《機(jī)械制造專業(yè) 旋架式加速度過載模擬實(shí)驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械制造專業(yè) 旋架式加速度過載模擬實(shí)驗(yàn)臺結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與分析（33頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、1 前 言 1.1 選題的意義 現(xiàn)代軍事、國防領(lǐng)域?qū)鸸て凤w行器的機(jī)動性能要求很高?；鸸て返臋C(jī)動性能好，對其整體強(qiáng)度要求就越高，承受機(jī)動過載的能力越強(qiáng)。 我國對導(dǎo)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(dǎo)彈的一些高性能要求，如導(dǎo)彈的全方位、大空域機(jī)動，末端變化軌跡運(yùn)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(dǎo)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(gè)系統(tǒng)中，導(dǎo)彈過載控制系統(tǒng)的非線性反演設(shè)計(jì)【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(jìn)行測量控制，而不再需要對一些角度進(jìn)行測量和

2、控制，因此這種方案使整個(gè)控制系統(tǒng)所需要的零部件減少，控制器結(jié)構(gòu)更加簡單明了。非線性自適應(yīng)控制在最近十幾年引起人們的廣泛關(guān)注，并取得了顯著的發(fā)展。其中比較典型的是反演設(shè)計(jì)技術(shù)，它是一種系統(tǒng)的非線性設(shè)計(jì)方法，通過一步一步地構(gòu)造李雅普諾夫函數(shù)推導(dǎo)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(gòu)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(jià)，并提出了一種關(guān)于導(dǎo)彈過載量嚴(yán)格反饋形式的簡化數(shù)學(xué)模型。并利用反演設(shè)計(jì)技術(shù)設(shè)計(jì)了該過載系統(tǒng)的控制器，并應(yīng)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(shí)給出實(shí)例，進(jìn)行了仿真。導(dǎo)彈過載控制系統(tǒng)的非線性反演設(shè)計(jì)【16】在證明了飛行器姿態(tài)的收斂與過載收斂等價(jià)的基礎(chǔ)上

3、，提出了一種導(dǎo)彈過載控制系統(tǒng)的簡化非線性數(shù)學(xué)模型，并利用反演設(shè)計(jì)技術(shù)，設(shè)計(jì)了縱向過載的控制器,該方法使控制系統(tǒng)結(jié)構(gòu)大大簡化。仿真研究驗(yàn)證了簡化過載模型的合理性和控制方法的有效性。 導(dǎo)彈制導(dǎo)控制系統(tǒng)是一種自動控制系統(tǒng),它是導(dǎo)彈的核心組成部分,而對導(dǎo)彈制導(dǎo)控制系統(tǒng)的研究落腳于對制導(dǎo)規(guī)律和控制規(guī)律的設(shè)計(jì),參照導(dǎo)彈實(shí)體,結(jié)合工程實(shí)際,考慮現(xiàn)有制導(dǎo)規(guī)律和控制規(guī)律存在的問題,具體進(jìn)行的主要工作如下: (1)導(dǎo)彈制導(dǎo)控制系統(tǒng)分析。主要包括對導(dǎo)彈制導(dǎo)控制系統(tǒng)的原理、組成的分析,介紹其分類,并給出了設(shè)計(jì)制導(dǎo)控制系統(tǒng)應(yīng)滿足的指標(biāo),結(jié)合研究對象,對自動尋的制導(dǎo)控制系統(tǒng)進(jìn)行了詳細(xì)的探討。 (2)導(dǎo)彈運(yùn)動學(xué)建模。引入

