摘要PAGEII畢業設計說明書GRADUATEDESIGN設計題目：平衡吊的結構設計學生姓名周殿斐專業班級：09機械5學院：萬方科技學院指導教師：李延鋒摘要在工廠車間里搬運重物，往往都是采用起重機、電葫蘆、工業機械手等。但對于需要頻繁吊裝、作業時間短的場合，如機床上下工件，裝配工作吊裝零部件，流水線上的定點工作等等；對于要求比較精確定位的場合，如鑄造中的下芯、合箱等等，一般起重設備常不適用，工業機械手多用于生產自動線上或單一的重復操作，而且成本較高，目前，一般車間使用較少。近年來，出現的一種新型的定點起重設備“平衡吊”，適用于幾十到幾百千克工件的定點頻繁吊運，在工業生產中起到了極其重要的作用，平衡吊的結構簡單，操作靈活，吊重后除能作上下升降外，能在水平面內作360度回轉運動，只需要輕輕推拉，就可使吊物隨時穩穩地停留在意欲停留的位置上，做到隨遇平衡。本文闡述了平衡吊的基本原理，并對其平衡條件及桿系的平衡方法進行了分析和研究，對平衡吊的結構進行了設計計算。關鍵詞：平衡吊；原理應用；力學分析；結構設計河北理工大學畢業設計（論文）AbstractPAGEPAGEIIIAbstractTransportstheheavyiteminthefactoryworkshop,oftenallisusesthehoistcrane,thetelpher,theindustrymanipulatorandsoon.Butregardingneedsthefrequenthoisting,theworktimeshortsituation,likeaboutenginebedworkpiece,installationworkhoistingsparepart,inassemblylinefixed-pointworkandsoon;Regardingtherequestquitepinpointingsituation,likeinthecastingundercore,gathersboxandsoon,thegeneralhoistingequipmentsarenotoftensuitable,theindustrymanipulatorusesinproducingfromthegeneratrixinorthesolerepetitionoperation,moreoverthecostishigh,thegeneralworkshopuseareatpresentfew.Inrecentyears,appearedonekindofnewfixedpointhoistingequipment“thebalancehung”,wassuitableinliftsfrequentlyseveraldozenstoseveralhundredkilogramworkpiecefixedpoints,playedtheextremelyvitalroleintheindustrialproduction,thestructurewhichthebalancehunghasbeensimple,theoperationwasnimbleabout,afterthecranebesidescoulddorisesandfalls,couldmake360degreegyroscopicmotionsinthehorizontalplane,onlyneededgentlyonrollers,mightcausetohangthethingsteadilytopauseasnecessaryinthepositionwhichcaredfortopause,achievedtheindifferentequilibrium.Thisarticleelaboratedthebalancehangsthebasicprinciple,andhascarriedontheanalysisandtheresearchtoitsequilibriumconditionandthepoledepartment'sbalancedmethod,hungthestructuretothebalancetocarryonthedesigncalculation.KeyWords：Thebalancehangs,Principleapplication,Mechanicsanalysis,Structuraldesign目錄PAGE20目錄1平衡吊的工作原理及平衡條件 31.1平衡吊的結構和工作原理 31.2平衡吊的平衡條件 42平衡吊的運動分析 83平衡吊的結構尺寸設計 113.1工作條件的確定 113.2滾道C和絲杠螺母A的位置尺寸的確定 113.2.1絲杠螺母A的上下極限位置的確定 113.2.2滾輪C的左右極限位置的確定 123.3初定各桿長度 133.4不計自重時，各桿截面尺寸的設計 143.4.1FED桿截面尺寸的設計 143.4.2ABD桿截面尺寸的設計 173.4.3EC桿和BC桿截面尺寸的設計 204桿件自重對平衡的影響及其平衡辦法 224.1各桿件自重在C點處引起的失衡力的大小 224.2消除各桿自重引起的失衡措施 264.3估算各桿質量，計算配重 274.3.1各桿質量的估算 274.3.2用質量代換法計算配重 285平衡吊傳動部分的設計 315.1滾珠絲杠副的選擇 315.2電動機的選擇 375.3減速器的選擇 415.4聯軸器的選擇 436平衡吊回轉機構的設計 466.1滾動軸承的類型的選擇 466.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號選擇 476.3回轉機構的結構圖 497平衡吊各鉸鏈處的設計 50結論 52參考文獻 53謝辭 541平衡吊的工作原理及平衡條件1平衡吊的工作原理及平衡條件1.1平衡吊的結構和工作原理平衡吊的結構如圖1所示，主要分為傳動、桿系和回轉機構三個部分。