平衡吊设计计算及结构设计

毕 业 设 计 任 务 书专业：XXXXX 班级： 学生：毕业设计(论文)题目： 平衡吊设计计算及结构设计毕业设计(论文)内容：1、平衡吊装配图 0 号图 1 张2、平衡吊操作臂 1 号图 1 张3、平衡吊减速器 1 号图 1 张4、平衡吊回转台 1 号图 1 张5、设计说明书 1 份题目名称：平衡吊设计计算及结构设计题目内容及要求：一、 技术参数1、 起吊重量 5002、 升降速度 10m/3、 场地面积要求升高 15004、 平衡吊最大回转半径 20005、 L/l=H/h=7/16、 水平推力 F水 5二、 要求1、 结构简单2、 重量轻3、 机械灵敏性好 指定阅读的文献资料参考1、 理论力学 上册2、 材料力学3、 机械原理4、 机械零件5、 常见机械原理及应用 机械工业出版社6、 公差配合与技术测量7、 机械零件设计手册 冶金工业出版社8、 机械加工工艺人员手册9、 机床设计手册 机械工业出版社指导教师（签字）：毕业设计（签字）：备注：1、 熟悉各种起重设备工作原理，优缺点对此了解平衡吊工作原理及结构2、 阅读参考资料，进行平衡吊理论分析和设计计算3、 平衡吊结构设计，绘制草图和 正式图4、 毕业设计答辩目 录（一） 平衡吊结构（二） 平衡吊设计1、 平衡吊的平衡条件及计算2、 丝杆，丝母传动的参数选择及计算3、 电动机的选择4、 减速器的设计5、 轴尺寸的确定6、 操作臂的设计与滚槽的设计7、 安全离合器的设计8、 底脚螺栓的选择9、 润滑 平衡吊结构一 结构 1 操作臂2 传动回转台3 立柱4 吊钩 特点：结构简单，紧凑，操作灵活，水平移动和回转均采用手动，且水平推力可控制在 5以内，可在操作范围内将工件快速准确吊至加工位置，且制造成本低。二 平衡吊的传动简图电动机通过减速器支丝杆 1 丝母 2 及与它相关联的销轴 A 就在垂直滑槽 6 内上 F 移动，这时置于水平槽 5 内的滚子 3 的销轴 B 不动而支吊钩 4 及工件上下移动，升降到所需高度后，丝杆停止传动，销轴 A 便固定。用手推工件，则销轴已在水平槽 5 内移动，工件也在水平方向做直线移动，且整个平衡吊操作臂可绕轴线 0-0 旋转 340左右，这样就可以在它的操作范围内将工件吊至预定加工方位。 平衡吊设计一 平衡吊的平衡条件及计算(一) 平衡条件1 1 取 C0 杆为研究对象，它受力有:重力 Q=力杆 AE 的作用力 SE，沿 AE 方向，铰链 C 的均速反力 Xc，Yc 平衡方程 Mc=0Q -SEsmc2+ =0LSl.1即 Se= Q (1)2lsmc2 取滚 A 为研究对象它的受力有支撑 反力 N.=力杆 AE 和 AK 的作用力 Se.Sk 由平面汇交力系得：Se0x02sSkN-Sesm2-Sk Sm =0y即： N=Se Sm2+Sk Sm （2）Sk= Se （3）s2把 （1） （3）代入（2）得：N= .Q （4）lL3 取平衡臂为平面力系分析得：b=0 Q LMlHs0)2(21shlNN= （5）)(hlQ（4）与（5）得 l总结：组成平衡臂的平行四边结构各杆满足以上条件，则吊重在任何位置都能保持平衡 平衡条件： hHlL4 吊起重物时丝母所受的压力Yc=N-Q= Q-Q2shlHL=（ -1）Ql(二)滚轮 B 水平移动距离如图 BDC u AEC AEBDC2 BCH u ACG GHBH= AGLl说明 AG：为重物水平移动的距离BH：滚轮水平移动的距离（三）丝母架 C 垂直移动距离如图 AFB u CBD AFDB2 AGB u BHC BCGH= lLAFDHC= .AGl二 丝杆.丝母传动参数选择及计算1 传动机构的选择及参数，起重时丝母所受推力 F由 Q=F（ ） 1lL=500（7-1）9.8=29400N Q=29400N丝母选材 ZnSn10-1 （机械设计 5-131）丝母结构为整体式 （表 5-14） =25.21（1） 螺杆由 d20.8 （式 5-45 机械设计） p=5Pa0.8 d=505294043.3 d2=45取 d2=45 则 d=50 t=10材料 45 d1=39（2）螺母 H=90螺母为整体式，材料为 ZnSn10-1 （机械设计 5-131）螺母高 H= 90452d旋和圈数 n= 109lH螺纹的工作高度 h=0.5p h=5工作比 P= hdQ2= 25.14.390=4.6 P=4.636000 小时对子中心轮 N 7731 1028.240BQHN =600W1 365.7stN N =1.38 取 K1HQ1LA故 =Mpa4.53.90 =2H714由于行星轮为强度较低的零件，所以传动应按行星轮的许用应力 进行计算校核2A故 = =391.7MpaH2Ab 确定弯曲疲劳的许用应力 = =KFC.KFLFlimn同上 由图 00-34C 和 10-34LB 查得=450Mpa =390Mpa1limF2limF取n=1.75（模锻齿数 KFC=1 单向加载）由于 HB3600h而 N