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畢業(yè)設計（論文）外文翻譯
題目 塑料肥皂盒注塑模的CAD/CAM
專 業(yè) 名 稱 機械設計制造及其自動化
班 級 學 號 078105233
學 生 姓 名 徐 丁 昌
指 導 教 師 姚 坤 弟
填 表 日 期 2011 年 3 月 17 日
Novel Method of Realizing the optimal Mransmtssion of the crank-rocker Mechangism design
Abstract: A novel method of realizing the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism is presented. The optimal combination design is made by finding the related optimal transmission parameters. The diagram of the optimal transmission is drawn. In the diagram, the relation among minimum transmission angle, the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the length of the bars is shown, concisely, conveniently and directly. The method possesses the main characteristic. That it is to achieve the optimal transmission parameters under the transmission angle by directly choosing in the diagram, according to the given requirements. The characteristics of the mechanical transmission can be improved to gain the optimal transmission effect by the method. Especially, the method is simple and convenient in practical use.
Keywords：Crank-and-rocker mechanism, Optimal transmission angle, Coefficient of travel speed variation
INTRODUCTION
By conventional method of the crank-and-rocker design, it is very difficult to realize the optimal combination between the various parameters for optimal transmission. The figure-table design method introduced in this paper can help achieve this goal. With given conditions, we can, by only consulting the designing figures and tables, get the relations between every parameter and another of the designed crank-and-rocker mechanism. Thus the optimal transmission can be realized.
The concerned designing theory and method, as well as the real cases of its application will be introduced later respectively.
1 ESTABLISHMENT OF DIAGRAM FOR OPTIMAL TRANSMISSION DESIGN
It is always one of the most important indexes that designers pursue to improve the efficiency and property of the transmission. The crank-and-rocker mechanism is widely used in the mechanical transmission. How to improve work ability and reduce unnecessary power losses is directly related to the coefficient of travel speed variation, the oscillating angle of the rocker and the ratio of the crank and rocker. The reasonable combination of these parameters takes an important effect on the efficiency and property of the mechanism, which mainly indicates in the evaluation of the minimum transmission angle.
The aim realizing the optimal transmission of the mechanism is how to find the maximum of the minimum transmission angle. The design parameters are reasonably combined by the method of lessening constraints gradually and optimizing separately. Consequently, the complete constraint field realizing the optimal transmission is established.
The following steps are taken in the usual design method. Firstly, the initial values of the length of rocker and the oscillating angle of rocker are given. Then the value of the coefficient of travel speed variation is chosen in the permitted range. Meanwhile, the coordinate of the fixed hinge of crank possibly realized is calculated corresponding to value .
1.1 Length of bars of crank and rocker mechanism
As shown in Fig.1, left arc is the permitted field of point . The coordinates of point are chosen by small step from point to point .
The coordinates of point are
(1)
(2)
where , the step, is increased by small increment within range(0,). If the smaller the chosen step is, the higher the computational precision will be. is the radius of the design circle. is the distance from to .
(3)
Calculating the length of arc and , the length of the bars of the mechanism corresponding to point is obtained[1,2].
1.2 Minimum transmission angle
Minimum transmission angle (see Fig.2) is determined by the equations[3]
(4)
(5)
(6)
where ——Length of crank(mm)
——Length of connecting bar(mm)
——Length of rocker(mm)
——Length of machine frame(mm)
Firstly, we choose minimum comparing with . And then we record all values of greater than or equal to and choose the maximum of them.
Secondly, we find the maximum of corresponding to any oscillating angle which is chosen by small step in the permitted range (maximum of is different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation ).
Finally, we change the length of rocker by small step similarly. Thus we may obtain the maximum of corresponding to the different length of bars, different oscillating angle and the coefficient of travel speed variation .
Fig.3 is accomplished from Table for the purpose of diagram design.
It is worth pointing out that whatever the length of rocker is evaluated, the location that the maximum of arises is only related to the ratio of the length of rocker and the length of machine frame /, while independent of .
2 DESIGN METHOD
2.1 Realizing the optimal transmission design given the coefficient of travel speed variation and the maximum oscillating angle of the rocker
The design procedure is as follows.
(1) According to given and , taken account to the formula the extreme included angle is found. The corresponding ratio of the length of bars / is obtained consulting Fig.3.
(7)
(2) Choose the length of rocker according to the work requirement, the length of the machine frame is obtained from the ratio /.
(3) Choose the centre of fixed hinge as the vertex arbitrarily, and plot an isosceles triangle, the side of which is equal to the length of rocker (see Fig.4), and . Then plot , draw , and make angle . Thus the point of intersection of and is gained. Finally, draw the circumcircle of triangle .
(4) Plot an arc with point as the centre of the circle, as the radius. The arc intersections arc at point . Point is just the centre of the fixed hinge of the crank.
Therefore, from the length of the crank
(8)
and the length of the connecting bar
(9)
we will obtain the crank and rocker mechanism consisted of , , , and .Thus the optimal transmission property is realized under given conditions.
2.2 Realizing the optimal transmission design given the length of the rocker (or the length of the machine frame) and the coefficient of travel speed variation
We take the following steps.
(1) The appropriate ratio of the bars / can be chosen according to given . Furthermore, we find the length of machine frame (the length of rocker ).
(2) The corresponding oscillating angle of the rocker can be obtained consulting Fig.3. And we calculate the extreme included angle .
Then repeat (3) and (4) in section 2.1
3 DESIGN EXAMPLE
The known conditions are that the coefficient of travel speed variation and maximum oscillating angle . The crankandrocker mechanism realizing the optimal transmission is designed by the diagram solution method presented above.
First, with Eq.(7), we can calculate the extreme included angle . Then, we find consulting Fig.3 according to the values of and .