傳動部分是完成起吊重物功能的機構，由電動機、減速器、聯軸器等帶動絲杠回轉，驅使螺母升降，從而完成吊鉤在垂直方向的升降運動。該部分也可由氣缸、油缸代替完成起重物的功能。圖1桿系部分是一平行四連桿機構，它由ABD、DEF、BC、CE四桿組成，在B、C、D、E處用鉸鏈連接，其中BC∥＝DE，BD∥=CE。在C點安裝有滾輪，可以沿水平導軌滾動，當C點沿水平方向移動時，吊鉤F點作水平運動。傳動部分和桿系通過回轉機構安裝在立柱上，可以使吊鉤繞立柱回轉360°。平衡吊的水平運動和繞立柱的回轉運動，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。1.2平衡吊的平衡條件平衡吊的平衡是指：吊鉤F點無論空載還是負載，運行到工作范圍內的任何位置后都可以隨意停下并保持靜止不動，即達到隨遇平衡狀態。由圖l可知A點的運動是由傳動部分控制的，當在一定高度時，可以將A點看作一個固定鉸鏈支座，C點的水平移動是引起F點水平運動的原因，如果吊鉤F在任何位置(起重或空載)時，F點、C點、A點只有垂直方向的反力且合力為零，那么支座C點的水平受力為零，平衡就可以得到。為便于分析問題，假設桿系的自重及各鉸鏈點之間的摩擦均忽略不計。根據靜力學的原理，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。某一桿件同時受二力作用且二力的作用點在兩個端點，則二力必然大小相等方向相反，叫二力桿。故CB、CE為二力桿。其受力方向沿鉸鏈連線。ABD、DEF為三力桿。三力平衡時，其力必匯交于一點。先分析DEF桿件。在F點吊起重物時，其方向垂直向下，CE桿通過鉸鏈E壓給DEF桿的作用力的方向為沿CE連線方向，力與交于K點，則第三個力，即ABD桿通過鉸鏈D作用于DEF桿的力，必通過D點交于K點方向可由力三角形得出，如圖2所示。圖2其次再分析ABD桿件，根據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′，方向如圖3所示。二力桿BC通過鉸鏈B給桿ABD的作用力沿BC方向，′力與力交于J點，則第三個力即固定鉸鏈A對ABD桿的支反力必然通過J點，其方向由力三角形提出，如圖3所示。圖3如前所述，平衡吊要達到平衡，支反力必須為鉛垂方向的力。現在將這兩個構件的受力分析綜合到一起來研究。如圖4所示，由于在力多邊形中，力與力同為鉛垂方向，力與力的水平投影是等長的，即力與的水平分力大小相等方向相反，處于平衡狀態，故C點無水平分力。圖4在什么條件下才能保證支反力保持鉛垂方向，根據上述受力分析，只有當機構在任意一個位置下，都能做到：過F點做一條鉛垂線FK與EC桿的延長線相交于K點，再連接K、D兩點并延長與BC桿的延長線相交于J點，而J點正好過A點所作的鉛垂線上，才能使支反力保持鉛垂方向。要做到這一點，滿足機構的幾何條件為：△KEF∽△ABJ△KDE∽△DJB相似三角形的對應邊成比例關系，得到：EF∶EK=BJ∶ABDE∶EK=BJ∶BD由以上兩式得到：EF∶DE=BD∶AB假設：ABD=H，AB=h，BD=H1DEF=L，DE=l，EF=L1則：或者：即：為放大系數這就是說，只要桿系各桿件滿足上述關系式，機構即可在任意位置達到平衡。同時，從圖5中還可以看到另一個重要現象，即A，C，F三點共線。證明如下：∵FE∥BC∴∵EC∥AB∴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。2平衡吊的運動分析2平衡吊的運動分析下面針對當A點升降和C點移動時，作釣鉤F的運動分析。1.當A點不動時，F點的運動規律如圖5，過C點作一條水平線MN，A點與F點在此水平線上的投影分別為M、N兩點。假設此時C點平移至C′點，F點平移至F′點。同樣F′、C′、A三點共線。F′點在MN線上的投影為N′點。C點未移動時：∵△FEC∽△CBA△FNC∽△AMC∴FN=（）×AM……….（1）C點移動后：∵△F′E′C′∽△C′B′A△F′N′C′∽△AMC′∴F′N′=（）×AM……….………...（2）由（1）、（2）式得出：F′N′=FN即證明C點水平移動時，F點在水平方向上作水平移動。∵△AFF′∽△ACC′∴FF′=CC′即F點的水平移動速度為C點的倍，如果C點作勻速運動，F點也作勻速運動。2.當電機帶動A點運動時，F點的運動規律此時將C點看作一個固定鉸鏈支座，見圖6。圖6當A點移至A′點時，A′、C、F′三點共線（道理同上）。過C點作水平線NM，FN⊥NM∵△FEC∽△CBA∴…..（3）同理：∵△FNC∽△AMC∴….（4）由上述可以得到：△CNF′∽△CMA′NF′∥MA′故知F點在垂直方向上運動，其大小可由△CNF′∽△CMA′得到：…………...（5）即F點的垂直移動速度為A點的倍，如果A點作勻速運動，F點也作勻速運動。3平衡吊的結構尺寸設計3平衡吊的結構尺寸設計3.1工作條件的確定在一般工廠車間里，通常加工的零件的重量都在100㎏以下，且機床和機床之間的距離3～5m左右，平衡吊應放置在兩機床之間，保證兩邊的上下工件工作都能滿足。現初定平衡吊的工作條件如下：額定起吊重量：G100㎏最大回轉半徑：Rmax2500㎜水平變幅：b1900㎜最大起吊高度：h2000㎜垂直變幅：S1800㎜提升速度：v6m/min桿件材料：Q2353.2滾道C和絲杠螺母A的位置尺寸的確定根據平衡吊的力學平衡原理分析已知：A、C、F三點共線。且有這樣的關系，。（處取=10）即有：1.當A點固定不動時，滾輪C的水平移動使重物G在水平方向移動，且重物的移動距離與滾輪C的移動距離呈倍的關系。由水平變幅為1900㎜可以得出滾道的理論長度為190㎜。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。同樣有重物移動的距離是A的移動距離的（）倍。由豎直變幅為1800㎜可以得出絲杠螺母的移動距離為200㎜。3.2.1絲杠螺母A的上下極限位置的確定以A、C、F點作為研究對象。