总体设计论文范文

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第1篇

制造业作为我国的支柱产业，在整个国民经济中占有举足轻重的地位，它是我国比较优势产业，是劳动密集及智力密集型产业。而制造业的主体和基础是机床行业；2002年中国机床一跃成为世界最大的消费国和全球最大的机床进口国。同时加入WTO以后，全球经济贸易的一体化，这对我国制造业的要求不断提高，各种技术壁垒已经阻碍了我国机床行业走向国际化。如何刷新今天的被动局面，积极的应对挑战、抓住机遇、赢得发展的契机，成为机床行业普遍面临的问题。在国外，机床改造已有较长的历史，在美国已有50多年的历史。由于各国的政治、经济、科学技术的差异，机床的种类、性能、结构的繁杂多样，使机床的改造内涵更加丰富多彩，出现了机床的翻修、改进、改装、改造、再生、再造。机床改造在汽车、机床、内燃机、航空等行业广泛应用，并批量投入生产。

一般认为：机床改造就是：利用最新的控制装置和进给系统使旧机床获得新生再造是一种较高的设备改造形式，国外称这种工程技术是把老设备“重新回到图板，以进行再设计，再制造，再鉴定的工作过程。通过全面改造设备主体结构和控制系统，引入最新技术，使机床达到现代化设计的新机床的水平，以满足现代生产率、精度、环静和技术标准。鉴于机床改造工艺技术水平要求较高。一般工厂用户自行改造。往往难于达到技术性能和经济效益。

现代制造业的优化，除了信息化以外，还包括加工顺序的工艺优化、加工参数、切削刀具、热处理金属成型的优化设计制造，从而实现降低成本、高效益的运作，达到高标准、高规范的要求。

设计课题涉及到课题的分析、资料的查询、资料摘录，整理收集的资料。然后深入盐城市机床厂生产一线向使用者、设计者学习，从而了解所设计的产品的成本、生产效率、特殊用途、设计理念、以及产品的市场竞争力。具体的了解机床的外形、主轴箱的大致结构，并记录了如何有所改进，最后确定设计的方案。以及箱体的结构图，并进行相关零件的选型计算。此种机床的构造设计要求我们具备相当强的实践知识和经济意识因此考虑到：动力装置、电机的选用，优化的配置企业内部现有各种资源，真正做到资源最小化，提高产品精度，实现了经济效益最大化的要求，更好的服务于生产和经济建设。

本课题就是从培养我们的工程实践意识、经济意识，树立正确的生产观出发，并结合机床厂的多年实践总结，该课题的设计由本本人单独完成，设计任务由指导老师作了明确指配：由于我负责该立式组合机床的总体设计和组合钻床主轴箱设计，故本人的设计说明书包括立式组合机床的总体设计和组合钻床主轴箱设计，附件有生产率计算卡、图的详细说明。

1立式组合钻床总体设计概述

1.1零件加工工序图

加工工序图是根据选定的工艺方案，表示一台机床上或一条自动生产线上完成的工艺内容。包括加工部件的尺寸精度、技术要求、加工时的定位基准、夹紧部位以及被加工零件的材料、硬度和在机床上加工前毛坯的情况。

本工序的加工内容是钻口面Φ14孔，要求在立式钻床上加工，以底面两销孔（上箱体为顶面）为定位基准，夹紧点位于第三轴孔和对侧的第二、四轴孔上。

在一个箱体上,因为有两个孔是不对称的,为了提高生产效率,缩短辅助时间,减少设备,用一台组合机床来加工上、下箱体。在主轴箱上把所有轴孔都排成对称的,在加工时,把不应有的钻头取下就可以加工上下箱体,则该立式组合机床有16根主轴。

该加工孔的直径为Φ18mm,表面粗糙度,孔深分别为110mm、50mm、25mm。定位时以底面和两销孔为定位基准是合理的,这样定位精度高,易于保证各轴孔间的位置精度,故这种在立式组合钻床上采用“一面两销”的定位方法加工精度是较高的。

