本科毕业论文---平衡吊的设计说明书.doc

中国矿业大学毕业设计（论文） 目 录第1章 绪论3第1.1节 平衡吊的发展工程及优点31.1.1 平衡吊的发展过程31.1.2 平衡吊的优点5第1.2节 平衡吊的分类及不足61.2.1 平衡吊的分类61.2.2 平衡吊的发展存在的不足8第1.3节 平衡吊的构造及其原理91.3.1 平衡吊的构造91.3.2平衡臂的平衡原理14第2章 平衡吊的方案确定18第2.1节 平衡吊设计及计算方案18第3章 平衡吊的设计过程20第3.1节 原型平衡臂的几何分析20第3.2节 杆系与立柱的受力分析223.2.1 机构简图与作业位置编号233.2.2 各杆件及立柱的与强度计算的截面尺寸确定283.2.3 杆系的变形计算35第3.3节 失衡分析及其补偿423.3.1 平衡的条件及失衡种类423.3.2 杆系自重失衡及其补偿423.3.4 制造安装误差失衡503.3.5 电算应用51第3.4节 起重电机的选择52第3.5节 吊钩的计算与校核553.5.1 吊钩的种类和材料553.5.2 吊钩的计算55第4章 平衡吊设计时的注意事项59总 结60参考文献61英文原文63中文译文73致 谢79第1章 绪论第1.1节 平衡吊的发展工程及优点1.1.1 平衡吊的发展过程 当前国内平街吊设计中存在的三大问题是总体设计解析化, 失衡补偿及驭动控制。本文就前面两个问题进行论述。首先, 推导出一套总体设计解析公式, 将总体设计从半经验阶段推进到解析化阶段, 为电算应用开辟了道路。其次, 作者找到的新补偿机构完全补偿了杆系自重失衡。第三, 时杆系变形失衡进行了分析,提出了补偿办法。最后, 衬电算应用作了初步尝试。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。六十年代末期它在日本欧美问世以来, 得到了大力发展。我国从七四年首次设计试制成功第一台平衡吊以来, 纷纷在各地推广应用。足见其强劲的生命力。 平衡吊是一种车间内的新型机械化吊运工具。对于中小批量多品种 目前, 平衡吊在我国铸造车间内正在开始使用, 国外已大力推广应用。多品种、小批量生产的中等重量物件的搬运工作机械化, 是长期以来存在的困难问题。过去通常采用吊车和电动葫芦等搬运设备, 但这种机械难以实现生产线上机械化。效率低, 不适于高精度操作,同时动作的方向性受到限制, 所以在很多情况下不能满足生产的需要。 六十年代末, 国外开发了一种新型的起重工具一一平衡吊。它是一种能按操作者的意愿进行搬运中等重量物件的人机式机械。它的问世引起了一些工业发达国家的重视, 特别是美国、日本在平衡吊的研制和创新方面有较高的水平, 现在已有完善的系列产品。它们不但在国内广泛使用, 而且已经远销国外。 我国发展平衡吊比美、日等国大约晚56年,它首先出现在电机行业。1974年, 我院在参加华北地区6一9号电机行业技术改造工作中, 了解到这类电机的主要零部件重量在几十公斤到数百公斤之间, 产量在几万千瓦到三、四十万千瓦之间, 在机械加工中, 机床上下料和工序间搬运工时约占每个工人全日工时的20%以上。一个工人每班的搬运量约为2一5吨。由于车间现有起重设备不够灵便,效率低, 有的工厂在机床上下料时, 停工待运的工时达力旺工时的25%。有的厂采用人工搬运, 不仅费时不安全, 且有损工人健康。因此, 在这种多品种小批量的加工生产线上, 工人迫切要求采用通用的机械化设备来代替笨重的手工搬运工作。为此,我院和北京电机厂于1974年初联合研制出了我国第一代平衡吊。 平衡吊问世才数年。目前, 在国外已开始大力发展和推广应用在国内已有起重量分别为50公斤、100公斤和300公斤的电动平衡吊,并初步形成一个系列。一九七五年底, 我院与湘潭电机厂联合试制成起重力100公斤的轮式气动平衡吊, 传动平稳、平衡性能比较好, 已有不少工厂的铸造车间正在开始试制。 