《機械制造專業(yè) 旋架式加速度過載模擬實驗臺結構設計與分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械制造專業(yè) 旋架式加速度過載模擬實驗臺結構設計與分析（33頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、1 前 言 1.1 選題的意義 現(xiàn)代軍事、國防領域對火工品飛行器的機動性能要求很高?；鸸て返臋C動性能好，對其整體強度要求就越高，承受機動過載的能力越強。 我國對導彈等飛行器的研究方向大多集中在對其控制系統(tǒng)的研究這方面。但是為了滿足現(xiàn)代導彈的一些高性能要求，如導彈的全方位、大空域機動，末端變化軌跡運動等，采用傳統(tǒng)的姿態(tài)控制方案是難以奏效的，必須對導彈的法向過載直接加以控制。以往過載控制是基于局部線性化的線性模型，并且過載控制與姿態(tài)控制并存于同一個系統(tǒng)中，導彈過載控制系統(tǒng)的非線性反演設計【16】提出了一種新的過載控制方案，這種方案只需要對過載量進行測量控制，而不再需要對一些角度進行測量和

2、控制，因此這種方案使整個控制系統(tǒng)所需要的零部件減少，控制器結構更加簡單明了。非線性自適應控制在最近十幾年引起人們的廣泛關注，并取得了顯著的發(fā)展。其中比較典型的是反演設計技術，它是一種系統(tǒng)的非線性設計方法，通過一步一步地構造李雅普諾夫函數推導出控制律，取得了全局的穩(wěn)定性，并且這種穩(wěn)定性分析是構造性的。文章中證明了飛行器姿態(tài)的收斂與過載收斂等價，并提出了一種關于導彈過載量嚴格反饋形式的簡化數學模型。并利用反演設計技術設計了該過載系統(tǒng)的控制器，并應用李雅普諾夫穩(wěn)定性理論分析了系統(tǒng)的穩(wěn)定性。同時給出實例，進行了仿真。導彈過載控制系統(tǒng)的非線性反演設計【16】在證明了飛行器姿態(tài)的收斂與過載收斂等價的基礎上

3、，提出了一種導彈過載控制系統(tǒng)的簡化非線性數學模型，并利用反演設計技術，設計了縱向過載的控制器,該方法使控制系統(tǒng)結構大大簡化。仿真研究驗證了簡化過載模型的合理性和控制方法的有效性。 導彈制導控制系統(tǒng)是一種自動控制系統(tǒng),它是導彈的核心組成部分,而對導彈制導控制系統(tǒng)的研究落腳于對制導規(guī)律和控制規(guī)律的設計,參照導彈實體,結合工程實際,考慮現(xiàn)有制導規(guī)律和控制規(guī)律存在的問題,具體進行的主要工作如下: (1)導彈制導控制系統(tǒng)分析。主要包括對導彈制導控制系統(tǒng)的原理、組成的分析,介紹其分類,并給出了設計制導控制系統(tǒng)應滿足的指標,結合研究對象,對自動尋的制導控制系統(tǒng)進行了詳細的探討。 (2)導彈運動學建模。引入

4、了研究導彈制導控制系統(tǒng)常用的坐標系及各坐標系之間的關系;分析了作用在導彈上的力與力矩,在此基礎上建立了導彈動力學方程和運動學方程,結合導彈質量變化和對導彈的操縱關系,建立了空空導彈的運動學模型;針對研究對象,在一定假設的基礎上建立了傾斜轉彎導彈的數學模型。 在飛行器工程領域【17】，能量管理技術并不陌生。如軌道器無推力再人返回段的末端能量管理(TAEM)，以及耗盡關機固體彈道導彈的能量管理。與這兩種已有能量管理技術不同的是，THAAD導彈的EMM發(fā)生在剛剛發(fā)射后的主動段，導彈飛行在距離發(fā)射點不遠的稠密大氣層中。受反導攔截反應時間的限制，其能量管理不宜采用TAEM式的增大飛行距離辦法。而可供選

5、擇的另一種方法就是增大導彈的飛行攻角，依靠阻力的增大、主發(fā)動機推力沿速度軸分量的減小來降低速度、耗散能量。通過大攻角飛行特性分析可知，在導彈飛行主動段，當導彈以90。以內的大攻角飛行時，阻力作用增大，推力增速作用減小，導致飛行速度增幅減小，從而轉彎慣性減小；推力在速度法向的分量與非線性升力相疊加，彈道轉彎作用力增大，法向加速度增大。所以，在轉彎慣性減小與法向加速度增大兩項作用下，導彈具有“速度耗散”與“高機動快速轉彎”的綜合特性。并且，主動段大攻角高機動飛行，由于可以采用高操縱性的推力矢量控制方法進行大攻角飛行穩(wěn)定控制而具有可實現(xiàn)性。因此，采用大攻角飛行的彈道設計方法可以達成對導彈速度的能量管

6、理。顯然，大攻角飛行可以達到能量耗散的目的。然而，如何給定適當的控制指令，控制導彈以大攻角飛行狀態(tài)實現(xiàn)適當形式的高機動彈道軌跡，成為實現(xiàn)大攻角飛行能量耗散技術的關鍵問題。通過分析，耗盡關機固體彈道導彈能量管理控制的“姿態(tài)調制法”，可以應用于此。采用耗盡關機方案的固體彈道導彈，為了進行能量管理、實現(xiàn)射程和橫向控制，在發(fā)動機耗盡關機前采用了“姿態(tài)調制導引控制方法”。其具體控制方式為——將姿態(tài)變化設計成調制波形，控制彈體姿態(tài)連同發(fā)動機主推力方向與原期望速度增量方向產生較大夾角，降低主推力沿期望速度方向作用的加速度增量，從而達到消耗多余能量的目的。 導彈等飛行器特別是對對空發(fā)射等高質量、高精度的武器