4、了研究導(dǎo)彈制導(dǎo)控制系統(tǒng)常用的坐標(biāo)系及各坐標(biāo)系之間的關(guān)系;分析了作用在導(dǎo)彈上的力與力矩,在此基礎(chǔ)上建立了導(dǎo)彈動力學(xué)方程和運(yùn)動學(xué)方程,結(jié)合導(dǎo)彈質(zhì)量變化和對導(dǎo)彈的操縱關(guān)系,建立了空空導(dǎo)彈的運(yùn)動學(xué)模型;針對研究對象,在一定假設(shè)的基礎(chǔ)上建立了傾斜轉(zhuǎn)彎導(dǎo)彈的數(shù)學(xué)模型。 在飛行器工程領(lǐng)域【17】，能量管理技術(shù)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(guān)機(jī)固體彈道導(dǎo)彈的能量管理。與這兩種已有能量管理技術(shù)不同的是，THAAD導(dǎo)彈的EMM發(fā)生在剛剛發(fā)射后的主動段，導(dǎo)彈飛行在距離發(fā)射點(diǎn)不遠(yuǎn)的稠密大氣層中。受反導(dǎo)攔截反應(yīng)時(shí)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(dǎo)彈的飛行攻角，依靠阻力的增大、主發(fā)動機(jī)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(dǎo)彈飛行主動段，當(dāng)導(dǎo)彈以90。以內(nèi)的大攻角飛行時(shí)，阻力作用增大，推力增速作用減小，導(dǎo)致飛行速度增幅減小，從而轉(zhuǎn)彎慣性減??；推力在速度法向的分量與非線性升力相疊加，彈道轉(zhuǎn)彎作用力增大，法向加速度增大。所以，在轉(zhuǎn)彎慣性減小與法向加速度增大兩項(xiàng)作用下，導(dǎo)彈具有“速度耗散”與“高機(jī)動快速轉(zhuǎn)彎”的綜合特性。并且，主動段大攻角高機(jī)動飛行，由于可以采用高操縱性的推力矢量控制方法進(jìn)行大攻角飛行穩(wěn)定控制而具有可實(shí)現(xiàn)性。因此，采用大攻角飛行的彈道設(shè)計(jì)方法可以達(dá)成對導(dǎo)彈速度的能量管

6、理。顯然，大攻角飛行可以達(dá)到能量耗散的目的。然而，如何給定適當(dāng)?shù)目刂浦噶睿刂茖?dǎo)彈以大攻角飛行狀態(tài)實(shí)現(xiàn)適當(dāng)形式的高機(jī)動彈道軌跡，成為實(shí)現(xiàn)大攻角飛行能量耗散技術(shù)的關(guān)鍵問題。通過分析，耗盡關(guān)機(jī)固體彈道導(dǎo)彈能量管理控制的“姿態(tài)調(diào)制法”，可以應(yīng)用于此。采用耗盡關(guān)機(jī)方案的固體彈道導(dǎo)彈，為了進(jìn)行能量管理、實(shí)現(xiàn)射程和橫向控制，在發(fā)動機(jī)耗盡關(guān)機(jī)前采用了“姿態(tài)調(diào)制導(dǎo)引控制方法”。其具體控制方式為——將姿態(tài)變化設(shè)計(jì)成調(diào)制波形，控制彈體姿態(tài)連同發(fā)動機(jī)主推力方向與原期望速度增量方向產(chǎn)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(dá)到消耗多余能量的目的。 導(dǎo)彈等飛行器特別是對對空發(fā)射等高質(zhì)量、高精度的武器

7、，它們有很高的要求：要有很好的機(jī)動性能，導(dǎo)彈的機(jī)動性能越好，要求它的整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度就越高，承受機(jī)動過載的能力越強(qiáng)，特別是戰(zhàn)術(shù)導(dǎo)彈，這類導(dǎo)彈用于攻擊快速活動目標(biāo)，對姿態(tài)控制系統(tǒng)的動態(tài)品質(zhì)要求較高，尤其要求具有反應(yīng)迅速和能使導(dǎo)彈產(chǎn)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(jī)的結(jié)構(gòu)性能就要求越高，像這種高科技武器，一般是要求沒有質(zhì)量問題，所以我們在生產(chǎn)使用前必須對一些參數(shù)進(jìn)行實(shí)驗(yàn)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(nèi)，因此，我們必須設(shè)計(jì)出相關(guān)儀器來測試出其參數(shù)。導(dǎo)彈在機(jī)動過載情況下其殼體的受力比較復(fù)雜，它會受到很多方面的影響：導(dǎo)彈在機(jī)動過載情況下其殼體

8、的受力比較復(fù)雜，假設(shè)導(dǎo)彈的主翼壓心（F主）、質(zhì)心（F質(zhì)）及尾翼壓心（F尾）的分布是按圖1-1所示。如果控制導(dǎo)彈的俯仰、偏航是由F尾（F尾可能是尾翼、燃?xì)舛婊蛉嵝試姽艿犬a(chǎn)生的側(cè)向力）來實(shí)現(xiàn)的，導(dǎo)彈在有大的離軸角度變向（如抬頭）時(shí)其飛行軌跡如圖1-1。 圖1-1 導(dǎo)彈機(jī)動過載下的受力簡圖 導(dǎo)彈在機(jī)動過載情況下產(chǎn)生的法向加速度對發(fā)動機(jī)的影響為： 1） 法向加速度對導(dǎo)彈機(jī)械結(jié)構(gòu)的影響 一般機(jī)動性能好的導(dǎo)彈過載高達(dá)幾十個(gè)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(dǎo)彈長度有關(guān)）。很顯然這么大的變形勢必影響發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，甚至彈體可能會被折斷；同時(shí)大變形也可能引起