1.2零件加工示意图

加工示意图反映了机床的加工过程和加工方法,并决定了浮动夹头或接杆的尺寸、刀具的种类和数量,刀具的长度和加工尺寸、主轴、刀具与工件间的关系尺寸等。合理的选择切削用量、并决定动力头的工作循环时间也是调整机床和刀具的依据。

1.2.1钻头的选择

加工时选用麻花钻由《量具、刀具标准》P290-JB781-65查得:

①钻110mm深的孔,用锥柄长麻花钻

d=18mm,柄部形式:BL=320mmL0=215mm

锥柄尺寸莫氏圆锥2号,L2=90.5mmd1=17.2mm

②由P282-JB780-65查得

钻50mm深的孔和25深的孔,用锥柄麻花钻

d=18mm柄部形式BL=320mmL0=215mm

锥柄尺寸莫氏圆锥2号,L2=90.5mmd1=17.2mm

1.2.2导向选择:

①由［I］P223表3-4和3-3及［Ⅱ］P63选择选择导向长度L1=45mm的固定式导套。

②导套配合的选择查［I］表3-5可知:

d用Db新标准为G7

D用D/db,新标准为H7/g6

D1用D/ga,新标准为H7/n6

（导套）

1.2.3主轴的选择

切削扭矩为1424.86Kg.mm

由［I］表5-10查得

d=B=7.5=25.22mm

按标准系列取主轴轴径为30mm

由［I］表可查得

主轴外伸长度L=115-15=100mm

D/d1=50/36

按杆莫氏圆锥号2号

（主轴）

1.2.4接杆的选择

选用B型(A型为加强型接杆)11号接杆

（连接杆）

1.3动力部件的选择

1.3.1动力部件的功率选择

动力部件的功率选择是根据所选的切削用量计算出切削功率及进给功率之需要,并考虑提高切削用量的可能性(一般提高20％)选择相应的动力部件。

切削用量为

V=13米/分n=230转/分f=0.16毫米/转

刀具耐用度验算

T=(

=181971.027分=3032.85小时

一天按工作15小时计算,刀具耐用度为202.19天,则切削用量选择合理。

切削功率由计算得:N=14×0.3733=5.227(KW)

取η=0.8则

N动>=6.53(KW)

6.53+(6.53×30%)=8.49(KW)

故选用10KW的电动机。

1.3.2主轴箱最大轮廓尺寸的选择

根据工件外轮廓尺寸和结构需要,选用1000×630×340mm的标准主轴箱,由于结构的需要在1000方向上再加四个导杆座,导杆座内径为Φ100mm,这样用来支承导杆的外形尺寸成为1200mm,外廓尺寸就成为1200×630×340mm。

D=36mmD1=30mmB型D2=50mmL1=110mmL2=30mm

莫氏锥度号为2号,L1选择由具体情况而定

1.3.3主轴箱钻模板工件等相互之间位置及尺寸

导向长为45mm,钻模板厚为35mm,加工终了位置时钻模板与工件相距10mm,切出长度为12mm,导向套与主轴箱间间距为30mm,采用活动方式钻模板。（如下图）

1.3.4动力循环的选择

动力头的工作循环包括:快进、行进、工作进给和快退等动作。

本机床采用“工进—快退”的循环,这是由机床总联系尺寸图确定后又重新修改的结果。

1.4机床联系尺寸图

1.4.1机床装料高度的确定

考虑到通用部件尺寸的限制和操作方便,装料高度可在850～1060mm之间选取,具体到本设计中取装料高度1000mm。

1.4.2夹具轮廓尺寸的确定

装卸工件是在机床外面完成的,夹具在装卸工件时可拉进拉出。由于结构限制,夹具与滑台做成一个整体是特制滑台。参考63滑台制造而成,导轨部分局部尺寸不变,最大外轮廓尺寸为1200×950×500mm。