7、，它們有很高的要求：要有很好的機動性能，導彈的機動性能越好，要求它的整體結構強度就越高，承受機動過載的能力越強，特別是戰(zhàn)術導彈，這類導彈用于攻擊快速活動目標，對姿態(tài)控制系統(tǒng)的動態(tài)品質要求較高，尤其要求具有反應迅速和能使導彈產生所需較大過載（橫向和法向加速度）的性能，因此對發(fā)動機的結構性能就要求越高，像這種高科技武器，一般是要求沒有質量問題，所以我們在生產使用前必須對一些參數進行實驗性測試，這樣才能保證它在高空過載情況下正常放心使用，并且保證其誤差在允許范圍內，因此，我們必須設計出相關儀器來測試出其參數。導彈在機動過載情況下其殼體的受力比較復雜，它會受到很多方面的影響：導彈在機動過載情況下其殼體

8、的受力比較復雜，假設導彈的主翼壓心（F主）、質心（F質）及尾翼壓心（F尾）的分布是按圖1-1所示。如果控制導彈的俯仰、偏航是由F尾（F尾可能是尾翼、燃氣舵或柔性噴管等產生的側向力）來實現(xiàn)的，導彈在有大的離軸角度變向（如抬頭）時其飛行軌跡如圖1-1。 圖1-1 導彈機動過載下的受力簡圖 導彈在機動過載情況下產生的法向加速度對發(fā)動機的影響為： 1） 法向加速度對導彈機械結構的影響 一般機動性能好的導彈過載高達幾十個g，在這種情況下彈體的彎曲變形非常明顯，彎曲幅度在幾十毫米甚至上百毫米（與導彈長度有關）。很顯然這么大的變形勢必影響發(fā)動機結構強度，甚至彈體可能會被折斷；同時大變形也可能引起

9、絕熱層的脫粘等，增加了發(fā)動機著火、燒穿等的可能性。 2 ） 法向加速度對導彈發(fā)動機內流場的影響 法向加速度造成彈體的變形改變了發(fā)動機內部空間，內流場有很大變化，特別是在發(fā)動機的后部形成折射使該處能量相對聚集，加速了此處絕熱層的沖刷和燒蝕，增加了發(fā)動機燒穿的可能性。 法向加速度造成發(fā)動機燃燒室內的燃燒產物（特別是凝聚相組份）會沿著法向方向有相對運動。也就是說此刻的內流場中燃燒產物分布的密度有很大差別，發(fā)動機燃燒室內法向方向一側凝聚相產物的密度要大大高于另一側，這種現(xiàn)象又加速了這側的燒蝕。 法向加速度對導彈的影響結果如圖1-2所示。 圖1-2 法向加速度對導彈的影響示意

10、圖 實踐證明如果導彈發(fā)動機只做地面普通熱試車試驗，不研究在法向加速度作用下的性能，可能會因此而導致導彈在機動飛行中失效。為保證導彈的產品的質量和可靠性，必須設計和制作一套地面過載熱試車系統(tǒng)，對導彈在法向加速度作用下的性能進行評價，用于指導產品設計與質量控制。 所以，綜上所述，設計的機器不僅要能滿足地面的普通的熱試車試驗，而且還要能在法向加速度作用下對飛行器進行性能的檢測，不至于導彈在機動飛行中失效。 1.2 國內外發(fā)展狀況 導彈的氣動布局是這樣設計的：在導彈的紅外導引頭之后，緊接著有兩組十字型翼面。前面一組為固定的鴨式翼，后面一組用于俯仰和偏航控制。在俯仰和偏航控制翼面之后有一%W6a

11、(X6} 對副翼，與自由滾轉的尾部一起實現(xiàn)滾轉穩(wěn)定。在彈體的后段還有4片翼板與十字型尾翼連0i+ly~接在一起，以在導彈進行大過載機動時對彈體后段起加強作用。因為在攻擊末段，固體發(fā)動 34 t;J!O%L(kk機已快燃燒完，彈體后段實際上是一個空殼，如果沒有這些翼板，在導彈進行大過載機動*v A^\J0t%x:Q時，彈體可能由于應力作用而解體。據認為，巨蟒4導彈可承受的最大加速度過載高達70g，而美國的AIM9M卻只有35g。 到目前為止，在加速度對發(fā)動機性能的影響方面，人們主要進行了火箭自旋引起的橫向加速度對推進劑藥柱產生的加速度效應研究，即燃速增加導致發(fā)動機內彈道性

12、能發(fā)生畸變，影響了發(fā)動機的正常工作，這方面，國內學者進行了大量的試驗研究和理論分析工作，并取得了重大的進展。 然而實踐證明，自旋產生的橫向加速度與導彈機動飛行的橫向加速度對發(fā)動機工作產生的影響是有較大差別的，后者對發(fā)動機的影響更為突出，而且長期被人們忽視，國內外至今缺乏對其的研究資料。橫向加速度對飛行發(fā)動機絕熱層燒蝕影響的實驗研究[10]設計了實驗發(fā)動機和實驗裝置，進行了一系列飛行固體火箭發(fā)動機橫向過載模擬實驗，獲得了不同加速度下發(fā)動機絕熱層燒蝕率定量化的式樣數據，驗證了橫向加速度嚴重影響局部絕熱層燒蝕的事實，研究表明，橫向加速度對絕熱層燒蝕影響主要原因是由于橫向加速度導致燃燒室內流場發(fā)生改

