一种机械的整个设计过程方面的论文.doc

武汉科技学院2004届毕业设计论文1 设计总论1.1 机器的组成 一般来说，机器由原动部分、工作（执行）部分、传动部分、控制系统及一些辅助装置等组成。 1） 原动机 是驱动整个机器以完成预定功能的动力源。它把其它形式的能量转换为机械能。原动机的动力输出绝大多数呈旋转运动的状态，输出一定的转矩。 2） 执行部分 是用来完成机器预定功能的组成部分。一部机器可以只有一个执行部分，也可以把机器的功能分解成好几个执行部分。 3） 传动装置 用来连接原动机部分和执行部分，它将原动机的运动形式、运动及动力参数转变为执行部分所需的运动形式、运动及动力参数。机器的传动部分大多数采用机械传动系统，有时也采用液压或电力传动系统。机械传动系统是绝大多数机器不可缺少的重要组成部分。1.2 机械零件的设计准则 机械零件的设计具有众多的约束条件，设计准则就是设计所应该满足的约束条件。1） 技术性能准则技术性能包括产品功能、制造和运行状况在内的一切性能，既指静态性能，也指动态性能。例如，产品所能传递的功率、效率、使用寿命、强度、刚度、抗摩擦、磨损性能、振动稳定性、热特性等。技术性能准则是指相关的技术性能必须达到规定的要求。2） 标准化准则与机械产品设计有关的主要标准大致有： 概念标准化：设计过程中所涉及的名词术语、符号、计量单位等应符合标准； 实物形态标准化：零部件、原材料、设备及能源等的结构形式、尺寸、性能等，都应按统一的规定选用。 方法标准化：操作方法、测量方法、试验方法等都应按相应规定实施。 标准化准则就是在设计的全过程中的所有行为，都要满足上述标准化的要求。 现已发布的与机械零件设计有关的标准，从运用范围上来讲，可以分为国家标准、行业标准和企业标准三个等级。从使用强制性来说，可分为必须执行的和推荐使用的两种。3） 可靠性准则可靠性：产品或零部件在规定的使用条件下，在预期的寿命内能完成规定功能的概率。可靠性准则就是指所设计的产品、部件或零件应能满足规定的可靠性要求。 4） 安全性准则 机器的安全性包括： 零件安全性：指在规定外载荷和规定时间内零件不发生如断裂、过度变形、过度磨损和不丧失稳定性等等。 整机安全性：指机器保证在规定条件下不出故障，能正常实现总功能的要求。 工作安全性：指对操作人员的保护，保证人身安全和身心健康等等。 环境安全性：指对机器周围的环境和人不造成污染和危害。2 电机的选型按课题要求可知电机的类型：1.1KW变频调速电机、电机转数1400rpm。由于变频调速电机的电磁设计运用了灵活的CAD 设计软件，电机的基频设计点可以随时进行调整，我们可以在计算机上精确的模拟电机在各基频点上的工作特性，由此也就扩大了电机的恒转矩调速范围，根据电机的实际使用工况，我们可以在同一个机座号内把电机的功率做得更大，也可以在使用同一台变频器的基础上将电机的输出转矩提得更高，以满足在各种工况条件下将电机的设计制造在最佳状态。变频调速电机可以另外选配附加的转速编码器，可实现高精度转速、位置控制、快速动态特性响应的优点。也可配以电机专用的直流（或交流）制动器以实现电机快速、有效、安全、可靠的制动性能。由于变频调速电机的基频可调性设计，我们也可以制造出各种高速电机，在高速运行时保持恒转矩的特性，在一定程度上替代了原来的中频电机，而且价格低廉。 按工作要求和条件，选用上海众华特种电机有限公司YVP系列变频调速交流电机，封闭式结构，电压380V，Y型。YVP变频调速电机电气参数使用条件: 海拔高度1000米环境温度40摄氏度相对湿度90% ；技术性能: 电机为连续工作制S1 电机额定电压为380V 电机基准频率为50Hz电机绝缘等级为F级；机构型式: 电机外壳防护等级为IP44 电机冷却方式为IC141 电机出线为右侧(或左出线)。根据容量和转速，查机械零件设计手册第3卷下册表29-90，查出有二种使用的电动机型号，因此有二种方案，如表1：电 机型 号额 定功 率KW同 步转 速rpm满 载 时额定转距Nm转 动惯 量kg.m2电机重量kg转速rpm电 流A（380V）效率%功率因数Y90S-41.1150014006.5780.782.22.10E-0322Y90L-41.5150014006.5790.792.22.70E-0327 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格，可见第一个方案比较合适。因此选定电动机的型号为YVP90S-4。电动机的主要外形和安装尺寸列于下表：表2机座号安 装 尺 寸外 型 尺 寸DEFGMNPRSTACHFL90S245082016513020004-123.51952503693 减速器的选型减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及它们互相组合起来的减速器；按照传动的级数可分为单级和多级减速器；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥圆柱齿轮减速器；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。减速器广泛适用于冶金、矿山、起重、运输、石油、化工、纺织、印染、商业食品、环保、轻工机械等设备配套使用.由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得到传动装置总传动比为： 根据课题给定数据，工作机的主动轴线速度为812m/min，工作辊的直径为240mm因此主动轴的转速为： 因此主动轴的转速为10.615.9r/min.确定总传动比：电动机满载时的转速为1400r/min，主动轴的转速为10.615.9r/min，得： 因此总传动比为ia=88132。 按工作条件和传动比，选用摆线针轮式减速器。摆线针轮式减速器主要特点：传动比大，结构紧凑，体积小、噪声低、运行稳定。广泛适用于工矿企业、冶金、矿山、建筑、起重、纺织、染整、医学卫生、商业食品等设备配套使用。确定减速器的型号：选择减速器时,首先满足传动比的要求,然后按输入的计算功率PC1(或输出轴的计算转矩T),确定机型号。