If evaluate mm, then we will obtain mm.
Next, draw sketch(omitted).
As result, the length of bars is mm, mm, mm, mm.
The minimum transmission angle is
The results obtained by computer are mm, mm, mm, mm.
Provided that the figure design is carried under the condition of the Auto CAD circumstances, very precise design results can be achieved.
4 CONCLUSIONS
A novel approach of diagram solution can realize the optimal transmission of the crank-and-rocker mechanism. The method is simple and convenient in the practical use. In conventional design of mechanism, taking 0.1 mm as the value of effective the precision of the component sizes will be enough.
Signature of Supervisor:
譯文：
認識曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動方法
摘要：一種曲柄搖臂機構設計的最優(yōu)傳動的方法被提出。這種優(yōu)化組合設計被用來找出最優(yōu)的傳遞參數(shù)。得出最優(yōu)傳遞圖。在圖中，在極小的傳動角度之間, 滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和桿的長度被直觀地顯示。 這是這種方法擁有的主要特征。根據(jù)指定的要求，它將傳動角度之下的最優(yōu)傳動參數(shù)直接地表達在圖上。通過這種方法，機械傳動的特性能用以獲取最優(yōu)傳動效果。特別是， 這種方法是簡單和實用的。
關鍵字：曲柄搖臂機構 最優(yōu)傳動角度 滑移速度變化系數(shù)
0 介紹
由曲柄搖臂機構設計的常規(guī)方法, 在各種各樣的參量之間很難找出優(yōu)化組合的最優(yōu)傳動。通過本文介紹的圖面設計方法可以幫助達到這個目的。在指定的情況下，通過觀查設計圖面, 我們就能得到每個參量和另外一個曲柄搖臂機構設計之間的聯(lián)系。由因認識最優(yōu)傳動。
具體的設計的理論和方法， 以及它們各自的應用事例將在以下介紹。
1 優(yōu)化傳動設計的建立
優(yōu)化傳動的設計一直是設計師改進傳輸效率和追求產(chǎn)量的最重要的索引的當中一個。曲柄搖臂機構被廣泛應用在機械傳動中。如何改進工作效率和減少多余的功率損失直接地與滑移速度變化系數(shù)，搖臂的擺動角度和曲柄搖臂的比率有關系。這些參數(shù)的合理組合采用對機械效率和產(chǎn)量有重要作用, 這些主要體現(xiàn)在極小的傳輸角度上。
認識機械優(yōu)化傳動目的是找到極小的傳輸角度的最大值。設計參數(shù)是適度地減少限制而且分開的合理優(yōu)化方法的結合。因此，完全限制領域的優(yōu)化傳動建立了。
以下步驟被采用在通常的設計方法。 首先，測量出搖臂的長度和搖臂的擺動角度的初始值。 然后滑移速度變化系數(shù)的值被定在允許的范圍內(nèi)。 同時，曲柄固定的鉸接座標可能被認為是任意值。
1.1 曲柄搖臂機構桿的長度
由圖Fig.1，左弧是點被允許的領域。點的座標的選擇從點到點。
點的座標是
(1)
(2)
當，高度，在range(0 ，) 被逐漸增加。如果選的越小,計算精度將越高。 是設計圓的半徑。是從到的距離。
(3)
計算弧和的長度，機械桿對應于點的長度是obtained[1,2 ] 。
1.2 極小的傳動角度
極小的傳動角度 (參見Fig.2) 由equations[3]確定
(4)
(5)
(6)
由于——曲柄的長度(毫米)
——連桿的長度（毫米）
——搖臂的長度（毫米）
——機器的長度（毫米）
首先, 我們比較極小值和。 并且我們記錄所有的值大于或等于，然后選擇他們之間的最大值。
第二, 我們發(fā)現(xiàn)最大值對應于一個逐漸變小的范圍的任一個擺動的角度 (最大值是不同于擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)) 。
最后, 我們相似地慢慢縮小搖臂的長度。 因而我們能獲得最大值對應于桿的不同長度, 另外擺動的角度和滑移速度變化系數(shù)。
Fig.3成功的表達設計的目的。
它確定了無論是搖臂的長度,最大值出現(xiàn)的地點，只與搖臂的長度和機械的長度的比率/有關, 當確定時。
2 設計方法
2.1 認識最優(yōu)傳動設計下滑移速度變化系數(shù)和搖臂的最大擺動的角度
設計步驟如下。
(1) 根據(jù)所給的和， 通常采取對發(fā)現(xiàn)極限角度的解釋。 桿的長度的對應的比率/是從圖Fig.3獲得的 。
(7)
(2) 根據(jù)工作要求選擇搖臂的長度， 機械的長度是從比率/獲得的。
(3) 任意地選擇固定的鉸接的中心作為端點，并且做一個等腰三角形,令一條邊與搖臂的長度相等 (參見Fig.4)，令。 然后做， 連接，并且做角度。 因而增加了交點和。 最后， 畫三角形。
(4)以點作為圓的中心，為半徑畫圓弧。 弧交點在點。 點是曲柄的固定鉸接的中心。
所以, 從曲柄的長度
(8)
并且連桿的長度
(9)
我們將獲得曲柄搖臂機構包括，，和。因而優(yōu)化傳動加工會在指定的情況下進行。
2.2 認識優(yōu)化傳動設計下?lián)u臂的長度(或機械的長度) 和滑移速度變化系數(shù)
我們采取以下步驟。
(1)根據(jù)選擇的確定桿的適當比率/。 此外，我們得出機械 (搖臂的長度) 。
(2) 搖臂對應的擺動的角度可以從圖Fig.3 獲得。 并且我們計算出極限角度。
然后根據(jù)2.1重覆(3) 和(4)
3 設計例子
已知的條件是, 滑移速度變化系數(shù)和最大擺動角度。 提出曲柄搖臂機械優(yōu)化傳動圖方法設計方案。
首先， 通過公式(7)，我們能計算出極限角度。 然后，我們通過表格Fig.3 查出以及和的值。
假設mm, 然后我們將得出mm。
然后, 做sketch(omitted) 。
最后, 算出桿的長度分別是 mm, mm, mm, mm.