13、變，離心力方向側壁絕熱層形成“燒蝕坑”，并且絕熱層的燒蝕率隨橫向加速度的增加有加倍增長的趨勢。因此十分必要開展橫向加速度對發(fā)動機性能的影響研究，獲得實驗數據，指導工程型號設計。 固體火箭發(fā)動機高速旋轉試驗臺【12】，從方案設計、動力源選擇、結構設計及傳感器選擇等方面研究了高速旋轉試驗臺涉及的幾個主要問題。雖然從實際使用情況看，圖示固體火箭發(fā)動機高速旋轉試驗臺能夠滿足推力和壓力—時間曲線同時測量的要求，同時震動噪聲也較低，試驗臺運轉、使用和維護性能也較好。但此試驗臺不能滿足我們對發(fā)動機進行離心過載的模擬實驗。 圖1-3 高速旋轉立式實驗臺組成原理示意圖 國內外的實踐證明如果導彈發(fā)動機只做地

14、面普通熱試車試驗，不研究在法向加速度作用下的性能，可能會因此面導致導彈在機動飛行中失效。為保證導彈的產品的質量和可靠性，必須設計和制作一套熱試車系統(tǒng)，對導彈在法向加速度作用下的性能進行評價，用于指導產品設計與質量控制。 1.3 論文的主要內容 首先是了解該課題的特點以及發(fā)展狀況,對所選課題有個初步的了解,為總體方案的提出打下基礎.第二步是傳動系統(tǒng)方案的設計、比較與確定,通過對傳動方案的選擇,從而完成整體設計.畫出裝配圖,裝配圖畫好后,從裝配圖中設計計算選擇各零件以及完成對零件圖的初步繪制, 用三維軟件SolidWorks 2010建立實體模型。給模型添加運動學參數、質量特性參數、力學特性參

15、數等外部環(huán)境，基于SolidWorks SimulationXpress完成實驗虛擬平臺下的運動測試。最后是對工件的夾緊方案的設計、比較與確定,完成設計后,是要與生產部門討論加工問題,看設計的方案是否符合加工方案,不合適的地方再加以再進.最后使之能滿足生產實際的需要。 2 實驗臺的總體方案設計 2.1技術參數設計 2.1.1 待測件結構尺寸設計 本試驗臺應該適應以下發(fā)動機試驗要求： 1）過載模擬（單臺或雙臺發(fā)動機） 2）發(fā)動機不點火試驗 3）待測件長度：1000 ～2000mm 4）待測件直徑：120 ～150mm 5）待測件重量： 35Kg 2.1.2 待測件載荷設

16、計 最大離心加速度：70g 旋轉架承載能力：不低于15000N 2.1.3 轉臺運動參數設計 轉臺采用變頻調速方式，技術指標： 旋轉架轉速：小于300r/min 旋轉架啟動平穩(wěn)時間：180S 電機額定功率：5.5KW 上面裝有壓力應變片，并且配有控制箱，具有安全措施保障人員安全 2.2 總體方案的提出以及特點 2.2.1 方案 方案圖： 圖2-1 方案總圖 方案圖結構組成： 1.底座； 2.支柱； 3.支撐板； 4.大軸承； 5.主軸； 6.夾具； 7. 夾具1； 8. 夾具2； 9. 夾

17、具3； 10. 內軸； 11. 螺栓； 12.試件； 13. 小軸承； 14.螺釘； 15. 螺栓； 實體圖： 圖2-2 方案實體圖 2.2.2 特點 主要特色是：結構簡單、拆裝方便、較好的制造工藝，并且使用同步帶的傳動可以提高傳動效率，在過載的環(huán)境下能夠起到自我保護作用，提高了使用的安全性能，并且可以能夠較好的滿足設計的要求性能。同時在8根支撐柱的支撐作用下，可以承擔相當大的軸向載荷，這也為在實驗臺的安全性能方面起到了很重要的穩(wěn)定作用，因為在軸向方向的力還是很大的，使用支撐柱而不是用箱體結構也不影響使用帶的傳動方式的使用。其二，使用空心軸的同時不僅能夠滿足引出線

18、的目的，同時也提高了軸的抗扭強度。其三、在測試件這一塊，也有別于以往的水平和垂直放置的相對單一的擺放方式，但是同時這也對設計提出了更高的要求，因為還有考慮剃度加速度對測試件的影響。因此，可以說這套設計方案還是有其獨特的地方。 3 實驗臺的結構設計 3.1電動機的選擇： 以知條件： 旋轉架轉速： 小于300r/min 旋轉架啟動平穩(wěn)時間：180s 最大離心加速度：70g 3.1.1選擇電動機類型和結構形式 Y系列籠型三相異步交流電動機由于結構簡單，制造、使用和維修方便，價格便宜，并且具有效率高、啟動轉矩大等特點，適用于不易燃、不易

