XXXXX XXX 专业___________姓名___________ 年月 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 题目名称:平衡吊设计计算及结构设计 题目内容及要求: 技术参数 起吊重量 500? 升降速度10m/? 场地面积要求升高1500? 平衡吊回转半径2000? L/lH/h7/1 水平推力F 要求结构简单 重量轻 机械灵敏性好 指定阅读的文献资料参考理论力学 上册 材料力学 机械原理 机械零件 常见机械原理及应用 机械工业出版社 公差配合与技术测量 机械零件设计手册 冶金工业出版社 机械加工工艺人员手册 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: 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 阅读参考资料,进行平衡吊理论分析和设计计算 平衡吊结构设计,绘制草图和 正式图 毕业设计答辩 平衡吊结构平衡吊设计 平衡吊的平衡条件及计算 丝杆,丝母传动的参数选择及计算 电动机的选择 减速器的设计 轴尺寸的确定 操作臂的设计与滚槽的设计 安全离合器的设计 底脚螺栓的选择 润滑 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 平衡吊的传动简图电动机通过减速器支丝杆1 移动,这时置于水平槽5 内的滚子3 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 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。 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Mc0 Q-SEsmc2+0 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:SeN-Sesm2-Sk Sm0 NSeSm2+Sk Sm (2)Sk Se (1)(3)代入(2)得:N.Q 取平衡臂为平面力系分析得:b0 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: 吊起重物时丝母所受的压力YcN--Q(-1)Q 二滚轮B 水平移动距离 如图 BDC AECBCH BHAG说明 AG:为重物水平移动的距离BH:滚轮水平移动的距离 垂直移动距离如图 AFB CBD2AGB 传动机构的选择及参数,起重时丝母所受推力F由QF() 500(7-1)9.8 29NQ29N 丝母选材ZnSn10-1 (机械设计5-131) 丝母结构为整体式 螺杆由d20.8(式 5-45 机械设计) 0.8d5043.3 d245 取d245 则d50 t10 材料 45 d139 (2)螺母H90 螺母为整体式,材料为ZnSn10-1(机械设计5-131)螺母高 螺纹的工作高度h0.5p h5 工作比P 4.6 P4.6[p] 自锁性验算 Af0.14 (机械设计 5-151) arctg 8.16 ftgAAarctgf 8.16 arctg 0.147.97A 9.79 螺杆强度推算公式(机械设计5-49)其中A TQtg(A+) 29tg8.16+7.97 191307.4 公式得ca37.6300[6] []强度足够 螺纹牙的强度计算b0.65t6.5 螺纹牙多发生剪切和挤压破坏,一般螺母的材料强度低于 螺杆,故只需要校核螺母纹牙的强度。万向滚珠万向滚珠 螺母体强度螺母外径D? 取D60p35~4pmpaD60 凸缘外径:D?cp70~80mpa D80? 凸缘厚度? p30~40 Mpa85? 螺杆的稳定性临界强度载荷m1(长度系数)600? (螺杆工作长度) i(螺杆危险截面惯性半径) Fr 稳定条件 稳定 Fcr238003N 螺杆刚度轴向载荷和转矩使导程产生的总的变形量 SS+S 10+0.71238 []P110 0.7618m 电动机的选择功率 Nk 其中 m1.22935.28 Kpa Nk0.615取Nk1.23 的电机 查机械设计手册12-2 选电机 电机型号 功率 满载同步质量 50-22-4 1.514101500 32 传动比i根据齿数啮合时子17 的原则: 取子20i 则81.6 取80 80 传动比的值+15 20 与给定值误差 根据同心条件求30 传动方案的确定根据实际工作需要及环境条件的要求,综合传动比在 3-9 范围内的 具体情况,考虑到行星齿轮减速器结构紧凑,体积小,质量轻,效率高, 传递功率范围大,应用广泛等优点,决定采用行星齿轮减速器。 减速器型号的确定由上述确定传动比的方案,根据传动比i5.6,查《机械 设计手册》表17-46,可选减速器为一级NGM 型行星轮减速器 如图: 验算是否满足装配条件该行星齿轮减速器采用的是三个对称分布的行星 结构,故3 2030 验算连接条件 80 203080是个可行方案 减速器各零件(1)速度中心轮的角度W30 中心轮1 的角度W1We48rad/s 行星架的角度 速度Wh9.7rad/s (2)相对速度(当行星架固定)中心轮W1W-Wh98-2078rad/si 行星轮W 0.980.92 则1-(1-)1-0.960.98 0.938 小齿轮的计算转矩由MM S?折算行星齿数 (31) SS-0.73-0.72.3 行星轮的转矩M19.84 0.96 0.59.52N.m MM 选择各轮材料,确定许用应力(1)材料选择中心轮选用45#调质 HB1240 行星轮选用45#常比HB2200 (2)确定许用应力a 确定接触疲劳强度 ?齿面接触疲劳强度极限lim? 接触疲劳极限应力 [n]?安全系数 K?寿命系数 对于中心轮 lim590MPa[n]1.1 根据设计要求,按每天工作二班制(16人)一年 工作 300 年检修一次,则使用期限 t300*8*8* 小时 对子中心轮N N600W NN1.38 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 故[][]391.7Mpa KFC.KFL同上 由图00-34C 和10-34LB 查得 450Mpa 390Mpa 取[n]1.75(模锻齿数KFC1 单向加载) 由于HB350 则KFL 式中NF0:弯曲应力基数 对任何钢 NF04 由于前面的计算,寿命t38 小时3600h KFKF 10计算齿轮齿槽系数 11 确定模数 并计算中心距 取M2.5 中心轮dw 12 计算齿圈宽度及各齿数的直径 (1)齿圈宽度 bb (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 顶圆直径d齿根圆直径d 行星轮:ddd 中心轮3:ddd 验算 a-c 轮传动的接触疲劳强度 192.2 391.7 对于直径齿齿轮啮合10 齿根玩去疲劳强度的校核 则对于直齿轮传动 KFKF YF4.28 太阳轮和行星轮啮合的圆周速度 取KF1.45 则KF1.450.031Mpa b-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 确定高速轴的直径0.625 n930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。万向滚珠 取dd40确定行星轮的心轴直径 根据d2f68.75 则心轴直径d20 d20 电动机的键的选择及校核根据 b10 L40 键的材料为45 号钢h8 t4.5 输出轴键的选择和强度校核
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