平衡吊的出现, 受到广大工人的欢迎。现在,平衡吊已在全国推广, 它的用户除机械工厂外, 交通运输、石化、轻工等部门也在推广使用。全国大约有400一500个单位在使用平衡吊。他们一般用于机床上下料、装配流水线、加工生产线、成品装箱、砂箱合模、仓库中的物品装卸等工作。去年, 我国向东南亚某国出口小电机制造厂成套设备中也配了一定数量的平衡吊, 作为加工、装配、试验等生产线上的吊装工具。 近年来, 我院在平衡吊的结构形式、传动及其控制、安装使用等方面进行了许多研究和设计工作,搞丁系列设计, 发展了新品种, 并由专业制造厂进行批量生产。展望未来, 平衡吊作为难以机械化部门的省力化装置, 是很有前途的。1.1.2 平衡吊的优点 1.操作直观性好。平衡吊的手臂部分是按随遇平衡原理设计的, 同时, 吊钩处的物件重量（吊重）不破坏这种平衡状态当操作者把物件吊起到所需高度后, 就可以在水平面内用手扶着随意移动。移动时仅需克服很小的滚动磨擦阻力即可。 2.操作平稳。由于其手臂刚性较好, 被吊起的物件在移动过程中不会像吊车、电葫芦等那样容易摆动。 3.操作简单。使用者只要用手扶着物件, 按电钮或转动手把, 就能使物件按照操作者所要求的方位和速度（变速型平衡吊）在三维空间内移动。无重力型平衡吊具有按操作者的意愿和手的感觉控制移动物件快慢的性。 4.操作吊起几十公斤到几百公斤的重物, 操作者只要使出2一4公斤的力就能像自己的手一样自由移动。 5.安全性好。平衡吊的传动系统中有过载保护装置和安全装置。在遇到过载和突然停电、停气时能防止被吊物件下落。 6.可附加各种吊具和机动手爪机构, 提高吊装效率。 7.结构简单, 造价低廉, 使用、维护简单。第1.2节 平衡吊的分类及不足1.2.1 平衡吊的分类 我国的平衡吊已初步形成系列产品。按搬运荷重分, 有50、100、300、500公斤平衡吊；按整机配置结构分, 有高型和矮型两种结构；按传动方式分, 有气动、液动和电动按安装方式分, 有地面固定式、地上可移式和旋臂式。 目前生产的平衡吊的作业范围为:最大回转半径为2500一3040毫米；最大升降行程为1500一2000毫米；最大水平伸缩行程为2000一2200毫米；最大回转角度为340一350度（SDB一200型液压随动臂和YPD一300型液压平衡吊可无限制旋转)。 标准型平衡吊适于固定场地使用。国外产品的额定负荷从几十公斤到一吨左右, 国内产品目前最大到500公斤。使用频度大致每小时在20一30次左右（起重量小的动作次数可适当增加）。另外, 平衡吊也可安装在一个可绕立柱回转的旋臂上, 既可公转又可自转, 它可使动作范围扩大一倍。 高型平衡吊, 如PHD一50、YWP一300、QPD一100型, 期特点是手臂传动部件一一头架离地较高, 回转时不影响地面的设备布置, 占地面积较小, 但要求厂房稍高（平衡吊手臂动作时最大高度约4米）。 矮型平衡吊, 如PHD一50、YWP一100、YPD一100A、YPD一300、YPD一500型等, 由于它的头架离地较低所以调整和维修较方便, 对厂房的高度要求可低些, 同时整机重量也减轻很多。但它在回转时, 重锤经过的空间不能有障碍物,所以它的占地面积要大些。 电动平衡吊一般由交流电动机经减速器带动丝杠螺母付使手臂作升降运动, 采用安全离合器等作过载保护, 靠丝扫螺母的自锁性能可使被吊物件停留在任意位置。一般为定速传动, 由臂前（吊钩附近）按钮控制升降和停止。液压平衡吊可分为三种： 1.可调单速传动型, 即液压(定速)速度可调。其工作速度可根据使用要求任意调整, 但在使用过程中是不能变速的。升降和停止由臂前按钮控制. 2.有级变速传动型, 即液压双级速度(可调)。工作时有高低二档速度, 其速度大小可预调到所需数值。