1.4.3中间底座尺寸的确定

中间底座支撑着夹具体,按需要取长为1700mm.宽和高取坐标准值分别为1000mm和560mm。

1.4.4主轴箱各尺寸的确定

前面已经确定了其外形轮廓尺寸,根据［I］确定后盖为90mm,前盖为70mm(考虑作油池用)主轴箱体为180mm。

1.4.5滑台的选择

滑台的选用应根据工件的外轮廓尺寸和进给抗力,工作循环来确定。

进给抗力:

ΕP=300.5×14=4207(Kg)

由一部组合机床通用机床部件设计组所编写的指导教材直接查得用HY63B型滑台。行程为630mm,最大进给抗力为6300Kg,快进行程速度为4.2米/分。

1.4.6动力箱的选择

由［Ⅱ］可查得,选用TD63AⅡ型动力箱,电机型号为JO2-61-6。功率为10KW,驱动轴转速为48.5rpm。

1.4.7其它配套部件的选择

由一部组合机床设计小组所编指导资料查得与HY63BⅡ型滑台配套的其它部件为:

立柱:型号CL63A

立柱底座:型号CD63

由以上资料即可作出机床总体设计的“三图一卡”具体见图纸和该说明书的附录部分。

附件清单

序号内容备注

1组合钻床联系尺寸图B9912027-ZZC-80TA0一张（手工图）

2组合钻床主轴箱装配图B9912027-ZZCZZX-80TA0一张

3减速器箱体加工工序图B9912027-JGGX-80TA1一张

4减速器箱体加工示意图B9912027-JGSY-80TA1一张

5齿轮B9912027-ZZCZZX-80T-01A3一张

6齿轮套B9912027-ZZCZZX-80T-02A3一张

7导套B9912027-ZZCZZX-80T-03A3一张

8电机齿轮B9912027-ZZCZZX-80T-04A3一张

9盖B9912027-ZZCZZX-80T-05A3一张

10键套B9912027-ZZCZZX-80T-06A3一张

11手柄轴B9912027-ZZCZZX-80T-07A3一张

12套筒B9912027-ZZCZZX-80T-08A3一张

13油杯B9912027-ZZCZZX-80T-09A3一张

14叶片油泵B9912027-ZZCZZX-80T-10A3一张

15传动轴B9912027-ZZCZZX-80T-11A3一张

16轴B9912027-ZZCZZX-80T-12A3一张

17轴承盖B9912027-ZZCZZX-80T-13A3一张

18轴承透盖B9912027-ZZCZZX-80T-14A3一张

19生产率计算卡一份

目录

0引言1

1立式组合钻床总体设计概述3

1.1零件加工工序图3

1.2零件加工示意图3

1.2.1钻头的选择3

1.2.2导向选择:4

1.2.3主轴的选择4

1.2.4接杆的选择5

1.3动力部件的选择5

1.3.1动力部件的功率选择5

1.3.2主轴箱最大轮廓尺寸的选择6

1.3.3主轴箱钻模板工件等相互之间位置及尺寸6

1.3.4动力循环的选择7

1.4机床联系尺寸图7

1.4.1机床装料高度的确定7

1.4.2夹具轮廓尺寸的确定7

1.4.3中间底座尺寸的确定7

1.4.4主轴箱各尺寸的确定7

1.4.5滑台的选择7

1.4.6动力箱的选择8

1.4.7其它配套部件的选择8

2组合钻床主轴箱的设计8

2.1绘制主轴箱设计原始依据图8

2.2主轴结构形式的选择及动力计算11

2.2.1主轴结构形式的选择11

2.2.2主轴直径和齿轮模数的初步确定12

2.2.3主轴箱动力计算12

2.3传动系统的设计与计算14

2.3.2主轴箱的和手柄设置17

2.3.3传动轴直径的确定:17

2.4主轴箱坐标系计算18

2.5主轴箱上变位齿轮系数的计算24

2.6绘制坐标检查图26

2.7主轴箱中轴的校核计算26

2.8齿轮强度的校核计算28

2.9其它31

2.9.1主轴箱中轴的支承轴承的类型选择31

2.9.2轴上零件的固定与防松31

2.9.3主轴箱体及其附件的选择设计32

