1.1 设计的主要目的
本课题主要完成的是一放线机升降结构设计，包括线圈夹紧.升降机构，实现线圈的夹紧.装卸操作。该放线机用于计算机通讯线缆或类似线缆的裁切的自动供料，以保证线缆切线长度。
1.2 设计的主要思路
设计研究的主要思路就是想把传统的螺旋式升降改为液压升降，这样就可以大大的节省人力物力，而且也能精准的完成机械的自由升降。以便更好的使用放线机。本人的想法是想用液压驱动不想用陈规的螺杆升降，
要解决这些问题必须解决升降系统和驱动系统，在常规的螺杆升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困难的，这样会大大的降低工作效率，所以选用液压升降会大大节省人力物力，还有就是因为刚卷质量非常大，单靠钢丝绳的拉力是远远不够的，想要正常的自由旋转就必须要有一个可靠的驱动系统，现在一般用的驱动系统都是电机驱动，因为它有许多优点，可以根据线卷的拉力大小来调节他的转速，还可以进行一般的正反转，还有就是在电机上安装一个变频器，可以无限调速，可以得到任何想要得转速。驱动装置则是用液压驱动，它可以避免由于螺杆滑丝而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。
1.3 设计的要求
1.夹紧只限于轴向，线绕度不受，夹紧力不致使线轴破坏。
2.驱动力可采取外驱动力。
3升降过程要求平稳.快捷。
4.放线时线圈外径悬空高度200mm—400mm。
5.线圈形状尺寸示于图1.1
图1.1 线卷的零件图
1.4 放线机发展情况综述
科学的发展越来越要求精确的技术，以此同时我们还不能以牺牲效率为代价。现在线路的应用越来越多，相应各种线的切割，也越来越多，这就要求我们有一种设备既有很高的效率又能保证精度要求。所以我们来研究放线机有很好的经济很社会效益。
现阶段我国在各项技术中一直处于先进水平，在一些领域还保持着领先。 一种应用于钢帘线及高精度、高性能金属线材生产的现代化关键设备——25模多功能智能化高速水箱拉丝机，由江苏泰隆机械集团研制成功，并于4月9日通过了科技成果鉴定。鉴定委员会认为，该设备的研制对推动我国高端金属线材制造技术的发展，扭转我国金属线材产量雄踞世界第一而装备技术却受制于发达国家的被动局面，具有重大现实意义。
这一技术成果的鉴定委员会主任由中科院院士吴宏鑫担任，来自中国航天科技集团、中国冶金设计院、南京航天航空大学、等国家高科技领域的科研院所及高校的权威专家组成鉴定小组。专家组在认真审定江苏泰隆机械集团提供的设计方案、技术资料和制造工序的基础上，参照了国际、国内重点用户的应用结论，一致认定，该项成果采用集成化、立体式传动结构和单侧主动式25道次拉拔技术，钢丝拉拔直线性能好，模具消耗低，拉丝效率高；单台设备集拉丝机、收线机、张力柜、配电柜等多种设备功能于一体，结构紧凑，大大节省了金属材料、装配工序和使用空间；以变频技术为依托，采用智能化技术实施动态性集中控制，来进行各种放线机的升降运动。
江苏泰隆机械集团几年前开始金属线材设备的开发研制，通过自主开发和引进消化，逐步形成从金属拉丝、高速层绕、重卷、外绕、放线、CO2气体保护焊丝及各类特种金属线材成套设备的开发与制造体系，不仅国内市场占有率达70％以上，而且出口10多个国家和地区。企业成为全国最大的金属线材制品设备生产、销售和出口大户。目前，该集团在线材制品设备的工艺技术方面已拥有多项自主知识产权和专利技术。这次通过技术成果鉴定的25模高速水箱拉丝机已申报了7项专利。
随着国家现代化建设的飞速发展，科学技术的不断进步，现代施工项目对升降机要求也越来越高，高、深、尖液压技术在升降机上的应用也越来越广泛，液压系统展示了强大的发展趋势。前最常用的起升液压系统为定量泵、定量或变量马达开式液压系统，然而，现代施工对起升系统提出了新的要求：节能、高效、可靠以及微动性、平稳性好。为了适应这些新的要求，以前的定量泵将逐步被先进可靠的具有负载反馈和压力切断的恒功率变量泵所取代，先前的定量马达或液控变量马达也将被电控变量马达所取代。这种系统将能有效的达到轻载高速、重载低速和节能的效果。
1.5 放线机升降机构总体设计方案
本人的想法是想用液压驱动不想用陈规的螺杆升降，要解决这些问题必须解决升降系统和驱动系统，在常规的螺杆升降的前提下，要提升很大重量到指定高度是非常困难的，这样会大大的降低工作效率，所以选用液压升降会大大节省人力物力，还有就是因为刚卷质量非常大，单靠钢丝绳的拉力是远远不够的，想要正常的自由旋转就必须要有一个可靠的驱动系统，现在一般用的驱动系统都是电机驱动，因为它有许多优点，可以根据线卷的拉力大小来调节他的转速，还可以进行一般的正反转，然而用液压驱动就可以避免由于螺杆滑丝而引起的不必要的工程事故，而且力大可以迅速提升到指定高度。当然这对机架的材料要求又有了提高，必须要选一种可以承担大压力的支架材料，要进行校核。
1.5.1 液压的工作原理
液压油形成一定的压力，经滤油器、隔爆型电磁换向阀、节流阀.液控单向阀、平衡阀进入液缸下端，使液缸的活塞向上运动，提升重物，液缸上端回油经隔爆型电磁换向阀回到油箱，其额定压力通过溢流阀进行调整，通过压力表观察压力表读数值。
液缸的活塞向下运动（既重物下降）。液压油经防爆型电磁换向阀进入液缸上端，液缸下端回油经平衡阀、液控单向阀、节流阀、隔爆型电磁换向阀回到油箱。为使重物下降平稳，制动安全可靠，在回油路上设置平衡阀，平衡回路、保持压力，使下降速度不受重物而变化,由节流阀调节流量，控制升降速度。 为使制动安全可靠，防止意外，增加液控单向阀，即液压锁，保证在液压管线意外爆裂时能安全自锁。安装了超载声控报警器,用以区别超载或设备故障。
电器控制系统通过防爆按钮SB1—SB6来控制电机的转动，隔爆型电磁换向阀的换向，以保持载荷提升或下降，且通过“LOGO”程序调整时间延迟量，避免电机频繁起动而影响使用寿命。
1.5.2 夹紧的机构设计
放线机的夹紧也一个重要的部分，因为只有夹紧装置作好了，机构才能正常运行。所以我选择采用一边固定顶尖，一边活动顶尖的夹紧方法。
