目录 第一章引言1 第二章设计思路2 1课题的目的与意义2 2对机械设计基本要素的认识2 第三章机械设计方法3 1机械设计步骤3 2方案设计3 3技术设计3 4针对本课题的设计思路5 5设计计算7 5.1压入力计算7 5.2螺杆计算8 5.3电动机的选择9 5.4离合器计算与选择11 5.5皮带轮的选择11 5.6轴承的选择11 5.7螺栓强度计算12 6.产品部分附图（CAD） 12 6.1计算机辅助设计的简要历史 1〉计算机辅助设计 2〉CAD二维绘图 3〉CAD三维绘图 6.2计算机辅助绘图的好处 1〉速度 2〉准确 3〉存储 4〉传输 5〉质量 6〉修改 6.1 V型块17 6.2回转压板18 6.3左离合器19 6.4管套结合件20 6.5管套零件图21 7 .产品部分附图（Solidworks） 21 7.1 Solidworks的简单介绍21 7.2管套零件图22 7.2.1轴套零件图23 7.2.2管子零件图24 2.1机械设计步骤 机械设计是机械产品生产的第一道工序。在设计中要求对机器的工作原理、功能、结构、零部件设计，甚至加工制造和装配方法都确定下来。因此，不同的设计者可能有不同的设计方案和设计步骤。但是，机械设计的共性规律是客观存在的，需要不断地总结和完善。机械设计的一般步骤：动向预测；方案设计；技术设计；施工设计；试生产。下面着重分析方案设计和技术设计。 2.2方案设计 根据设计任务书提出的对所设计机器的工作要求，首先对能满足工作要求的多种设计原理方案加以分析比较。由于任何工作原理都必须通过一定的运动形式来实现，所以这一步骤也是确定设计所需运动的方案。例如设计一台往复运动的机器时，可采用的设计原理方案很多，有电动的，有气动、液压及其他组合机构等形式的，每种形式中还有多种机构能达到预期的运动，如齿轮齿条机构、丝杆螺母机构、凸轮机构、曲柄滑块机构等。确定设计原理方案时，可把设计对象当作完整的系统，并将它分成具有各种分功能的机构及零件为子系统和元素，进行系统分析和机构分析、机构综合和加以比较，选择最优方案。 在这一阶段，要按选择最优方案所需的技术经济论证来制定产品总体和主要部件方案，同时要确定关于工作原理、可靠性和强度的问题范围，这些问题必须加以研究，有些要得到实验验证。要对不致太大影响技术任务书中规定的设计对象，它的最终主要指标的那些结构要素作近似计算。如果想在有接近于设计对象的实际样机，就可以不经过计算而拟订各个机构要素，但在方案设计中，为了进行于选择最优设计方案有关的技术经济计算，必须充分精确地估计对最终结果有影响的参数。例如，在设计机械传动装置方案时，为了选择传动型式（丝杆螺母传动，行星齿轮传动、蜗杆传动等），必须具有一些数据能求得要素尺寸，从而确定对比方案的重量和外廓尺寸，而其误差对最终结果没有很大影响。 在简化设计中，选择最优方案可以与机械的使用者和对该项机械有经验分得人员共同商定。 在确定设计原理方案时，还必须体现机械工业的技术发展政策。根据机械的实际工作情况，尽量采用微电子技术和新型材料，设计机电一体化产品。 2.3技术设计 在技术设计中，要拟定设计对象的总体和部件，具体确定零件的结构，对所设计的机械产品提出的要求是：制造和维护经济，操纵方便而安全，可靠性高，使用寿命长，为了能达到这些要求，零件应满足一些准则，简而言之，可以用：“明确、简单、安全”六字来表达。 所谓明确主要指结构的形状和尺寸关系清晰，作用关系可以预测和计算，功能明确，也即能量、信息和物料的转换与流动走向明确。一个明确的结构应避免产生附加载荷、附加变形和可能的剧烈磨损，应尽可能见效载荷和温度应力引起的变形。明确的结构是实现产品预定技术功能的前提。 所谓简单，一般是指形状简单，零件数少，相对运动副少，磨损件少，使用、维护、保养方便等。但对于具体情况要具体分析。不希望某一方面的简单导致另一当面的复杂。一旦出现这种情况应予协调。 