清华大学机械设计综合训练例子设计说明书

1、超长圆锥钢管加工机床的支撑装置设计董源 2004011616巫雨帆 2004011615梁欣欣 2004011613一、 设计思路综述原始需求功能需求（参数描述）技术矛盾分析原理性方案设计实现实际验证如上图，我们组的设计思路是以老师的设计步骤为参考的，共分为六部分，其中实际验证部分在现有条件下无法真实制作出机械部件，我们小组正在考虑用寒假时间在电脑中制作出虚拟模型来“实际”验证其结构内部应力分布图，校验所设计机械的实际性能，实际操作还有待进一步的研究。二、 原始需求1. 超长工件在静止时需要加以支撑，避免管子自身重量导致管件弯曲，否则管件有可能断裂；2. 若没有支撑装置，旋压时旋压部位会受到很

2、大的弯矩，工件自身也会出现挠度（如右图），无法达到加工目的；3. 加工时必须使工件保持在水平位置，旋压头与工件之间只有各向均匀的压力；4. 工件运动时应保持在一条直线上，加工时不能发生移动；5. 在工件装卡时必须有办法精确定位对心，而且能实现在牵引头牵引下的横向直线移动；6. 工件是进行旋转加工的，在对之固定时不能妨碍到其旋转；7. 能够加工管径不同的工件，并不因为管径的变化而影响加工的精度；综上所述，我们需要的是一个能够对工件进行固定、辅助移动的装置：不仅能辅助横向移动，而且能辅助旋转；对工件的固定力越大越好，却不能过火伤害了工件表面；最后对工件的装卡还要能够实现对不同管径工件对心装卡。具体

3、描写功能需求如下：三、 功能需求1. 实现精确定位，对心夹持2. 辅助工件横向旋转和纵向移动3. 实现对夹持压力的控制4. 适应夹持不同管径5. 有足够的刚度和强度6. 与其他部件工作的协调性好7. 工作行程控制，实现工作自动化8. 保证使用寿命9. 实现部件可拆卸可更换10. 经济适用性好，成本合理以上都是我们小组在参看了录像基础上得出的设想和假设，具体实现需要更多详尽的假设，首先分析设计的困难所在，功能需求之间有可能造成矛盾的有以下几点：四、 技术矛盾分析1. 适应不同管径与保持合适夹持点详细地说，最合适的夹持点是圆管的三等分点，但对于不同的管径，夹持的直杆所作的圆摆运动可能无法实现精确的

4、对心夹持，就是说，若在某个管径下，装置对圆管的夹持是恰好夹持在三等分点的，那么，当管径改变时，由于夹持杆是的直杆，是无法作出能使杆末端沿圆管半径方向直线移动的动作的，所以管径的改变必然导致三等分点夹持的不可能实现。退一步说，无法实现三等分点夹持，对称夹持还是可以的，要使得圆管在最稳定的状态下加工，对称夹持也是必需的。这一点之后会详细分析。2. 保持与管子足够的接触压强和保证工件表面质量这一点是工作的难点，过低的接触压会使加工件在旋转时产生颤动，无法达到固定的目的，过高的接触压会导致工件表面的破坏，甚至阻碍旋转的进行，如何在圆锥管的管径变化前提下进行辅助旋转，同时保持工件的适当接触压是这个装置所

5、有功能中最难实现的一点。3. 实现部件的可拆卸和保持整体的协调性任何一个机械装置一般部件都是可拆卸的，这样当装置的某一部分出故障时，就不必整个装置都更换，但要实现可拆装性则整个装置各零件之间的精确相对定位必然会出现误差，整体的协调性就会打折扣，这是任何机械都必须面对的问题。4. 加工安装精度与经济合理性五、 原理性方案1. 动力来源在一开始考虑动力来源的问题时，我们有两种选择：电机变速箱驱动和液压驱动。电机变速箱驱动这种传统传动方式的优点是成本小，而且检修、更换方便，但它也有不易实现大加速度、夹持压力不易控制、运动精确度不易实现、体积较大等缺点，相对的，液压驱动方式虽然成本较贵，但体积小、操作

6、简易，大大简化优化了系统的结构，为了做出明显对比，我们小组特地调研了液压装置的传动有缺点，具体如下：优点：1、调速范围广；2、易于总体布置；3、能缓冲吸振；4、容易实现过载保护；5、体积小、重量轻；6、操作简便省力；7、元件标准化、系列化、通用化。缺点：1、泄漏大、能量损失大、发热大、效率低；2、制造精度高，不易检修；3、受温度影响较大；综合以上，我们最终选择了液压传动方式，因为实际参考模型中所用的也是液压传动方式，而且整个装置整体也确实没有多余空间来布置电机变速箱那样一套庞大的系统。2. 动力传递动力的传递我们选择了以连杆为主，关键精确定位的部分用齿轮啮合的方式，这样的设计方便简单，计算也相