2.9.4油的选择、密封件的选择32

2.9.5主轴箱的安装定位33

结束语34

致谢35

第2篇

以往的研究中，自我的一致性和自我的积极性得到了充分的考察，大量研究关注了人们面对自我威胁时的自我防御机制，以及各种提高自我一致性、积极性的行为。最近研究者们开始注意到过分关注自我积极性可能带来负面的效果，并试图提出“淡化自我”、“安静的自我”等概念，认为较少自我卷入可能在许多情况下有利于自我管理的效率。但是自我一致性的反面—自我矛盾性—尚未受到充分的理论考察，同时也缺少系统的实证探索。针对这一不足，我们试图提出一个新的自我矛盾性理论，整合人们不同的自我一致性与面对矛盾时的动机反应之间的关系。本研究主要试图探讨以下几个问题。  

  首先，从自我矛盾性的理论出发，探索并验证自我矛盾性的概念结构，发展出合适的自我矛盾性测量问卷。在此基础上，考察自我矛盾性是否确实存在积极的作用。由于研究的阶段和当前条件的限制，主要从个体内和个体间两个层面分别检验自我矛盾性是否对个人存在积极的作用。    

其次，结合自我矛盾性和矛盾寻求两个核心概念，探讨两者之间的动态关系。即检验自我矛盾性理论中的核心假设:个体在高自我矛盾时会回避自我矛盾，而在稳定的低自我矛盾时会主动寻求自我矛盾。  

  本研究的意义主要体现在以下几个方面:    

  (t)理论意义方面，首先，本研究在以往研究的基础上提出了自我矛盾性的理论，完整全面地阐释了个体自我一致性场盾性的作用机制，解释了个体自我矛盾性的来源、存在原因以及对个体的影响，并通过实验考察了个体主动寻求自我矛盾的前提与条件，弥补了以往自我理论中仅单方面考察个体追求、维持自我一致性的不足。  

  其次，本研究提出的理论以及相关的实证研究丰富了人们对传统意义上的“自我”的认识，强调了从个体内、个体间以及个人与群体关系的角度对自我“功能”的价值进行考察。以往大量研究中，研究者仅关注揭示自我的作用机制，并未考察这些机制对个人的影响是积极有益的，还是消极有害的。本研究的思路与目前“安静自我”的研究取向保持一致，从理论上和实证上表明自我一致性除了对个人保持身份认同存在积极意义外，过分地追求自我一致性、否认或压制自我矛盾性会带来消极的后果。    

  (2)实践意义方面，本研究中提出的理论和实证研究结果可以在以下几个方面得到实践应用。首先，通过认识到自我矛盾性的意义，心理健康教育中可以根据自我矛盾性的原理强调个体对自我的不断探索，而非试图寻求、维持一个高度自我一致的自我。其次，意识到自我矛盾性的原理，保持适度的自我怀疑和自我关怀，有助于个体避免因自我防御策略所带来的认知偏差，如本研究中考察的“历史终结错觉”。最后，自我矛盾性对他人印象的影响有助于人们在印象管理时注意避免高度自我一致的形象，以改善自己在他人眼中的形象.

2 研究设计  

  本研究主要围绕“自我矛盾性”和“矛盾寻求”两个核心概念，从自我矛盾性的概念与维度结构、自我矛盾性的积极意义及其与矛盾寻求之间的关系三个大方向进行研究(主要研究设计见图3).   

 研究设计主要包括三大部分。第一部分包括研究一，主要内容是编制自我矛盾性问卷，确定问卷的维度。第二部分对应研究二，主要从个体内和个体间两个角度探讨自我矛盾性的积极意义。研究2a考察自我矛盾性对于个体“历史终结错觉”的缓解作用，研究2b考察观察者对不同自我矛盾性个体的态度和评价。第三部分包括研究三和研究四，内容包括编制矛盾寻求问卷，并采用问卷研究和实验研究的方式考察自我矛盾性与矛盾寻求之间的关系。其中，研究3a编制矛盾寻求问卷，验证其信效度。研究3b采用横断设计，通过问卷的方式初步考察自我矛盾性与矛盾寻求之间的关联.研究4a通过实验室实验的方式首次验证自我矛盾性对个体矛盾寻求行为的影响，}司时考察自我领域的可变性是否起到调节作用。在研究4a的基础上，研究4b考察自我矛盾性作用的机制，检验个体矛盾寻求动机的中介作用;同时，考察自我领域的可变性是否起到调节作用。最后，研究4(考察自我矛盾性的一个边界条件，具体检验被试自身的自我矛盾性是否影响实验操作的效果。  