9、絕熱層的脫粘等，增加了發(fā)動機(jī)著火、燒穿等的可能性。 2 ） 法向加速度對導(dǎo)彈發(fā)動機(jī)內(nèi)流場的影響 法向加速度造成彈體的變形改變了發(fā)動機(jī)內(nèi)部空間，內(nèi)流場有很大變化，特別是在發(fā)動機(jī)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(jī)燒穿的可能性。 法向加速度造成發(fā)動機(jī)燃燒室內(nèi)的燃燒產(chǎn)物（特別是凝聚相組份）會沿著法向方向有相對運(yùn)動。也就是說此刻的內(nèi)流場中燃燒產(chǎn)物分布的密度有很大差別，發(fā)動機(jī)燃燒室內(nèi)法向方向一側(cè)凝聚相產(chǎn)物的密度要大大高于另一側(cè)，這種現(xiàn)象又加速了這側(cè)的燒蝕。 法向加速度對導(dǎo)彈的影響結(jié)果如圖1-2所示。 圖1-2 法向加速度對導(dǎo)彈的影響示意

10、圖 實(shí)踐證明如果導(dǎo)彈發(fā)動機(jī)只做地面普通熱試車試驗(yàn)，不研究在法向加速度作用下的性能，可能會因此而導(dǎo)致導(dǎo)彈在機(jī)動飛行中失效。為保證導(dǎo)彈的產(chǎn)品的質(zhì)量和可靠性，必須設(shè)計(jì)和制作一套地面過載熱試車系統(tǒng)，對導(dǎo)彈在法向加速度作用下的性能進(jìn)行評價(jià)，用于指導(dǎo)產(chǎn)品設(shè)計(jì)與質(zhì)量控制。 所以，綜上所述，設(shè)計(jì)的機(jī)器不僅要能滿足地面的普通的熱試車試驗(yàn)，而且還要能在法向加速度作用下對飛行器進(jìn)行性能的檢測，不至于導(dǎo)彈在機(jī)動飛行中失效。 1.2 國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r 導(dǎo)彈的氣動布局是這樣設(shè)計(jì)的：在導(dǎo)彈的紅外導(dǎo)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(zhuǎn)的尾部一起實(shí)現(xiàn)滾轉(zhuǎn)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(dǎo)彈進(jìn)行大過載機(jī)動時(shí)對彈體后段起加強(qiáng)作用。因?yàn)樵诠裟┒?，固體發(fā)動 34 t;J!O%L(kk機(jī)已快燃燒完，彈體后段實(shí)際上是一個(gè)空殼，如果沒有這些翼板，在導(dǎo)彈進(jìn)行大過載機(jī)動*v A^\J0t%x:Q時(shí)，彈體可能由于應(yīng)力作用而解體。據(jù)認(rèn)為，巨蟒4導(dǎo)彈可承受的最大加速度過載高達(dá)70g，而美國的AIM9M卻只有35g。 到目前為止，在加速度對發(fā)動機(jī)性能的影響方面，人們主要進(jìn)行了火箭自旋引起的橫向加速度對推進(jìn)劑藥柱產(chǎn)生的加速度效應(yīng)研究，即燃速增加導(dǎo)致發(fā)動機(jī)內(nèi)彈道性

12、能發(fā)生畸變，影響了發(fā)動機(jī)的正常工作，這方面，國內(nèi)學(xué)者進(jìn)行了大量的試驗(yàn)研究和理論分析工作，并取得了重大的進(jìn)展。 然而實(shí)踐證明，自旋產(chǎn)生的橫向加速度與導(dǎo)彈機(jī)動飛行的橫向加速度對發(fā)動機(jī)工作產(chǎn)生的影響是有較大差別的，后者對發(fā)動機(jī)的影響更為突出，而且長期被人們忽視，國內(nèi)外至今缺乏對其的研究資料。橫向加速度對飛行發(fā)動機(jī)絕熱層燒蝕影響的實(shí)驗(yàn)研究[10]設(shè)計(jì)了實(shí)驗(yàn)發(fā)動機(jī)和實(shí)驗(yàn)裝置，進(jìn)行了一系列飛行固體火箭發(fā)動機(jī)橫向過載模擬實(shí)驗(yàn)，獲得了不同加速度下發(fā)動機(jī)絕熱層燒蝕率定量化的式樣數(shù)據(jù)，驗(yàn)證了橫向加速度嚴(yán)重影響局部絕熱層燒蝕的事實(shí)，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(dǎo)致燃燒室內(nèi)流場發(fā)生改