極小傳動角度是
結果由計算可得 mm， mm， mm， mm。
在運用Auto CAD 制圖設計的情況, 可達到非常精確設計結果。
4結論
認識圖解法解答曲柄搖臂機構的最優(yōu)傳動。這種方法是簡單和實用的。通常在機械設計中, 將0.1 毫米作為最小有效精度是足夠的。
湘潭大學興湘學院
畢業(yè)設計說明書
題 目：多功能材料試驗機設計
專 業(yè)：機械設計制造及其自動化
學 號：2010962942
姓 名：周元愷
指導教師：周后明
完成日期： 2014.5.28
目 錄
摘 要 3
第一章???概述 5
1.1材料試驗機概述 5
1.2國內(nèi)外試驗機研究的現(xiàn)狀 5
第二章 設計方案 9
2.1方案簡述 9
2.1.1方案一：錐齒輪傳動 9
2.1.2 方案二：鏈輪傳動 9
2.1.3方案三：絲桿傳動 10
2.1.4方案四：液壓傳動 11
2.2方案比較 12
第三章 運動動力設計和相關計算 13
3.1電動機的選擇 13
3.2傳動裝置總傳動比的計算及其分配 13
3.3蝸輪蝸桿傳動系統(tǒng)的設計與校核 14
3.3.1渦輪蝸桿材料的選擇 14
3.3.2蝸桿傳動類型的選擇 14
3.4錐齒輪的傳動設計 18
3.4.1選材、熱處理、選齒輪 18
3.4.2按接觸強度計算d 18
3.4.3校核d 20
3.4.4根據(jù)齒根彎曲強度校核 21
3.4.5幾何尺寸的計算 22
3.5工作主軸的設計和校核 23
3.5.1計算工作主軸 23
3.5.2工作主軸的校核 24
3.6滾珠絲桿傳動的設計與校核 26
3.6.1工作壓強的計算 26
3.6.2靜載荷計算 27
3.6.3螺桿的強度計算 28
3.6.4壽命計算 28
總 結 30
參考文獻 31
萬能材料試驗機
摘 要:試驗機是在各種條件、環(huán)境下測定金屬材料、非金屬材料、機械零件、工程結構等的機械性能、工藝性能、內(nèi)部缺陷和校驗旋轉零部件動態(tài)不平衡量的精密測試儀器，可以對材料進行拉伸、壓縮、彎曲、剪切、扭轉、沖擊、疲勞、蠕變、持久、松弛、磨損、硬度等試驗。近年來，試驗機行業(yè)技術突飛猛進。試驗機向著兩個方向即超微外力檢測與超大外力檢測發(fā)展。高檢測精度、高靈敏度、運動平穩(wěn)、易于操縱是目前試驗機的主要發(fā)展方向。?
本文首先概述了試驗機的基本定義、分類與國內(nèi)外一些重要生產(chǎn)商的成果。第二部分論述了所想到的四種方案并對這些方案優(yōu)缺點作了分析和對比。前三種方案均為利用滾珠絲杠，最后一種則利用液壓。在彼此比較后決定選第一種方案。第三部分則是說明了試驗機的主要機械傳動部分的設計以及對它們的校核過程。試驗機的傳動部分主要由蝸輪蝸桿、錐齒輪、滾珠絲杠三部分組成。經(jīng)過校核后所有設計均符合要求。用ProE軟件完成試驗機的三維總裝圖，然后得到了整個試驗機的二維裝配圖和蝸輪蝸桿、錐齒輪、軸等二維零件圖。在文章的最后簡明的介紹了做本次畢業(yè)設計的一些心得體會。
關鍵詞:?試驗機；蝸輪蝸桿；錐齒輪；滾珠絲桿。
Universal?testing?machine?
ABSTRACT:Test?machine?in?various?conditions?and?environment?in? metal?materials,?non-metallic?materials,?machinery?accessory,?engineering?structures?such?as?mechanical?properties,?technics?performance,?Internal?defects?and?checking?dynamic?imbalance?rotating?parts?of?sophisticated?testing?equipment,?such?as?materials?tension,?compression,bending,?shear,?reversing,?impact,?fatigue,?creep,?lasting?and? relaxation,?wear,?hardness?tests.?In?recent?years,the?technic?of?the?test?machine?industry?advances?rapidly.?Test?machine?is?the?direction?toward?the?development?of?the?super-tiny?force?detection?and?the?development?of?super-large?external?force?testing.?Detection?of?high-precision,?high?sensitivity,?smooth?motion,?easily?operated?test?machine?is?the?main?development?direction?presently.?
This?paper?first?summarizes?the?test?machine's?basic?definition,?classification,?and?some?important?domestic?and?foreign?manufacturers?results.?The?second?part,?discussing?about?the?experiences?of?the?four?projects?as?well?as?advantages?and?disadvantages? of?these?projects?are?analyzed?and?compared?.?The?foregoing?three?programs?are?the?use?of?ball?screw,?the?last?one?is?using?the?hydraulic?pressure.?In?comparison?with?each?other?decide?the?first?option.?The?third?part?is?the?experiment,?the?major?part?of?the?mechanical?drive?design?and?the?process?of?checking?them.?The?main?drive?system?of? the?test?machine?includes?the?worm,taper?gear,?ball?screw?three?components.?After?checking??all?the?design?had?complied?with?the?request.?The?three-dimensional?assembly?drawings?of?the?test?machine?are?finished?by?the?soft?called?PROE.Then,export?the?planar?drawings,such?as?worm?gear&worm,taper?gear,shaft?and?so?on.?In?the?end?concisely?introduce?the?meeting?and?what?had?learned?in?the?graduate?design?experiences.??