19、爆、無腐蝕性氣體的一般場所和無特殊要求的機械上，故選用Y系列籠型三相異步交流電動機。 3.1.2 選擇電動機的容量 電動機工作時所需的功率Pd: Pd=Pw/η（kw） 工作機所需的功率Pw： Pw=T·nw / 9550（kw） 式中 T — 實驗臺的工作阻力矩 N·m； nw — 實驗臺轉臂的轉速 r/min， 實驗臺的阻力矩：T=Iz·ε（N·m） 式中 I — 實驗臺的轉動慣量 kg·m2 ε— 實驗臺的角加速度rad/ s2，可根據設計要求選取。 由已知條件可取被測試件的重量為

20、35kg，被測試件的重心到轉臂中心的距離取500mm。 考慮到實驗臺工作時要求轉臂兩邊平衡，可在轉臂另一邊對稱的放置一個配重，則實驗臺的轉動慣量， 則，被測試件的轉動慣量為： I1=2mR2=2350.52=17.5 kg·m2 另外，轉臂自身及其夾具的轉動慣量可初步估算，這里?。篒2=12.5 kg·m2 則，實驗臺的總轉動慣量I=17.5+12.5=30 kg·m2 實驗臺從啟動到穩(wěn)定轉動所需的時間為3分鐘，其最大角加速度為70g，選取ε=3.8/ s2 則，實驗臺的工作阻力矩為：T=I·

21、;ε=303.8=114 N·m 所以Pw=114300/9550=3.58 kW 傳動總效率η： V帶輪的傳動效率η1=0.96；四角接觸球軸承的傳動效率η2=0.98；滾動軸承的傳動效率η3=0.98； =η1η2η3=0.960.980.98=0.922 因此Pd=Pw/η=3.58/0.992=3.30 kW 因為忽略了風阻以及系統(tǒng)的一些摩擦力矩，電動機額定功率Pde大于Pd即可，由《機械設計指導》的表14-1選得 Y 系列電動機額定功率Pde為5.5 kW。 3.1.3 選擇電動機的轉速 回轉臺的轉約速為300r/min 通常，帶輪

22、輪傳動i=2~4 ,故電動機的轉速范圍為600~1200 r/min 從重量、價格以及傳動比等考慮，選用 Y160M2—8 電動機。 3.1.4確定電動機轉速 同一類型、功率相同的電動機具有多種轉速。如選用轉速高的電動機，其尺寸和重量小，價格較低，但是會使傳動裝置的總傳動比、尺寸結構和重量增加。選用速度低的情況剛好相反。因此，在綜合考慮電動機及傳動裝置的尺寸、重量、價格，并且根據傳動比的需要，選用電動機的同步轉速為：1000 r／min。現(xiàn)由根據《機械設計實用手冊》選電動機的型號為：Y160M2—8。具體參數如下： 電動機技術數據 型號 額

23、定功率KW 轉速 r/min 電流 A 效率 % 功率因素cosφ Y160M2-8 5.5 720 13.3 85 0.74 堵轉電流 堵轉轉矩 最大轉矩 轉動慣量 重量（Kg） 6.0 2.0 2.0 0.931 119 3.1.5 電動機的安裝 B3型安裝型式尺寸 機座號 A B C D E F G 160M 254 210 108 42 110 12 37 L K H AB AC AD HD 600 15 1600-0.5 330 325 255

24、385 安裝圖樣 圖3-1 電動機的結構設計 3.2裝配圖的設計 方案圖： 圖3-2 方案總圖 方案圖結構組成： 1.底座； 2.支柱； 3.支撐板； 4.大軸承； 5.主軸； 6.夾具； 7. 夾具1； 8. 夾具2； 9. 夾具3； 10. 內軸； 11. 螺栓； 12.試件； 13. 小軸承； 14.螺釘； 15. 螺栓； 實體圖： 圖3-3 方案實體圖 轉臂的長度1987.85mm; 整體高度：1655mm 箱體底座離轉盤的距離：655mm 3.3

25、帶傳動的選擇與計算 以下公式參考《機械設計手冊單行本—帶傳動和鏈傳動》P31表14.1—33 1、選帶：膠帆布平帶 2、帶速：取v=10 m/s < 20 m/s 3、小帶輪直徑：===265.26 mm 取 =280 mm 4、大帶輪直徑:= i=2.4280(1-0.01)= 665.28 mm 取 =710 mm 5、中心距：=（1.5～2）（+）=（1.5～2）（280+710）=1485～1980 mm 取 =1700 mm 6、帶長：L=2+(+)+=21700+(250+600)+ =4754.

26、9167 mm 取 L=5000 mm 7、小帶輪包角：=1800-57.30=1800-57.30=165.5060>1500 8、撓曲次數：y= ==2 9、帶厚：=1.2n=1.26=7.2 mm 10、設計功率： 工況系數：=1.1 小帶輪傳遞功率：P=5.5 kw 功率：Pd=P=1.15.5=6.05 kW 11、帶截面積：A= 膠帶單位面積所能傳遞的基本額定功率：=2.0 包角修正系數：=0.97 傳動布置系數：=1.0 計算得：A===3.11856 cm2 12、帶寬：b===43.31mm 取 b=90 mm 13、為帶的預緊應力，取