当液压缸把线卷升到指定高度时，先将其一端放入固定顶尖，然后在推动活动顶尖将其夹紧。因为滚子的重量比较大，所以在其活动顶尖的一端再加一个液压缸，通过液压来控制它的夹紧程度。
机构的结构草图示于图1.2
图1.2 总体设计方案的结构草图
2理论分析及零部件的选用
材料的选用
用于要求强度较高，韧性中等的零件，通常在调质或正火状态下使用，表淬硬度在HRC10-50。用于制造齿条齿轮，链轮，轴，键，销，蒸汽透平机的叶轮，压缩机及泵的零件，轧轮等。可代替渗碳钢做齿轮，轴，活塞销等，但要经过高频或火焰表面淬火。所以根据要求选择45号钢。
轴承的选用
2.2.1 轴承类型的选择方法
选用轴承时，要正确考虑它的主要因素。
(1) 轴承的载荷
轴承所受载荷的大小，方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。根据载荷的大小选择轴承时，由于滚子轴承中主要元件是先接触，以用于承受较大的载荷，承载后的变形也小。而球轴承中则主要为点接触，以用于较轻的或中等的载荷，故在载荷较小时，应优先选用球轴承。
根据载荷方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的载荷可选用推力球轴承，较大的载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承。当轴承在承受径向载荷时，一般选用深沟球轴承，圆柱滚子轴承，滚针轴承。当轴承在承受径向载荷Fr的同时，还有不大的轴向载荷Fa 时，可选用深沟球轴承，或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。
（2）轴承的转速
在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。轴承样本中列入了各类，各种尺寸的极限转速，这个转速是指载荷不太大，冷却条件正常，且为0级公差等级轴承时的最大允许转速。但是，由于极限转速主要是受工作时温升的影响，因此，不能认为样本中是一个绝对不能超过的界限。从工作的转速对轴承的要求看，可以确定为以下几点：
1〉球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速运转时应优先选用球轴承。
2〉在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越小，运转时滚动体加在外圈轨道上的离心惯性力也就越小，因而就更适合于在高速的转动下工作。故在高速时，宜选用同一直径系列中外径较小的轴承，外径较大的轴承，宜用于低速重载的场合。要用一个外径较小的轴承而承载能力达不到要求时，可再装一个相同的轴承，或者考虑选用宽系列轴承。
3〉保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架与冲压保持架允许高一些的转速，青铜实体保持架允许更高的转速。
4〉推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大，可以采用角接触球轴承。
5〉若工作转速稍微超过了样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙。选择循环润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却，等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速轴承.
2.2.2 轴承的计算选用
此轴承的特点是转速不高，轴向载荷不大，可以代替推力轴承受纯轴向载荷。
（1）根据工作条件选用0300型轴承。
轴向载荷 Fr=5000N
轴向载荷 Fa =2500N
计算
查表6-24知向心轴承的最大e=0.44
(2) 计算当量动载荷P
P=fd(X*FR+Y*Fa)
查表6-25知fd=1.0～1.2 取1.2
查表6-24知X=0.56 Y应在型号及C0取定后才能最终确定，现暂时取Y=1.5待以复算。
P=1.2*（0.56*5000+1.5*2500）
=1.2*（2800+3750）
=7860N
（3）计算额定动载荷C
C=P
=56680N
（4）查表6-34重窄系列得知与56680N最接近的值为100N。所以取312号轴承。即型号为36312号轴承。
（5）验算。
1）C0=49400N
2）查表6-24知这时Y在1.8～1.6之间，用插值法计算Y值。
Y=1.8-
所以X=0.56 Y=1.7
3）P=1.2*（0.56*5000+1.7*2500）
=8460N
4）验算Lh值。
L h=
=5799h
预期寿命小于现寿命，所以选36312号轴承。
(6)在此选用的附表全部来自《机械设计制图手册》--同济大学出版社出版。
2.2.3 轴承的尺寸
表2.2.1轴承的标准尺寸
| d | D | B | Tman | Tmin | r | R1 | a |
| 60 | 130 | 31 | 31 | 30.5 | 3.5 | 2 | 25.6 |
| D1 | D2 | rg |
| 73 | 117 | 2 |
| 额定动载荷C | 额定静载荷C0 | 极限转速r /min |
| 83.0KN | 72.5KN | 4800 |
图2.2.1 轴承的外形和安装尺寸
液压缸的选用
2.3.1 液压的研究对象
液压传动是研究已有的压流体为能源物质，来实现各种机械的船东和自动控制的科学。液压它是利用各种控制元件组成所需要的各种控制回路，再由若干回路有机组合成能完成一定控制功能的传动系统来进行能量的传递，控制和转换。
液压传动所用的工作介质为液压油或其他合成液体，液压传动传递动力大，运动平稳。但由于液体粘性大，在流动过程中阻力损失大，因而不宜作远距离传动和控制。
2.3.2液压的工作原理
现在以液压千斤顶来简述液压传动的工作原理。
图2.3.1 液压千斤顶
