【正文】 ne bed work piece, installation work hoisting spare part, in assembly line fixedpoint work and so on。該部分也可由氣缸、油缸代替完成起重物的功能。 平衡吊的水平運動和繞立柱的回轉(zhuǎn) 運動，用手在吊鉤處輕輕推動即可獲得，而升降運動可以通過操作按鈕由電機來完成。根據(jù)靜力學的原理，平面力系中某一桿件同時受三力作用，則三力必交于一點，叫做三力桿。 ABD、 DEF為三力桿。 KDEFGPQGPQ 圖 2 1 平衡吊的工作原理及平衡條件 5 其次再分析 ABD桿件，根據(jù)作用與反作用的道理，顯然，桿件 DEF通過鉸鏈 D給桿 ABD以反作用 Q→ ′，方向如圖 3所示。 如圖 4 所示，由于在力多邊形中， G→ 力與 R→ 力同為鉛垂方向， S→ 力與 P→ 力的水平投影是等長的，即 S→ 力與 P→ 的水平分力大小相等方向相反，處于平衡狀態(tài)，故 C 點無水平分力。證明如下： ∵ FE∥ BC ∴ lLBCFE 1? ∵ EC∥ AB ∴ hHBAEC 1? 又∵∠ FEC = ∠ CBA ∴ △ FEC ∽ △ CBA 得到 ： FC∥ CA 因為 C 點為 FC 和 CA 的共同點，所以 FC 與 CA 必須在同一直線上，即 F， C， A 三點共線。 同樣 F′、 C′、 A 三點共線。 2. 當電機帶動 A 點運動時， F 點的運動規(guī)律 此時將 C 點看作一個固定鉸鏈支座，見圖 6。現(xiàn)初定平衡吊的工作條件如下： 額定起吊重量： G 100 ㎏ 最大回轉(zhuǎn)半徑： Rmax 2500 ㎜ 水平變幅： b 1900 ㎜ 最大起吊高度： h 2021 ㎜ 垂直變幅： S 1800 ㎜ 提升速度： v 6 m/min 桿件材料： Q235 滾道 C 和絲杠螺母 A 的位置尺寸的確定 根據(jù)平衡吊的力學平衡原理分析已知： A、 C、 F 三點共線。 2. 當 C 點固定不動時，絲杠螺母 A 的豎直方向的移動使重物 G 上升或下降。 3 平衡吊的結構尺寸設計 12 如圖 7 所示，設滾輪 C 固定不動， F 點隨絲杠螺母 A 的移動而移動。 F′A′FAQPCO圖 7 滾輪 C 的左右極限位置的 確定 由于 C 點的左右移動只引起釣鉤 F 點的水平移動，而已知平衡吊的水平變幅為1900 ㎜，所以如圖 8 所示，設絲杠螺母 A 固定不動， F、 F′、 C、 C′分別為左右極限位置，圖中過 C 點作水平線，過 A 點作豎直線，二者交于 P 點。 又由平衡吊的原理可以知道∠ FDA 隨著 ACF 長度的增大而增大，且有關系： 10???ACAF 即 ACF 直線隨 AC 長度的變化而變化，當 AC 最大時∠ FDA 最大。 綜上，初定桿長為： H = L =1700 ㎜， h= l =170 ㎜ H1 = L 1=1530㎜ 不計自重時，各桿截面尺寸的設計 FED 桿截面尺寸的設計 如圖 2 所示，桿 FED 受到吊重 G→， CE 桿的支撐力 P→和 ABD 桿的拉力 Q→的共同作用，由受力圖易知桿的彎矩圖如下： F E DM max圖 9 FED 桿的彎矩圖 3 平衡吊的結構尺寸設計 15 由彎 矩圖可以看出，最大彎矩出現(xiàn)在 E 截面，且有 M = G→? EF = G sin∠ KFE EF ……………………………… （ 7） 當 ∠ KFE = 90176。 Ymax —— 截面上距中性軸最遠距離。 桿件所用材料為 Q235，是塑性材料，塑性材料到達屈服時的應力是屈服極限 σ s，為保證構件有足夠的強度，在載荷作用下構件的實際應力σ，顯然應該低于極限應力。 安全系數(shù)的選取經(jīng)驗一般如下： 1. 對于可靠性很強的材料（如常用的中低強度高韌性結構鋼，強度分散性?。┹d荷恒定。 FED 桿的截面尺寸是對稱的，則危險截面上的最大拉應力和最大壓應力的大小是相等的，均為 σ max = MPa，有： σ max＜ [σ ] 即，桿件安全，截面尺寸符合要求。 