毕业设计（论文）-PJ030平衡吊设计及有限元分析

题目PJ030平衡吊设计及有限元分析学生姓名专业班级学号系（部）指导教师(职称)完成时间目录TOC\o"1-3"\h\u摘要 =1\*ROMANIABSTRACT =2\*ROMANII第1章绪论 II杆延长线上距离A点a的位置处就是配重，令其重量为W，则（3-22）化简得（3-23）代入数据得3.3.5失衡的其他种类及其补偿（1）平衡的条件及失衡种类平衡吊随遇平衡的前提是：①不存在制造和安装误差②相互活动部分没有摩擦③杆系没有自重④杆系没有变形实际上，这些条件并不存在。没有随遇平衡的前提，自然没有随遇平衡的结果。按失衡产生的原因，失衡可分为以下几类：a、杆系自重失衡，b、摩擦失衡，c、制造安装误差失衡，d、杆系变形失衡。（2）杆系变形失衡及其补偿a.失衡分析变形失衡的原因。若杆系不产生变形，那么吊重点的横向移动的轨迹就是一条水平线。操作时工人不需要推力，即没有失衡。实际上，变形不可避免。杆件横向移动时，吊重点的轨迹是一条下移的曲线，保守系统位能有变化，这就需要有外力对系统作功。这外力就是杆系变形失衡力。失衡力计算：经过我们的推导，失衡力是杆系变形能的。，不仅是杆件结构尺寸和形状的函数，也是杆系位置（）的。因此，变形能、失衡力的计算，只有借助于电算。这里，公式推导从略，把放在失衡补偿上面。变形失衡的补偿措施在放大倍数的一段距离，使吊重点产生，其曲线为下凹的正弦曲线，与迭加而成一水平直线，从而达到随遇平衡。但是，值与吊重量成正比。为适应各种吊重，R值取额定吊重量的(此数推导计算从略)。从而使所有吊重的变形失衡达到最小。b.水平滑槽中心线上翘一角度（3-24）式中S——；——。（3）制造安装误差失衡a.尺寸误差失衡因为尺寸的实际偏差是随机的，所以由制造误差引起的失衡也是随机的。要作出足够的估计，必须考虑公差带。制造误差在本质上仍然与变形失衡的原因相同。即吊重点横向移动的轨迹是一条曲线。可通过两方面来看尺寸误差失衡：不能组成平行四边形的影响l与对边不等引起的失衡（3-25）————G————。h与对边不等引起的失衡；（3-26）；（3-27），均与公差带△成正比。提高制造精度，以减小失衡。b.安装误差失衡：水平滑槽并不水平，吊重点横向移动时，其轨迹是一条倾斜直线，重物重力位能发生变化，所以补偿失衡力作功。这就是安装误差失衡的本质。c.失衡摩擦力的存在。摩擦力是无处不在的。它的好处是它能克服重物的惯性力，坏处是工人需要克服摩擦力作功。可是从本质上说，它不但不破坏杆系的平衡，而且可以促成平衡。3.4电动机的选择图19YZ型系列异步电机电动机是标准产品，已经系列化生产。其中三相异步电机应用最为广泛。电动机的选取如图图19YZ型系列异步电机提升重物所需，查机械设计手册得：：：：：：（3-28）代入数据得（3-29）代入数据得（3-30）代入数据得查询《机械设计手册》，系列三厢异步电动机选额定功率为的。选定满载转速为，空载转速为的。3.5螺旋机构的设计3.5.1丝杠受力分析图20丝杆受力分析图20丝杆受力分析（3-31）式中s—动支点水平变幅s=220mm；A—丝杆到立柱的中心距a=240mm。3.5.2滑动螺旋副的耐磨性设计精度等级定为三级。中径（3-32）式中F—轴向力，N；；所以由设计手册查梯形螺纹d=36mm，螺距p=10mm。（3-33）代入数据得（3-34）代入数据得故。（3-35）代入数据得（3-36）代入数据得3.5.3验证自锁（3-37）（3-38）代入数据得（3-39）代入数据得因为3.5.4螺杆强度牙型高度（3-40）代入数据得小径（3-41）代入数据得合成应力（3-42）式中；（3-43）； 。 所以则（3-44）代入数据得故螺杆强度足够。3.5.5螺牙强度螺牙根部宽带（3-45）螺杆剪切强度：（3-46）代入数据得因为。