（1）力比关系
当大活塞上有重物负载W时，大活塞下腔的油夜就将产生一定的压力P，P=W/A2，根据帕斯卡原理：“在密闭容器内，施加于静止液体上的压力将以等值同时传到液体各点”。因而要顶起大活塞及其重物负载W，在小活塞下腔就必须产生一个等值的压力P，也就是说小活塞上必须施加力F1，F1=PA1，因而有
P=F1/A1=W/A2
或 W/F1=A2/A1.................................（2.1）
式中，A1，A2分别为小活塞和大活塞的作用面积；F1为杠杆手柄作用在小活塞上的力。
式（2.1）是液压传动的基本公式。由于P=W/A2，因此，当负载W增大时，流体工作压力P也要随之增大，亦即F1要随之增大；反之若负载W很小，流体压力就很低，力也就很小。
（2）运动关系
如果不考虑液体的可压缩性，漏损和缸体的变形，则从图中可以看出，被小活塞压出的油夜的体积必然等于或大于大活塞向上升起后大缸下腔夸大的体积。即
A1H1=A2H2
或 ...................................（2.2）
式中，H1，H2分别为小活塞和大活塞的位移。
从式（2.2）中可知，两活塞的位移和两活塞的面积成反比。将A1H1=A2H2两端同时除以活塞移动的时间t得
即 ..................................（2.3）
式中，v1,v2分别为小活塞和大活塞的移动速度。
从式（2.3）可以看出，活塞的运动速度和活塞的面积成反比。
AH/t的物理意义是单位时间内液体流过截面面积为A的某一个截面的面积，称为流量q，即
q=Av
即 A1v1=A2v2............................... (2.4)
如果已知进入缸体的流量为q，则活塞的运动速度为
v=.................................（2.5）
调节进入缸体的流量q ,即可以调节活塞的运动速度，这就是液压无及调速的原理。
2.3.3功率关系
由式（2.1）和式（2.3）可得
F1v1=Wv2...............................(2.6)
式（2.6）左端为输入功率，右端为输出功率，这说明在不计损失的情况下，输入功率等于输出功率。由式(2.6)还可以看出
P‘=PA1v1=PA2v2=Pq.........................（2.7）
由式（2.7）可以看出，压力和流量是流体传动中最基本最重要的两个参数，他们相当于机械传动中的力和速度，他们的乘积即为功率。
2.3.4液压系统的组成
(1) 能源装置 把机械能转换为流体的压力能的装置，一般常见的是液压泵。
(2) 执行装置 把流体的压力能转换为机械能的装置，一般只作直线运动的液压缸，做回转运动的液压马达等。
（3） 控制调节装置 对液压系统中流体的压力，流动方向进行控制和调节的装置。如溢流阀，节流阀，换向阀等。这些元件的不同组合成了能完成不同功能的液压系统。
（4） 辅助装置 指出以上三种的其他装置，如油箱，过滤器，空气过滤器，油雾器，蓄能器，他们对保证液压系统可靠性和稳定性的工作有重大作用。
（5） 传动介质 传递能量的流体，即液压油。
2.3.5 液压系统的优缺点
（1） 优点
1） 无级变速
2） 体积小，重量轻
3） 工作平稳
4） 易于实现自动化，标准化，系列化
（2） 缺点
1） 能量易损失
2） 油液易受温度影响
3） 油液易污染
4） 故障不易找出
2.3.6 液压传动装置的设计
（1） 根据题意，装置由定量泵供油，当油缸向上动作顶物体后，蓄能器充油，油压增高，压力继电器动作切断电机电路，使油泵停止工作，力由蓄能器保持，当压力低额定压力时，压力继电器又接通电机，继续使油泵供油。用于加工时间较长的机床夹具，优点是节约动力和防止油温过高。
（2） 下面是原理图
带蓄能器的连锁装置的稳压回路
图2.3.2液压装置图
D—电机 1—油泵 2—溢流阀 3—单向阀 4—压力表 5—压力继电器
6—气囊式蓄能器 7—顶向阀 8—油缸
2.3.7 液压缸尺寸计算
（1） 负载分析
工作负载 FL=FG=（1000+100）*9.8=10780（N）
（2） 液压缸主要参数的确定
1） 初选液压缸的工作压力
根据分段设备的负载不大，按类型书机床类，所以初选液压缸的工作压力为2.0MPa。
2） 计算液压缸的尺寸
A=
D=
按标准取 D=83mm
根据设计要求 快速上升的距离为300mm 速度要求≥45mm/s
快速下降的距离为500mm 速度要求≥55mm/s
根据快上快下的速度比值来确定活塞杆的直径
45D2=55D2-55d2
d=35.39mm
取d=35 mm
则活塞缸有效作用面积为
无杆腔面积：A1=
有杆腔面积：A2=
2.4 电机的选用
2.4.1 电动机选用的一般原则
（1） 在选用电动机类型时要根据工作机的要求来选取，不需要调速的机械包括长期工作制，短期工作制和反复短期工作机械，应采用异步电动机。负荷平稳但无特殊要求的长期工作制机械，应首先采用鼠笼式异步电动机。常周期性波动负荷的长期工作机械，在带飞轮和启动条件沉重时，应采用绕线式异步电动机。某些反复短期工作制机械，当选用交流电动机，在发热，启动制动特性，调速等方面不能满足需要或技术经济指标过低时，应采用直流电动机。带周期性性冲击负荷的机械，应采用直流电动机。可采用同步电动机。需要连续调速的机械，是调速要求采用交流电动机或直流电动机调速系统，应首先考虑交流电动机调速。
（2） 电动机的结构有开启式，防护式，封闭式和防燥式，应根据防护要求及环境进行选择。
（3） 选用电动机的类型，除满足工作机械的要求外，还须满足电网的要求，如启动时能满足电网电压水准，保持功率因数在合理的范围内。
（4） 电动机功率应由适当的备用容量，如采用的额定功率小于工作及要求的功率，则不能保证工作机正常工作，甚至因长期过载而使电动机过早的损坏，如采用的额定功率比工作机要求的功率大得多，则因容量本能的充分利用而造成成本提高，同时电机价格升高。通常对在变载荷作用下，长期稳定连续运行的机械，所选用的电动机额定功率应稍大于工作机的功率。