27、=1.8 MPa 14、有效圓周力：Ft===605 N 15、作用在軸上的力：Fr===1113.71312 N 3.4軸的設計 軸設計的主要包括結構設計和工作能力計算兩方面的內容： （1）軸的結構設計是根據軸上零件的安裝、定位以及軸的制造工藝等方面的要求，合理地確定軸的結構形式和尺寸。軸的結構設計不合理，會影響軸的工作能力和軸上零件的工作可靠性，還會增加軸的制造成本和軸上零件裝配的困難等。因此，軸的結構設計是軸設計中的重要內容。 （2）軸的工作能力計算是指軸的強度、剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計算。多數情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強度。這時只需對軸進行強度計算，以防止鍛裂和塑

28、性變形。而對剛度要求高的軸和受力的細長軸，還應進行剛度計算，以防止工作是產生過大的彈性變形。 3.4.1軸的設計 設計過程如下：以下數據均出自《機械設計》 3.4.1.1.初步確定軸的最小直徑 先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據表15-3，取A0=126,于是得 dmin=A0=126=33.87 mm P1=P=5.50.922=5.071 kW β為空心軸內外徑比,取β=0.6 為安全，乘安全系數1.8，d=33.87×1.8=60.96 mm，現(xiàn)取d=60 mm 考慮軸上開有兩個鍵槽應增大10%-1

29、5%即d=70 mm. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝下端軸承的直徑dⅠ-Ⅱ，參照軸承設計手冊，選取內徑d=70mm，外徑D=125mm代號為33214的圓錐滾子軸承。 3.4.1.2.軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案 圖3-4 主軸數據1 圖3-4 主軸數據2 圖3-5 主軸數據3 2)根據軸向的定位要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為了滿足軸承的軸向的定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一軸肩，參照軸承安裝尺寸，故取Ⅱ-Ⅲ段的直徑為79mm。Ⅰ-Ⅱ段的長度參照軸承寬度尺寸，現(xiàn)取lⅠ-Ⅱ=77mm。Ⅱ-Ⅲ段的長度暫時定為53mm 。軸承與軸的配合公差為H7

30、/r6。確定軸上圓角和倒角尺寸，取軸端倒角為245°。 （2）軸Ⅲ-Ⅳ段為軸與大帶輪配合。根據大帶輪直徑確定內徑d=110mm，所以取段軸直徑dⅢ-Ⅳ=110mm，帶輪與軸的配合公差為H7/r6。長度方向上，為滿足軸向定為，此段軸長應大于大帶輪輪緣寬度，取LⅢ-Ⅳ=120mm。 （3）軸Ⅳ-Ⅴ段為支撐段，考慮受力及帶輪直徑，現(xiàn)取dⅣ-Ⅴ=170mm，lⅣ-Ⅴ=210mm 。 （4）軸Ⅴ-Ⅵ段位支撐板，考慮大帶輪外徑及安裝要求，取代號為30630的圓錐滾子軸承配合安裝，參照軸承的安裝尺寸，取dⅤ-Ⅵ=630mm，=35mm 。轉盤直徑d=1300mm，=55mm 。 （5）

31、軸Ⅵ-Ⅶ段位固定夾具段，根據測試件長度及旋轉半徑尺寸，現(xiàn)取dⅥ-Ⅶ=150mm，lⅥ-Ⅶ=1600mm。 3)內軸設計 內軸的作用是：（1）將測試件上應變片的引線通過集流環(huán)引出； （2）在旋轉軸發(fā)生意外的時候起到一定得保護作用。 圖3-5 內軸數據 參照主軸，取外徑=38mm，內徑=24mm，長度l=1615mm，底部為100，孔8.84均布 3.5 底座設計 此方案的底座主要承受裝置的壓力，因此選用鑄造T250剛，結構如下圖： 具體尺寸入下圖： 3.6 立柱設計 為方便帶傳動的工作，本方案采用的是八根支撐整個試驗

32、臺結構，由于立柱只承受試驗臺的壓力，整個裝置的扭矩可以忽略，因此擬定這八根立柱的材料為鑄鋼TH250,具體尺寸如下： 長L=370mm，兩邊聯(lián)接處厚度各為20mm 聯(lián)接孔的定位：在直徑為100mm的圓周上均布13.58的直徑孔。 4 主要零件的設計驗算 4.1 軸的校核 4.1.1 軸強度校核 進行軸的強度校核計算時，應根據軸的具體受載及應力情況，采取相應的計算方法，并恰當地選取其許用應力。這次設計主要是既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉軸），應按彎扭合成強度條件進行計算。其計算步驟如下： 1） 作出軸的計算簡圖（即力學模型） 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計算時，常將

33、軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關，通過查表確定。 2） 作出彎矩圖 根據簡圖，分別按水平和垂直面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩MH圖和垂直面上的彎矩圖MV；然后按下式計算總彎矩并作出M圖； M= 3） 作出彎矩圖 4） 校核軸的強度 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面（即彎矩和扭矩大而軸徑可能不足的截面）作彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力 σca= 式中：σca

34、—軸的計算應力，單位為MPa; M—軸所受的彎矩，單位為N·mm T—軸所受的扭矩，單位為N·mm W—軸的抗彎截面系數，單位為mm3, [σ-1]—對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力。 5）旋轉軸的校核 P1=P=5.50.922=5.071 kW n1=n=720=300 r/min T=9550000=9550000=161426.83 N·mm 有效圓周力： Ft===2935.03 N 作用在軸上的力：Fr===1113.71312 N 軸的計算簡圖如下： 圖4-1 軸的載荷分析圖