Keywords:Test?Machine ,?Worm?Gear?&?Worm,Taper?Gear ,Ball?Screws?,Proe?
第一章???概述
1.1材料試驗機概述?
材料試驗機是在各種條件、環(huán)境下測定金屬材料、非金屬材料、機械零件、工程結構等的機械性能、工藝性能、內(nèi)部缺陷和校驗旋轉零部件動態(tài)不平衡量的精密測試儀器，可以對材料進行拉伸、壓縮、彎曲、剪切、扭轉、沖擊、疲勞、蠕變、持久、松弛、磨損、硬度等試驗。在研究探索新材料、新工藝、新技術和新結構的過程中，試驗機是一種不可缺少的重要測試儀器。廣泛應用于機械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通運輸、等工業(yè)部門以及大專院校、科研院所的相關實驗室。對有效使用材料、改進工藝、提高產(chǎn)品質(zhì)量、降低成本、保證產(chǎn)品安全可靠等都具有重要作用。?
材料試驗機的種類很多，有多種不同的分類方法。按加荷方法分類:?靜負荷試驗機(靜態(tài))和動負荷試驗機(動態(tài))。其中靜態(tài)試驗機一個主要組成部分萬能試驗機又可分為液壓萬能試驗機、電液伺服萬能試驗機和電子萬能試驗機。
1.2國內(nèi)外試驗機研究的現(xiàn)狀
中國材料試驗機的現(xiàn)狀驗機制造行業(yè)在舊中國是空白，中華民共和國成立后，黨和政府十分重視我國計量檢測事業(yè)的歷史悠久，但試計量檢測技術的發(fā)展，采取了許多重要措來發(fā)展儀器儀表工業(yè)。經(jīng)過五十多年的努力，我國材料試驗機的制造，從無到有
圖1-1電子萬能試驗機
從小到大，從單參數(shù)到多參數(shù)，從靜態(tài)到動態(tài)，逐步發(fā)展成初具規(guī)模，具有能生產(chǎn)靜負荷試驗機（如拉、壓萬能試驗機、扭轉試驗機、松弛試驗機、持久強渡試驗機、蠕變試驗機、復合應力試驗機等）和動負荷試驗機（如沖擊試驗機和疲勞試驗機等）的能力，有效地促進了國民經(jīng)濟建設和國防建設的發(fā)展。我國萬能材料試驗機市場已形成一定規(guī)模，試驗機產(chǎn)品的發(fā)展日趨大型化、智能化、動靜態(tài)功能復合化，有的試驗機產(chǎn)品已出口到國外，遠銷到亞洲和歐美市場，具有一定的競爭能力。電子萬能材料試驗機(落地式)主要用于金屬、非金屬材料的拉伸、壓縮、彎曲等力學性能測試和分析研究。廣泛應用于航天航空、石油化工、機械制造、塑料橡膠、陶瓷建材、金屬材料、建筑工程
等行業(yè)，以及高等院校、科研機構、技術監(jiān)督、質(zhì)檢站所等部門?？筛鶕?jù)GB/ISO/ASTM/JIS/DIN等標準進行拉伸、壓縮、彎曲、剪切及各種高低溫試驗，可檢測材料的屈服強度、抗拉（壓、彎）強度、延伸率、非比例強度、彈性模量等參數(shù)。
電子萬能試驗機(落地式)性能特點：?
電子萬能試驗機(落地式) 采用雙空間落地式結構，上空間拉伸，下空間壓縮、彎曲。主機部分由四立柱、上橫梁、中橫梁、工作臺組成落地式框架，調(diào)速系統(tǒng)安裝在工作臺下部，由調(diào)速精度高、范圍寬、性能穩(wěn)定的交流伺服電機通過同步齒形帶減速系統(tǒng)帶動滾珠絲杠旋轉，滾珠絲杠副驅(qū)動中橫梁，帶動拉伸附具（或壓縮、彎曲附具）上下移動，實現(xiàn)試樣的加荷和卸載。該結構具有高剛度、高效率、傳動穩(wěn)定。本主機采用先進的DSCC-1全數(shù)字閉環(huán)控制系統(tǒng)進行控制及測量，采用計算機進行試驗過程及試驗曲線的動態(tài)顯示，并進行數(shù)據(jù)處理，試驗結束后可通過圖形處理模塊對曲線放大進行數(shù)據(jù)再分析編輯，產(chǎn)品性能達到國際先進水平。
圖1-2 WE-B系列數(shù)顯式液壓萬能試驗機主要用于金屬材料的拉伸、壓縮、彎曲等
圖1-2 數(shù)顯式液壓萬能試驗機
力學性能試驗，增加簡單的附件后可對水泥、混凝土、磚、瓦、橡膠及其制品進行檢測。
本機由雙立柱雙絲杠油缸下置式主機及琴式油源控制柜組成。拉伸空間位于主機上方，壓縮、彎曲試驗位于主機下方即中橫梁和工作臺之間。試驗空間的調(diào)整通過移動中橫梁來實現(xiàn)，中橫梁升降采用鏈條傳動。手動調(diào)整送油閥進油量來實現(xiàn)材料的拉伸、壓縮、彎曲等試驗。試驗完成后自動求取材料的最大力、抗拉強度等試驗結果。
WE-B系液壓萬能試驗機性能特點：
1、特制超厚鉗口座在鉗口夾持試樣時、使鉗口完全包容在鉗口座體內(nèi)，使試樣夾持更加可靠，杜絕了因鉗口座淺而呈喇叭狀變形損壞的可能，大大提高了設備的使用壽命。