安全性包括由小到大的五个范围：结构构件的安全性；功能的安全性；运行的安全性；工作的安全性和环境的安全性。这五个范围相互之间是关联的，应该统盘考虑。 在结构设计时主要采用安全技术、间接安全技术和指示安全技术来解决产品的安全问题。 在上述结构设计准则下，应考虑技术设计中出现的强度、刚度、抗振性、耐磨性、工艺性等问题。如载荷的合理分配、结构的合理传力、运动中的稳定性等。 操纵条件和操纵方便对机械的可靠性和劳动生产率有很大影响，因为很多机械产品的工作效果取决于人机系统的指标。如产品在运行中噪声大、振动强、手柄作用力大、检查不便、变速困难等等，易导致疲劳，违反操作而可能引起事故。 标准化对所设计的产品的制造成本和运行经济有很大意义。实现了标准化，可使机械产品的成本有所降低，设计周期有所缩短，可靠性则有所提高 机械设计和绘图是密切联系的工作，因为机械设计是一种创造性的形象思维，而绘画则是将形象思维表现出来的最好方法。形象思维的结果，不通过图的表现总是模糊和支离的，并且难以精确无误的传给别人，一个有经验的设计者在构思时，总是需要反复的修改初步设计总图。 设计人员按照他所绘制的初步设计总图，简单计算或估算机械的各主要零件的受力、强度、形状、尺寸和重量等，如发现原来所选的结构不可行或不实际，则要调整或修改结构，还要考虑有没有发生过热、过度磨损和过早发生疲劳破坏的危险部位，并采取措施解决。 在这阶段，设想中的机器初步成型了，设计人员通过初步设计总图的绘制，会发现各部分的形状、尺寸和比例大小有许多矛盾，当需要加强或改进某一方面，可能会削弱或恶化另一方面，必须权衡取舍，在各方面保持平衡以达到最佳综合效果。这时，设计人员的经验起着重要作用。 在修改初步设计的总图的过程中，还需对初步设计进行技术-经济分析，一般原则是：选那些结构复杂的、重量大的、尺寸大的、材料贵的、性能差的、技术水平低的，以及批量大的、工艺复杂的、远材料消耗高的、成品率低的那些零件进行分析，并据此修改设计，以期得到技术经济指标高的初步设计总图。 2.4本课题要研究或解决的问题和拟采用的研究手段（途径）：针对本课题的设计思路 此次设计的课题是设计一台管子轴套压装专机。根据设计任务书的要求，在无缝钢管二端要均匀压入二轴套，且要保证二轴套相对位置，轴套压到底后，在相应位置要钻攻螺孔，具体尺寸及要求见附图管套结合件图。 分析管套结合件图，管套结合是过盈配合，需要较大的压入力，且要保证套和管子上螺孔的相对位置，显然用人工压配劳动强度太大，相互位置尺寸不易保证，使用压装专机势在必行。 根据设计任务书的要求，在10秒钟内要压到位，工作行程为100mm，压入速度范围大。速度快些，效率虽会提高，但结合时冲击会很大，尤其是在管套压到底时，所以选择时间为10秒完成压套动作。 专机方案的确定，最重要的是选择一种往复运动机构。最常用的形式有：齿轮齿条机构加滚动或滑动导轨；丝杠螺母机构（滑动或滚珠丝杆螺母副）；气动或液压传动装置等。原动件可采用电机减速机，动力通过皮带轮传至执行件。采用皮带轮的好处是柔性传动，过载时皮带会打滑，可以起到辅助的保护作用，但不能用作经常的安全保护使用。 二套之间的相对位置可通过定位实现。利用套上φ48凸台和φ9孔及φ100端面定位，φ9孔装入菱形销, φ48凸台插入定位沉孔,用这样的类似于一面二销的六点完全定位方式保证相对位置，其中一只套定位在压头上，另一只套定位于固定支座上。 根据近三年所学专业知识，通过参阅机械设计手册、夹具设计手册及相关图册资料，结合考虑专机制造成本和周期，本人拟采用的总体方案是：利用电机减速机提供动力，通过皮带轮带动丝杠转动，进而带动装有螺母的压头移动，将旋转运动转化为直线压入运动。 由于轴套与轴之间的配合为过盈配合H8/r7，所需压入力较大，且随压入长度增大而增大，当轴套压到底时，压入力会瞬间急增，为保护电机，需采用安全离合器进行过载保护，利用其可调整保护压力，以限定最大压入力。 