由桿的受力可知桿的彎矩圖如下： D B AM max圖 12 ABD 桿的彎矩圖 由彎矩圖可以看出，最大彎矩出現(xiàn)在 B 截面，且有： Mmax = 9G→? AB =9 G sin∠ DAJ AB …………… （ 12） Mmax 隨桿與豎直方向的夾角 ∠ DAJ 的增大而增大，當∠ DAJ = 90176。 當 C 點固定時， A 由下向上，∠ DAJ 逐漸增大。分別過 B、 A 點作垂線交水平線 CQ 于 P、 Q 點。 所以： ∠ BCQ = ∠ BCA + ∠ ACQ = 28176?！?137 ㎜ 且有： BP = QM QM = AQ + AM 則： AM = BP－ AQ = 137－ 130 = 7 ㎜ 所以： ∠ BAM = arccos ??ABAM 3 平衡吊的結構尺寸設計 20 圖中所說的 ∠ BAM 就是 ∠ DAJ，這就說明∠ DAJ 最大時達不到 90176。 EC 桿和 BC 桿截面尺寸的設計 在平衡吊的四桿機構中， EC 桿和 BC 桿是兩個二力桿，受到的都是沿軸線方向的壓力，沒有受到彎、扭作用。 而由桿件的受力分析可知， EC 桿和 BC 桿受到的最大軸向力絕對不會超過332KN，所以，取桿件截面為半徑為 30㎜的圓，符合條件。這里將由于各桿件自重的影響在 C 點引起不平衡的水平分力 CXR 定義為失衡力。 其表達式為： 3R = 3BCXF + 3ECXF ………………… （ 17） 4 桿件自重對平衡的影響及其平衡方法 25 F CABDEG 3F BCCF ECF ED F CBF BCF DEF CEF ECF EC X3F DEF CEG 3G 3圖 17 F CABDEG 4G 4F BC X4F ABF CBF BCF BCF ABF CBG 4C圖 18 假設 BC 桿的自重為 4G ，如圖 18 所示，其余桿自重忽略不計，則 DEF 桿和CE 桿為“ 0”桿。因此必須采取有效的措施來消除由于自重引起的失衡力。 設桿 DEF、 ABD、 EC、 BC 的質(zhì)量分別為： m m m m4。為此，質(zhì)量代換必須滿足以下三個條件： 。 為方便起見，對于精度要求不是非常高的情況下的質(zhì)量代換計算，可以只滿足前兩個條件，這樣，兩個質(zhì)量代換點就可以任 意選取。下用靜代換法將各桿的質(zhì)量都等效到 ABD 桿上，如下： 4G 分配到 B、 C 兩點上： 4444 )( lGllG CB ??? llGGB 444 ? 444 GGG CB ?? lllGG C 444 ?? ?4 桿件自重對平衡的影響及其平衡方法 29 3G 分配到 E、 C 點上： 33313 )( lGlHG EE ??? 1333 HlGGE? 333 GGG CE ?? 13133 H lHGG C ?? 1G 分配到 D、 F 點上： 1111 )( lGlLG FD ??? LlGGD 111 ? 111 GGG FD ?? LlLGGF 111 ?? EG3 分配到 D、 F 點上： 133 LGlG EFED ??? LLGG EED 133 ? EEFED GGG 333 ?? LlGG EEF?? 33 則： DG13 = EDG3 + DG1 = L lGLLG E 1113 ?? FG13 = EFG3 + FG1 = L lLGL lG E )( 113 ??? ???4 桿件自重對平衡的影響及其平衡方法 30 這樣就將 1G ， 3G ， 4G 都分配在 D、 F、 B、 C 上了， E 點不受力。 由于還考慮到電機的轉(zhuǎn)速一般不會很低，而平衡吊提升重物時的速度不能過高，所以在傳動機構中還需要用到減速器。則由前面的理論計算可知，滾珠絲杠副的最大工作載荷為： Fmax = 9G = 9 100 ㎏ ㎏ = 8820N 首先，根據(jù)滾珠絲杠副的使用和結構要求選擇滾道的截面形狀，滾珠螺母的循環(huán)方式和預緊方式。