升降和停止由臂前按钮控制。 3.无级变速传动型, 如YWP一100型、型、YPD一100A型平衡吊。YWP一100型平衡吊由臂前手把的摆动经钢丝绳机构拉动头架内的一个手动比例换向阀实现变速和换向。YPD一100A型和YPD一300型均为纯动油压比例控制。前者为单坐标(升降)控制。后者为双坐标升降和水平伸缩控制, 由臂前单手把操作一个手动控制器,先导油压控制一个液控比例换向阀, 实现变速和换向。 液压平衡吊的油流经过液控单向阀后再进入油缸, 所以在突然停电等情况下, 能使被吊起的物件停留在任意位置, 保证操作时的安全。 另外还有一种无级变速型气动平衡吊, 如QPD一100型平衡吊。在上述基本系列的基础上, 又发展了平衡臂型的操作臂和机械手。SDB一200型随动臂是一种平衡臂型的操作臂。液压传动, 纯（动）油压比例控制, 用单手把在臂前进行操作, 可以实现任意方向的无级变速和微小距离的点动, 提高了控制性能。手部（爪具）装置可根据实际使用要求进行更换。它适于轴类零件的上下料工作。PBJS一120型通用机械手为平衡臂型机械手, 其额定负荷为公斤,重复定位精度达士2毫米。它在地面物直上自动行走, 可为数台机床上下料服务。该机械手为液压传动, 可变程序顺控器控制, 多点可调挡铁定位。是一种造价低廉的特重负荷工业机器人。1.2.2 平衡吊的发展存在的不足 由于我国发展平衡吊的时间还不长, 作为产品生产只有七年的历史, 所以在某些方面与美、日等泼达国家相比还有如下差距： （1）产品系列还不够完善规格和品种较少, 产品结构通用化、标准化程度低。目前产品多为地面固定型, 对于一些特殊用户还不能满足。 （2）传动控制性能不够理想目前, 我国生产的标准型电动平衡吊的升降速度为定速传动, 为避免起停时由惯性引起的振动,速度都较低, 只能用于一般上下料工作。气动和液压平衡吊可以实现有级或无级变速, 可达到平稳地起动和停止以及较高的移动速度, 但因控制元件性能不够理想, 故其控制性能有待进一步提高。YPD一300型液压平衡吊和SDB一200型随动臂为随动控制, 适于较精确的吊装工作, 并可在手部安装手爪等抓取机构, 但目前能在制造厂定购到的只有YPD一300型一种。第1.3节 平衡吊的构造及其原理1.3.1 平衡吊的构造1）立柱 立柱用以支承平衡吊回转部分及额定起吊零件的重量，所以要求有足够的刚度。立柱的结构一般选用大口径无缝钢管与连接盘、加强筋、底盘等连接焊接而成。焊后要进行退火处理。规格（公斤）外径 D壁厚 5016881001941030024514 立柱如改用铸铁件，壁厚可取焊接件的1.31.5倍，材料以HT3054灰铸铁为宜。2）回转减速箱回转减速箱由大皮带轮、极限力矩联轴节、小轴、小齿轮、内齿轮、丝杠、丝母、丝母支架、箱体以及回转座等零件组成。回转减速箱与电动机、电源控制箱及平衡臂相连接。 在保证弹簧质量的情况下，为使平衡吊在空载时得到更好的平衡效果，应在丝母支架的上端装一个可上下调整的调整块，以调节弹簧的拉力。3） 平衡臂 平衡臂按用途不同，有A、B两种结构型式。（1） A型平衡臂 A型平衡臂由大横臂、小横臂、起重臂、支撑臂、滚轮、手柄支座、吊钩架和吊钩等零件组成。 大横臂和小横臂用铁板压弯后对焊成空心杆件，其断面呈长方形。横臂的两端焊有铰连接头。 起重臂为一上端大、下端小、其断面为长方形的空心杆件，上端与大横臂、小横臂相铰接，下端与手柄支座焊成一体。 手柄支座上装有旋转手柄开关（用于交流无级调速）或按钮开关，支座内有接线板，导线由起重臂和大横臂中通过并接入电源控制箱，手柄支座的下面有吊钩架和吊钩。吊钩与吊钩架连接。 A型平衡臂于一般场地作起身重量、搬运零件或供机床上下料使用。(2)B型平衡臂B型平衡臂由大横臂、小横臂、起重臂、支承臂、滚轮、横杆、三角板、立杆、连接板、和手柄支座组成。