2、在鉗口座和鉗口卡板之間增加了耐磨襯板，杜絕金屬拉伸過程中氧化皮掉入，致使鉗口座斜面劃傷的現(xiàn)象，使夾持過程更順滑，加成更牢靠。
3、測控系統(tǒng)運行速度快、界面溫和、具有多種試樣信息輸入模式，可滿足不同材料的測試。對于相同條件的試樣一次輸入多個自動生成。
4、試驗力顯示全程分辨率不變，以確保實驗數(shù)據(jù)測量的準確性。
5、試驗數(shù)據(jù)（試驗力、加載速率）和試驗曲線隨試驗過程動態(tài)實時屏幕顯示。
6、實驗結束后實驗數(shù)據(jù)自動分析、自動存儲和打印。
7、當負荷超過慢量程的2%-100%是自動過載保護停機。
8、分解試驗日期可自動查詢相關歷史記錄。
9、軟件預留數(shù)據(jù)接口，方便于試驗室間隔局域聯(lián)網(wǎng)，便于試驗數(shù)據(jù)管理。
圖1-3液壓伺服萬能試驗機
WAW-600C微機控制電液伺服萬能試驗機[1]主要用于金屬材料的拉伸、壓縮、彎曲、剪切等試驗，增加簡單的附件和裝置，還能對木材、水泥、混凝土、橡膠及其制品進行試驗。
WAW-600C微機控制電液伺服萬能試驗機主要參數(shù)：
1、 最大試驗力(KN)：600
2、 試驗力示值相對誤差：≦示值+1％
3、 試驗力測量范圍：最大試驗力的2%~100%
4、 等速應力控制范圍：(N/mm2·S-1) 2~60
5、 應力速率誤差：≤±5%
6、 等速應變控制范圍：0.00025/s~0.0025/s
7、 應變速率誤差：≤±5%
8、 等速位移控制范圍(mm/min)： 0.5~50
9、 位移速度相對誤差：≤±5%
10、 夾緊方式：液壓夾緊
11、 圓試樣夾持直徑范圍（mm）：Φ13～Φ40
12、 扁試樣夾持厚度范圍（mm ）：0~30
13、 扁試樣夾持寬度（mm ）：80
14、 最大拉伸試驗空間（mm）：600
15、 最大壓縮試驗空間（mm） ：500
16、 控制柜外形尺寸（mm） ：600×480×960
17、 主機外形尺寸（mm） ：1180×750×2633
18、 電機功率（KW）：4.1
19、 主機質(zhì)量（KG）：3000
第二章 設計方案
2.1方案簡述
2.1.1方案一：錐齒輪傳動
電動機產(chǎn)生動力通過減速箱，經(jīng)過蝸輪蝸桿的傳動，帶動圓錐齒輪運動，再由圓錐齒輪的轉動帶動絲桿轉動。同時，與絲桿配合的絲桿螺母帶動上橫梁上下運動。下夾具固定在試驗臺上，至此完成試驗。
圖2-1 方案一
2.1.2 方案二：鏈輪傳動
電動機產(chǎn)生動力輸出到減速器，然后進入蝸輪蝸桿傳動系統(tǒng)，進一步減速幷改變運動旋轉方向后，通過鏈傳動系統(tǒng)傳遞到絲桿。由鏈輪的傳動帶動絲桿傳動。同時與絲桿配合的絲桿螺母帶動橫梁上下運動，而下夾具固定在試驗臺上，至此完成試驗。
圖2-1 方案一
2.1.3方案三：絲桿傳動
電動機產(chǎn)生動力后輸出到減速器，然后由渦輪帶動絲桿傳動。絲桿轉動同時兩個絲桿螺母同步背向或相向運動，兩個連桿同時遠離或靠近。這就是下夾具所在試驗臺向上或向下運動。上面橫梁可以固定，也可以在液壓，絲桿等外力驅(qū)動下上下運動，至此完成試驗。
圖2-3 方案三
2.1.4方案四：液壓傳動
本方案與上述兩種文件有所不同，本方案是由油泵驅(qū)動油缸里的活塞提供外部試驗力。油泵輸出油經(jīng)進油管達到液壓缸，然后經(jīng)回油管路流回回油缸再次利用。液壓系統(tǒng)帶動上橫梁上下運動。下夾具通過離合器與減速箱電動機連在一起產(chǎn)生扭轉運動，而上夾具則固定在上橫梁上。此方案要求液壓系統(tǒng)要有較精確的控制閥配合才能實現(xiàn)試驗目的。
圖2-4方案四
2.2方案比較
方案一：滾珠絲杠-螺母傳動機構是在絲杠和螺母之間放入滾珠作為中間件，是絲杠與螺母的滑動摩擦傳動變?yōu)闈L動摩擦傳動。滾珠絲杠-螺母傳動機構具有下述優(yōu)點：
（1）傳動精度高，運動平穩(wěn)，無爬行現(xiàn)象??滾動絲杠傳動基本上是滾動摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小幾乎與運動速度完全無關，這樣就可以保證運動的平穩(wěn)性，且不會出現(xiàn)爬行現(xiàn)象（其靜摩擦系數(shù)與動摩擦系數(shù)相差極?。?。
（2）有可逆性??滾珠絲杠摩擦損失小，可以從旋轉運動轉換為直線運動，也可以從直線運動轉換為旋轉運動。
（3）采用滾珠絲桿傳動,并且蝸桿傳動帶有自鎖作用，可以實現(xiàn)絲桿自鎖；蝸桿傳動有兩個輸出軸，并且轉向相同，所以絲桿螺紋旋向要相反，才能使絲桿螺母運動方向一致。?