2.4.2 常用电机的特性及用
| 系列名称 | 特征及用途 |
| Y-系列三相异步电动机 | Y系列电动机是封闭风扇自冷式，鼠笼型三相异步电动机是我国统一设计取代JO2系列的更新产品 Y系列电动机效率高，节能，启动转矩高，噪音低，振动小，运行安全可靠，安装尺寸和功率等级完全符合国际标准。 Y系列电动机为一般用途的电动机，适用于驱动无特殊要求的各种机械设备，如金属切削机床，鼓风机，水泵等。 |
| G系列微型单相交流串激电动机 | G系列电动机为开启扇冷式的单相交流串激电动机，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，启动转矩高，转速随负载的变化而变化，用调压或改变激磁绕组电阻的方法可调节转速。 一般用户要求调速范围广的场合，如医疗器械，小型机床，风扇，搅拌器，离心沉淀器，排字机，涂漆机，电动工具等。 |
| Z3系列小型直流定动机 | Z3 系列电动机基本结构形式为自通风防滴式，还可制成外通风，自带鼓风机，转速稳定，不随负载的变化而变化，体积小，重量轻，转动惯量小，调速范围广，广泛用于机床，造纸，水泥，染织等部门，坐电力拖动用。使用方便。 |
（1）根据综前所述，应选用Y系列三相异步电动机。
（2）电动机的型号表示
（3）电机的选用
...........................（2.8）
式中：—工作机械所需要的功率，单位KW，—从电动机到工作机械间各运动副总机械效率。
工作机械所需工作功率可根据工作机械的工作阻力和运动参数进行计算。
=........................（2.9）
或 =........................（2.10）
式中：F—工作机的工作阻力，单位，N；v—工作机的速度，单位，m/s；nw=工作机的转速，单位，r/min; —工作机的效率
总的机械效率可按下式计算：
...................（2.11）
式中：。分别为传动链中各运动副的效率。
根据上式可计算出，所以选电机的功率为1.1KW。
所以选择电机型号为：Y90L-6。
技术数据
表2.4.1 电机的技术数据
| 型号 | 功率KW | 电流 | 转速 | 效率 | 功率因数 | 额定转矩 | 额定电流 | 额定转矩 |
| Y90L-6 | 1.1 | 3.2 | 910 | 73.5 | 0.72 | 2.0 | 6.0 | 2.0 |
表2.4.2 电机的安装尺寸
| 中心高 | H | A | B | C | D | E | F*GD | G |
| 90L | 90 | 140 | 100 | 56 | 24 | 50 | 8*7 | 20 |
| k | b | b1 | b3 | h | AA | BB | HB | L1 |
| 10 | 180 | 155 | 90 | 190 | 36 | 130 | 12 | 310 |
图2.4.1 电机尺寸图
2.5 变频器的选用
随着电力电子技术，微电子技术及控制理论的发展，变频器已经广泛用于交流电动机速度控制。其主要特点是具有高效率的驱动性能，良好的控制性能。应用变频器不仅可以节约大量电能，而且变频器的自动控制性能可以提高产品的质量和数量，机械行业中变频器是改造传统产业，实现机电一体化的重要手段，发展变频器的应用技术，可以有效的提高经济效益和产品质量。
2.5.1 变频器的基本工作原理
由《电机学》可知，定子绕组的反电动势是定子绕组切割旋转磁场磁力线的结果，本质上是定子绕组的自感电动势。其三相异步电动机定子每相电动势的有效值是：
E1=4.44kr1f1N1..............................(2.12)
式中：E1 气息磁通在定子每相中感应电动势的有效值，单位V
f1 定子频率，单位HZ
N1 定子每相绕组串联匝数
kr1 与绕组结构有关的常数
每极气隙磁通量，单位为W b
由式（2.22）可知，如果定子的每相电动势有效值不变，改变定子频率时就会出现下面两种情况：
如果f1 大于电机的额定频率，那么气隙磁通量就会小于额定气隙磁通量。其结果是：尽管电机的铁心没有得到充分利用是一种浪费，但在机械条件的允许下长期使用不会损坏电机。
如果f1 小于电机的额定频率，那么气隙磁通量就会大于额定气隙磁通量，其结果是：电机的铁心产生过饱和，从而导致过大历磁电流，严重时会因为绕组过热而损坏电机。
要实现变频调速，在不损坏电机的条件下，充分利用电机铁心，发挥电机转矩的能力，最好在变频时保持每极磁通量为额定值不变。对于直流电机，励磁系统是的，尽管存在电枢反应，但只要对电枢反应作适当的补偿，保持磁通量不变时很容易做到的，在交流异步电动机中，磁通是定子和转子磁动势合成产生的，如何才能保持磁通基本不变呢？
1.基频以下调速
由式（2.22）可知，要保持磁通不变，当频率从额定值向下调时，必须同时降低E1，使E1/f1=常数，即采用采用电动势与频率之比恒定的方式。然而，绕组中的感应电动势是难以直接控制的，当电动势的值较高时，可以忽略定子绕组的漏磁阻抗压降，而认为定子相电压V1≈E1，则得
常数................................（2.13）
这是恒压频比的控制方式。在恒压频比的条件下改变频率时，我们能够证明：机械特性基本上是平行下移的，这和他励直流变压器调速特性相似，所不同的是，当转矩增大到最大值以后，特性曲线就折回来了。如果电动机在不同转速下都具有额定电流，则电机都能在温升条件允许下长期运行，这时转矩基本上随磁通变化，由于在基频以下调速时磁通恒定，所以转矩也恒定。根据电动机与拖动原理，在基频以下调速属于“恒转矩调速”的性质。低频时，V1和E1都较小，定子阻抗所占的分量就比较显著，不能在忽略。这时，可以人为的八电压调高一些，以便近似的补偿定子压降。
2.基频以上调速