螺杆弯曲强度（3-47）螺母剪切强度（3-48），查设计手册得代入数据得。（3-49）故螺母弯曲强度足够。3.5.6螺杆的刚度（3-50）弹性模量代入数据得（3-51）G=83.3GMPa代入数据得，，取导程的总弹性变形是（3-52）代入数据得，查机械设计手册，因为，故螺杆刚度足够。3.6减速器设计3.6.1涡轮蜗杆的设计蜗杆与蜗轮齿之间相对速度较大，且其破坏形式主要是涡轮表面胶合、磨损和点蚀，因此按接触强度设计，校核弯曲强度及确定温升动力参数。涡轮蜗杆结构简图如图21、减速器结构示意图22所示。蜗轮转速：，——丝杆直线运动速度；——丝杆导程。所以（3-53）代入数据得有电机转速则（3-54）代入数据得经圆整，取。图21图21涡轮蜗杆图22减速器结构示意图3.6.1.2选用材料并确定许用应力，涡轮选用，查机械原理得。3.6.1.3选择蜗杆头数及涡轮齿则（3-55）代入数据得3.6.1.4确定涡轮转矩，效率（3-56）代入数据得3.6.1.5计算蜗杆直径系数q及模数（3-57）查表，于是决定取，。3.6.1.6确定主要尺寸（3-58）代入数据得<a>（3-59）代入数据得（3-60）代入数据得（3-61）代入数据得（3-62）代入数据得<b>（3-63）代入数据得（3-64）代入数据得（3-65）代入数据得（3-66）（3-67）3.6.2计算传动效率（3-68）代入数据得（3-69）代入数据得 （3-70）代入数据得所以总的效率为（3-71）代入数据得3.6.3热平衡计算润滑油工作温度（3-72）式中则所需散热面积（3-73）代入数据得3.6.4按弯曲强度校核：变位系数（3-74）代入数据得齿形系数据弯曲强度校核公式（3-75）涡轮宽度b取30mm，查机械设计手册得（3-76）故弯曲强度校核合格。校核温升润滑有工作温度（3-77）式中—输入功率；A为实际散热面积；A（3-78）代入数据得故温升校核合适。3.7轴承的选择（3-79）代入数据得（3-80）代入数据得预期寿命（1）据轴颈，型，选精度，由书基本额定动载荷（2）计算当量动载荷（3-81）查表得径向载荷系数；（3-82）代入数据得（3-83）代入数据得（3）验算动载荷由表查得温度系数和载荷系数基本额定动载荷型轴承。（4）润滑方式的选择，密封形式的确定，查表，润滑粘度按设计手册可取。，所以减速箱内轴承可采用，其他各部分轴承速度取，。密封形成确定减速箱的密封形式：封油垫片或涂密封胶。3.8销轴的受力计算销轴长，直径，活塞杆受为，上的力为，两侧作用在分别为、。，销轴截面积为抗弯截面系数，剪力为，对点取矩则，，（3-84）代入数据得（3-85）代入数据得则（3-86）代入数据得=，故销轴设计合理。3.9平衡吊电气设计表2电器元件明细表名称规格数量按钮LA10-2H2行程开关LX1-4Q4交流接触器CJ10-102螺旋熔断器RL1-15(熔丝2.5A)2组合开关HZ5-2.51变压器BK50.380V1热继电器JR20-162平衡吊运动的动力来源是电动机，它可以控制电机的正反转，能及时切断回路并停车。选用两个交流接触器的目的是能随时手动控制电机正反转。为保证控制回路电压为安全电压，这里选用一个变压器。在上、下分支回路中选用了两个行程开关，这样可以在规定范围内控制运动行程。若电源相序接反，则分支回路中的行程开关不起作用，为避免该情况发生，故在主控制回路中安装了两个行程开关，手控按钮选为常开式。为随时切断电源，我们在进线中安装了三厢转化开关。在主控制回路及总回路中安装了螺旋熔断器，可在短路时切断电流。安全保护采用了接地保护的形式。本电机采用工作电源380V、50Hz，控制电路使用20V电源。从机座底部或电器箱左侧接入电源进线。打开塑壳式容断器，按下上升或下降的控制按钮后，电气系统就开始工作。