（4）成本高??滾珠絲杠和螺母等元件的加工精度要求較高，光潔度要求也較高，故制造成本高。
方案二：雖然鏈傳動的制造與安裝精度要求較低，成本也低。遠距離傳動時，其結構比齒輪傳動輕便得多。但是只能實現(xiàn)平行軸間鏈輪的同向傳動；運轉時不能保持恒定的瞬時傳動比；磨損后易發(fā)生調(diào)齒；工作是有噪聲、振動沖擊。?
方案三：（1）絲杠水平放置利于自鎖。水平狀態(tài)下不受自重慣性力，故運動停止較為容易。（2）采用渦輪驅(qū)動絲杠，由于渦輪尤其是單頭渦輪傳動效率低，傳動精確度也較差。同時渦輪一般采用較為貴重的減摩材料（如青銅）制造，從而增加了制造成本。（3）工作臺有兩個連桿驅(qū)動所承受力較小。在較大試驗力時，連桿安全性降低，必須增大連桿尺寸，這就使得試驗機所需較大的外功率來驅(qū)動。?
方案四：由于采用了液壓驅(qū)動，故有以下特點：液壓傳動能夠?qū)崿F(xiàn)無級變速，工作平穩(wěn)；同功率時液壓裝置體積小、質(zhì)量輕；液體為工作介質(zhì)易泄露，造成污染；油液可壓縮故傳動比不準確；傳動過程中損失較大，效率較低；液壓傳動對油溫和負載變化極為敏感，對外部環(huán)境要求較高；液壓元件精度高，造價高；液壓傳動一旦出現(xiàn)故障時不易追查原因，不易迅速排除。
綜合上述四種方案的優(yōu)缺點以及目前市場上主流試驗機形式，最后決定選擇第一種方案為本設計所采取的最終方案。
第三章 運動動力設計和相關計算
3.1電動機的選擇
由設計要求已知條件可知，假設試驗機橫梁設計速度為240mm/min.試驗機所施加的外力為100KN。故
式中：F——試驗機輸出力，N；V——絲桿速度，m/s.
電動機功率在傳遞過程中必然有一定的損失。參考機械工程手冊可知，絲桿與絲桿螺母間傳動效率為0.9（0.85—0.95，在這里取0.9）錐齒輪之間傳動效率為0.94(8級精度，一般齒輪傳動)，渦輪蝸桿間傳動效率為0.8，其他連接件傳動效率為0.9，其他聯(lián)接件傳動效率為0.9。故
所以
W
式中：P——試驗機有效功率；——試驗機總效率。
查閱電機手冊結合實際情況選擇合適型號為Y802-4，它的額定功率為0.75KW、滿載轉速為1390r/min。
3.2傳動裝置總傳動比的計算及其分配
已知橫梁速度以此求得絲杠轉速。
式中；V——絲桿速度，m/s；
P——絲桿螺距，mm。
電動機選定后，按照電動機的滿載轉速及試驗機工作部分轉速，可計算出傳動裝置的總傳動比。
。
再按照常用傳動機構性能及適用范圍，初步選擇各個出動部分傳動比如下：
=1.5 =20。
3.3蝸輪蝸桿傳動系統(tǒng)的設計與校核?
由設計要求可以知，
渦輪輸入功率：
蝸輪輸入轉速：
傳動比：
預期壽命：15000h
3.3.1渦輪蝸桿材料的選擇
考慮到蝸桿速度不大，選擇蝸桿材料為45鋼，幷將其淬火至45—55HRC，保證效率高且耐磨性好，渦輪材料為制造錫青銅（ZcuSn10P1），金屬膜鑄造。
3.3.2蝸桿傳動類型的選擇
根據(jù)GB/T10085—1998，決定采用漸開線蝸桿（ZI蝸桿）。
按齒面接觸疲勞強度進行設計，根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度設計，再校核齒根彎曲疲勞強度。查《機械設計》，得到按渦輪接觸疲勞強度條件設計計算的公式為：
(1) 確定作用在蝸輪上的轉矩
(2)確定載荷系數(shù)K
，其中為使用系數(shù)，在表11-5選取使用系數(shù)=1.15，因工作載荷較穩(wěn)定，載荷分布不均現(xiàn)象將由于工作表面良好的磨合而得到改善，故取齒向載荷分布系數(shù)：由于轉速不高，傳動較平穩(wěn)，沖擊不大，可取動載系數(shù)，則
(3)確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故
(4)確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從圖11-18中可查得接觸系數(shù)=3.1
(5)確定許用接觸應力
根據(jù)蝸輪材料為采用ZCuSn10P1,金屬模鑄造，蝸桿采用45鋼淬火，齒面硬度大于45HRC，可從表11-7查得蝸輪的基本許用應力。
應力循環(huán)次數(shù)
其中j為渦輪每轉一轉每個輪齒嚙合的次數(shù)，為渦輪轉速，為工作壽命。
則接觸強度的壽命系數(shù)
則
(6)計算中心距
根據(jù)表11-2，取中心距，因，按，故從表11-2中取模數(shù)，蝸桿分度圓直徑。則，從圖11-18中可查詢接觸系數(shù)，因為，因此以上計算結果可用。
2．蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
(1)蝸桿
軸向齒距：
直徑系數(shù)：
齒頂圓直徑：
齒根圓直徑：
分度圓導程角：
蝸桿軸向齒厚：
(2)蝸輪
蝸輪齒數(shù)：
變位系數(shù)：
驗算傳動比：這時傳動比誤差為 是允許的。
蝸輪分度圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸輪咽喉母圓半徑：
渦輪齒頂圓直徑：，取。，取。
渦輪齒寬：，取。
3.校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù)：
根據(jù) ，從圖11-19中可查得齒形系數(shù)。
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應力：
從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力
壽命系數(shù)：
彎曲強度是滿足的。
4.驗算效率
已知，，與相對滑動速度有關。
從表11-18中用插值法查得，代入式中得。大于原估計值，因此不用重算。
5.精度等級公差和表面粗糙度的確定
從GB/T 10089-1988-圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f,標注為8f,?GB/T 10089-1988-。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。?