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′、F、A、A′、分別為上下極限位置。圖中過C點作水平線交FF′于P點，交AA′于Q點，交立柱中心線于O點。則FF′=S=1800㎜，AA′=200㎜∵△FF′C∽△AA′CFC∶AC=（）∶1=9∶1令：F′P=630㎜，PF=1170㎜得：AQ=130㎜，QA′=70㎜即以滾輪C所在平面為基準時，絲杠螺母能到的極限位置為上130㎜，下70㎜。圖73.2.2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。過FF′作水平線交立柱中心線于O′點交AP延長線于Q點。則有：FF′=1900㎜，FO′=2500㎜，CC′=190㎜∵△AC′P∽△AF′Q即：F′Q=C′P………………（6）又由圖可知：F′O′=FO′－FF′=2500㎜－1900㎜=600㎜O′Q=OP=OC′＋C′P設C′P=X，則有：F′O′＋OC′＋X=X600＋OC′＋X=X600＋OC′=9X令：OC′=120㎜，則有：X=80㎜，CO=70㎜即是以柱中線為基準時，滾輪C能到的理論極限位置為左70㎜，右120㎜，絲杠螺母與立柱中心的水平距離為200㎜。圖83.3初定各桿長度各桿長度必須滿足能夠使F點到達最高，最低，最左，最右四種極限位置。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：即ACF直線隨AC長度的變化而變化，當AC最大時∠FDA最大。由3.2中確定的尺寸可知當A在最高點，C在最左邊時AC取得最大值：ACmax=≈299.7㎜所以ACF的最大值為：ACFmax=10ACmax=2997㎜由三角形原理有：三角形的任意兩邊之和必須大于第三邊。H+L≥ACFmax令：H=L則：H=L≥在桿滿足長度條件的同時為了保證不能因∠FDA太大而導致桿件受力太大，取桿長H=L=1700㎜。此時：∠FDAmax=2×arcsin=2×arcsin≈123.6°綜上，初定桿長為：H=L=1700㎜，h=l=170㎜H1=L1=1530㎜3.4不計自重時，各桿截面尺寸的設計3.4.1FED桿截面尺寸的設計如圖2所示，桿FED受到吊重，CE桿的支撐力和ABD桿的拉力的共同作用，由受力圖易知桿的彎矩圖如下：圖9FED桿的彎矩圖由彎矩圖可以看出，最大彎矩出現在E截面，且有M==G×sin∠KFE×………………（7）當∠KFE=90°時，M=Mmax=G×=980N×1.53m=1499.4Nm即當FED桿處于水平位置時，受到的彎矩最大，最大值出現在E截面處，E截面為危險截面。橫力彎曲時，彎矩隨截面位置變化，一般情況下，最大正應力σmax發生在彎矩最大的截面上，并且離中性軸最遠處。公式為：σmax=………………（8）式中：Mmax——桿所受到的最大彎矩。Ymax——截面上距中性軸最遠距離。IZ——截面對Z軸的慣性距。設桿件的截面尺寸為“工”字型，相關尺寸如圖10所示：則截面對Z軸的慣性距為：IZ=＋＋=代入最大正應力公式中有：σmax==≈53.4×10Pa=53.4MPa最大彎曲正應力求出后，就要校核桿件的強度。彎曲強度條件為：σmax≤[σ]式中[σ]為桿件材料的彎曲許用應力。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σs，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。強度計算中，以大于1的因數除極限應力，所得到的結果即為許用應力。對于塑性材料來說：[σ]=…………….（9）式中n為安全系數。選擇安全系數應考慮的一般因素為：構件破壞可能導致的傷亡事故，構件破壞可能造成的停產損失和修理費用；材料強度的分散性和不確定性，載荷的不確定性，如使用過程中有超載、動載或沖擊載荷的可能性等等。安全系數的選取經驗一般如下：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，強度分散性小）載荷恒定。設計時以減低結構重量為重要出發點時，取n=1.25～1.52.對于常用的塑性材料，在穩定的環境和載荷下的構件，取n=1.5～23.對于一般質量的材料，在通常的環境和能夠確定的載荷下工作的構件，取n=2～2.5在此處取n=2。查表有Q235的屈服極限在剛才厚度小于等于16㎜時為σs=235MPa。則該桿件的許用應力為：[σ]===117.5MPa對于碳鋼來說，其材料的抗拉強度和抗壓強度是相等的，只要絕對值最大的正應力不超過許用應力就可以了。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σmax=53.4MPa，有：σmax＜[σ]即，桿件安全，截面尺寸符合要求。3.4.2ABD桿截面尺寸的設計如圖11所示，在任意位置，令桿FED與豎直方向的夾角∠EFK=α，桿FED與KD連線方向的夾角∠KDE=γ，桿ABD與KD連線方向的夾角∠ADJ=β。圖11桿FED兩端所受力分別對E點取距有：sinα= sinγ由上已經知道=9，則有：9sinα= sinγ…………（10）而在力的三角形中可知，與的方向相同，與的夾角為α，與的夾角為γ，與的夾角為β。又在同一個三角形中有：sinα=sinγ………….（11）聯立（10）、（11）式有：9sinα=sinα即：9=這表明重物在任意位置時，A點受到的豎直向下的力不變，恒為吊重的9倍。由桿的受力可知桿的彎矩圖如下：圖12ABD桿的彎矩圖由彎矩圖可以看出，最大彎矩出現在B截面，且有：Mmax=9=9G×sin∠DAJ×……………（12）Mmax隨桿與豎直方向的夾角∠DAJ的增大而增大，當∠DAJ=90°時Mmax取得最大值。下面來討論∠DAJ能否達到90°。易知：當A點固定時，C由右向左，∠DAJ逐漸增大。