N0105.91F25.9NFKF KFL2L故 =F1Mpa.775.4 =2903910 计算齿轮齿槽系数75.043.25.135.12 HDMHbd）（）（11 确定模数 并精确计算中心距取 M=2.5中心轮 dw= 5.62305.2m）（12 计算齿圈宽度及各齿数的直径（1）齿圈宽度 b 87.4.7daw2b .93561 ）（2）外啮合的齿轮的直径各齿轮的齿形均采用直齿则中心距分度圆直径 d m50.21 齿顶圆直径 d mam52.501齿根圆直径 d 743.2f行星轮：d 5.302d mma80.27d f 75.6.2中心轮 3：d 105.82d mma25.3d hff 1.3验算 a-c 轮传动的接触疲劳强度12HAHSMbCkaw=192.2 =391.7对于直径齿齿轮啮合 =1036齿根玩去疲劳强度的校核 dmby21FSKF则对于直齿轮传动KF KF YF=4.282H1KH太阳轮和行星轮啮合的圆周速度s/m54906314.306nd1 取 KF =1.45 则 KF=1.45 =0.031MpaFb-c 轮是内啮合传动，承载能力远远超过外啮合传动，所以无需校核其强度五 轴尺寸的确定1 确定高速轴的直径 =0.6250PdA n=93096.0325.103nP 由于电机与减速器均处于悬置状态，为了使其结构紧凑，提高电机轴与减速器联接轴的钢性，所以利用电机轴在直接与减速器的中心轮相配合的联接方式不用联轴器，这样中心轮直径的轴孔直径与电机的轴一致。2 确定低速轴的直径P 768.09.81总n min/r.632杆d .187.013w取 d d =404小 小3 确定行星轮的心轴直径根据 d2f=68.75 则心轴直径 d =20 d =20行 行4 电动机的键的选择及校核根据 b=10 L=40limh-dn21CC）（键的材料为 45 号钢 h=8 t=4.5b GB1096-76301h为 paC 19.6)()5.48(929=m8.35 输出轴键的选择和强度校核 b=8C根据 db =50m 取键为 8 l=50 h=7130t=4mpacb 6.9)()47305296 减速器低速轴承的范伟根据各轴轴径及所承受的工作载荷以及减速器的使用寿命，为简化设计内容，结合前面已设计过的工作时数，决定减速器高低。7 轴承选取如下：行星轮的轴承 GB297-64型号 7208 407205 25GB276-64 型号 204GB281-64 型号 1204回转台立柱，轴承选择根据回转台立柱，轴承选择应承受径向负载这一具体特点，决定选用球轴承。GB276-64 单列向心球轴承 224单列向心球轴承 222GB301-64 双向推力球轴承 8210六 操作臂的设计与计算及滚槽的设计1 操作臂长度尺寸的确定根据工作需要 L=250=ABh=250=CD由该机构的伸缩比L/l=H/h=7/1得 L=H=1750mm2 滚槽长度的计称当只有水平推重物时，销轴 A 固定不动，点 F 和 E 运动轨迹相似，由于固定点在延长线外，因此，两者运动方向相同，见图如下：从图中可以推出 AE/AF=EE FF =1/71即 LEF =L /7回转台的回转中心与 BE 杆竖直状态时的轴线距离为 36mm由 CB=1500mmL =CB-36=15002L = FF =L- L =2500-1500=1000mm1由（1）式得 LEF =1000/7=143mm1如图所示，操作臂正处于最大回转半径状态，此时 =0 2 为最小且 2min=arc s =0LF1 即 2min=arc s1000/1250 2min=53.70七 安全离合器的设计为了防止吊重超载，损坏设备，故在减速器输出轴和螺旋机构的丝杆连接外，安装一安全离合器，使吊重过载时或螺母运行至极限位置时超安全保护作用。安全离合器的形状选用钢球式安全离合器1 结构尺寸D=100mm D =76mm d=31mm02 钢球直径dp=（0.30.4）d= （0.30.4） 31=9.312.4 dp=12mm3 钢球接触点的切线对轴线的倾角20= 取 dps1m10则 2= 2=120o56.3 o56.34 钢球个数P （脱开时的圆周为 D）rDlt取 D=76mm D=76mm则 P Nt 7.1486.35920=)(snt取 Po5n4.176则 取 =92.9)5.3(4.1768os 5 弹簧的选择弹簧选用材料为 65Mm，中经为 10mm，钢丝直径为 1.2 的圆柱型压缩弹簧。八 递交螺栓的选用和校核距结合面对称轴为最远的螺栓受力最大螺栓的最小预紧力：F 0ZMA=4 8032132d-44）（）（ D4单个螺栓所受的总拉力F K）（ cr螺栓的工作载荷F 918i21）（ LZMP 918F=24808240.05）（ 确定螺栓直径： m71.9687.196.d1 F取 =20.741校核最大应力 71.209648.max max校核最大应力 max5.sd.21F=95.6Mpaax =120Mp