35、 水平面上的受力圖： 圖4-2 軸在水平面上的受力圖 水平面上的彎矩圖： 圖4-3 軸在水平面上的彎矩圖 垂直面上的受力圖： 圖4-4 軸在垂直面上的受力圖 垂直面上的彎矩圖： 圖4-5 軸在垂直面上的彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4-6 軸的合成彎矩圖 扭矩圖： 圖4-7 軸的扭矩圖 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的MH 、MV 及M的值列于下表： 表4-1 載荷 水平面H 垂直面V 支反力 Y1=1991.63 N , Y2=943.40 N Z1=755.73 N , Z2=

36、357.98 N 彎矩 MH=268869.71 N·mm MV=102023.79 N·mm 總彎矩 M==287575.69 N·mm 扭矩 T=161426.83 N·mm 按彎扭合成應力校核軸的強度 由于的截面變化不是很大，所以通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩截面（即截面C）的強度。 因為扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，所以取α=0.6 σca= =2.62 MPa 前面已經選定軸的材料為45號鋼，調質處理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa. 因此σca < [σ-1],故安全。 4.1.2基于SolidWo

37、rks SimulationXpress軸的靜態(tài)應力和位移分析 1）在軸承固定處添加夾具 圖4-8 軸分析圖1 2）添加載荷，根據前面計算得離心載荷，現(xiàn)添加1500N的力。 圖4-9 軸分析圖2 3）選擇材料 4）應力結果分析 最小應力：153.353 N/m^2，最小應力位置：(1.88383mm, 491.017mm, 509.318mm)； 最大應力：2.66644e+006 N/m^2，最大應力位置：(-75.8565mm, -75.2896mm, 573.238 mm)。 圖4-10 軸應力分析結果圖 5）位移結果分析 最小位

38、移0 mm，最小位移位置：(3.83314e-014mm, 313mm, 460mm)； 最大位移0.101821 mm, 最小位移位置：(-140mm, 74.8461mm, 2162.92mm)。 圖4-11 軸位移分析結果圖 5）變形 變形比例：2115.37 圖4-12 軸變形分析結果圖 4.2軸承的選擇與校核 4.2.1 特點與選擇： 軸上的軸承即要求承受徑向載荷，又承受軸向載荷，根據其具體要求選擇圓錐滾子軸承，它可以承受徑向和軸向（單向）載荷聯(lián)合作用，其特點為能在較高轉速下工作，由于一個軸承只能承受單方向的軸向載荷，因此一般成對使用，現(xiàn)確定的軸承代號為332

39、14和30630。具體尺寸如下： （1） 圓錐滾子軸承33214： 基本尺寸/mm 基本額定載 荷/KN 極限轉速 /r.min-1 重量 /kg d D T B C Cr Cor 脂 油 70 125 41 41 32 208 298 3000 3800 2.10 計算系數 軸承代號 其他尺寸/mm e Y Y0 33214 a rmin R1min 0.41 1.5 0.8 30.7 2 1.5 安裝尺寸/mm damin dbmax Damin Damax Dbmin

40、 79 79 107 116 120 7 9 2 1.5 （2）圓錐滾子軸承30630： 基本尺寸/mm 基本額定載 荷/KN 極限轉速 /r.min-1 重量 /kg d D T B C Cr Cor 脂 油 630 920 134 128 94 3410 7100 320 430 286 計算系數 軸承代號 其他尺寸/mm e Y Y0 30630 a rmin R1min 0.43 1.4 0.78 166 7.5 7.5 安裝尺寸/mm damin db

41、max Damin Damax Dbmin 729 774 864 932 902 4.2.2 校核與計算: 圓錐滾子軸承: 由以上的設計過程可知：在軸反裝兩個圓錐滾子軸承。此回轉臺為間歇使用的機械，中斷后果嚴重 所以選預期計算壽命L`h為12000h 查滾動軸承樣本可知33214軸承的基本額定動載荷為Cr =208 KN ，額定靜載荷為Cor =298 KN；30630軸承的基本額定動載荷Cr=3410KN 額定靜載荷Cor=7100KN 1)求兩軸承受到的徑向載荷Fr1和Fr2 由軸的受力分析可知： 載荷 水平面H

42、 垂直面V 支反力 Y1=1991.63 N , Y2=943.40 N Z1=755.73 N , Z2=357.98 N 彎矩 MH=268869.71 N·mm MV=102023.79 N·mm 總彎矩 M==287575.69 N·mm 扭矩 T=161426.83 N·mm 把派生軸向力的方向與外加軸向載荷Fa的方向一致的軸承標為2,另一端標為軸承1。由于反裝所以: Fr1==1009.04 N Fr2==2130.19 N 2)求兩軸承的計算軸向力Fa1和Fa2 查表得33214軸承的e1=0.41 , Y

43、1=1.5 查表得30630軸承的e2=0.43 , Y2=1.4 Fd1=Fr1/(2Y1)= 1009.04/3=336.347 N Fd2=Fr2/(2Y2)= 2130.19/2.8=760.782 N Fa1=Fd2+Fa=760.782+15000=15760.782 N> Fd1=336.347 N 所以1軸承為壓緊端 Fa2=Fd2=760.782 N Fa1/Fr1=15760.782 /1009.04=15.62 > e1=0.41 Fa2/Fr2=760.782/2130.19=0.357 < e2=0.43 取徑向載荷系數X1