當C點固定時，A由下向上，∠DAJ逐漸增大。即當C在最左端，A在最上端時，∠DAJ取得最大值。如圖13所示，圖中C在最左端，A在最上端。取BC桿和ABD桿的AB段為研究對象。分別過B、A點作垂線交水平線CQ于P、Q點。過B點作水平線交QA延長線于M點。由以上確定的尺寸知：AB=BC=170㎜，AQ=130㎜，CQ=270㎜圖13圖中CA=㎜而AB=BC=170㎜，則：cos∠BCA=則：∠BCA=arccos0.88≈28°又有：∠ACQ=arctan≈25.7°所以：∠BCQ=∠BCA+∠ACQ=28°+25.7°=53.7°在△BCP中，有：BP=BC×sin∠BCQ=170×sin53.7°≈137㎜且有：BP=QMQM=AQ+AM則：AM=BP－AQ=137－130=7㎜所以：∠BAM=arccos圖中所說的∠BAM就是∠DAJ，這就說明∠DAJ最大時達不到90°，即當C在最左端，A在最上端時，Mmax取得最大值。最大值為：Mmax=9=9G×sin∠DAJ×=9×980N×sin87.6°×170㎜≈1498.1Nm若桿ABD同桿FED取同樣的截面，有：IZ=σmax===53.3MPa有：σmax＜[σ]即是強度條件滿足，桿件安全，截面尺寸符合要求。3.4.3EC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。所以此兩桿的壓縮強度為：σ=……….……（13）取兩桿截面為圓截面，截面半徑為30㎜。如圖14所示：截面積為：A=πR=3.14×（30㎜）=2826㎜由強度條件可知，當：F≤[σ]A時，桿件就滿足條件。代入數值有：F≤[σ]A=117.5MPa×2826㎜=332055N≈332KN即當EC桿和BC桿受到的軸向力小于332KN時，桿件滿足強度條件，安全，截面尺寸符合要求。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。4桿件自重對平衡的影響及其平衡方法PAGE294桿件自重對平衡的影響及其平衡辦法在平衡吊的平衡及運動分析時，都是假設桿系的自重及各個鉸鏈點的摩擦均忽略不計，得到的平衡條件。但是實際上自重及摩擦力均是存在的。摩擦力對平衡是不起破壞作用的，而自重則不然，除桿系在一特定的位置外，各桿件的自重都將在C點產生破壞平衡的影響——引起桿系滑動。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定義為失衡力。4.1各桿件自重在C點處引起的失衡力的大小當F點作用負荷且滿足的條件下，平衡吊的失衡力只可能由自重引起，此時，將C點作為固定鉸鏈支座來對其進行受力分析，求出由于各桿件自重影響所產生的失衡力，根據疊加原理，可以求出它們的合力，即總的失衡力為：=∑……………….（14）現在根據靜力學原理分別就各桿件自重對失衡的影響進行分析：假設DEF桿的自重為，如圖15所示，其余桿件自重忽略不計，BC，CE桿為二力桿：+=0+=0DEF、ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對D結點分析受力有：+=0對C結點分析受力，顯然∑FX≠0，則，在X軸上的投影，的矢量之和即為由在C點引起的失衡力，其表達式為：=+…（15）圖15假設ABD桿的自重為，如圖16所示，其余各桿的自重忽略不計，則DEF桿和CE桿為“0”桿（內力為0），BC桿為二力桿：+=0ABD為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，對結點C分析受力有，顯然∑FX≠0，則由在C點引起的失衡力為在X軸上的投影。其表達式為：=…………（16）圖16假設CE桿的自重為，如圖17所示，其余各桿的自重忽略不計，則BC桿，DEF桿的DE部分為二力桿：+=0+=0ABD桿為三力桿，受，，平行力系的作用，∑MA=0，可以得出：+=0CE桿為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，圖中為鉸鏈C給CE桿的作用力。對C結點分析受力，顯然∑FX≠0，則，在X軸上的投影和的矢量之和即為由在C點引起的失衡力。其表達式為：=+…（17）圖17圖18假設BC桿的自重為，如圖18所示，其余桿自重忽略不計，則DEF桿和CE桿為“0”桿。ABD桿的AB部分為二力桿：+=0BC桿為三力桿，畫出其力的三角形如圖示，圖中為鉸鏈C給BC桿的作用力。對C結點分析受力，顯然∑FX≠0，那么由在C點引起的失衡力為在X軸上的投影。其表達式為：=…………….（18）綜合（15），（16），（17），（18）式，總的失衡力為：=+++…..（19）4.2消除各桿自重引起的失衡措施上述分析看出由自重引起的失衡力是存在的。因此必須采取有效的措施來消除由于自重引起的失衡力。假設在ABD桿的適當延長部分Lp上加一重量Gp（配重）以平衡桿系自重，則由桿系的失衡就可以消除，如圖19所示。圖194.3估算各桿質量，計算配重4.3.1各桿質量的估算在本平衡吊的設計中，選擇的桿件材料為Q235。Q235在材料的分類中屬于低碳鋼，查《機械設計手冊》有，碳素鋼的密度在7.8～7.85g/cm之間，在計算低碳鋼的重量時，其密度按7.85g/cm計。設桿DEF、ABD、EC、BC的質量分別為：m1、m2、m3、m4。