13、變，離心力方向側(cè)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(jī)性能的影響研究，獲得實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，指導(dǎo)工程型號設(shè)計(jì)。 固體火箭發(fā)動機(jī)高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)臺【12】，從方案設(shè)計(jì)、動力源選擇、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及傳感器選擇等方面研究了高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)臺涉及的幾個(gè)主要問題。雖然從實(shí)際使用情況看，圖示固體火箭發(fā)動機(jī)高速旋轉(zhuǎn)試驗(yàn)臺能夠滿足推力和壓力—時(shí)間曲線同時(shí)測量的要求，同時(shí)震動噪聲也較低，試驗(yàn)臺運(yùn)轉(zhuǎn)、使用和維護(hù)性能也較好。但此試驗(yàn)臺不能滿足我們對發(fā)動機(jī)進(jìn)行離心過載的模擬實(shí)驗(yàn)。 圖1-3 高速旋轉(zhuǎn)立式實(shí)驗(yàn)臺組成原理示意圖 國內(nèi)外的實(shí)踐證明如果導(dǎo)彈發(fā)動機(jī)只做地

14、面普通熱試車試驗(yàn)，不研究在法向加速度作用下的性能，可能會因此面導(dǎo)致導(dǎo)彈在機(jī)動飛行中失效。為保證導(dǎo)彈的產(chǎn)品的質(zhì)量和可靠性，必須設(shè)計(jì)和制作一套熱試車系統(tǒng)，對導(dǎo)彈在法向加速度作用下的性能進(jìn)行評價(jià)，用于指導(dǎo)產(chǎn)品設(shè)計(jì)與質(zhì)量控制。 1.3 論文的主要內(nèi)容 首先是了解該課題的特點(diǎn)以及發(fā)展?fàn)顩r,對所選課題有個(gè)初步的了解,為總體方案的提出打下基礎(chǔ).第二步是傳動系統(tǒng)方案的設(shè)計(jì)、比較與確定,通過對傳動方案的選擇,從而完成整體設(shè)計(jì).畫出裝配圖,裝配圖畫好后,從裝配圖中設(shè)計(jì)計(jì)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(shí)體模型。給模型添加運(yùn)動學(xué)參數(shù)、質(zhì)量特性參數(shù)、力學(xué)特性參

15、數(shù)等外部環(huán)境，基于SolidWorks SimulationXpress完成實(shí)驗(yàn)虛擬平臺下的運(yùn)動測試。最后是對工件的夾緊方案的設(shè)計(jì)、比較與確定,完成設(shè)計(jì)后,是要與生產(chǎn)部門討論加工問題,看設(shè)計(jì)的方案是否符合加工方案,不合適的地方再加以再進(jìn).最后使之能滿足生產(chǎn)實(shí)際的需要。 2 實(shí)驗(yàn)臺的總體方案設(shè)計(jì) 2.1技術(shù)參數(shù)設(shè)計(jì) 2.1.1 待測件結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì) 本試驗(yàn)臺應(yīng)該適應(yīng)以下發(fā)動機(jī)試驗(yàn)要求： 1）過載模擬（單臺或雙臺發(fā)動機(jī)） 2）發(fā)動機(jī)不點(diǎn)火試驗(yàn) 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(shè)