箱体上有两个垂直导向槽和两个水平导向槽。垂直导向槽A面承受平衡臂的拉力，水平导向槽B面承受平衡臂的压力。为了使平衡臂在工作中具有良好的性能。所有对导向槽有如下的要求： (1)导向槽必须具有一定的强度、硬度和光洁度； (2)垂直导向槽和水平导向槽要相互垂直，不垂直度超过0.05米； (3)两个垂直导向槽的A面和两个水平导向槽的B面分别都应有同一共面，其不共面不超过0.025毫米； (4)箱体和回转座组装后，箱体上水平导向槽的B面与回转座底平面C应相互平行，其不平行面不超过毫米。 丝杠和丝母的配合不必要求过高。平衡臂在工作中使负载通过丝母支架上的滚轮作用在垂直在导向槽的A面上，应保证不使用丝杠承受任何方向的径向力，否则会发出噪音或局部磨损而影响寿命。 为了防止平衡吊超负荷，在传动系统中需安装极限力矩联轴节。 大皮带轮，以动配合装在小轴上。摩擦锥体用键与小轴连接，但能在小轴上作轴向移动。压力弹簧的压力大小，靠调压螺母来调整。动力的传递是通过压力弹簧将摩擦锥体压紧在大皮带轮的锥面上，靠摩擦力矩将动力由大皮带轮传递到小轴上。当起吊重量超过额定负载时，摩擦面就会打滑，保证平衡吊各零件不致损坏，起到安全保护作用。同时也能使平衡吊的起升和停车比较平稳。但是应该注意，在使用中不可将压力弹簧调的过紧，否则将失去作用。 如果平衡吊与某种专用机床配套使用时，（被加工零件的配料重量不超过平衡吊的额定起吊重量），从结构上讲，安全保护装置可以省略。 车间的电源是经滑环集电器连接电源控制箱的。滑环集电器的结构。滑环集电器的滑环固定在不旋转的回转座上，电源导线从立柱的底部引入，通过回转座的中心孔接在滑环上。 电刷和电刷支架固定在可作旋转的箱体上。电刷用导线接入电源控制箱。为了防止导线脱落，在电刷支架上有线夹将导线夹紧。电刷靠弹簧片的压力与滑环接触，这样不管平衡臂旋转到任何位置时，其电路总是接通的。4） 弹簧拉簧是平衡吊的关键零件之一。拉簧的一端固定在丝母支架的调整块上，另一端与平衡臂相连接。 拉簧的作用是在空载情况下使用平衡臂在其作业范围内的任意一位置时都能保证静止不动。拉簧力量大小的确定，要使平衡臂和手柄等零件本身自重得到平衡为准，处在被拉簧拉紧的位置，使平衡臂的之臂垂直向下。 如果拉簧的拉力过小，拉簧就处在被平衡臂和手柄等重量的拉伸状态，使平衡臂的力立臂向立柱方向滑动。 连接板上端分别与起重臂、立杆相铰接。立杆平行于起重臂，通过三角板与横杆相连。横杆平行于大横臂，并与大横臂、丝母支架相铰接，组成两个平行四边形，所以B型平衡臂能够保证起升的零部件与地面作水平移动。手柄支座的下平面可以装置各种专用夹具。夹具能随手柄支座回转。B型平衡臂用于给机床起身带有顶尖孔或带有止口而需要入胎加工的零件，也可以用于产品的组装。 平衡臂的铰接点和滚轮内都装有滚动轴承（GB276-64）或（GB283-64）电动机的正、反转，使丝母支架带动平衡臂起升或下降。如果两者同时进行，则合成斜线运动及回转运动，所以操作比较灵活。5） 手柄 手柄起推拉起重臂作用，使起升的零件能作水平移动。为了同时能使零件作起升或下降运动，所以把控制电动机正、反转的按钮和手柄都安装在手柄支座的面板上，使操作者只需要用一手就可完成上述动作，而另一手只起挂吊钩、使零件摆正方位、对准止口等辅助作用。在特殊用途的情况下，可将手柄接长，其控制电动机的按钮则装在手柄上。平衡吊的结构示意图见图1.1. 立柱 2.减速箱 3.横杆 4.大横臂 2. 5.小横臂 6.小横臂7.夹具图1.1 平衡吊结构示意图平衡吊是使挂在其吊钩上的被搬运物体,在手的扶助下随意搬运的一吊运装置。在操作时, 手不必克服物体的重力, 一般来说手只要用几公斤的力, 便可在水平方向任意搬动数十公斤乃至数百公斤重的被搬运物体, 而在垂直方向是靠手技电钮或旋转手把开关操纵电动机实现升降。 