管子由V型块定位，考虑到管、套在压入前定位的同心度要求很高，否则可能会出现压不进的现象，故采用高度可调V型块，以降低对专机零件加工的精度要求，可使专机装配、调试简单、方便，节约成本。针对管子较长，刚性较差，为防止二端施压时管子受力失稳而中间拱起，采用回转压板通过一滚轮（轴承）对其中间部位压紧。 丝杠支承可采用滑动轴承和单向推力轴承组合，或采用深沟球轴承和单向推力轴承组合，但考虑到专机工作时径向力较小而轴向力很大，为减小摩擦力、延长使用寿命，选择后者的支承方式。 根据管套结合件图，在专机上相应位置安装钻模板。当安全离合器开始打滑，操作工即停止电机。此时用手枪钻通过钻模板进行钻孔，然后启动电机反转退回压头到位后停止，再卸下工件进行人工或机动攻丝。 减速机的输出转速要和压头移动速度相配，即要选择相应的丝杆螺距。减速机应选用国产著名品牌，以保证产品质量。如选择不到相应产品，也可自行设计、制造。 该设计方案经慎重考虑，多方论证，应是切实可行的。当然可采用滚珠丝杆螺母副加滚动导轨的形式，磨损小，寿命长，传动效率更高，但制造成本也会大幅提高。 该专机可解决人工装配时劳动强度大、效率低、定位精度低的问题，可满足大批量生产要求。 1.1最大过盈 根据装配图上技术要求，管子与轴套的配合要求是H8/r7 所以最大过盈δmax δmax=59μm 1.2所需轴向压入力P作用(千克) 根据装配图上技术要求，轴套两端的最大压入长度l为100mm p=P/fπdl P= fπdl其中f取0.08 注：d1：包容面直径，f：摩擦系数 1.3配合面压强p计算 配合件材料不同:Pmax={δmax/[d×(c1/e1) (c2/e2)]}×10-4公斤/厘米 被包容件Q235 包容件HT200 C1=[1 (d1/d) 2]/[1-(d1/d) 2]- u 1 C2=[1 (d/d2) 2]/[1-( d/d2) 2] u 2 注: d配合面公称直径d=40mm=4cm d1被包容件内孔直径d1=32mm=3.2cm d2包容件外径d2=50mm=5cm u1被包容件的波松比见表1-7 P4 u1=0.24--0.28取u1=0.25 u2包容件的波松比见表1-7 P4 u2=0.23--0.27取u2=0.25 l配合长度l=50×2=100mm=10cm公斤/厘米2 E1被包容件的弹性模数见表1-7 P4 E1=(2.0--2.1)× 106取E1=2×106 E2包容件的弹性模数见表1-7 P4 E2=(1.15--1.60)× 106取E1=1.5×106 C1={[1 (32/40)2]/ [1-(32/40)2]}-0.25=4.3 C2={[1 (40/50)2]/ [1-(40/50)2]} 0.25=4.8 Pmax=59/{4×[4.3/(2× 106) 4.8/(1.5× 106)]}× 10-4 =2.76公斤/厘米2 P=p/fπdl =2.76×0.08×π×40×100 =2773 kg →取P=3000公斤(max) 3.4.2螺杆计算： 2.1螺杆中径(机械设计手册第二卷表15 2-3) 螺杆中径d2=ζ× [f/φ(p)] 1/2 梯形齿ζ=0.8整体式螺母φ=1.5 P许用压强见机械设计手册第二卷表15 2-9 螺杆的材料为45钢螺母的材料为青铜 查设计手册得P=20Mpa 由上面计算得到最大的轴向载荷F=pg=30000N 由以上条件计算得：d2=ζ[f/φ(p)] 1/2=0.8×[30000/(1.5×20)] 1/2=25.3 根据机械设计手册查标准取中径为标准值 得中径d2=27mm Tr=30×3 2.2驱动转矩 驱动转矩T1=F× d2/2ta
n(φ ρ′) 轴向载荷F为30000N 螺杆中径d2=27mm 螺纹升角φ=arcta
n[l/(πd2)]≤ρ′ 当量摩擦角ρ′=arcta
n[μs/cosα/2] 注：l为导程l =3 ρ′为当量摩擦角μs螺旋副摩擦系数 见机械设计手册第二卷表15 2-8 螺旋副摩擦系数Us为0.08--0.1取μs=0.08 通常使螺纹升角φ≤430′ α标准值为30 螺纹升角φ=arcta