由于蝸桿滑動速度較低，產(chǎn)生熱量較少，故可以不進行溫度驗算。試驗機利用頻率較低，故可以不潤滑，或者偶爾噴油潤滑即可。
3.4錐齒輪的傳動設計
由設計要求可以知，
錐齒輪輸入功率：
錐齒輪輸入轉速：
傳動比：
預期壽命：
說明錐齒輪的傳動設計的這部分全參照《實用機械設計》，下面涉及的就不再說明了。
3.4.1選材、熱處理、選齒輪
1，注意事項
(1)大小齒輪選材，熱處理不同，小齒輪比大齒輪齒面硬度高3050HBSHBSg；?
(2)一般用鍛鋼毛坯，尺寸太大可用鑄鋼；?(3軟尺面適用中載中速；?
(4)盡可能用優(yōu)質(zhì)碳素鋼；?
(5)熱處理后切齒，精度可達8-9級左右；
2，由《機械設計》表10-1，表10-4可查得：
小齒輪45鋼，調(diào)質(zhì)217HBS-255HBS，取中間值236HBS，大齒輪45鋼，正火，163HBS-217HBS，取中間值190HBS，8級精度。
3．確定齒數(shù)z,校核計算公式為：
由于是閉式傳動，小齒輪數(shù)在20-40之間，為了保證不使同一對輪齒固定嚙合，小齒輪齒數(shù)盡量為奇數(shù)所以選小圓錐齒輪齒數(shù)
(1)選取
(2)計算
(3)
3.4.2按接觸強度計算d
由設計計算公式進行試算，即
確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
1．計算
2．計算
計算公式為：
其中為使用系數(shù)，為動載系數(shù)，為齒間載和分配系數(shù)，為齒向載荷分配系數(shù)。
(1)由表4-8選取使用系數(shù)=1.0
(2) 動載系數(shù)跟制造精度及圓周速度有關，試選動載系數(shù)記試
選=1.1
(3) 齒間載荷分配系數(shù)1可選取為1
(4) 查《機械設計》手冊表10-9得軸承系數(shù)，，則齒向載荷分布系數(shù)：
(5) 計算：
3，由《機械設計》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
4，節(jié)點系數(shù)由《最新中外齒輪強度標準文集》查得
5，由《機械設計》圖10-21按齒面硬度查得小齒輪，大齒輪的接觸疲勞強度極限，
6，計算應力循環(huán)次數(shù)
7，由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)
8，計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得：
9，選齒寬系數(shù)值，（一般），值，則
10，試試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
3.4.3校核d
因試選，可能與實際不符
1， 模數(shù)取標準值，取
2， 按幾何關系計算 ，
3， 圓周速度 ， ， 由機械設計圖10-8查得
4， 校核
與相差不大，無需重算。
3.4.4根據(jù)齒根彎曲強度校核
1，計算公式
確定上式各參數(shù)值
2，計算當量齒數(shù)
（1），
，
（2），
3，當量齒數(shù)由《機械設計》表10-5查得齒形系數(shù)，
根據(jù)表4-56查得齒根應力校正系數(shù)
4，確定m
（1）由《機械設計》圖10-20C查得小齒輪，大齒輪的彎曲疲勞強度極限，
（2）由《機械設計》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)
（3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
（4）比較與值
小齒輪：
大齒輪：
故將大齒輪代入計算
說明符合齒根彎曲疲勞強度條件。
5，校核彎曲強度
而按接觸強度計算的，故取大者為模數(shù)m=3.
3.4.5幾何尺寸的計算
1．分度圓直徑d
2．節(jié)錐角
3．節(jié)錐距
4．齒寬
取整
5．齒頂高
6．齒根高
7齒頂圓直徑
3.5工作主軸的設計和校核
3.5.1計算工作主軸
1，求軸上的功率P，轉速n，轉矩T
2，考慮到軸與其他零件的配合，設計攢動軸的結構如下圖所示：
3.根據(jù)扭轉強度計算軸的直徑：
先初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)《機械手冊》表13-3查得，取，得
而此軸上有三個鍵槽和較多突變，軸徑應加大35%，算得，取
4，根據(jù)軸向定位的要求確定州的各段直徑和長度
（1） ，段軸與錐齒輪配合，取最小直徑，由《機械設計》錐齒輪輪轂寬度為，為使擋圈可靠的壓緊齒輪取。
（2） 為了滿足錐齒輪的軸向定位，軸段右端與軸段左端需一軸肩，軸肩的高度一般取為，故取，段直徑，，為過渡段，取。
（3） 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受徑向力和軸向力，故選用雙列深溝球軸承，參照工作要求并根據(jù)，由《機械設計課程設計》表15-1中初步選取標準精度級的圓錐滾子軸承，軸承代號30307，其尺寸為，，為使軸套可靠的壓緊軸承，，段應略短于軸承寬度，故取。
（4） 這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由《機械設計課程設計》表15-1查得該型軸承的定位軸肩高度，因此取。
（5） 軸段與渦輪配合，由于渦輪的齒寬，取與處的軸肩為，則，。
（6） 軸段為軸環(huán)，軸環(huán)寬度，取軸肩，則，取，所以，。