杆系自重平衡装置一般用弹簧或重锤;驱动装置用电动、气动或液压传动。 平衡臂基本上是运用比例放大尺的原理构成的连杆机构。其主要形式有两种：一是如图2所示的由四根必不可少的基本杆系组成的平衡臂, 称为原型平衡臂；二是如图所示的除基本杆系外还加两根平行连杆及一块连接板组成附加杆系构成的平衡臂, 称为通用型平衡臂。 通用型平衡臂中的平行连杆作用是使处于操纵盒下面的吊重, 不管臂处于何种倾斜状态,都始终保持其与地面平行移动的性能, 并可使吊重悬吊于CC杆间及C产杆延长线的任何一点而不破坏力系的平衡。因此, 必要时可接长手腕, 装置各种专用夹具, 发展成机械手。杆系之间都是使用滚珠轴承铰接。A、B两点或A、三点分别置于垂直槽和水平槽内运动, 点的吊重跟随A、B点或A、B点作垂直升降或水平移动。由一个人在臂的前端(图中C点)进行操作。所谓平衡, 是指杆件的长度按H/h=L/l=m的一定比例条件下, 以一定的力P=mW加于A点, 就与C点的吊重W, 在整个杆系中处于平衡状态。在水平槽内的支点跟随C点水平移动时, 达到随遇平衡。所以, 欲使吊重作水平移动, 操作者只需握住操作手把, 用手轻轻推拉即可, 而且没有重力感觉。 4.吊重的垂直升降，是靠C点的操纵手柄或按钮操纵驱动装置，带动平衡臂的一段的A点或A1点，在在垂直槽内上下移动而实现的。整个平衡臂围绕立柱的回转运动靠手动。电机带动的升降和手的轻推可以同时进行, 合成斜线运动或空间运动。操作灵活, 直观性好。 杆系自重的存在, 破坏了力系的平衡, 产生不利的影响。因此, 必须采取适当措施,如:用弹簧或重锤等方法消除杆系自重的影响, 解决杆系自重的平衡问题。 平衡臂的前端可装置各种形式的吊具或专用夹具。平衡臂也可安装在多种形式的支承装置上, 以适应不同的要求。1.3.2平衡臂的平衡原理 1）原型平衡臂只能装置吊钩而不能接长手腕, 所以只有特殊受力状态。原型平衡臂的机构简图如图9所示图1.2 原型平衡臂机构简图构件、.系杆件, 可为滚轮或滑块, 其彼此铰接。构件借驱动装置外力,可以在垂直导向槽内上下运动;构件在水平外力的作用下, 可在水平导向槽内平移。 研究平衡原理的目的, 在于导求一个平衡条件。在该条件下, 构件在其运动区间内的任意位置上均不致因吊重重力G的作用而自行产生平移。计算证明, 平衡方程不包含变量，仅与常量H、h、L、l有关。因此, 平衡臂理论上具备随遇平衡的性质。所以称为理论上的随遇平衡, 是由于在分析的过程中, 采用如下的假设杆件无自重, 各运动副无摩擦, 杆件受力后无变形, 无制造安装误差。这些假设为平衡原理推导所必须, 但又与客观实际相矛盾, 所以必须逐个解决。摩擦对平衡性能的影响具有两重性, 但为使操作轻便, 故要求将各运动副滚动化杆件变形量在刚度计算中加以控制, 制造安装时, 确保杆件长度比值相等乃是关键至于杆系自重对平衡性能的破坏, 则只有外加平衡装置才能消除。在实际推导中, 不必研究件, 而是直接将其取为平衡体, 导出平衡条件式。由此式得结论平衡方程式表明, 务必使水平摆臂件、垂直摆臂件的臂长合比之比值相等, 平衡臂的平衡性能才有保证。2）通用型平衡臂在一般受力状态下的平衡原理 通用型平衡臂的机构简图如图10所示。图1.3 通用型平衡臂机构简图 构件除杆外, 还刚性地接入C杆。重物G悬于杆之C端点, 其作用线与杆的交点, 即可能在线段上, 又可能在AB的延长线上。该受力状态具有普遍性, 因为诸如将重物G直接悬于杆之A点, 或像通常那样将重物G悬于杆之中点等, 这些仅仅是其中的一些特例。通用型自由平衡臂既可有特殊受力状态, 也可有一般受力状态。即既可装置吊钩, 也可接长手腕装置各种夹具。 计算证明, 通用型平衡臂的平衡条件与原型平衡臂的平衡条件相同, 即。其具体证明过程从略。