由以上桿的尺寸設計中知桿DEF和桿ABD的截面積和桿長均相同，為：L=H=1700㎜，A=100×40×2+50×60=11×10㎜則桿DEF和桿ABD的質量為：m1=m2=L×A×ρ=1700㎜×11×10㎜×7.85g/cm=187×10㎜×7.85g/cm=146795g≈146.8㎏由于是估算質量，桿件兩端還要進行加工以便安裝，在這里為計算簡便，取該兩桿的質量為：m1=m2=140㎏桿EC和桿BC的截面積相同，為半徑是30㎜的圓，則該兩桿的截面積為：A=πR=3.14×（30㎜）=2826㎜又EC桿和BC桿的長度分別為：H=1530㎜，l=170㎜則有：m3=H×A×ρ=1530㎜×2826㎜×7.85g/cm=4323780㎜×7.85g/cm=33942g≈33.9㎏m4=l×A×ρ=170㎜×2826㎜×7.85g/cm=480420㎜×7.85g/cm=3771g≈3.77㎏同樣，桿EC和桿BC由于安裝的需要，桿的兩端最后還需要加工，且安裝時還加入了軸和軸承的重量，所以在這里，取兩桿的質量分別為：m3=30㎏，m4=3㎏4.3.2用質量代換法計算配重以上已經提出，消除自重引起的失衡的措施是在，ABD桿的適當延長部分Lp上加一重量Gp。在計算Gp時可以用質量代換法先將桿系的重量全部等效到ABD桿上，然后再根據ABD桿的力矩平衡來確定Gp。在對桿件進行質量代換時，應當使代換后各代換質量所產生的慣性力及慣性力偶矩與該桿件實際產生的慣性力及慣性力偶矩相等。為此，質量代換必須滿足以下三個條件：1.代換前后桿件的質量不變。2.代換前后桿件的質心位置不變。3.代換前后桿件對質心的轉動慣量不變。但當這三個條件同時滿足時，質量代換點中的一個確定了，另一個質量代換點也就隨之確定，也就是說兩個代換點不能同時隨意選擇，這就給計算帶來了大大的不便。為方便起見，對于精度要求不是非常高的情況下的質量代換計算，可以只滿足前兩個條件，這樣，兩個質量代換點就可以任意選取。即通常所說的靜代換法。在此處我們就可以用靜代換法來對桿系中各桿的質量進行代換。如圖19所示，l、l、l、l分別為桿DEF、ABD、EC、BC的質心位置。下用靜代換法將各桿的質量都等效到ABD桿上，如下：1.將分配到B、C兩點上：2.將分配到E、C點上：3.將分配到D、F點上：4.將分配到D、F點上：則：=+==+=這樣就將，，都分配在D、F、B、C上了，E點不受力。在4.1的分析中，已經知道作用在F、C、A點的垂直載荷對失衡是沒有影響的，因此只對ABD桿進行受力分析：∑M=0即：G×h+G×l+G×H=G×Lp（20）由以上求得：==14.7N==686N==147N==132.3N=132.3N+686N=818.3N又已知：h=170㎜，l=850㎜，H=1700㎜代入（20）式有：G×Lp=14.7N×170㎜+1372N×850㎜+818.3N×1700㎜≈2.56×10N㎜取Lp=700㎜，則：G=≈3657N至此，將ABD桿從A點延長至700㎜處，加一重為3657N的配重，就可以將平衡吊桿系自重引起的失衡問題完全解決了。5平衡吊傳動部分的設計PAGE445平衡吊傳動部分的設計前面已經講了平衡吊的工作原理了，平衡吊的運動是由滾輪C的水平運動和死杠螺母的垂直運動來控制的。而滾輪C的水平運動是由工人手動推拉吊重G來實現的；絲杠螺母的垂直運動是通過電機帶動絲杠轉動，從而使絲杠螺母做垂直運動的。由于還考慮到電機的轉速一般不會很低，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。則可以設計平衡吊的傳動部分如圖20所示，由電機，減速器，聯軸器和滾珠絲杠副組成。圖20平衡吊傳動部分5.1滾珠絲杠副的選擇在選用滾珠絲杠副時，必須知道實際的工作條件：最大的工作載荷F（或者平均工作載荷F）（N）作用下的使用壽命T（h），絲杠的工作長度（或者螺母的有效行程）l（㎜），絲杠的轉速n（或者平均轉速n）（r/min），滾道的硬度HRC及絲杠的工作狀況。在3.1平衡吊工作條件的確定中已經確定了平衡吊的最大吊起重量為100㎏，重物的提升速度在6m/min左右。則由前面的理論計算可知，滾珠絲杠副的最大工作載荷為：F=9G=9×100㎏×9.8N/㎏=8820N首先，根據滾珠絲杠副的使用和結構要求選擇滾道的截面形狀，滾珠螺母的循環方式和預緊方式。1.我國生產的滾珠絲杠副的螺紋滾道有單圓弧型和雙圓弧型。單圓弧型的螺紋滾道的接觸角隨軸向載荷大小的變化而變化，主要由軸向載荷所引起的接觸變形的大小而定。雙圓弧型的螺紋滾道的接觸角在工作過程中基本保持不變。兩圓弧相交處有一小空隙，可使滾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。但由于加工其型面的砂輪修整和加工、檢驗均較困難，故加工成本較高。而單圓弧型滾道加工用砂輪成型較簡單，故容易得到較高的加工精度。在此處的滾珠絲杠副選擇單圓弧型的滾道截面。2.滾珠絲杠副中滾珠的循環方式有內循環和外循環兩種。內循環方式的滾珠在循環過程中始終與絲杠表面保持接觸。內循環方式的優點是滾珠循環的回路短，流暢性好，效率高，螺母的徑向尺寸也較小。其不足是反向器加工困難，裝配調整也不方便。外循環方式中的滾珠在循環反向時，離開絲杠螺紋滾道，在螺母體內或體外做循環運動。在此處選用內循環方式。3.滾珠絲杠副的預緊方式一般有5種，分別是雙螺母螺紋預緊調整式，雙螺母齒差預緊調整式，雙螺母墊片調整預緊，彈簧式自動調整預緊和單螺母變位導程自預緊式和單螺母滾珠過盈預緊式。其中雙螺母墊片調整預緊的特點是結構簡單剛度高、預緊可靠、但使用中調整不方便。在此處選用雙螺母墊片調整預緊。其次，再根據平衡吊的工作條件，從表1中查取載荷系數f和靜態安全系數S。表1滾珠絲杠的載荷系數f和靜態安全系數S載荷性質fS平穩或輕度沖擊1.0～1.21.0～2.0中等沖擊1.2～1.52.0～3.0表1（續）較大沖擊或振動1.5～2.52.0～3.0平衡吊的工作可以看成是平穩或輕度沖擊，所以可以選擇：f=1.0，S=1.5選擇滾珠絲杠副的型號主要是計算作用于絲杠軸向的最大動載荷Ca′和絲杠的基本導程l，然后根據最大動載荷Ca′和絲杠的基本導程l來選擇絲杠副型號。一般的當絲杠當量轉速n＞10r/min時，計算最大動載荷Ca′來選型；當當量轉速n≤10r/min時，計算最大靜載荷Coa′來選型。1.初選滾珠絲杠的導程l：l≥…………………（21）式中：V——絲杠螺母的最大移動速度（㎜/min）。n——滾珠絲杠的最大轉動速度（r/min）。