  研究的基本假设如下:自我矛盾性包含三个维度，分别对应自我概念内部的矛盾、自我概念与反馈信息之间的矛盾以及自我改变;相对于自我概念较低的个体，中等、高自我矛盾的个体更不容易受“历史终结错觉”的影响;面对自我矛盾性程度不同的对象，人们对中等程度的自我矛盾性的个体态度更积极;矛盾寻求是一个单维度的动机变量;低自我矛盾的个体更愿意寻求矛盾信息，更可能参与可能带来矛盾信息的行为。

3 主要研究内容及框架  

第3篇

关键词：悬索桥总体设计

悬索桥适用于大跨度的桥梁结构。桥面是由钢缆和吊索来承受，作为桥面主要结构物的加劲梁的跨度相当于吊索的间距．成为一个小跨度的弹性支承连续梁，所以主跨的大小与加劲梁刚度没有很直接的关系。而作为承受桥面的关键构件的铜缆是由塔支承着并由强大的锚碇锚固着，只有塔和锚碇的稳定才能使钢缆来承受桥面上的各种荷载。因此，悬索桥在适合的地形、水文和地质条件下都可以建造，只是造价比较高。往往适用于其他桥型难以适用的特大跨径桥梁。以目前来说，当主跨超过700m的桥，几乎都是悬索桥（已建成的其他

桥型只有斜拉桥，主跨为890m的多多罗桥和856m的诺曼底桥）。而小于700mm的跨径中，悬索桥和斜拉桥还是有很大的竞争力，有好的地质条件，锚往比较容易建造，如汕头海湾桥和鹅公岩长江大桥；有时有特殊要求，如厦门海沧桥和日本东京湾的彩虹桥．航空的限高和航运要求的通航净空，迫使他们选用悬索桥，因为悬索桥的塔高是斜拉桥的1/2；在施工过程中，悬索桥始终在一个静定稳定结构状态下，容易控制，风险小，也使一些人偏爱悬索桥的原因。表1列出40余座世界大跨度悬索桥的主要尺寸。

桥梁总体设计是一个很复杂的问题，首先要适应地形、水文、地质等自然条件的限制，也要符合桥面交通和通航的使用要求。本文主要以50年代以后建的悬索桥进行分析，因为它们充分吸取Tacoma大桥被风吹毁的教训，以下讨论的参数仅仅是一般情况的参考值，对于有特殊条件和特殊要求不必苛求。

一、跨度比

跨度比是指边孔跨度与主孔跨度的比值。其中对单跨悬索桥而言边孔跨度可视为主塔至锚碇散索鞍处的距离．跨度比受具体桥位处的地形与地质条件制约，每座桥都不同。如三跨悬索桥的跨度比就比单跨悬索桥的大一些，这是为了减少边孔的水中墩并减少主孔跨径。

由以上两表看来，三跨悬索桥跨度比一般在0.25～0．4之间，但世界上最大的悬索桥--明石海峡大桥在0．51。单跨悬索桥跨度比一般在0.2～0．3之间。为了使在恒载条件下，主缆在塔两侧的水平力相等，要求主缆与塔两侧的倾角相等，单跨的悬索桥的边跨主缆是直拉式，因此，一般情况单跨的边主跨比应该比三跨悬索桥小，单跨的边跨跨径与散索鞍位置还有很大的关系。