在基频以上调速时，频率往上增高，但电压却不能超过额定电压，最多只能保持相等，这就迫使磁通随频率增高而降低，相当于直流电机弱磁生速的情况。在基频以上变频调速时，由于电压不变，我们不难证明当频率提高时，同步转速随之提高，最大转矩减小，机械特性上移，由于频率提高而电压不变，气隙磁动势必然减弱，倒置转矩减小。由于转速升高了，可以认为输出功率基本不变。所以基频以上调速属于弱磁恒功率调速。
把基频以上和基频以下两种情况和起来，可得到图2.8.1所示的异步电动机变频调速控制特性。因此，在选购变频器时，变频器输出的谐波越小越好。
通过分析可得以下结论，当时，变频装置必须在改变输出频率的同时输出电压的幅值，才能满足对异步电动机的调速的基本要求.
2.5.2 变频器的选择
（1）技术规格
| 型号 | DV700T400 A1,B1,C1,D1 | DV700T750 A1,B1,C1,D1 | DV700T1500 A1,B1,C1,D1 | DV700T2200 A1,B1,C1,D1 | ||
| 额 定 输 出 | 电动机(KW) | 0.4 | 0.75 | 1.5 | 2.2 | |
| 容量(KVA) | 1.0 | 1.7 | 2.9 | 4.2 | ||
| 输出电流(A) | 2.5 | 4.0 | 7.0 | 10.0 | ||
| 额定输出电压 | 三相 AC220---240 V | |||||
| 电 源 | 电压/频率 | 单相AC220---240V 50-60Hz | ||||
| 允许电压变动 | ±10% | |||||
| 允许频率变动 | ±5% | |||||
| 控 制 方 式 | 控制方式 | 正弦波脉宽带调制（PWM）、固定载波频率 | ||||
| 输出频率范围 | 1.0---120Hz（启/止频率 1Hz） ±1.5% | |||||
| 频率精度 | ±0.5%(25°C±10°C) | |||||
| 频率分辨率 | 数字：0.1Hz；模拟：设定频率范围/1000Hz(最小0.06Hz) | |||||
| 频率设置信号 | DC0---+5V、0---+10V、4---+20mA | |||||
| 电压/频率模式 | 基本频率：30---400Hz(第档1Hz),最大输出电压：0-100% 扭矩提升，平方扭矩衰减模式，第二V/F模式 | |||||
| 过载电流容量 | 150% 1分钟 | |||||
| 再生制 动扭矩 | A1,C1型 | 20% | ||||
| B1,D1型 | 250%以上 | 150%以上 | 150%以上 | 100%以上 | ||
| 直流动态制动 | 由参数设定启始频率，制动时间，制动扭矩 | |||||
| 加/减速时间 | 0-3600秒(0-10秒：0.1秒分度，10-3600秒：1秒分度)50Hz变化时间， 4段动行加/减速时间，线性及两种“S”形加/减速时间 | |||||
| 点动频率范围 | 0---30Hz | |||||
| 运行模式 | 双速运行模式、四速运行模式、八速运行模式、十六速运行模式 | |||||
| 其它 | 可选择重置功能，参数锁定功能。 | |||||
| 功能保护 | 低电压保护、过电流保护、过电压保护、再生过压失速防止、瞬时断电保护、 散热片过热保护、自动再起动保护、自诊断记忆(记忆最新5次故障原因) | |||||
| 环境条件 | 环境温度 | -10°C至+40°C(无结冻) | ||||
| 环境湿度 | 90%以下(无水珠凝结现象) | |||||
| 介质 | 室内(无腐蚀性气体，无粉尘的场所) | |||||
| 标高 | 海拔1000m以下 | |||||
| 振动 | 5.9m/s 2 (0.6G)以下(10---60Hz) | |||||
| 保护构成 | 全封闭型（IP40） | |||||
| 冷却方式 | 自然风冷 | 强制冷风 | ||||
| 重量(kg) | 1.4 | 2.3 | 3.6 | 3.6 | ||
2.6 轴的设计及校核计算
2.6.1 校核计算要求
轴的校核计算通常是在初步完成结构设计后进行的校核计算，计算准则是满足轴的强度或刚度要求，必要时还要校核轴的振动稳定性。
（1）轴的强度校核计算
进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当的选取其许用应力，对于仅仅（或主要）承受扭矩的轴，应按扭矩条件进行计算，对于只受弯矩的轴（心轴），应根据弯曲强度进行计算，对于既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成条件进行计算，需要时还应按疲劳强度条件进行精确校核，此外，对于瞬时过载很大或应力循环不对称性较为严重那个轴，还应按峰尖载荷校核其静强度，以免产生过量的塑性变形，下面介绍几种常见的计算方法。
（1）按扭转强度进行计算
这种方法只按轴所受的扭矩来计算轴的强度，如果还受有不大的弯矩时，则用降低许用扭转切应力的方法予以考虑。在作轴的结构设计时，同常用这种方法 初步估算轴的直径，对于不大重要的轴，也可作为最后计算的结果，轴的扭矩条件强度为
≤〔〕.............. (2.14)
式中 扭矩切应力，单位MP a
T 轴所受的扭矩，单位为N*mm
WT 轴的抗扭结面系数，单位为mm3
N 轴的转速，单位r/min
P 轴的传递功率，单位为KW
d 计算截面处轴的直径，单位为mm
许用扭转切应力，单位为MPa
轴常见的几种材料〔〕及A0的值
表2.6.1 常见的几种材料
| 轴的材料 | Q235-A20 | Q275.35 | 45 | 40CR 3CR |
| 〔〕 | 15～25 | 20～35 | 25～45 | 35～55 |
| A0 | 149～126 | 126～103 | 126～103 | 112～97 |
注①：1）表中〔〕值是用来考虑了弯矩影响而降低了许用扭转切应力
1）在下述情况，〔〕取较大值，A0取较小值 ，弯矩较小或只受扭矩作用，在和较平稳，无轴。