16、計(jì) 最大離心加速度：70g 旋轉(zhuǎn)架承載能力：不低于15000N 2.1.3 轉(zhuǎn)臺運(yùn)動參數(shù)設(shè)計(jì) 轉(zhuǎn)臺采用變頻調(diào)速方式，技術(shù)指標(biāo)： 旋轉(zhuǎn)架轉(zhuǎn)速：小于300r/min 旋轉(zhuǎn)架啟動平穩(wěn)時(shí)間：180S 電機(jī)額定功率：5.5KW 上面裝有壓力應(yīng)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(diǎn) 2.2.1 方案 方案圖： 圖2-1 方案總圖 方案圖結(jié)構(gòu)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(nèi)軸； 11. 螺栓； 12.試件； 13. 小軸承； 14.螺釘； 15. 螺栓； 實(shí)體圖： 圖2-2 方案實(shí)體圖 2.2.2 特點(diǎn) 主要特色是：結(jié)構(gòu)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(hù)作用，提高了使用的安全性能，并且可以能夠較好的滿足設(shè)計(jì)的要求性能。同時(shí)在8根支撐柱的支撐作用下，可以承擔(dān)相當(dāng)大的軸向載荷，這也為在實(shí)驗(yàn)臺的安全性能方面起到了很重要的穩(wěn)定作用，因?yàn)樵谳S向方向的力還是很大的，使用支撐柱而不是用箱體結(jié)構(gòu)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(shí)不僅能夠滿足引出線

18、的目的，同時(shí)也提高了軸的抗扭強(qiáng)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(shí)這也對設(shè)計(jì)提出了更高的要求，因?yàn)檫€有考慮剃度加速度對測試件的影響。因此，可以說這套設(shè)計(jì)方案還是有其獨(dú)特的地方。 3 實(shí)驗(yàn)臺的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.1電動機(jī)的選擇： 以知條件： 旋轉(zhuǎn)架轉(zhuǎn)速： 小于300r/min 旋轉(zhuǎn)架啟動平穩(wěn)時(shí)間：180s 最大離心加速度：70g 3.1.1選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式 Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)由于結(jié)構(gòu)簡單，制造、使用和維修方便，價(jià)格便宜，并且具有效率高、啟動轉(zhuǎn)矩大等特點(diǎn)，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(jī)械上，故選用Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)。 3.1.2 選擇電動機(jī)的容量 電動機(jī)工作時(shí)所需的功率Pd: Pd=Pw/η（kw） 工作機(jī)所需的功率Pw： Pw=T·nw / 9550（kw） 式中 T — 實(shí)驗(yàn)臺的工作阻力矩 N·m； nw — 實(shí)驗(yàn)臺轉(zhuǎn)臂的轉(zhuǎn)速 r/min， 實(shí)驗(yàn)臺的阻力矩：T=Iz·ε（N·m） 式中 I — 實(shí)驗(yàn)臺的轉(zhuǎn)動慣量 kg·m2 ε— 實(shí)驗(yàn)臺的角加速度rad/ s2，可根據(jù)設(shè)計(jì)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(zhuǎn)臂中心的距離取500mm。 考慮到實(shí)驗(yàn)臺工作時(shí)要求轉(zhuǎn)臂兩邊平衡，可在轉(zhuǎn)臂另一邊對稱的放置一個(gè)配重，則實(shí)驗(yàn)臺的轉(zhuǎn)動慣量， 則，被測試件的轉(zhuǎn)動慣量為： I1=2mR2=2350.52=17.5 kg·m2 另外，轉(zhuǎn)臂自身及其夾具的轉(zhuǎn)動慣量可初步估算，這里?。篒2=12.5 kg·m2 則，實(shí)驗(yàn)臺的總轉(zhuǎn)動慣量I=17.5+12.5=30 kg·m2 實(shí)驗(yàn)臺從啟動到穩(wěn)定轉(zhuǎn)動所需的時(shí)間為3分鐘，其最大角加速度為70g，選取ε=3.8/ s2 則，實(shí)驗(yàn)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?yàn)楹雎粤孙L(fēng)阻以及系統(tǒng)的一些摩擦力矩，電動機(jī)額定功率Pde大于Pd即可，由《機(jī)械設(shè)計(jì)指導(dǎo)》的表14-1選得 Y 系列電動機(jī)額定功率Pde為5.5 kW。 3.1.3 選擇電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 回轉(zhuǎn)臺的轉(zhuǎn)約速為300r/min 通常，帶輪

22、輪傳動i=2~4 ,故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為600~1200 r/min 從重量、價(jià)格以及傳動比等考慮，選用 Y160M2—8 電動機(jī)。 3.1.4確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 同一類型、功率相同的電動機(jī)具有多種轉(zhuǎn)速。如選用轉(zhuǎn)速高的電動機(jī)，其尺寸和重量小，價(jià)格較低，但是會使傳動裝置的總傳動比、尺寸結(jié)構(gòu)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(jī)及傳動裝置的尺寸、重量、價(jià)格，并且根據(jù)傳動比的需要，選用電動機(jī)的同步轉(zhuǎn)速為：1000 r／min?，F(xiàn)由根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊》選電動機(jī)的型號為：Y160M2—8。具體參數(shù)如下： 電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù) 型號 額