已知重物的提升速度為6m/min左右，則由平衡吊的運動分析可知絲杠螺母的最大移動速度為：V==≈0.67m/min=670㎜/min初定滾珠絲杠的最大轉動速度為：n=90r/min則滾珠絲杠的導程l為：l≥=≈7.4㎜/r在這里，初選滾珠絲杠的導程為：l=8㎜。2.計算絲杠的預期工作轉數L：L=60nL………………（22）式中：n——滾珠絲杠的當量轉動速度（r/min）。L——滾珠絲杠的使用壽命時間（h）。（普通機械為5000～10000、數控機床及其它機電一體化設備及儀器裝置為15000、航空機械為1000）對于轉動平穩，沒有變速的情況來說，當量轉速就等于其平均轉動速度，在此處就應該等于滾珠絲杠的最大轉動速度n，即：n=n=90r/min本平衡吊為普通機械，滾珠絲杠的使用壽命時間為5000～10000小時。這里取：L=10000h則絲杠的預期工作轉數L為：L=60nL=60×90r/min×10000h=5.4×10r3.計算滾珠絲杠副的軸向最大動載荷Ca′：Ca′=fF×10………（23）式中：f——載荷系數。（如表1所示）L——絲杠的預期工作轉數。（r）F——平衡吊的當量載荷。（N）對于轉動平穩，沒有變速的情況來說，當量載荷就等于其最大載荷，在此處就應該等于滾珠絲杠的最大工作載荷F，即：F=F=8820N則滾珠絲杠副的軸向最大動載荷Ca′為：Ca′=fF×10=×1.0×8820N×10≈33337.5N4.選擇滾珠絲杠副型號通過以上計算得出絲杠的導程為l=8㎜，滾珠絲杠副的軸向最大動載荷為Ca′=33337.5N。根據l和Ca′的值，查《機械設計手冊》可選滾珠絲杠副的型號為：FD5008－5相關數據如表2所示：表2FD5008－5型滾珠絲杠副的相關數據公稱直徑d導程l鋼球直徑d絲杠外徑d50㎜8㎜5㎜48.6㎜表2（續）循環圈數額定動載Ca接觸剛度R538800N2069N/μm5.滾珠絲杠副的壓桿穩定性校核滾珠絲杠副的壓桿穩定性校核公式為：F=≥F…………（24）式中：F——實際承受載荷的能力。f——壓桿穩定的支承系數（雙推－雙推時為4，單推－單推時為1，雙推－簡支時為2，雙推－自由式時為0.25）E——鋼的彈性模量2.1×10（MPa）I——絲杠小徑d的截面慣性矩（I=）K——壓桿穩定安全系數，一般取為2.5～4，垂直安裝時取小值。l——滾珠絲杠上的螺紋長度。取壓桿穩定的支承系數為f=2，即該支承方式為雙推－簡支式。由表2知，絲杠的小徑為d=45㎜，則絲杠小徑d的截面慣性矩為：I==≈4.02×10㎜在絲杠螺母A的上下極限位置的計算中已經知道了，絲杠螺母A的總運動距離為200㎜，則可以確定滾珠絲杠上的螺紋長度為200㎜，即是：l=200㎜又由于此處絲杠是垂直安裝的，所以取：K=2.5將這些數值代入滾珠絲杠副的壓桿穩定性校核公式中有：F===16646948.64N≈16647KN顯然有：F＞F所以絲杠絕對不會因為失去穩定而發生翹曲。6.滾珠絲杠副的剛度與變形的計算1）絲杠的剛度R絲杠的剛度R由絲杠的拉壓強度R和螺紋滾道接觸剛度R組成的：……………（25）絲杠的拉壓剛度R（N/μm），當絲杠支承為兩端固定時：R==≈6676N/μm螺紋滾道接觸剛度可以由表2查取，為：R=2069N/μm則絲杠的剛度R為：=R=1579.5N/μm2）滾珠絲杠副的變形量δ：δ==≈5.58μm7.滾珠絲杠的精度的選擇滾珠絲杠的精度應該根據主機的運動精度要求來選，可以參照表3：表3精度等級選用參考值精度等級應用場合1、2精密類儀器、儀表，數控坐標鏜床，螺紋磨床3、4有定位精度要求的數控機械和精密機械5、7一般動力傳動機械此處選滾珠絲杠的精度為5級。8.滾珠絲杠副伸長量的校核首先根據所選擇的絲杠的精度等級，參照表4，查出任意300㎜行程內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。表4任意300㎜行程內行程變動量V（μm）精度等級12345710V6812162352210由表4可查出對于5級精度的絲杠來說，任意300㎜行程內的變動量為：V=23μm以上計算已經求出絲杠的實際變動量為：δ=5.58μm且絲杠螺紋長度為200㎜，即實際300㎜行程內的變形量為：δ=5.58μm×1.5=8.37μm所以有：δ＜V即絲杠的變形量符合要求，所選絲杠型號合適。9.絲杠的防逆轉措施滾珠絲杠副逆轉的效率很高，不能自鎖，若用于垂直運動的機構或其他需要防止逆轉的場合。必須設置防逆轉裝置，以防止在傳動中斷時，因零部件自重而產生逆轉，防逆轉裝置可采用本身不能逆轉的電液脈沖電機或步進電機作原動機，采用單向超越離合器或采用電器、液壓及機械的防逆轉制動器，還可采用具有自鎖能力的蝸桿傳動作中間傳動機構，當后者傳動效率將大大降低。在此處可以選用步進電機作為原動機。5.2電動機的選擇選擇電動機的基本原則有兩點：（1）考慮電動機的主要性能（啟動、過載及調速等）、額定功率的大小、額定轉速及結構型式等方面要滿足生產機械的要求。（2）在以上前提下優先選用結構簡單、運行可靠、維護方便又價格合理的電動機。1.電動機類型的選擇電動機類型選擇的基本依據的在滿足生產機械對拖動系統靜態和動態特性要求的前提下，力求結構簡單、運行可靠、維護方便、價格低廉。對于不要求調速、對啟動性能也沒有過高要求的生產機械，應優先考慮使用一般鼠籠式異步電動機（如YL型、JS型、Y系列等）。若要求啟動轉矩較大，則可選用高啟動轉矩的鼠籠式異步電動機（如JS－1××型、JQ和JQO系列等）。對于要求經常起、制動，且負載轉矩較大、又有一定調速要求的生產機械，應考慮選用線繞式異步電動機（如YR、JR、JR型等）；對于周期性波動負載的生產機械，為了削平尖峰負載，一般都采用電動機帶飛輪工作，這種情況下也應選用線繞式異步電動機。對于只需要幾種速度，而不要求無級調速的生產機械，為了簡化變速機構，可選用多速異步電動機（如JD、JDO、JDO系列小型多速異步電動機）。