即 或 式中 PC1计算输入功率(kW)； P1输入功率(kW)；KA工况系数； n1指定的输入转速(r/min)；减速器实际入轴的转速(r/min)；PP1在指定转速n1时,许用输入功率(kW)；TC计算输出转矩(Nm)；T名义输出转矩(Nm)；TP2在指定转速时,减速器许用输出转矩TP2(Nm)。计算得：P1=P0.78=1.10.78=0.858KW查机械零件设计手册第3卷上册表18-182，得： KA=1.2由于 =1500r/min, =1400r/minPC1=1.05KW0.07d，取h=3.5mm,。所以d-=65mm。C 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用。但主要是承受轴向力故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d- =65mm，由轴承产品目中初选GB/T276-94深沟球轴承60000型02系列中的深沟球轴承6213，其尺寸为，故dV-VI=65mm，而取LV-VI=45mm。左，右端滚动轴承采用套筒进行定位。由手册上查到6213型轴承的定位高度h=6mm，因此，取dIV-V=80mm。D 轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm，故取L-=90mm。E 根据设计要求，主动辊长度为320mm。，取主动辊距内壁之距离a=8mm。在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm。所以，LIV-V=330mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3） 轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按dII-III由手册查得平键截面bh=1610(GB1096-79)，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm(标准键长见 GB1096-79)，同时为了保证齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6；主动辊与轴的联接，选用平键为2214320，主动辊与轴的配合为H7/h6；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为1610100，半联轴器与轴的配合为H7/k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸。取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径如图（轴1）。 轴的结构和装配5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图，作出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于6213型深沟球轴承。由手册中查得a=11.5mm。由于辊筒的质量比较小，重量与其受力相比可以忽略。根据轴的计算简图作出轴的弯矩、扭矩图和计算弯矩图。如下图： Fr G Ft A B C D FNH1 FNH2 FNv1 FNV2 88.5 92 208 171 Ft FNH1 FNH2 MH Fr GMH FNV1 FNV2 MVMV2 MV1 M M2 M1 T从轴的结构图和计算弯矩图中可以看出截面C 处的计算弯矩最大，是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M 的值列于表中。注：在第10部分，计算得辊筒的质量为M=33.5kg，G=33.510=335N。载 荷垂直面V水平面H支反力F弯矩MMV=318601.52 NmmMH=837144.8 Nmm总弯矩扭矩TT=907930Nmm 6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即危险截面C）的强度。 因通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转切应力则常常不是对称循环的变应力，故在求计算弯矩时，必须计及这种循环特性差异的影响。即当扭转切应力为静应力时，取a0.3；扭转切应力为脉动循环变应力时，取a0.6；若扭转切应力亦为对称循环变应力时则取a1。 轴的计算应力 前已选定轴的材料为45号钢，由机械设计表15-1查得-1=60MPa。因此caP2，所以按轴承1的受力大小计算：按工作条件决定，轴承预期计算工作8年（设每年按300个工作日，二班制，每天工作16个小时），得： 比较得： 故所选轴承可满足寿命要求。8 弹簧设计8.1 根据工作条件选择材料并确定其许用应力 因弹簧在一般载荷条件下工作，可以按第III类弹簧考虑。现选用III碳素弹簧钢丝D级。先预设D=40mm，外径。并根据 D-D250-40 mm=10 mm估取弹簧钢丝直径d为6.0mm。由机械设计第16章表16-3查得B=1520MPa，则根据表15-2可知0.5B0.51520 MPa760MPa。1） 根据强度条件计算弹簧钢丝直径现选取旋绕比C=D/d=40/6=6.7，由式（164）得 当压缩变形量为12.5mm时，压力F1=320；当压缩量为19.5时，压力F2=500N。根据式（16-12）得 所得的尺寸符合工作条件的限制。2） 根据刚度条件，计算弹簧圈数n由公式，得弹簧的刚度为 由表162取G=80000MPa，则弹簧的圈数n为取n=8此时弹簧的刚度为3） 验算极限工作载荷取极限工作应力 lim=1.12，则lim=1.12MPa=851.2 MPa 极限工作载荷 4） 绘制工作图（如图弹簧）9 键的连接强度设计计算9.1 联轴器上的键1) 选择键联接的类型和尺寸由于联轴器的精度角高，而且对中性好，应选用平键联接。故选用圆头普通平键（A型）。