第2章 平衡吊的方案确定第2.1节 平衡吊设计及计算方案 平衡方程为平衡臂的根本原理, 试验与实践均已证明, 凡臂一长比例违背平衡方程的杆件组合不能成为平衡臂, 这一点应特别注意。根据初步摸索, 原型平衡吊的关健部分一平衡臂的设计程序大致如下： 1.首先进行几何设计, 绘制“ 原型平衡臂总布局图”； 2.根据总布局图提供的参数, 计算铰链受力, 按静负荷能力选取铰链轴承, 通过结构化, 杆体中心线极限间距, 初步确定接头和杆体外形尺寸；将此外形尺寸与和比较, 务使杆件间留有的空隙不小于10毫米, 否则应重新作几何设计； 3.根据初步确定的杆件外形尺寸, 选取相应的型材, 求出断面诸参数, 并进行构件强度、刚度核算； 4.各杆件确定后, 根据杆、铰链轴承和接头等结构, 准确地计算（或实测法称重）每一段臂的重心位置和重量通过计算公式（29）算出折合在杆的自重总作用恒力下, 也可直接用实测法测出F的大小; 5.根据自重作用恒力F的大小, 计算出杆系自重平衡所需重锤的重量大小及位置;如在设计计算过程中, 应用的某些参数, 设计时可根据实际使用条件酌情而定, 下面提供一些数据供设计时参考:1.臂长比值 m 臂长比m=,其尺寸H.h.L.l 以便于制造为原则，故M 不一定取整数。荐用范围m=5-10, 取较大值时各臂的受力情况较为不利, 只宜在轻负荷时采用取较小值时结构尺寸变大, 但受力状况有所改善, 宜在重负荷时采用。这一原则能使整体结构匀称。2. 值 。值增加, 使水平摆臂主杆部分受力状况有所恶化, 但对水平摆臂的接头部分及其余构件的受力状况却有显普改善。和。值随H.h.L.l 值增加而增加, 所以对刚度计算及总体紧凑性有一定程度的不利影响, 应取适当数值。特别应该注意的是切忌取过小值,因为此时函数呈明显的“ 正切” 状态, 杆件在某些位置受力状况将急剧恶化。对于平衡吊宜取对用作机械手的平衡臂 上限不限。3. 在实用上, 杆件强度往往不是主要矛盾,一般设计时均能满足要求。许用相对挠度入与驱动方式、杆件结构、使用要求、负荷大小等多种因素有关。太小, 杆件的变形量增加, 甚至会产生变形太大, 而使臂长比变化, 即 直接影响杆系的平衡；值加大, 杆系刚性增大, 从使用性能来看当然是好的, 但会导致杆件变粗, 自重增大, 结构苯重, 影响整个结构设计的合理性。 对于平衡吊对于作机械手的平衡臂为宜。其确定后的方案示意图如2.1所示。 第3章 平衡吊的设计过程第3.1节 原型平衡臂的几何分析原型平衡臂的参数确定 条件： (3-1) 水平导向槽移动距离： (3-2) 垂直导向槽移动距离 (3-3) 为了迅速而合理地决定出平衡臂的布局, 可以从若干不同的出发点进行分析。如仅以结构紧凑为目的, 可定平衡臂在方框图的两个极限位置摆臂夹角等值, 即 经推导有关系式：2. 假定以结构紧凑为目的，必须得： (3-4)当L=H 时，则有： (3-5)式(3)、(4)表示杆长H、L与值的关系, H、L增加, 值也随之增加。与此相对应, 夹角、杆件间距 值均增加。 根据使用要求决定了与作业区方框图有关的诸参数后, 应预选H、L值, 将其代入式(3)或式(4)求出参数K。即可绘制原型平衡臂总布局图, 该图提供了铰接轴承负荷, 杆件强度和刚度计算中所必须的、值, 校核构件结构装配后是否相碰的间短、值, 以及有关标高尺寸等参数。 精确计算所得的K值, 往往不是整数。此时按偏小的原则, 将其圆整为整数。对于一个新的方框图, 在缺乏资料和设计经验的情况下, 要预选H、L值往往并不容易。此时, 令K=0, 将(4)式变成:= (3-6) 平衡臂的杠杆比有1：5 ，1:6, 1:7.5 1:10 .其中杠杆比1：6为标准规格。如果加大杠杆比，则作业范围可扩大，但最大起身重量相应的减少。 