對于要求恒速穩定運行的生產機械，且需要補償電網功率因數的場合，應優先考慮選用同步電動機（如TD型等）。對于需要大的啟動轉矩，又要求恒功率調速的生產機械，常選用直流串勵或復勵電動機。對于要求大范圍無級調速，且要求經常啟動、制動、正反轉的生產機械，則可選用帶調速裝置的直流電動機或鼠籠式異步電動機。平衡吊對重物的提升不要求調速，對啟動性能也沒有過高的要求，只是要經常的進行起、停和正反轉。所以其電動機應該選擇Y系列鼠籠式異步電動機。2.電動機額定功率的選擇計算電動機功率時，首先根據生產機械的負載功率初選電動機功率，再校核初選電動機的過載能力、啟動能力和發熱。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：P=…………….（26）式中：P——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——傳動效率確定已知條件為：F=G=100㎏×9.8N/㎏=980NV=6m/min=0.1m/s，η=50%將已知條件代如上式有：P===0.196KW對于負載功率P恒定不變的生產機械，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P，使：P≥P的電動機即可。查《機械設計手冊》可初定電動機的額定功率為：P=0.75KW因為連續工作制電機的啟動轉矩和最大轉矩均大于額定轉矩，故一般不必校驗啟動能力和過載能力。3.電動機額定轉速的選擇型式、功率和電壓相同的電動機，額定轉速有幾種。在同樣的功率下，轉速較高的電動機轉矩較小，而轉矩取決于電流和磁通，電流和磁通又大體上決定了電動機所用導線和導磁材料的重量，所以轉速高的電動機體積小，價格便宜，而且效率也高，轉速較高的異步電動機還具有較高的功率因數，因此，選用高速電動機比較合適；但是，如果生產機械運行速度很低，而電動機的轉速很高，就要增加一套龐大而昂貴的減速傳動裝置，機械效率也會降低。所以，選擇電動機額定轉速時要全面進行考慮：對于不需要調速的低速運轉的機械，一般是選用適當轉速的電動機通過減速機構來傳動，但電動機額定轉速也不宜太高，否則減速機構會很龐大。對于不需要調速的高轉速與中轉速的機械，一般是選用相應額定轉速的異步電動機或同步電動機，直接與機械相連接。對于不需要調速的低速運轉的機械，電動機是最高轉速應該與生產機械的最高轉速相適應，采用直接傳動或通過減速機構來傳動。對于經常啟動、制動和反轉的生產機械，要著重考慮縮短過渡過程，減少起、制動時間，提高生產率，而決定起、制動時間的主要因素是電動機的飛輪轉矩和額定轉速，即GDn，所以欲使生產機械的生產效率最高，則應根據最小GDn的數值來選擇電動機的額定轉速。4.選擇電動機型號綜合以上條件，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速為1390r/min。電動機型號為：Y2－802－4電動機相關數據如表5所示：表5Y2系列三相異步電動機技術數據表型號額定功率額定電流轉速效率Y2-802-40.75KW2.0A1390r/min73.0%T/TT/TT/T功率因數2.31.62.40.77電動機的相關外形尺寸如圖21所示：圖21Y2-802-4型電動機的相關尺寸5.3減速器的選擇由于在這個傳動過程中，電機的轉速為1390r/min，而初定的滾珠絲杠的轉速為90r/min，所以傳動比為：i=≈15.4此傳動比比較大，若選用普通的圓柱齒輪減速器，則會使減速器的體積和重量都比較大，不適合安裝在平衡吊上，在此處我們選用一種新型的減速器，擺線針輪減速器。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。其主要特點是傳動比大，一級減速時傳動比范圍是11～87，兩級減速時的傳動比范圍是20～128；由于在傳動過程中為多齒嚙合，所以對過載和沖擊有較強的承受能力，傳動平穩、可靠；由于采用了行星擺線傳動機構，所以其結構緊湊、體積小、重量輕，在功率相同的條件下，體積和重量是其它類型減速器的一半；由于擺線齒輪、針齒銷、針齒套、銷軸和銷套都是由軸承鋼制造，工作中又是滾動摩擦，因此大大加強了各零件的機械性能并保證使用壽命，提高了傳動效率。首先根據傳動比確定減速器的級數，再根據計算輸入功率或計算輸出轉矩選減速器型號，必要時需要進行瞬時尖峰載荷的校核計算。1.根據傳動比確定級數前面已經算出傳動比為：i=15.4查表可知，選用一級減速器，傳動比為：i=17則可算出滾珠絲杠的實際轉速為：n=≈81.8r/min2.求計算輸入功率P：P=KP……………（27）式中：P——實際輸入功率（KW）K——工作情況系數，可查手冊。表6工作情況系數K原動機電動機、氣輪機4~6缸活塞發動機1~3缸活塞發動機工作小時（h）~33~1010~~33~1010~~33~1010~輕微沖擊0.81.01.21.01.21.351.21.31.4中等沖擊1.01.21.351.21.351.51.41.51.6強沖擊1.351.51.61.51.61.71.61.71.8查表6可知，工作情況系數K=1.0，而實際輸入功率即為電機輸出功率，P=0.75KW代入上式有計算輸入功率P為：P=KP=1.0×0.75KW=0.75KW3.選擇減速器機型號根據一級減速器減速比和計算輸入功率P查《機械設計師手冊》，選用額定輸入功率P=0.75KW，機型號為2的減速器。結論：所選擇的擺線針輪減速器代號為ZL0.75－2A－17JB/T2982-1994減速器的相關外型尺寸如圖22所示：圖22ZL-0.75-2A-17型減速器外型尺寸5.4聯軸器的選擇1.聯軸器的轉矩聯軸器的主參數是公稱轉矩T，選用時各轉矩間應符合以下關系：T＜T≤T≤[T]＜[T]＜T………………（28）式中：T——理論轉矩（Nm）T——計算轉矩（Nm）T——公稱轉矩（Nm）[T]——許用轉矩（Nm）[T]——許用最大轉矩（Nm）T——最大轉矩（Nm）2.