根据联轴器d=45mm从机械设计第6章表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由联轴器宽度并参考键的长度系列，取L1=70mm，L2=100mm。2) 校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料都是钢，由机械设计第6章表62查得许用挤压应力=120150MPa。键的工作长度，=L-b=100-14=86mm。查得键与轮键槽的的接触高度由公式（6-1）可得合适。键的标记为：键 GB/T 10961979。9.2 齿轮上的键1) 选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。故选用圆头普通平键（A型）。根据d=58mm从机械设计第6章表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm。由齿轮度并参考键的长度系列，取L=45mm。2) 校核键联接的强度键、轴和齿轮的材料都是钢，由机械设计第6章表62查得许用挤压应力=120150MPa。键的工作长度。键与轮键槽的的接触高度由公式（6-1）可得合适。 键的标记为：键 GB/T 10961979。9.3 主动辊上的键1) 选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。故选用圆头普通平键（A型）。根据d=80mm从机械设计第6章表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=22mm，高度h=14mm。由齿轮度并参考键的长度系列，取L=320mm。2) 校核键联接的强度键、轴和齿轮的材料都是钢，由机械设计第6章表62查得许用挤压应力=100120MPa。键的工作长度。键与轮键槽的的接触高度由公式（6-1）可得合适。 键的标记为：键 GB/T 10961979。10 辊筒的设计 由于为了减轻辊筒的重量，以至于在轴上承受太大的重量，因此对辊筒的结构，重量计算。 由机械设计手册常用设计资料中的常用材料密度查得铸钢密度为，辊筒的结构图如下: 故，辊筒的质量为11 机座的设计11.1机座的常用材料:固定式机器，尤其是固定式重型机器，其机座和箱体的结构较为复杂，刚度要求也较高，因而通常都为铸造。铸造材料常用既便于施工而又价廉的铸铁（包括普通灰铸铁、球墨铸铁与变性灰铸铁等）；只有需要强度高、刚度大时才用铸钢；当减小质量具有很大的意义时（如运行式机器的机座和箱体）才用铝合金等轻合金。11.2 机座设计概要 机座零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗振性能；当同时用作滑道时，滑道部分还应具有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。 机座结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装折与操作。 机座的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座的工作能力。材料消耗、质量和成本，均有重大的影响。但是由于这些部位形状的不规则和应力分布的复杂性，以前大多是按照经验公式、经验数据或比照现用的类似机件进行设计，而略去强度和刚度等的分析与校核。这对那些不太重要的场合虽是可行的，但却带有一定的盲目性（例如对减速器箱体的设计就是如此）。因而对重要的机座和箱体，考虑到上述设计方法不够可靠，或者资料不够成熟，还需用模型或实物进行实测试验，以便按照测定的数据进一步修改结构及尺寸，从而弥补经验设计的不足。但是，随着科学技术和计算工具的发展，现在已有条件采用精确的计算方法（有限元法）来决定前述一些结构尺寸。 关于增强机座和箱体刚度的办法，除了前述选用完全封闭或仅一面敞开的空心矩形截面及采用斜肋板等较好的结构外，还可采取尽量减少与其它机件的联接面数；使联接面垂直于作用力；使相联接的各机件间相互联接牢固并靠紧；尽显减小机座和箱体的内应力以及选用弹性模量较大的材料等一系列的措施。 设计机座和箱体时，为了机器装配，调整、操纵、检修及维护等的方便，应在适当的位置设有大小适宜的孔洞。金属切削机床的机座还应具有便于迅速清除切屑或边脚料的可能。 当机座和箱体的质量很大时，应设有便于起吊的装置，如吊装孔，吊钩或吊环等。如需用绳索捆绑时，必须保证捆吊时具有足够的刚度，并考虑在放置平稳后，绳索易于解下或抽出。参考文献:1 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，2001.2 王先逵.机械制造工艺学.北京：清华出版社.1989.3 中国纺织大学工程图学教研室.画法几何及工程制图.上海：上海科学技术出版社，1997.4 邓星钟，朱承高.机电传动控制.武汉：华中科技大学出版社，2001.5 孙恒，陈作模.机械原理.第六版.北京：高等教育出版社2001.6 廖念钊.互换性与测量技术基础.第三版.北京：中国计量出版社，2002.7 张福润，徐鸿本.机械制造技术基础.第二版.武汉：华中科技大学出版社，2000.8 孟少农.机械设计手册.第四版.北京:机械工业出版社,1986.9 汪恺.机械设计标准应用手册.北京:机械工业出版社,1996. 附 录1 附 录2机械设计第七版第10章 表10-1 表面材料及机械性能材料牌号 热处理方法 强度极限 B（MPa） 屈服极限 S（MPa） 硬度（HBS） 齿芯部 齿面 HT250 250 170240 HT300 300 187255 HT350 350 197269 QT500-5 常 化 500 147241 QT600-2 600 229320 ZG310-570 580 320 156217 ZG340-640 650 350 169229 45 580 290 162217 ZG340-640 调 质 700 380 241269 45 650 360 217255 30CrMnSi 1100 900 310360 35SiMn 750 450 217269 38SiMnMo 700 550 21726