向载荷或只有较小的轴向载荷，减速器的低速轴，轴只做单向旋转。反之，〔〕取较小值，A0取较大值。
由上式可得轴的直径：
d≥................(2.15)
式中 A0=查得 对于空心轴 则
d≥
式中 即空心轴的内径d1与外径d之比。通常取～0.6
应当指出，当轴截面上升有过槽时，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱，对于直径d≥100 mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%两个增大7%，对于直径≤100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%-7%，两个时增大10%-15%，然后把轴径圆整为标准直径，应当注意，选择求出的直径，只能作为承受扭矩作用的轴标准的最小直径dmin.
2）按弯扭合成强度条件计算
通过轴的结构进行计算，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置皆以确定，轴上的载荷。（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度校核计算。一般的轴用这种方法即可。
其步骤如下：
1〉做出轴的计算简图即力学模型
轴所受的载荷，是从轴上零件传来的，计算时，常按轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起，通常把轴当作铰链制作上的头，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。
在计算简图时，应先求轴上受力零件的载荷（若为空间力系，应按空间分为水平分力和垂直分力，如要求出各支撑处的水平力和垂支反力，轴向反力可表示在适当的面上）。
2〉做出弯矩图
根据上述简图，分别按水平面垂直面计算各力产生的弯矩并按计算结果分别做出水平面上的弯矩MH和垂直面上的弯矩ML，然后按下式计算总弯矩：
M=..........................（2.16）
3〉做出扭矩图
4〉校核轴的强度
已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度计算，根据第三强度理论，计算应力
..........................（2.17）
通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而且扭矩所产生的扭矩切应力则常常不是对称循环变应力。为了考虑两者的循环特性的不同影响，则引入折合系数，则应力计算公式为
......................（2.18）
式中的弯曲应力对循环变应力，当扭转切应力为静应力时，取。当扭转切应力为脉动切应力时，取，若扭转切应力为对称循环变应力时，则取。
对于直径为d的圆轴，弯曲应力，扭转切应力为将和代入式（2.12），则轴的弯扭合成强度为：
...（2.19）
式中 轴的计算应力。单位MPa
M 轴所受的弯矩。单位为Nmm
T 轴所受的扭矩。单位为Nmm
W 轴的抗弯截面系数。单位为 mm3
对称循环变力时轴的许用弯曲应力
由于心轴的只受弯矩而不承受扭矩，所以T=0，转动心轴的弯矩在轴截面上所引起的应力是循环变动力。对于固定心轴，考虑启动，停车等的影响，弯矩在轴截面上引起的应力可视为脉动循环应力。所以在应用式时，固定心轴的许用应力为，（为脉动循环变应力时的弯曲应力， ）
3〉按疲劳强度进行精确校核
这种校核的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度。在已知轴的外形，尺寸及载荷的基础上，即可通过分析确定出一个或几个危险截面，求出计算安全系数Sca，并应使其稍大于或至少等于设计安全系数S，即
.........................（2.20）
仅有法向应力应满足
.......................（2.21）
仅有扭转切应力时应满足
......................（2.22）
计算安全系数可按下列情况选取
S =1.3～1.5 用于材料切削，载荷与应力计算精确的。
S=1.5～1.8 用于材料不够均匀，计算精度较低的。
S=1.8～2.5 用于材料均匀及计算精度低，或轴的直径d＞200mm时
4〉 按静强度条件进行校核
静强度的校核目的在于制定轴对塑性变形的抵抗能力，这时那些瞬时过载很大，或应力循环的不对称性较为严重的轴是很必要的。轴的静强度是根据轴上作用的最大的瞬时载荷来校核的。静强度校核的强度条件为
....................（2.23）
式中
Sca 危险截面静强度的计算安全系数
SS 按屈服强度的设计安全系数
SS=1.2～1.4 用于高塑性材料，（制成的钢轴
SS=1.4～1.8 用于中塑性材料，（）制成的钢轴
SS=1.8～2 用于低塑性材料的钢
SS=2～3 用于铸造轴
Ssa 只考虑弯矩和轴向力的安全系数
只考虑扭矩式的安全系数
............................(2.24)
..................................(2.25)
式中： 材料的抗弯抗扭屈服极限。单位MPa
Mmax,Tmax 轴的危险截面上所受的最大弯矩和最大扭矩。单位Nmm
F amax 轴的危险截面上所受的最大轴向力。单位N
A 轴的危险截面的面积。单位mm2
W.WT 分别为截面的抗弯，抗扭截面系数。单位mm
2.6.2 轴的校核计算过程
（1）较长轴的受力比较短轴大，无论是从弯矩，扭矩还是轴向力都是长轴的大，所以在校核时只需校核长轴即可。
长轴的形状尺寸根据所要结构来设计，下面是长轴的尺寸
图2.6.1 长轴的尺寸
下面是周的应力分析图
图2.6.2 轴的应力分析
(2) 选择顶尖中心截面出进行安全系数校核，先进行该处的弯矩M和扭矩M的计算和校核.