聯軸器的理論轉矩計算聯軸器的理論轉矩是由功率和工作轉速計算而得的，即：T=9550………………..（29）式中：P——驅動功率（KW）n——工作轉速（r/min）代入相應數值，則理論轉矩為：T=9550=9550×≈5.15Nm3.聯軸器的計算轉矩的計算聯軸器的計算轉矩是由理論轉矩和動力機系數、工況系數及其它有關系數計算而得到的，即：T=TKKKK…………（30）式中：K——動力機系數K——工況系數K——啟動系數K——溫度系數查《機械設計師手冊》當動力機為電動機時其動力機系數為：K=1且載荷分類為均勻載荷，載荷類別號為Ⅰ。根據載荷類別號查得聯軸器的工況系數為：K=1.5主動端啟動頻率Z，形成附加載荷，其影響就是用啟動系數K來表示的，查表知，當原動機每小時啟動次數小于或等于120次時：K=1傳動系統選用非金屬彈性材料（橡膠等）聯軸器時，應考慮在溫度影響下橡膠彈性材料彈度降低的因素，以溫度系數K來表示。而我們在此處不需要用非金屬材料聯軸器，所以不需要考慮溫度的影響。將這些系數代入上式中，有：T=TKKKK=5.15Nm×1×1.5×1≈7.8Nm4.聯軸器的型號的選擇剛性聯軸器是由剛性傳力件組成的，連接件之間不能相對運動，因此不具有補償兩軸線相對位移的能力，只適宜用于被連接兩軸在安裝時能嚴格對中和工作時不會發生兩軸相對位移的場合，剛性聯軸器沒有彈性元件，不具備減振和緩沖功能，一般只適宜用于載荷平穩并且沒有沖擊振動的場合。在這里我們就選用剛性聯軸器中的凸緣聯軸器，凸緣聯軸器是一種應用最廣泛的剛性聯軸器，由兩個半聯軸器及聯接螺栓組成。凸緣聯軸器有兩種對中方法，一種是用一半聯軸器上的凸榫頭與另一半聯軸器上的凹榫槽相配合對中；另一種是用絞制孔用螺栓對中。此種聯軸器結構簡單、成本低、可傳遞較大的轉矩。兩半聯軸器可用鑄鐵或鋼制造。查《機械設計師手冊》，選擇聯軸器的型號為：YLD3該聯軸器的相關數據如下表7所示：表7YLD3型聯軸器的相關性能數據型號公稱轉矩T/Nm許用轉速[n]/r.min質量m/㎏轉動慣量I/㎏.㎡鐵鋼YLD3256400100001.990.006相關外形尺寸如圖23所示：圖23YDL3型聯軸器的相關外型尺寸6平衡吊回轉機構的設計PAGE486平衡吊回轉機構的設計平衡吊不光是在垂直方向的運動和水平方向的運動，還有在空間內的繞立柱的旋轉運動。該旋轉運動也是靠工人手推動完成的。其功能是由在立柱和四連桿機構之間的回轉機構來完成的。那么該回轉機構所承受的力就應該是回轉機構上面的四連桿機構以及所提升重物的重力，有可能還受水平方向的橫向分力。而在第4章平衡吊桿件自重對平衡吊的平衡的影響以及消除該影響的措施中已經分析了，各桿件的自重在滾輪C點處有水平分力，該分力會影響平衡吊的平衡，為了消除這些水平分力的影響，在桿ABD的反向延長線上加了一個配重。也就是說在加了配重以后，滾輪C點處只受垂直方向的力，沒有水平方向的力。那么回轉機構也就只受垂直方向的力了。下面來分析一下回轉機構的具體結構：由于只受垂直方向的力，且要在水平360°范圍內做任意的旋轉運動，所以回轉機構中應該應用到滾動軸承。6.1滾動軸承的類型的選擇按滾動軸承承受載荷的作用方向，常用軸承可以分成三類，即徑向接觸軸承、向心角接觸軸承和軸向接觸軸承。1.徑向接觸軸承主要用于承受徑向載荷。由于已經分析了平衡吊的回轉機構只受垂直方向的力，所以我們在這里先不考慮承載徑向載荷的情況。2.向心角接觸軸承能同時承受徑向載荷和較大的軸向載荷。這類軸承有：角接觸球軸承和圓錐滾子軸承。角接觸球軸承能同時承受徑向載荷與單向軸向載荷，也能承受純軸向載荷，但不宜用來承受純徑向載荷。軸承接觸角α有15°、25°、和40°三種。接觸角越大承受軸向載荷的能力越強。通常軸承應成對使用，反向安裝在同有支點或兩個支點上，但軸向載荷較大時也可采用同向排列在同一支點上。允許內、外圈軸線偏轉角為2′~10′。適用于要求旋轉精度與轉速較高的場合。圓錐滾子軸承的滾動體是截錐形滾子，內、外圈滾道都有錐度，屬于分離型軸承。這類軸承能同時承受較大的徑向載荷和單向軸向載荷，但一般不用來承受純徑向載荷。軸承應成對使用、反向安裝在同一支點或兩個支點上。內、外圈軸線偏轉角小于等于2′。適用于軸的剛性較大、二軸孔同軸度好的場合。3.軸向接觸軸承只能承受軸向載荷。推力球軸承一種僅能承受單向軸向載荷的推力球軸承。軸承的兩個套圈的內孔直徑不同，直徑較小的套圈緊配在軸頸上，稱為軸圈；直徑較大的套圈安放在機座上，稱為座圈。由于套圈上滾道深度淺，當轉速較高時，滾動體的離心力大，軸承對滾動體的約束力不夠，故允許的轉速很低。另一種能承受雙向軸向載荷，這種軸承在交變的軸向載荷作用下，其中一列處于無負載狀態的滾動體要發生徑向竄動而造成滑動，產生大的磨損，并影響旋轉精度。因此在安裝時，必須進行調整，使無負載狀態的滾動體受有一定的軸向力，以保證滾動體與兩面滾道接觸，防止滾動體的徑向竄動。推力圓柱滾子軸承只能承受單向軸向載荷，其承載能力比推力球軸承大，但軸承運轉時，隨著滾子表面圓周速度增加，滾子有偏離中心的趨勢，并和滾道產生滑動摩擦，故允許的轉速比球軸承低，軸承對軸線的歪斜很敏感。適用于低速重載且軸為垂直布置的場合。綜上所述，該回轉機構可采用角接觸球軸承（接觸角為α=40°）和推力球軸承。6.2角接觸球軸承和推力球軸承的型號選擇當量動載荷的計算：滾動軸承若同時承受徑向和軸向的載荷，則需要將實際工作載荷轉化為當量動載荷進行壽命計算。在當量動載荷P的作用下，軸承壽命與實際受載下軸承的壽命相同。當量動載荷的計算公式是：P=f（XF+YF）………（31）式中：F——徑向載荷（N）F——軸向載荷（N）X，Y——徑向系數和軸向系數f——沖擊載荷系數對于平衡吊來說其回轉機構處所受徑向力為0，所受軸向力為物重和A點處的反作用力以及各桿自重，即：F=0，F=（100㎏+140㎏+140㎏+30㎏+3㎏）×9.8N/㎏+3657N=7704.4N查表有徑向系數和軸向系數分別為：X=0.41，Y=0.87由于是輕微沖擊，所以查表有沖擊載荷系數為