

26、86 n/<=50n/ 满足强度要4.5联轴器的选择由参考文献1选用弹性联轴器，型号为lh4公称转矩1250 轴孔直径d1=d2=55mml=112mm l1=84mm d=195mm d3=30mm l=90mm柱销中心分布直径 d1=（1015）=1.5kw 查机械设计手册知 带入上式得：=14.3251250 满足条件。4.6.键联接的类型和尺寸选择键的精度为8级，需有较好对中性，故选圆头普通平键。键的材料：45钢。丝杠与联轴器连接的键：轴径d=36mm，由参考文献1查得键剖面宽b=10mm高 h=8mm。选键长l=70mm 键联接的失效形式是轴、轮毂和键三个零件中较弱零件的压溃。

27、故应进行挤压强度校核。键工作长度：l=l-b=70-10=60mm 由参考文献1查得联接的许用挤压应力（轻微冲击）键联接工作面的挤压应力： = = 由于故选用的键强度足够4.7平衡吊杆系自重的平衡分析图5.1为原型平衡臂杆系,g1、g2、g3、g4分别为杆件 i、的自重，s1、s2、s3、s4为各杆件重心至相应参考点的距离。图4.2 杆系自重在杆系自重的作用下，水平滚轮将因受一的水平分力推动而发生平移。c为某一常数。实际机构运动中,虽然可能出现。=0的情况,即水平分力为零。但这一瞬时的平衡也是不稳定的,所以机构失去了随遇平衡的性质。只有外加平衡装置才能消除杆系自重对平衡的这种破坏作用。很明显合理而简便的外加平衡装置的作用力，只能施于杆系的某一杆件上。为此应将杆系自重中破坏平衡的部分向某一杆件转化。如选定杆重心为转化点,则求出一恒力为 :力f与杆系自重对水平滚轮平衡的破坏作用等效。因此平衡臂在