44、=0.4 , X2=1；取軸向載荷系數Y1=1.5，Y2=0 ,所以P=fp(XFr+YFa) 回轉臺并不承受大載荷，所以只能是輕微沖擊，取fp=1.1。則 P1= fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.41009.04+1.515760.782) N =26449.27 N P2= fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.1(12130.19+0760.782) N=2343.21 N 因為P1>P2.所以以軸承1來校核壽命。 Lh===53731.17 h> L`h=12000 h 故所選軸承可滿足壽命要求。 4.3螺栓與螺釘的選擇與校核 4.3.1各螺栓與螺

45、釘直徑與數目的確定： 1） 底座與立柱聯(lián)接和立柱與大軸承支撐板以及測試件固定架與主軸的直徑與數目：所選螺栓直徑d=12mm,數目為140個。 2） 定軸與底座聯(lián)接、軸承壓板與底盤聯(lián)接、測控設備與主軸聯(lián)接的數目與直徑：確定螺釘直徑d=8mm，數目為4個。 3） 旋轉軸與夾具聯(lián)接用的螺栓直徑與數目：據《機械設計指導》，確定螺釘直徑d=20mm，數目為6個。 4） 固定夾具和測試件的螺栓直徑與數目：先擬定確定螺栓直徑d=16mm,數目為24個。 4.3.2校核： 1.旋轉軸與夾具的螺釘： 據《機械設計手冊》P表3—2—2，預緊聯(lián)接，徑向靜載荷，全部螺栓承受的徑向載荷 FX=G+Fc

46、os450=(352+50)9.8+1500=2236.66 N 單個螺栓承受的徑向力 FA===372.78 N 所以螺栓桿與孔壁的擠壓強度： = 螺栓桿的剪切強度： = 式中As為螺紋部分危險截面之計算面積,As=mm，d為螺紋小徑，mm； As===254.34 mm， 所以===0.62 MPa <[]=72 MPa ===1.47 MPa <[]=72 MPa 2.固定試件的螺釘校核同上。 3.底座與支撐柱聯(lián)接用的螺栓和支撐柱與支撐板聯(lián)接用的螺栓從裝配圖結構看，由于旋轉架及其以上各零件的重力作用，這兩處螺栓的強度沒有必要校核，此處不校核。

47、地腳螺栓：用類比法確定的，不校核。 4.4 鍵的選擇與校核: 4.4.1選擇： 據《機械設計》表6—1，確定鍵如下： 帶輪與軸的聯(lián)接鍵：鍵b×h =28×16 GB/T 1096—79； 4.4.2校核: 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6—2查得許用擠壓應力[σp] =100～120 Mp，取其平均值，[σp]=110Mp,鍵的工作長度l=L－b=100－28=72 mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×16=8mm,由《機械設計》式（6—1）可得：σ= 式中：T ——傳遞的轉矩，單位為N·m；

48、 k ——鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，k=0.5h,此處h為鍵的高度，單位為mm； l ——鍵的工作長度，單位為mm,圓頭平鍵l=L－b,平頭平鍵l=L,這里L為鍵的公稱長度，單位為mm；b為鍵的寬度，單位為mm； d ——軸的直徑，單位為mm。 T=9550=9550 N·m=161.427 N·m 所以σ==MPa=5.096 MPa＜[σ]=110 Mpa （合適） 5 工件的夾緊 5.1工件的夾緊的要求 一般情況下，工件在轉動情況下需要夾緊。因為在旋轉過程中工件受到離心力及重力等外力的作用，若不夾緊

49、，工件在外力作用下就可能發(fā)生移動，輕則使測量出來的參數有錯誤，重則工件夾緊裝置，以至危害人的安全，甚至發(fā)生人生事故。同時，工件在定位過程中獲得的既定位置，也要依靠夾緊來保持，有時工件的定位也是在夾緊過程中實現(xiàn)的，因此夾緊裝置是此設計的重要組成部分。對夾緊機構和裝置有下列基本要求： （1）在夾緊過程中應能保證工件更好的得到定位； （2）夾緊應該可靠和適當。 （3）夾緊機構應操作安全、方便、省力； （4）夾緊機構的自動化程度及復雜程度應盡量相適應。 設計夾緊裝置時，首先要合理選擇夾緊點、夾緊力作用方向，并且正確確定所需要夾緊力大小。然后設計合適的夾緊機構予以保證。 實驗臺開始工作時，通

50、過齒輪傳動帶動轉動軸的轉動，固定在轉架上測試件隨著轉架一起旋轉?，F(xiàn)在，我們要通過操作裝置的簡便性、安全性，并且在實驗時盡可能的多點與多角度測試工件的參數。于是，我們就要想一套方案，怎么把測試件固定在轉盤上。 5.2 方案 圖5—1 固定支架 圖5—2 裝夾圖 5.2.2 方案的特點： 此方案我們把一塊方形的軸固定在旋轉臺上，同時我們在上面，前后兩面上打了12個螺釘孔。這里我們選用了三個地方夾緊。分別是上，中，下夾緊裝置。上，中夾緊裝置，我們選用了，上面打上螺釘孔，具體尺寸及位置見零件圖。分別安裝在軸

51、的前后兩面，通過螺栓聯(lián)接和軸固定起來。當實驗臺工作的時候，擔心由于離心力引起的螺栓松動，我們還選用了拉桿直接將前后壓板固定聯(lián)接。下夾緊裝置，我們選用的是承力塊下夾緊裝置。通過螺栓聯(lián)接把夾座和前后兩塊壓板連接在一起。這樣實驗時很安全，裝夾也很牢固，中途不會出現(xiàn)什么問題。但此方案也存在不少問題，一看此裝置就知道中間要有一根很大的軸，還要有好幾塊大的壓板，這樣就顯得這裝置很笨重，轉動起來風阻也特別大，測量角度也是非常有限。 參考文獻 [1]. 王昆等主編機械設計,機械設計基礎課程設計,1995 [2]. 曹維慶等主編.機構設計.機械工業(yè)出版社，2000 [3]. 洪家娣等主編.機械設計指