7、对容易，更重要的是经济性好，因为使用部件的主要是容易制造维修的钢连杆，在生产上更贴近实际，同时，在机械设计基础这门课上经受过训练得我们对连杆机构也更为熟悉，便于设计。经过我们小组讨论，大致的连杆机构雏形如下：在上面的机构中，两啮合的齿轮是为了保证左侧的两根压杆相对圆管的转角大小相等，下面的机构可以是一个平行四边形机构，这样可保证左侧下方的压杆与右侧压杆的转角相等，如此可只采用一个动力源实现三轮相对圆管中心的同步运动。3. 选用材料、支撑轮所用材料：要求硬度适中，不易变形，也不要磨损工件（即使在加热状况下）、连杆使用材料要求刚度较高，精确传动、齿轮使用材料要求刚度较高，精确传动同时，选择材料时需

8、要考虑的因素主要有：材料强度需求、经济性价比、尽量使用常用材料、压力集中等问题，具体会在强度校核部分详细讨论。六、 具体设计实现在初期的原理性方案中我们已经设计了整个装置的基本雏形，进一步的实现我们将设计具体化、图纸化，并进行了强度校核，具体如下：1. 杆系结构及空间位置如上图，杆下端连接液压缸作为动力输出，杆杆杆上的凹槽是避免和圆管干涉的设计，整副装置固定在一块大铁板上，右侧的白色方框就是这块铁板的一部分，以铁板为对称面的另一侧还有一副装置，和这副装置的区别只是支撑轮的方向沿着圆管轴向而已。2. 杆和杆之间的精确啮合轴系上图是杆与固定杆的轴的连接图，其中左侧的齿轮与下方的杆上的齿轮（未画出）

9、相啮合，齿轮与杆间是键连接，轴端是圆锥形的，便于安装，所用轴承是圆锥滚子轴承，面对面排布。3. 杆和支撑轮之间的连接上图是杆与支撑轮的连接图，支撑轮上所用轴承是深沟球轴承，右侧螺母将左侧的支撑轮和轴紧固在杆上，左侧支撑轮上的螺母可调节预紧力，支撑轮外缘是承压部分，所用材料要更坚固。4. 杆和杆之间的连接上图是杆与杆的连接图，所用轴承是角接触深沟球轴承，背靠背排布，左侧用轴端螺母固定，右侧用端盖和螺母固定。5. 杆和后侧钢板之间的连接上图是杆与后侧钢板的连接图，即杆的固定方式，所用轴承也是角接触深沟球轴承，背靠背排布，和杆与杆的连接图类似。6. 动力输出及支撑装置如图，杆4下端连接着液压缸作为动

10、力输出，液压缸和杆4之间的连接没有使用轴承，是松连接，这样是为了避免因为轴承的承载极限减小了输出功率，由于整套装置离地较高，这里采用了钢架支撑，其中液压缸和支撑架之间使用了四枚螺栓连接。上文是各部件的设计图，其中杆与杆之间的连接都参照第点杆与杆的连接方式，杆与支撑轮之间的连接都参照第点杆与支撑轮的连接方式，具体详细设计参看附录作图。七、 所用零件八、 强度校核(一) 结构校核假设钢管选用152mm结构用热轧无缝钢管为校核标准，管壁厚范围4.5mm36mm，则钢管每米质量16.37kg102.99kg，令各个支撑系统之间间距为2.5m。则可计算出每个支撑装置最大需承载2.6KN的力。根据受力平衡

11、，F1F2F0，F3F0G，F0=0.3kN为附加夹紧力，G为钢管自重。根据载荷和各部件的尺寸可算出各杆连接处大致的作用力： 啮合齿轮上的作用力 杆4和杆2连接处的作用力 杆4和杆3连接处的作用力 齿轮B所受径向力1、支撑轮校核（D）对于支撑轮，D3处即最下方的轮受力最大，仅对D3进行刚度和强度校核。对于支撑轮轮体所用材料，由于旋压时钢管处于热状态，因此选用耐热钢铸件ZG30Cr26Ni5，承载使用温度可达650，轻负荷时可达1050，。支撑轮直径为100mm,假设加工工件半径为150mm，设旋压时，圆管转速为200r/min,则可求得支撑轮转速为300r/min。轮上使用了两个GB/T276