（7） 由于設計要求中要求極其外形尺寸：，故選取。
5，軸上的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。
渦輪的周向定位采用平鍵連接，按由《機械設計》表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。
為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公尺為。
6，確定軸上圓角和倒角尺寸
取周端倒角為，軸肩圓角半徑r取
3.5.2工作主軸的校核
此傳動軸與渦輪箱連接，，。
按許用彎曲應力計算法校核：
轉矩：
圓周力：
軸向力：
徑向力：
1.計算支撐受力
水平面反力：
軸向力反力：
2，計算彎矩
水平面最大彎矩：
垂直面最大彎矩：
合成彎矩最大值：
3，計算轉矩
軸向轉矩：
4，許用應力
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）做彎扭合成強度校核計算。按第三強度理論，計算應力:
因選此輸出軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表15-1查得，
因此，故安全。
綜上所述，設計軸的形狀如圖所示：
3.6滾珠絲桿傳動的設計與校核
3.6.1工作壓強的計算
1，螺母的軸向位移：
式中：螺桿轉角,rad; s導程，mm
P:螺距，mm；x:螺紋線數(shù)
令該螺紋為單線螺紋。則x=1
由于絲杠帶動橫梁的移動距離為1200mm，又要留下一定的余量，可令螺紋長度 L＝1500mm。
設計使螺紋移動時，手輪轉動150圈，即
由此可知：
2，查詢《滾動螺旋傳動設計基礎》螺旋中經(jīng)應滿足：
螺紋中徑：其中
帶入數(shù)據(jù)，有
由表可知，有，根據(jù)《滾動螺旋傳動設計基礎》表1-5選擇滾珠絲桿的材料為CrWMn，熱處理為整淬，螺母的材料為CrWMn，熱處理為淬頭。
3，螺母高度：
4，旋和圈數(shù)：（在12-16之間），符合要求。
5，基本牙型高度：
6，工作壓強：
工作壓強滿足要求。
7，為了保證自鎖，螺紋升角 在此取
8，螺紋牙根部的寬度：
3.6.2靜載荷計算
基本額定靜載荷特性值計算公式：
式中為接觸點鋼球與滾道表面的主要曲率。
式中：——鋼球直徑，??；
——螺桿滾道曲率半徑，取；
——接觸角，??；
——滾動螺旋公稱直徑，取。
基本額定靜載荷：
靜載荷條件：
條件滿足，故合格。
3.6.3螺桿的強度計算
則根據(jù)第四強度理論：
螺桿最大彎曲應力，查表可知，故螺桿強度合格。
3.6.4壽命計算
其計算公式：
確定上式參數(shù)如下：
1，螺母接觸系數(shù)：
2，螺桿接觸系數(shù)：
3，壽命系數(shù)：
4，轉速系數(shù)：
5，壽命條件：
式中： ——載荷系數(shù)
——硬度影響系數(shù)
——短行程系數(shù)
——試驗機工作力
故滿足條件合格。采用固定式內(nèi)循環(huán)。
接觸角：
鋼球直徑：
螺紋滾道曲率半徑：
偏心距：
螺紋升角：
螺桿大經(jīng)：
螺桿小徑：
螺桿接觸點直徑：
螺桿牙頂圓角半徑：
螺母螺紋大徑：
螺母小徑：
根據(jù)上述設計與校核畫出滾珠絲桿與螺母的二維圖。
總 結
試驗機是在各種條件、環(huán)境下測定金屬材料、非金屬材料、機械零件、工程結構等的機械性能、工藝性能、內(nèi)部缺陷和校驗旋轉零部件動態(tài)不平衡量的精密測試儀器，可以對材料進行拉伸、壓縮、彎曲、剪切、扭轉、沖擊、疲勞、蠕變、持久、松弛、磨損、硬度等試驗。本文在查閱大量國內(nèi)外試驗機生產(chǎn)廠家資料的基礎上，對所設計的抗彎強度試驗機進行了仔細研究，根據(jù)所提出來的技術指標要求，設計了試驗機的機械部分。?
在這次設計中，查閱了關于試驗機的一些書刊資料，對試驗機有了基本的認識。在這種情況下，結合所查閱到的資料，設計出了四種方案，并對這四種方案進行了相互比較，最后選定了第一種方案。方案選定后，隨之對試驗機的傳動系統(tǒng)做了設計與校核。這些傳動系統(tǒng)有渦輪蝸桿傳動系統(tǒng)、直齒錐齒輪傳動系統(tǒng)、絲杠傳動系統(tǒng)。在一系列的力、彎矩、轉矩計算與校核后，確定所有零件的結構設計均符合要求。?
在設計與校核過程中，電動機的選擇要綜合考慮試驗機所輸出力、輸出速度，然后以此倒退求知電機功率及其外形尺寸。在選擇具體傳動比時，要選擇各種傳動機構合理范圍之內(nèi)的值。蝸輪蝸桿的設計時，除了要計算齒受力情況外，還要校核蝸桿的彎曲強度。由于絲杠的轉速很低，故采用了錐齒輪傳動。本試驗機的關鍵傳動部分是滾珠絲杠-螺母傳動系統(tǒng)，要進行工作壓強、靜載荷、螺桿強度、壽命的一系列計算。?
畢業(yè)設計是對四年中所學知識的一次綜合性的考察，它可以比較全面的檢查我們的專業(yè)知識水平，及時讓我們發(fā)現(xiàn)缺點和不足。在畢業(yè)設計中，我回顧了四年所學的知識充分認識到了自己的欠缺，學會了運用手冊和查閱相關書籍資料，學會了用標準來規(guī)范自己。畢業(yè)設計和畢業(yè)論文是本科生培養(yǎng)方案的重要環(huán)節(jié)。所謂“溫故而知新”，只有對已學過的知識真正掌握了，才能吸收新的知識。而新的知識反過來則可以進一步促進對已學知識有新的理解。
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