从结构特性方面来考虑，假设主孔的跨度以及垂跨比等皆为定值，在用钢塔时悬索桥单位桥长所需的钢材重量随跨度比减小而增大；当用钢筋混凝土塔时，跨度比减少增加的延米用钢量很小，当跨度比由0．5～0．3时，增加用钢量约5％，跨度越大时，增加钢用量的百分比越小。

二、垂跨比

悬索桥的垂跨比是指主缆在主孔内的垂度和主孔跨度的比值，垂跨比的大小对主缆中的拉力有很大的影响，因此它在较大程度上影响着主缆的用钢量、结构整体刚度、主孔竖向和横向的挠度。垂跨比与主缆中的拉力和塔承受的压力呈反比。垂跨比与塔的高度也有直接影响，它们呈正比关系。垂跨比越大，悬索桥竖向挠度和横向挠度都加大。一般都在1／10～1／11之间，铁路桥更小一些。

悬索桥的主缆垂跨比除了对结构整体刚度有影响以外，它对结构振动特性也有一定的影响。悬索桥的竖向弯曲固有频率ωb将随垂跨比的加大而减低；悬索桥的扭转固有频率；将随垂跨比的加大而增高；悬索桥扭转与坚弯固有频率比也将随垂跨比的加大而有显著的增大；悬索桥的极惯距<。>将随垂跨比的加大而减小。

三、宽跨比

宽跨比是指桥梁上部结构的梁度（或主缆中心距）与主孔跨度的比值，对于一般桥型的中小跨度而言，可控制在大于1/30左右，有足够的横向刚度。由于桥梁宽度一般由交通要求确定的，对于特大跨度桥梁就很难保证这个要求了。在统计的悬索桥资料中1000m以上跨径的宽跨比都小于1/30，甚至达1／60，虽然有些桥梁为了增加抗风稳定性，在风嘴外侧再增加挑板或在中央分隔加宽并透风。从表面上来看是加了梁宽，但实际是改善气流条件，增加抗风稳定性而不是为了增加横向刚度的。

四、加劲梁的高宽比与高跨比

加劲梁的梁高和梁宽之比与梁高与主孔跨度之比是密切相关的两个指标，由于加劲梁的受力状态是多跨弹性支承连续梁，看来梁高和主孔跨径不是那么密切，但是从风动稳定性来看，还要考虑加劲梁要有足够的抗扭刚度，以抵抗涡激共振的发生。

加劲梁常有桁架式和箱梁式。80年代以前建成的悬索桥以抗架梁为主，它对布置双层桥面的适应性较好，有的下层是铁路，加劲梁的梁高在7．5～14m，高跨比为1／180～1/70。（详见表1）在过去不需要双层交通时，也有用箱梁和板梁断面。特别是Tacoma桥由于采用版梁断面，流线型很差，在不大的风速下被风吹得扭曲失稳而破坏。1966年塞文桥首次采用了箱梁为加劲梁，80年代，英国亨伯桥成功地建成，以后单层桥面的加劲梁多数采用箱梁。加劲梁高一般在2．5～4.5m，箱形梁的高跨比大体在1／400～1/300，为了有比较好的流线型，加劲梁的高宽比一般在1/7～1／11（详见表1）。但是81年建成的亨伯桥和1997年建成的瑞典高海岸桥桥宽都为22m，梁高达4．5～4m。

实际上高宽比和高跨比是存在一定的矛盾的。在桥面宽度确定以后，梁高小一些，断面的流线型可以好一些，有利于风动稳定，但高度太小会导致加劲梁的抗扭刚度削弱太多，容易导致涡振和抖振的发生产生结构疲劳，人感不适及行车不安全。为此还要控制高跨比。在设计中初选加劲梁断面方案后，对于特大桥应做风洞的节段模型试验，修改断面、测定各种参数进行抗风验算和各类风振分析。特别要注意风向带有一定攻角时，加劲梁断面的流线型"钝化"，风动稳定性要差一些。对于特大跨度的桥或高风速地区的桥梁，采用如同墨西拿海峡大桥方案，做成左右两个能适应风流线型的桥面系，利用宽的中央分隔带透风解决风动稳定。

五、加劲染的支承体系