选择杠杆比为标准杠杆比为 m = 6 K = 0 时，Z = 1.7m ,S = 1.5m , r = 0.5m . = (3-7) = =0.8367 作业区方框图大致有三种类型1.近似正方形, 这是最常见的情形。此时应采用式(4), 并取L = H, 便于制造;2.扁矩形应采用式(3), 并取L H, 以免出现的情况。3.高矩形 应采用式(3),并取 L H, 以免出现。情况。根据计算结果，作业区近似正方形。第3.2节 杆系与立柱的受力分析3.2.1 机构简图与作业位置编号 图3.1 平衡臂的示意图 1.受力分析杆系各杆件以及立柱的受力分析是杆系设计计算的基础，个杆件及立柱的截面系依强度条件及稳定条件确定的，需知个杆件及立柱的最大的位置及以及受力的大小系统的刚度指标以F点挠度来表示，而想计算Fmax也应该知道各种杆件及力柱所受到的力。此外根据以往平衡吊的使用经验证明系统的变形将对平衡吊在吊重状态下的平衡产生相当大的影响，即使机构失去平衡并产生严重的滑行。如果想解决这个问题就应综合研究系统在整个作业区内在吊重G的作用下所产生变形的变化规律，并采取适当的措施，以期消除变形对平衡的不良影响，有这些问题的解决，以系统在各个位置下的受力分析作为基础的。 采用图解法求杆件及立柱所承受的内力，计算时忽略各自重的影响，忽略系统变形对受力的影响。 在图纸上以适当的比例并根据F点在作业区内所处的不同位置绘出机构简图。在F点作用吊重G=300kg然后用图解静力学方法计算个杆件所承受的内力，现将具体步骤简述如下：其计算公式中的符号含义是：拉（压）应力(Mpa)材料拉（压）许用应力(Mpa)F计算截面面积计算截面模数杆件主杆截面的轴惯性矩包括吊具在内吊重名义重量及其惯性力之总和(公斤)m杆长合比比值E材料弹性模数(Gpa)最大挠度（厘米）最大相对挠度（厘米）许用挠度（厘米）L,H杆件总长度（厘米）L，h杆件分段长度（厘米）杆件摆角（度）z计算截面至参考截面距离（厘米）Z计算截面代号。面代号。1）杆受力分析 杆为三力构件在F点作用由吊重G；E点作用有杆对杆作用力TE；在D点作用杆对杆作用力TD,因杆为二力杆故TE的作用方向已知，应在Ee的延长线上，根据三力汇交原理可得G、TE、TD三力的汇交点“k”。连接kD,则可得TD的作用方向。 在kD、kE两直线之间连接一铅垂线段ab，按照适当的比例使ab=300kg,便可得以力三角形kab,于是ka=TD，kb=TE,故可求得TE与TD两个力。 为了进行强度计算和变形计算，还应知道杆件所受到的内力。 将G往DEF直线投影得Fa线段，Fa即为杆件的EF段所承受的拉力NEF。即NEF=Fa。 将TD往DEF直线投影得jr,jr为杆件DE段所承受的拉压力NDE，即NDE=jr 测量E、F两点之间的水平距离l1,并以G=300kg乘之，得到杆的E点所承受的弯矩ME，即ME=300* l1（kg*cm）。2）杆的受力分析 图3.2 图3.2 受力分析示意图 杆为三力构件，在D点作用有杆对杆的作用力TD=-TD；在A点作用有螺母对杆的约束反力RA，方向永远朝下，且RA=（m-1）GDm为杆系的倍比。（本设计m=1890/310=6）;在B点作用有杆对杆的作用力TB，因杆为二力杆故TB的作用方向也是已知的，应在BC连线上。根据三力汇交原理，此三力汇交在“h”点。因RA的方向也是已知的，为铅垂方向，故h点必须在A点所做的铅垂线上。根据这个道理可利用这个条件来检验作图的准确性。 按照一定的比例在kDh与hBc两线之间连接一铅垂线段mn=（m-1）G=(6-1)*300=1500kg,则可得一力三角形hmn,hn=TB,km=TD=TD, mn=RA。故TD的大小在杆的受力分析中求得，在这里重复出现，因而可利用这个条件来检验作图的准确性。 将mn往ABD直线上投影kq ,kq即为杆在AB段所受的拉力（或压力）NBD即NBD=kq。 