12、-94 6004深沟球轴承，每个重量0.075kg，轮体自重2.14kg，加上其他盖板套环等，总重不超过3kg。悬臂轴外伸长度60mm，直径20mm，载重不超过2.7kN，加上附加夹紧力取0.3kN，载荷可取3kN。以下以载荷取计算：轴的校核： 考虑最坏情况，支撑轮承载的位置在轮的最外侧，则：最大弯矩弯曲截面系数最大正应力最大切应力轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，于是安全系数，符合要求。轴承的校核：GB/T276-94 6004深沟球轴承的基本额定动载荷为，径向基本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力取支撑轮所受载荷的一半（两个轴承）：计算轴承寿命：，取于是求得当量载

13、荷为：杆1的校核：杆1的最细处的宽度为60mm，厚度为40mm，所受载荷也为3kN，于是最大切应力连杆的材料选用45号钢，安全系数，可见连杆的屈服可能性很低。2、杆件1、3连接处的校核由于齿轮和连杆之间是键连接，可以不用考虑键的校核，于是只需要校核轴、齿轮、轴承。杆1和杆3在此处通过齿轮啮合，两杆和两齿轮都是完全相同的，只需要校核其中受力较大的一个，即杆3上的B轴。此处轴承的旋转不是整周旋转，且不考虑轴向力，故而关键在于校核需要精确啮合的齿轮。轴的校核：轴上需要承受由齿轮咬合产生的压紧力，将其载荷看作均布力系：弯矩弯曲截面系数最大正应力最大切应力轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，由于

14、此轴直径30，比之前支撑轮处的轴直径大，最大弯矩和切应力反而较小，安全系数，符合要求。齿轮校核：齿轮的校核是用AutoCAD计算，详细内容见下文。轴承校核：此处使用的是GB/T297-94 32906圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷为，径向基本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力，显然小于极限载荷。由于此处轴承所作的是间歇性转动，而且没有整周旋转，可认为轴承承受静载，而且忽略轴向力，设其静强度安全系数取非回转滚子轴承，于是，符合静载强度要求。3、杆3、4连接处的强度校核这里的连接方式和杆2、4连接处、杆2与背部钢板的连接方式都是一样的，取受力较大的杆3、4连接处进行校核：轴的校核：

15、轴的长度为45mm，轴直径为20mm轴的材料选用20Cr合金结构钢，不经热处理，b635 Mpa s390Mpa，安全系数。轴承的校核：此处使用的轴承是GB/T292-94 7004CJ角接触球轴承，其基本额定动载荷为，径向基本额定静载荷为，轴承所受轴向力可忽略不计，所受径向力（两个轴承），显然远小于额定载荷，符合要求。按照静载进行校核，取静强度安全系数，于是：符合强度要求。4、杆件强度校核在之前的支撑轮校核中已经进行过杆1的校核，可以看出杆件的载荷距离极限载荷都比较远，为了安全起见，还是取受弯矩最大的杆3进行一次校核。连杆的材料选用45号钢，安全系数足够高。故不用担心杆件的强度问题。5、液压

16、缸的输出 如上图，当旋压轮压紧工件时，液压缸提供拉力保持杆4的平衡，假设此时液压缸拉力与杆4正好正交，由机械结构可知 6、液压缸的固定螺栓校核液压缸和支撑装置是通过四枚螺栓连接的，此处的螺栓连接最为重要，关系到整个装置的受力，故特别进行校核，其他螺栓一般不会有强度失效，不进行考虑。右图为液压缸机座的上视图，初识假设图中使用螺栓型号为M10。下页图为液压缸机座的受力图，其中F=0.21kN。由于F向下的分量主要由钢架支撑承担载荷，螺栓只需承受横向分量的剪力及翻转力矩即可，进行强度校核如下：考虑剪力：F在水平方向上的分量为F1=0.167kN，M10的螺栓小径为8.647mm，于是每个螺栓承载的剪

17、力为：考虑翻转力矩：翻转力矩为基架与支撑钢板的接合面面积为：设每个螺栓的预紧力为，于是为了保证基架左侧不与底面钢板分离有：为了保证右侧螺栓不被压溃有：由上两式有：由此可算出这四个螺栓的屈服强度至少为由课本上查得：性能级别最小的3.6级螺栓抗拉强度也有，为了安全起见，取性能级别为5.8级的螺栓，其抗拉强度为，安全系数为同时，5.8级的螺栓屈服强度为，符合剪力要求。综上，可取M10螺栓，力学性能等级为5.8级。7、杆1、3间的啮合齿轮校核此啮合齿轮的校核使用了AutoCAD辅助校核，具体数据如下：一、设计信息设计者 Name=Dony设计单位 Comp=43设计日期 Date=2006-12-31