23、定功率KW 轉(zhuǎn)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(zhuǎn)電流 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)動慣量 重量（Kg） 6.0 2.0 2.0 0.931 119 3.1.5 電動機(jī)的安裝 B3型安裝型式尺寸 機(jī)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(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 3.2裝配圖的設(shè)計(jì) 方案圖： 圖3-2 方案總圖 方案圖結(jié)構(gòu)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(nèi)軸； 11. 螺栓； 12.試件； 13. 小軸承； 14.螺釘； 15. 螺栓； 實(shí)體圖： 圖3-3 方案實(shí)體圖 轉(zhuǎn)臂的長度1987.85mm; 整體高度：1655mm 箱體底座離轉(zhuǎn)盤的距離：655mm 3.3

25、帶傳動的選擇與計(jì)算 以下公式參考《機(jī)械設(shè)計(jì)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(shù)：y= ==2 9、帶厚：=1.2n=1.26=7.2 mm 10、設(shè)計(jì)功率： 工況系數(shù)：=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(shù)：=0.97 傳動布置系數(shù)：=1.0 計(jì)算得：A===3.11856 cm2 12、帶寬：b===43.31mm 取 b=90 mm 13、為帶的預(yù)緊應(yīng)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(shè)計(jì) 軸設(shè)計(jì)的主要包括結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和工作能力計(jì)算兩方面的內(nèi)容： （1）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是根據(jù)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(jié)構(gòu)形式和尺寸。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)是軸設(shè)計(jì)中的重要內(nèi)容。 （2）軸的工作能力計(jì)算是指軸的強(qiáng)度、剛度和震動穩(wěn)定性等方面的計(jì)算。多數(shù)情況下，軸的工作能力主要取決于軸的強(qiáng)度。這時(shí)只需對軸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)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(xì)長軸，還應(yīng)進(jìn)行剛度計(jì)算，以防止工作是產(chǎn)生過大的彈性變形。 3.4.1軸的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)過程如下：以下數(shù)據(jù)均出自《機(jī)械設(shè)計(jì)》 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(diào)質(zhì)處理。根據(jù)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(nèi)外徑比,取β=0.6 為安全，乘安全系數(shù)1.8，d=33.87×1.8=60.96 mm，現(xiàn)取d=60 mm 考慮軸上開有兩個(gè)鍵槽應(yīng)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(shè)計(jì)手冊，選取內(nèi)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(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1)擬定軸上零件的裝配方案 圖3-4 主軸數(shù)據(jù)1 圖3-4 主軸數(shù)據(jù)2 圖3-5 主軸數(shù)據(jù)3 2)根據(jù)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(shí)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(jù)大帶輪直徑確定內(nèi)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(yīng)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(zhuǎn)盤直徑d=1300mm，=55mm 。 （5）

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

32、臺結(jié)構(gòu)，由于立柱只承受試驗(yàn)臺的壓力，整個(gè)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(shè)計(jì)驗(yàn)算 4.1 軸的校核 4.1.1 軸強(qiáng)度校核 進(jìn)行軸的強(qiáng)度校核計(jì)算時(shí)，應(yīng)根據(jù)軸的具體受載及應(yīng)力情況，采取相應(yīng)的計(jì)算方法，并恰當(dāng)?shù)剡x取其許用應(yīng)力。這次設(shè)計(jì)主要是既承受彎矩又承受扭矩的軸（轉(zhuǎn)軸），應(yīng)按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行計(jì)算。其計(jì)算步驟如下： 1） 作出軸的計(jì)算簡圖（即力學(xué)模型） 軸所受的載荷是從軸上零件傳來的。計(jì)算時(shí)，常將

33、軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)作置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)，通過查表確定。 2） 作出彎矩圖 根據(jù)簡圖，分別按水平和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)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(jì)算總彎矩并作出M圖； M= 3） 作出彎矩圖 4） 校核軸的強(qiáng)度 已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險(xiǎn)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(qiáng)度校核計(jì)算。按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力 σca= 式中：σca