n3/27π=2 当量摩擦角ρ′=arcta
n0.08/cos15=4.6 驱动转矩T1=F×( d2/2)ta
n(φ ρ′) =(30000×27/2×ta
n6.6)/1000 =30×13.5×ta
n6.6 =47Nm 要求10S内压入，根据管套结合件图，可知压入行程为100mm ，空行程取为20mm，由于丝杆的螺距为3mm，则丝杆在10秒内要转120/3=40转。 则螺杆转速为40×6=240（转／分） 3.4.3电动机的选择 电机功率Pw= T
n/9.55（kw） =[（47×240）/9.55]×10-3 =1.2 kw 注：转矩T
n=驱动转矩×转速 根据计算的电动机功率P=1.2KW，以及离合器完全脱开时的扭矩Tc1=100 Nm，所以选择P=3KW的电动机，型号为14B5.6-D100LBH.4G表见《德森江浪CR3系列二成速电机》P14 3.4.4离合器计算与选择（机械设计手册第二卷） 4.1弹簧压力计算： F=2Tc/D[ta
n(α-ρ) D/dμ] 注：Tc离合器的计算转矩Nmm Tc=(1.35--1.4)T D牙工作面的计算直径 计算压力时，取过载扭矩Tc1=62Nm 完全脱开时Tc1=100 Nm α一般为45，ρ为4--5取ρ=5 μ：键与花键连接的摩擦系数取μ=0.15 d：周直径或滑动半离合器孔径D=100mm,d=25mm 过载时的弹簧压力F1=2Tc1/D[ta
n(α-ρ) D/dμ] =[（2×62×103）/100]×[ta
n(45-5)-100/25×0.15] =296N 完全脱开时弹簧压力F2=2Tc2/D[ta
n(α-ρ) D/dμ] =[（2×100×103）/100]×(ta
n(45-5)--100/25×0.15) =478N 则每根弹簧压力：初压力F1′=296/6=49N 终压力F2′=478/6=80N 取弹簧的初压力F0=（0.85--0.9）F（取F0=0.9F） =0.9×49=44N 4.2弹簧设计（机械设计手册第二卷） 按结构尺寸，选确定弹簧中径D=12mm钢丝直径d=1.6mm 安装高度H1=36mm安装载荷P1=44N 从安装高度压缩8mm后，压缩载荷P2=80N ⑴材料：碳素钢弹簧钢丝Ⅱ（C级） ⑵许用切应力查机械设计手册第二卷表7.1-5 得σb=1810Mpa ，[τ]=0.35σb=633.5 Mpa ⑶求直径d 初定旋转比：C=D/d=12/1.6=7.5 查机械设计手册第二卷图7.1-4 P7-10得K=1.2 则d=1.6(KCP/[τ])1/2 =1.6[(1.2×7.5×44)/633.5] =1.24取d=1.6与实际相近 ⑷弹簧刚度P′要求： P′=(p2-p1)/(f2-f1)=(80-44)/8=4.5N/mm ⑸弹簧有效圈数
n
n=Gd4/8D3 P′ 注：G切边模量见机械设计手册第二卷表7.1-4 G=79×103μPa
n=（79×103×1.64）/（8×123×4.5）=8 ⑹总圈数
n1=
n
n2=10(圈4) ⑺弹簧刚度P′= Gd4/8D3
n=(79×103×1.64)/(8×123×8)=4.7N/mm基本相符 ⑻弹簧安装变形量：F1=P1/ P′=44/4.7=9（mm） ⑼自由高度：H0=H1 F1=36 9=45（mm） ⑽变形量F1F2 H1=36mm，F1=9mm，F2=F1 8=17mm ⑾负荷P1P2：安装负荷P1= P′F1=4.7×9=42.3（N） 完全脱开时P2=4.7×9=79.9（N） 接近题意 ⑿压并高度Hb: Hb=
n1d=10×1.6=16(mm) ⒀节距t: t= (H0-1.5d)/
n=(45-1.5×1.6)/8=5.4 ⒁压并变形量Fb=H0-Hb=45-16=29(mm)