1)M: M由三部分组成，即垂直面上的应力弯矩M1，水平面上的应力弯矩M2。电动机和联轴器所带的附加弯矩M3。
1〉M1的计算：
T=955*104*P/n =955*104*11/258=407170Nmm
线卷上的圆周力
Ft=N
轴向力
Fx =0
M1=Fr*70=500Kg*9.8*70=343000Nmm
2> M2的计算
F21=F22=T=10179N
M2=Ft*70=10179*70=712530Nmm
3〉M3的计算
联轴器的直径为：D=130 mm
Ft’=N
附加载荷Fc取为0.25 Ft’
Fc =0.25* Ft’=0.25*62=3132N
M3= Fc*L=3132*180=563760Nmm
所以
.............................（2.26）
=
=812655Nmm
2) :扭矩是常量数值为T
=T=407170Nmm
3) 疲劳强度计算：
在前述的各项表中查得各项系数：
...................（2.27）
=
=8.57539
S≥SP 合格
这根轴长度大，而且长，经过校核后合格，所以另一根短轴也合格。
2.7联轴器的选用
联轴器是机械传动中常用的部件。它们主要用来连接轴或轴与其它回转部件，以传递运动与转矩，有时也可用作安全装置。
联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差，承载后的变形及温度变化的影响等，往往不能保证严格的对中，而存在着某种程度的相对位移，这就是说在设计联轴器时，要从结构上采取不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的功能。
根据对各种相对位移有无补偿能力（即能否再发生相对位移的情况下保持连接的功能），联轴器分为刚性联轴器和挠性联轴器两大类。
绝大多数联轴器已经标准化或规格化，所以我们一般只是选用补用设计。根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接两部件的安装精度等，参考各类联轴器的特性，选择一种合适的联轴器类型。具体选择时可考虑一下几点：
（1）所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减震功能的要求。例如，对大功率的重载转矩传动。可选用齿式联轴器，对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转震动的传动，可选用轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。
（2）联轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速传动轴，应选用平衡精度高的联轴器，例如膜片联轴器等，而不宜选用存在偏心的滑块联轴器等等。
（3） 两轴相对位移的大小和方向。当安装调整后，难以保持两轴严格精确对中，或工作过程中两轴将产生较大的附加相对位移时，应选用挠性联轴器。例如当径向位移较大时，可选滑块联轴器，角位移较大或相交两轴的连接可选用万向联轴器。
（4） 联轴器的可靠性和工作环境。通常由金属原件制成的不需润滑的联轴器比较可靠，需要润滑的联轴器，其性能易受到润滑完善程度的影响，且可能污染环境。含橡胶等非金属元件的联轴器对温度，腐蚀性介质及强光等比较敏感，而且容易老化。
(5) 联轴器的制造，安装，维护和成本。在满足使用性能的前提下，因选用拆装方便，维护简单，成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且拆装方便，可用于低速，刚性大的传动轴。一般的非金属弹性元件联轴器，由于具有良好的综合性能，广泛用于中小功率传动.