34、—軸的計(jì)算應(yīng)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(shù)，單位為mm3, [σ-1]—對稱循環(huán)變應(yīng)力時(shí)軸的許用彎曲應(yīng)力。 5）旋轉(zhuǎn)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(jì)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(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面?，F(xiàn)將計(jì)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(yīng)力校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度。 因?yàn)榕まD(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，所以取α=0.6 σca= =2.62 MPa 前面已經(jīng)選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)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(yīng)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(jù)前面計(jì)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(yīng)力結(jié)果分析 最小應(yīng)力：153.353 N/m^2，最小應(yīng)力位置：(1.88383mm, 491.017mm, 509.318mm)； 最大應(yīng)力：2.66644e+006 N/m^2，最大應(yīng)力位置：(-75.8565mm, -75.2896mm, 573.238 mm)。 圖4-10 軸應(yīng)力分析結(jié)果圖 5）位移結(jié)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(jié)果圖 5）變形 變形比例：2115.37 圖4-12 軸變形分析結(jié)果圖 4.2軸承的選擇與校核 4.2.1 特點(diǎn)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(jù)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(diǎn)為能在較高轉(zhuǎn)速下工作，由于一個(gè)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(zhuǎn)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(jì)算系數(shù) 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(zhuǎn)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(jì)算系數(shù) 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(jì)算: 圓錐滾子軸承: 由以上的設(shè)計(jì)過程可知：在軸反裝兩個(gè)圓錐滾子軸承。此回轉(zhuǎn)臺為間歇使用的機(jī)械，中斷后果嚴(yán)重 所以選預(yù)期計(jì)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(biāo)為2,另一端標(biāo)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(jì)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(shù)X1

44、=0.4 , X2=1；取軸向載荷系數(shù)Y1=1.5，Y2=0 ,所以P=fp(XFr+YFa) 回轉(zhuǎn)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?yàn)镻1>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?shù)倪x擇與校核 4.3.1各螺栓與螺

45、釘直徑與數(shù)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(shù)目：所選螺栓直徑d=12mm,數(shù)目為140個(gè)。 2） 定軸與底座聯(lián)接、軸承壓板與底盤聯(lián)接、測控設(shè)備與主軸聯(lián)接的數(shù)目與直徑：確定螺釘直徑d=8mm，數(shù)目為4個(gè)。 3） 旋轉(zhuǎn)軸與夾具聯(lián)接用的螺栓直徑與數(shù)目：據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)指導(dǎo)》，確定螺釘直徑d=20mm，數(shù)目為6個(gè)。 4） 固定夾具和測試件的螺栓直徑與數(shù)目：先擬定確定螺栓直徑d=16mm,數(shù)目為24個(gè)。 4.3.2校核： 1.旋轉(zhuǎn)軸與夾具的螺釘： 據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊》P表3—2—2，預(yù)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(gè)螺栓承受的徑向力 FA===372.78 N 所以螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度： = 螺栓桿的剪切強(qiáng)度： = 式中As為螺紋部分危險(xiǎn)截面之計(jì)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(jié)構(gòu)看，由于旋轉(zhuǎn)架及其以上各零件的重力作用，這兩處螺栓的強(qiáng)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(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》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(jī)械設(shè)計(jì)》表6—2查得許用擠壓應(yīng)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(jī)械設(shè)計(jì)》式（6—1）可得：σ= 式中：T ——傳遞的轉(zhuǎn)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(fēng)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(zhuǎn)動情況下需要夾緊。因?yàn)樵谛D(zhuǎn)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(shù)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(shí)，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(shí)工件的定位也是在夾緊過程中實(shí)現(xiàn)的，因此夾緊裝置是此設(shè)計(jì)的重要組成部分。對夾緊機(jī)構(gòu)和裝置有下列基本要求： （1）在夾緊過程中應(yīng)能保證工件更好的得到定位； （2）夾緊應(yīng)該可靠和適當(dāng)。 （3）夾緊機(jī)構(gòu)應(yīng)操作安全、方便、省力； （4）夾緊機(jī)構(gòu)的自動化程度及復(fù)雜程度應(yīng)盡量相適應(yīng)。 設(shè)計(jì)夾緊裝置時(shí)，首先要合理選擇夾緊點(diǎn)、夾緊力作用方向，并且正確確定所需要夾緊力大小。然后設(shè)計(jì)合適的夾緊機(jī)構(gòu)予以保證。 實(shí)驗(yàn)臺開始工作時(shí)，通