52、導.江西高校出版社，2001 [4]. 吳宗澤主編.機械設計實用手冊. 化學工業(yè)出版社，1991 [5]. 戴曙等主編.金屬切削機床.機械工業(yè)出版社,2000 [6]. 濮良貴等主編.機械設計.高等教育出版社，2001 [7]. 孫桓等主編.機械原理.高等教育出版社，2001 [8]. 機械工程手冊編輯委員會編.機械工程師手冊.機械工業(yè)出版社，1992 [9]. 王先逵主編.機械制造工藝學.清華大學出版社，1999 [10]. 李越森.葉定友.利鳳翔. 橫向加速度對飛行發(fā)動機絕熱層燒蝕影響的實驗研究.航空動力 學報.200419（2）：279-282 [11]. 相瑜才等主

53、編.工程材料及機械制造基礎.機械工業(yè)出版社，1997 [12]. 王彬.武曉松.余陵.王棟.固體火箭發(fā)動機高速旋轉試驗臺設計.南京理工大學學報,2005,29(5):536-539 [13].劉鴻文主編.材料力學.高等教育出版社，1999 [14].廖念釗等主編.互換性與技術測量.中國計量出版社，2002 [15].國家教委高等教育司編.高等學校畢業(yè)設計（論文）指導手冊（機械卷）.高等教育出版社， 2002 [16].于進勇.顧文錦.張友安.導彈過載控制系統(tǒng)線性反演設計.彈箭與制導學報.2004.s1（4）399-403 [17].關為群.殷興良.美國 THAAD導彈能量管理控

54、制機動研究.現(xiàn)代防御技術.2005，33（3）：43-47 [18].Shigley J E, Uicher J J. Theory of machines and mechanisms. New York:McGraW-Hill Book Company,1980 [19]. Bezdek , J.C., Pattern recognition with fuzzy objective function algorithms, New York, Plenum Press, 1981. [20].成大先主編. 機械設計手冊. 化學工業(yè)出版社，1997 [21].曹維慶等主編. 機械設

55、計. 機械工業(yè)出版社，2000 [22].Shigley J E, Uicher J J. Theory of machines and mechanisms . New York :McGraw-Hill Book Company,1980 小 結 在許瑛老師的指導下，經過四個月的努力，我完成了大學的畢業(yè)論文。我通過了解試驗臺工作原理和用途，熟悉了機械的設計步驟，鍛煉了工程設計實踐能力，培養(yǎng)了自己獨立設計能力。此次畢業(yè)設計既是對我專業(yè)知識的一次實際檢驗和夯實，同時也是我走向工作崗位前的一次熱身，為我今后走上工作崗位打下了堅實的基礎。 通過做畢業(yè)設計，我不僅學會了查找相

56、關資料、相關標準、分析數據的方法，同時也提高了自己的制圖能力和動手能力，也懂得了許多經驗公式的獲得是前人不懈努力的結果，在整個畢業(yè)設計過程中，通過老師的指導和與同學們的交流，讓我知道了團隊的力量，有了團隊的力量，就有了自己的成功，這是一個即將走向社會的大學生必須學會的。但同時，畢業(yè)設計也讓我看見了自己的專業(yè)基礎知識還有很多不足的地方，比如對機械專業(yè)知識的綜合應用能力不夠，對工程材料的不太了解。在這四個月里我也學會了如何合理的安排好自己的時間和工作進度，并持之以恒的把它完成。同時做畢業(yè)設計也是一個自我蛻變的過程,獨立完成是很重要的,因為走上工作崗位后,只能靠自己去完成自己的工作，只有做到多看多學

57、多動手實踐，才會使自己的未來有更廣闊的天空。 致 謝 這次論文能夠按時順利地完成，得力于許瑛老師的耐心指導。她嚴謹治學的精神，精益求精的工作作風，深深地激勵著我。從課題的選擇到論文的最終完成，許老師都始終給予我細心的指導。在這為四個月里，老師多次給我們輔導和答疑，不厭其煩的傳授和解答我們的問題，同時為我們提供了許多相關的有用的資料，并在畢業(yè)設計的構思等方面提出寶貴的意見和建議。在此謹向許老師致以誠摯的謝意和最崇高的敬意！ 在此還要感謝大學四年中所有教導過我的老師們，您們的諄諄教誨，不僅讓我學會了很多知識，而且引導我進入了機械這個行業(yè)，讓我受益一生。同時還要感謝0781052班的全體同學，很榮幸能夠和你們一起度過難忘的大學四年生活，在學習上相互幫助，一起進步。并對畢業(yè)論文答辯中，給予我考核的各位老師表示由衷的感謝。并對老師和同學們表示我衷心的祝福，祝各位老師和同學工作順利，生活愉快！ 最后我要特別感謝我的父母，是他們含辛茹苦的把我養(yǎng)大并供我上完了大學，他們是最偉大的人！我將不負你們期望，我會把自己的所學投入到祖國的建設中去，為祖國的建設貢獻出自己的一份力量。