2.7.1 根据选择要求和使用条件选用YL8型联轴器，它的尺寸及标准如下图所示：
表2.7.1 联轴器的标准
| 型号 | 公称扭矩(n.m) | 许用转速r/min | 周孔直径d(H7) | 轴孔长度L mm | D(mm) |
| YL8 | 250 | 7000 | 42 | 112 | 130 |
| D1 | 螺栓 | L0 | 重量 kg | 转动惯量 （kg.m2） |
| 105 | 数量 6 直径 M10 | 229 | 7.29 | 0.043 |
2.7.2 所选联轴器的样图
图2.7.1 联轴器
2.8键的选用
2.8.1 键的选则
键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面，键的类型应根据键的连接特点，适用要求和工作条件来选择，键的尺寸则按照符合标准规格和强度要求来选取。键的主要尺寸为其截面尺寸与长度L。键的截面尺寸b*h 按轴的直径由标准选取，键的长度则是按照轮毂的长度来定。
根据要求选择平键，尺寸如下：
表2.8.1 键的尺寸
| 轴径 | 键 | 键槽 | 偏差 （较松键连接） | 偏 差（ 一般 键 连接） | 较 紧 件 连 接 | 深 度 （轴） | 深 度 （毂） | ||||
| d | b*h | 宽度 b | 轴( h9) | 毂 （d10） | 轴 N9 | 毂 JS9 | 轴 和 毂 | t | 偏 差 | t | 偏 差 |
| ＞22 -30 | 12*8 | 12 | + 0.043 0 | + 0.014 + 0.050 | 0 -0.043 | +- 0.0125 | - 0.018 - 0.061 | 5.0 | +0.2 0 | 3.3 | + 0.2 0 |
图2.8.1 键的尺寸
2.9 螺栓联结的强度计算
2.9.1 螺纹连接的强度计算
当两个零件用螺栓进行联接时，常常同时使用若干个螺栓，在开始进行强度计算时，先要进行螺栓组的受力分析，找出其中受力最大的螺栓和其所受的力，作为进行校合的依据。对整个联结的螺栓组而言，所受到的载荷可能包括轴向载荷，横向载荷，弯矩和转矩等。
（1）螺栓联接的强度计算
松螺栓联接装配时，螺母不需要拧紧。在承受工作载荷之前，螺栓不受力，则它的拉伸强度条件为
……………………………………………（2.28）
或 …………………………………………………（2.29）
式中： F 工作压力，单位为N
d1 螺栓危险截面的直径，单位为mm
螺栓材料的许用拉应力，单位为MPa
（2）螺栓强度计算
紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧矩作用下，螺栓除受预紧力的拉伸而产生拉伸应力外，还受螺纹摩擦力矩的扭转而产生的扭转切应力，使螺栓处于拉伸扭转的复合应力状态下。由于螺栓材料是塑性的，固可根据第四强度理论，求出计算应力为：
……………………………（2.30）
所以，螺栓的危险截面的拉伸强度条件为
……………………………………………（2.31）
式中： F0 螺栓所受的预紧力，单位为N
其余的和前相同。
2.9.2 螺栓组联接的设计
螺栓组联接结构设计的主要目的，在于合理的确定连接结合面的几何形状和螺栓的布置形式，力求各螺栓和联接结合面间受力均匀，便于加工和装配。
（1）联接结合面的几何形状通常都设计成轴对称的简单几何形状。这样不但利于加工，而且便于对称布置螺栓，从而保证联接结合面受力比较均匀。
（2）栓的布置应使各螺栓的受力合理。
（3）螺栓的排列应有合理的间距，边距。
（4）分布在同一圆周上的螺栓数目，应取为偶数。
（5）避免螺栓承受附加的弯矩载荷。
2.9.3 提高螺纹联接强度的措施
（1）降低影响螺栓疲劳强度的应力副。
（2）改善螺纹牙上载荷分布不均的现象。
（3）减小应力集中的影响。
（4）采用合理的制造工艺方案。
结 论
经过为期14周的毕业设计（放线机的升降结构设计），在的热心指导下以及翻阅了大量的参考书，基本完成本次设计。通过本次设计，使我将大学四年来所学的知识作了一次融会贯通，使原本杂乱无章的知识变得有体系，思路清晰。
在设计中，放线机的结构、零件的结构选择是设计的主要内容。在参考了大量的文献资料之后，对放线机零件的选用及校核，是这次设计中较好的部分。对零件进行选用和校核的方法，确定设计的基本路线，对放线结构进行了详细的设计，采用了液压装置，故在简化结构的设计方面是不错的。
通过这次设计，我深深地体会到设计工作的艰巨性和重要性，每进一步都需要谨慎的思考，对以后的工作学习有着重要的意义。由于笔者的水平有限，难免有疏漏之处，敬请各位老师不吝指正。
致 谢
本次毕业设计是笔者大学阶段最后一门课程，也是最有意义最重要的一次设计，通过此次毕业设计，在的悉心指导下，对自己的专业又有了一个更深刻的体会。在设计的过程中又对所学的知识作了回顾，认真总结可四年本科专业的学习成果，并且学到了书本上所学不到的技巧，为今后的发展打下了坚实的基础。
由于这次设计要查的资料很多，关于放线机的升降结构设计的资料以及零件也是很复杂的，计算每往前一步都要特别认真，否则就会前功尽弃，方案的最终选定，以他渊博的知识给予了关键的启发，设计的最终完成离不开的热心指导，严谨的工作态度将使笔者终身受益，笔者将永远记得的教诲。
再次，在一次真诚地表达对的深深的敬意和感激之情！，真心地谢谢您！
笔者：陈小亮
2007.6.8
参 考 文 献
〔1〕孙恒 陈作模. 机械原理.—六版. 北京：高等教育出版社，2001
〔2〕濮良贵 纪名刚. 机械设计.—七版. 北京：高等教育出版社，2001
〔3〕张祖明 机械零件强度的现代设计方法. 北京：航空工业出版社，1990
〔4〕成大先. 机械设计手册（液压传动）. 北京：化学工业出版社，2004
〔5〕官忠范. 液压传动系统. 北京：机械工业出版社，1983
〔6〕吴宗泽. 机械设计—二版. 北京：高等教育出版社，1998
〔7〕 张建民等编著.机电一体化系统设计.北京；北京理工大学出版社，1996
〔8〕王信义主编.机电一体化技术手册。北京；机械工业出版社，1994
〔9〕戴向国等编著.SOLIDWORKS2003基础教程，北京；清华大 学出版社，2004
〔10〕李瑞琴著.机电一体化系统创新设计，北京；科学技术出版社，2005
〔11〕万遇良主编.机电一体化系统的设计与分析，中国电力出版社，1998
〔12〕三浦宏文主编赵文珍等译.机电一体化使用手册，北京科学技术出版社OHM
社
〔13〕曾毅 王效良 吴皓 张朝平. 变频调速控制系统的设计与维护.—第二版.山东：山东科学技术出版社，2004
〔14〕同济大学，上海交通大学等院校.机械设计制图手册.上海：同济大学出版社，1991
〔15〕左健民.液压与气压传动.——第三版.北京：机械工业出版社，2005下载本文