50、過齒輪傳動帶動轉(zhuǎn)動軸的轉(zhuǎn)動，固定在轉(zhuǎn)架上測試件隨著轉(zhuǎn)架一起旋轉(zhuǎn)?，F(xiàn)在，我們要通過操作裝置的簡便性、安全性，并且在實(shí)驗(yàn)時(shí)盡可能的多點(diǎn)與多角度測試工件的參數(shù)。于是，我們就要想一套方案，怎么把測試件固定在轉(zhuǎn)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(diǎn)： 此方案我們把一塊方形的軸固定在旋轉(zhuǎn)臺上，同時(shí)我們在上面，前后兩面上打了12個(gè)螺釘孔。這里我們選用了三個(gè)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(dāng)實(shí)驗(yàn)臺工作的時(shí)候，擔(dān)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(shí)驗(yàn)時(shí)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(zhuǎn)動起來風(fēng)阻也特別大，測量角度也是非常有限。 參考文獻(xiàn) [1]. 王昆等主編機(jī)械設(shè)計(jì),機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì),1995 [2]. 曹維慶等主編.機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì).機(jī)械工業(yè)出版社，2000 [3]. 洪家娣等主編.機(jī)械設(shè)計(jì)指

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55、計(jì). 機(jī)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(jié) 在許瑛老師的指導(dǎo)下，經(jīng)過四個(gè)月的努力，我完成了大學(xué)的畢業(yè)論文。我通過了解試驗(yàn)臺工作原理和用途，熟悉了機(jī)械的設(shè)計(jì)步驟，鍛煉了工程設(shè)計(jì)實(shí)踐能力，培養(yǎng)了自己獨(dú)立設(shè)計(jì)能力。此次畢業(yè)設(shè)計(jì)既是對我專業(yè)知識的一次實(shí)際檢驗(yàn)和夯實(shí)，同時(shí)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(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。 通過做畢業(yè)設(shè)計(jì)，我不僅學(xué)會了查找相

56、關(guān)資料、相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)、分析數(shù)據(jù)的方法，同時(shí)也提高了自己的制圖能力和動手能力，也懂得了許多經(jīng)驗(yàn)公式的獲得是前人不懈努力的結(jié)果，在整個(gè)畢業(yè)設(shè)計(jì)過程中，通過老師的指導(dǎo)和與同學(xué)們的交流，讓我知道了團(tuán)隊(duì)的力量，有了團(tuán)隊(duì)的力量，就有了自己的成功，這是一個(gè)即將走向社會的大學(xué)生必須學(xué)會的。但同時(shí)，畢業(yè)設(shè)計(jì)也讓我看見了自己的專業(yè)基礎(chǔ)知識還有很多不足的地方，比如對機(jī)械專業(yè)知識的綜合應(yīng)用能力不夠，對工程材料的不太了解。在這四個(gè)月里我也學(xué)會了如何合理的安排好自己的時(shí)間和工作進(jìn)度，并持之以恒的把它完成。同時(shí)做畢業(yè)設(shè)計(jì)也是一個(gè)自我蛻變的過程,獨(dú)立完成是很重要的,因?yàn)樽呱瞎ぷ鲘徫缓?只能靠自己去完成自己的工作，只有做到多看多學(xué)

57、多動手實(shí)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(shí)順利地完成，得力于許瑛老師的耐心指導(dǎo)。她嚴(yán)謹(jǐn)治學(xué)的精神，精益求精的工作作風(fēng)，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(xì)心的指導(dǎo)。在這為四個(gè)月里，老師多次給我們輔導(dǎo)和答疑，不厭其煩的傳授和解答我們的問題，同時(shí)為我們提供了許多相關(guān)的有用的資料，并在畢業(yè)設(shè)計(jì)的構(gòu)思等方面提出寶貴的意見和建議。在此謹(jǐn)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(xué)四年中所有教導(dǎo)過我的老師們，您們的諄諄教誨，不僅讓我學(xué)會了很多知識，而且引導(dǎo)我進(jìn)入了機(jī)械這個(gè)行業(yè)，讓我受益一生。同時(shí)還要感謝0781052班的全體同學(xué)，很榮幸能夠和你們一起度過難忘的大學(xué)四年生活，在學(xué)習(xí)上相互幫助，一起進(jìn)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(xué)們表示我衷心的祝福，祝各位老師和同學(xué)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(xué)，他們是最偉大的人！我將不負(fù)你們期望，我會把自己的所學(xué)投入到祖國的建設(shè)中去，為祖國的建設(shè)貢獻(xiàn)出自己的一份力量。