18、设计时间 Time=22:54:51二、设计参数传递功率 P=0.00746 (kW)传递转矩 T=71.23554 (N.m)齿轮1转速 n1=1 (r/min)齿轮2转速 n2=1.00000 (r/min)传动比 i=1.00000原动机载荷特性 SF=轻微振动工作机载荷特性 WF=均匀平稳预定寿命 H=10000 (小时)三、布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置四、材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别 Q=MQ齿轮1材料及热处理 Met1=45<表面淬火>齿轮1硬度取值范围 HBSP

19、1=45-50齿轮1硬度 HBS1=48齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=11齿轮2材料及热处理 Met2=45<表面淬火>齿轮2硬度取值范围 HBSP2=45-50齿轮2硬度 HBS2=48齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=11五、齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=7齿轮1第组精度 JD12=7齿轮1第组精度 JD13=7齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=7齿轮2第组精度 JD22=7齿轮2第组精度 JD23=7齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 J

20、DD2=L六、齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=3端面模数 Mt=3.00000螺旋角 =0.0000000 (度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000 (度)齿轮1齿数 Z1=36齿轮1变位系数 X1=0.00齿轮1齿宽 B1=40.00 (mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.74074齿轮2齿数 Z2=36齿轮2变位系数 X2=0.00齿轮2齿宽 B2=40.00 (mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.74074总变位系数 Xsum=0.00000标准中心距 A0=108.00000 (mm)实际中心距 A=108.00000 (mm)齿数比 U=1.00000端面重合度 =1.69245纵向重

21、合度 =0.00000总重合度 =1.69245齿轮1分度圆直径 d1=108.00000 (mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=114.00000 (mm)齿轮1齿根圆直径 df1=100.50000 (mm)齿轮1齿顶高 ha1=3.00000 (mm)齿轮1齿根高 hf1=3.75000 (mm)齿轮1全齿高 h1=6.75000 (mm)齿轮1齿顶压力角 at1=27.097194 (度)齿轮2分度圆直径 d2=108.00000 (mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=114.00000 (mm)齿轮2齿根圆直径 df2=100.50000 (mm)齿轮2齿顶高 ha2=3.00000 (mm

22、)齿轮2齿根高 hf2=3.75000 (mm)齿轮2全齿高 h2=6.75000 (mm)齿轮2齿顶压力角 at2=27.097194 (度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.71089 (mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=3.05140 (mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=4.16114 (mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=2.24267 (mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=4齿轮1公法线长度 Wk1=32.50998 (mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.71089 (mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=3.05140 (mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=4.16114 (mm)齿轮2固定弦

23、齿高 hch2=2.24267 (mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=4齿轮2公法线长度 Wk2=32.50998 (mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20 (度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000 (度)七、检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05524齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04157齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03208齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.01624齿轮1齿形公差 ff1=0.01235齿轮1一齿切向综合公差 fi&#

24、39;1=0.01715齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0.02300齿轮1齿向公差 F1=0.01421齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.06759齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.05820齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.01526齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01715齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01421齿轮1齿向公差 Fb1=0.01421齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01421齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00710齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.06495齿轮1齿厚

25、下偏差 Edn1=-0.25981齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.05524齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.04157齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.03208齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.01624齿轮2齿形公差 ff2=0.01235齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.01715齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0.02300齿轮2齿向公差 F2=0.00630齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.06759齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.05820齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.01526

26、齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.01715齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.00630齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.06495齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.25981中心距极限偏差 fa(±)=0.02580八、强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1150.0 (MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=640.0 (MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1591.9 (MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1

27、=595.0 (MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=1150.0 (MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=640.0 (MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1591.9 (MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=595.0 (MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=388.3 (MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=49.2 (MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=49.2 (MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足九、强度校核相关系

28、数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=表面硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120 (mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m ( Ra1m )载荷类型 Wtype=静强度齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m ( Ra2.6m )刀具基本轮廓尺寸 HMn=Hao/Mn1.25, Pao/Mn0.38圆周力 Ft=1319.17667 (N)齿轮线速度 V=0.00565 (m/s)使用系数 Ka=1.10000动载系数 Kv=1.00109齿向载荷分布系数 KH=1.00000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.00000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.00000齿间载荷分布系数 KH=1.30008节点区域系数 Zh=2.49457材料的弹性系数 ZE=189.80000接触强度重合度系数 Z=0.87703接触强度螺旋角系数 Z=1.00000重合、螺旋角系数 Z=0.87703接触疲劳寿命系数 Zn=1.42708润滑油膜影响系数 Zlvr=0.970