兩圓弧相交處有一小空隙，可使?jié)L道底部與滾珠不接觸，并能存一定的潤滑油以減少摩擦和磨損。 。 外循環(huán)方式中的滾珠在循環(huán)反向時，離開絲杠螺紋滾道，在螺母體內(nèi)或體外做循環(huán)運動。 在此處選用雙螺母墊片調(diào)整預緊。 l0 ： l0 ≥maxmaxnV ………………………………… （ 21） 式中： Vmax —— 絲杠螺母的最大移動速度（㎜ /min）。 Lh —— 滾珠絲杠的使用壽命時間（ h）。（ r） Fd —— 平衡吊的當量載荷。 lS —— 滾珠絲杠上的螺紋長度。 5 平衡吊傳動部分的設計 37 首先根據(jù)所選擇的絲杠的精度等級，參照表 4，查出任意 300 ㎜行程內(nèi) 絲杠允許的最大變形量，與實際的變形量進行比較，若實際變形量小于允許的最大變形量，則說明所選絲杠型號符合要求。 在此處可以選用步進電機作為原動機。 對于不要求調(diào)速、對啟動性能也沒有過高要求的生產(chǎn)機械，應優(yōu)先考慮使用一般鼠籠式異步電動機（如 YL 型、 JS 型、 Y 系列等）。 對于要求恒速穩(wěn)定運行的生產(chǎn)機械，且需要補償電網(wǎng)功率因數(shù)的場合，應優(yōu)先考慮選用同步電動機（如 TD 型等）。所以 其電動機應該選擇 Y 系列鼠籠式異步電動機。 型式、功率和電壓相同的電動機，額定轉(zhuǎn)速有幾種。 對于不需要調(diào)速的低速運轉(zhuǎn)的機械，電動機是最高轉(zhuǎn)速應該與生產(chǎn)機械的最高轉(zhuǎn)速相適應，采用直接傳動或通過減速機構來傳動。 擺線針輪減速器是一種采用擺線針齒嚙合行星傳動原理的減速機構。 5 平衡吊傳動部分的設計 42 表 6 工作情況系數(shù) KA 原動機 電動機、氣輪機 4~6 缸活塞發(fā)動機 1~3 缸活塞發(fā)動機 工作小時（ h） ~3 3~10 10~ ~3 3~10 10~ ~3 3~10 10~ 輕微沖擊 中等沖擊 強沖擊 查表 6 可知，工作情況系數(shù) KA =， 而實際輸入功率即為電機輸出功率， PW1 = 代入上式有計算輸入功率 PC1 為： PC1 = KA PW1 = KW= KW 根據(jù)一級減速器減速比和計算輸入功率 P C1 查《機械設計師手冊》，選用額定輸入功率 P1 =，機型號為 2 的減速器。 首先根據(jù)傳動比確定減速器的級數(shù)，再根據(jù)計算輸入功率或計算輸出轉(zhuǎn)矩選減速器型號，必要時需要進行瞬時尖峰載荷的校核計算。 綜合以上條件，且考慮到減速器的傳動比不能太大，查《機械設計手冊》初選電動機的額定轉(zhuǎn)速為 1390 r/min。所以，選擇電動機額定轉(zhuǎn)速時要全面進行考慮： 對于不需要調(diào)速的低速運轉(zhuǎn)的機械，一般是選用適當轉(zhuǎn)速的電動機通過減速機構來傳動，但電動機額定轉(zhuǎn)速也不宜太高，否則減速機構會很龐大。 由于平衡吊帶負載作的是在垂直方向的直線運動，所以查《機械設計手冊》有負載功率計算公式為： PL =?1000FV…………………………… .（ 26） 式中： PL —— 負載功率（ KW） F —— 作用力，即所吊物重（ N） V —— 重物上升速度（ m/s） η —— 傳動效率 5 平衡吊傳動部分的設計 39 確定已知條件為： F = G = 100 ㎏ ㎏ = 980N V= 6 m/min = ，η = 50% 將已知條件代如上式有： PL =?1000FV= / ?? smN= KW 對于負載功率 PL 恒定不變的生產(chǎn)機械，選擇電動機時，只需要按 設計手冊中的計算公式算出負載所需功率，再選一臺額定功率為 PN ，使： PN ≥ PL 的電動機即可。 對于要求大范圍無級調(diào)速，且要求經(jīng)常啟動、制動、正反轉(zhuǎn)的生產(chǎn)機械，則可選用帶調(diào)速裝置的直流電動機或鼠籠式異步電動機。 對于要求經(jīng)常起、