（所需电器元件如表2所示、电器原理图如图24所示）图图24电器工作原理上升时：合上电源开关QS，按下正向起动按钮SB2，正向接触器KM1主触点和自锁触点闭合，电动机M正转，带动减速器到丝杆，丝杆下降，使重物上升，上升到极限时，碰块撞击行程开关SQ2，上升控制回路被切断，上升回路断开而停车。若电源相序接反，则SQ1起作用，主控制回路被切断而停车。下降时：合上电源开关QS，按下反向起动按钮SB3，正向接触器KM2主触点和自锁触点闭合，电动机M反转，带动减速器到丝杆，丝杆上升，使重物下降，下降到极限时，碰块撞击行程开关SQ3，下降控制回路被切断，下降回路断开而停车。若电源相序接反，则SQ1起作用，主控制回路被切断而停车。3.10立柱的设计平衡吊的立柱要有足够的刚度来支撑起吊重物和平衡吊的回转部分重量。立柱一般选用大口径无缝钢管作为主体并与连接盘、加强筋、底盘等进行焊接。焊后要进行退火处理。，壁厚可取焊接件的1.3~1.5倍，材料以HT30~54灰铸铁为宜。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=200mm内径d=168mm材料为： HT20－40立柱受轴压或压弯联合作用时的临界应力（3-87）式中；；。代入数据得立柱所受轴向力；立柱横截面净面积（3-88）代入数据得立柱所受弯矩（3-89）代入数据得立柱横截面的抗弯截面系数（3-90）其中，代入数据得安全系数n=1.5（见《机械设计手册》表19-2-18)。立柱受轴压或压弯联合作用的局部稳定性验算，须满足，把以上数据带入（3-91）得故立柱的设计尺寸通过验算。3.11平衡吊吊钩的选择吊钩是标准件，不需要再进行计算或强度校核。参照《机械设计手册》（成大先主编)第二卷第篇第章，本设计的吊钩采用：直柄单钩图25图25吊钩示意图第4章对吊钩与起重臂联接处的销轴作有限元分析4.1有限元分析法的步骤（1）利用Solidwork构建实体模型；我们对模型进行分析时要适当的简化，化简时在理论上不能损失计算精度，模型如图26所示。图26销轴实体图（2）建立新算例，定义销轴材料：销轴为42CrMn；耳板为16Mn；活塞杆为40Cr，弹性模量2.1x105MPa，泊松比0.28，屈服强度620MPa，抗拉强度724MPa图26销轴实体图图27图27输入参数图（3）确定约束类型及约束位置：对X、Y、Z三个方向的自由度进行约束，右端部支座孔对销轴约束Y、Z两个方向的转动自由度，释放X方向自由度。此种处理符合工作中的实际情形。图图28销轴约束及载荷处理图（4）添加载荷。添加相应载荷；由于销轴只有上半部分与吊钩有接触，故只在销轴的上半部分施加载荷。载荷加载的位置为销轴中间的范围内。这样加载比较符合实际的工作状况。见图28。（5）采用默认的网格划分（即可）（如图29）；图图29销轴的有限元网格图图图30销轴结构应力图（6）分析构件，查看分析结果。分析运算。得受力云图如图30所示表3结果对比（MPa)有限元分析结果材料力学计算结果538529.44.2结论计算结果与应力公式计算结果相比很接近，这说明该计算的分析模型是基本符合实际情况的。从上面的分析也可得到，对于验算一般的短销轴、销轴可以使用上述约束载荷方式进行有限元法计算，划分模型单元，得出的结论基本与实际工作条件吻合。令，，。销轴截面积为抗弯截面系数，剪力为，对点取矩则，，代入公式（3-84）、（3-85）、（3-86）得即在G=3450N时，该数值接近销轴的屈服极限620MPa，故重物的重量为换句话说，销轴在该重物作用下即发生塑性变形。5致谢设计终于做完了！现在回想起来，感觉真是不容易，有些设计内容教材上没有提及，于是我就去学校图书馆查询，两个月内去学校图书馆不下五十次！有句话说得好，“活到老，学到老。”真是这样。平时以为自己的功课挺好的，可到了解决问题的时候，才发现顾头不顾尾