测量AB两点之间的水平距离l2，并以RA=(m-1)G=1500kg乘之，便的杆B点所承受的弯矩MB，即MB=1500*l2(kgcm)。 因AB两点之间距离较小，而RA又较大，故若直接测量l2误差较大，为此本设计中是采用测量角的方法来计算MB。 MB=RA*AB*cos=46500 cos（kgcm）。3）杆的受力分析杆为二力杆，其所受到的内力NEC=-TE可能是压力（当90o时）。4）杆的受力分析杆是二力杆其所受的内力NBC=-TB，永远是压力。5）立柱的受力分析立柱承受的有轴向力，轴向力Nl=G+G自重，（G自重杆系的重 量因此力对强度变形影响极小，故本设计中忽略不计。立柱还承受有沿整个高度均匀分布的弯矩Ml=G*（x-a）由图1，x为F到A点的水平距离。a为A点到立柱中心线的水平距离。 Ml仅于F点的水平位置有关，而与F点的垂直位置无关。 杆、杆、杆、杆各种内力的计算结果：TD、TE、TB、NEF、NDE、ME、MB，以及角度，具体数值列于副表中供查阅Ml的计算结果单独列表如下：表一 弯矩表 单位kg*cm位置L_1L_2L-3L-4L-5L-6L-7L-8Ml7.5x1046.66x1045.82x1044.98x1044014x1043.30x1042.46x1041.62x1043.2.2 各杆件及立柱的与强度计算的截面尺寸确定1、杆截面的高度比的确定。 为了节省材料，提高刚度，杆系用变截面杆的构件方案其截面高度沿长度方向按照线性规律变化；而在宽度方向的基本保持不变，其垂直轴线方向的截面形状为一空心矩形。 杆的E点，杆的B点所承受的弯矩最大，且轴向力对强度的影响极小，故先按强度条件确定杆在此两点的截面尺寸，再按等重量的原则并考虑结构上的需要适当增大弯矩处的截面高度，减小弯矩小处的高度而形成一个变截面的杆件。首先按最大的抗弯矩的条件确定截面的高宽比K=值。杆件均采用4毫米厚的A3钢板焊接，高度为H，宽度为B，则其截面的轴惯性矩 （3-8） 图3.3 杆件截面杆件截面对xx轴的惯性矩杆件截面对xx轴的抗弯矩为保证在材料消耗相同的条件下，能得到具有最大的抗弯矩的截面则应能满足在截面周长不变的情况下 的极值条件。若为常量，则以此条件代入（38）得 （39）Wx的极值条件为则有： （310）利用这个条件，并已知=4毫米，则有： （毫米3）（毫米2） （311）2、杆截面的尺寸确定。 、杆是三力构件，承受拉（压）与弯曲的联合作用，故其强度条件为： K dN/F+M/WX 式中 kd动截系数。取kd=1.1 N杆件危险截面的轴向力。 M杆件危险截面的弯矩。 许用应力，材料为A3，=14kg/mm2将（74）式代入（75）得 Kd（+ ） 又将Kd、值代入，经整理便可获得一确定截面的H值的代数方程式为： 136H2NH4M0解出H值得 H（毫米） （312）今杆受力最大的位置为01位置，在此位置NEF=225kg ME=31050kgcm=465000kgmm代入76式得 H9633（mm） B=3211（mm）经圆整后确定： HI=100mm BI=35mm杆受力最大的位置为31位置，在此处 NOB=1050kg MB=46500kgcm=465000kgmm代入（76）式可得 H12027mm B=403mm经圆整后确定： H=125mm B=45mm 如前所选，在保证杆件重量基本上不变的条件下，为提高刚度，可将杆件的截面高度适当调整一下，调整后的杆件外形尺寸 杆为二力杆，且受力较小，若按压杆稳定条件确定截面，尺寸将很小，影响到整体刚度和侧向刚度。为此本设计按许用柔度来确定截面。即： （3-14）式中： L杆件长度； M与杆件两端约束有关的支座系数两端铰接M=1,i惯性半径，i= 两端固定M=0.5 ，许用柔度，许用柔度取为60 图3.3 空心矩形杆也采用4mm厚的钢板焊接，等截