新型衛(wèi)生筷子盒總體方案與傳動機構(gòu)設計【優(yōu)秀】

畢業(yè)論文 題 目： 新型衛(wèi)生筷子盒總體方案與傳動機構(gòu)設計 學 院： 專 業(yè)： 學 號： 姓 名： 指導教師： 完成日期： 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 新型衛(wèi)生筷子盒總體方案與傳動機 構(gòu)設計 學號： 姓名： 專業(yè)： 指導教師： 系主任： 一、主要內(nèi)容及基本要求 衛(wèi)生筷子盒能定期消毒清洗，滿足餐飲用具衛(wèi)生要求，適 合于食堂、餐館等大型用餐場合，也適合于家庭小型用餐場合。目前市場現(xiàn)有產(chǎn)品中存在諸多問題，新型衛(wèi)生筷子盒要求能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行合理化設計，實現(xiàn)避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；要求結(jié)構(gòu)簡單，避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。因此，該課題具有很好的理論意義和工程應用價值。 本課題的主要研究內(nèi)容為 ：對新型衛(wèi)生筷子盒進行總體方案與傳動機構(gòu)設計。 總體方案設計部分主要內(nèi)容為：根據(jù)產(chǎn)品功能要求，對機構(gòu)原理進行方案設計與各部分結(jié)構(gòu)初步設計。 傳動機構(gòu)部分主要研究內(nèi)容為：對所采用的傳動機構(gòu)進行結(jié)構(gòu)設計與計算。 基本要求為：以某型衛(wèi)生筷子盒為設計計算實例，提交三維原理圖與產(chǎn)品結(jié)構(gòu)總裝配圖，傳動機構(gòu)零件圖，畢業(yè)論文。 二、重點研究的問題 根據(jù)產(chǎn)品功能要求，對機構(gòu)原理進行方案分析與選擇，各部分結(jié)構(gòu)初步設計，產(chǎn)品結(jié)構(gòu)功能總裝圖設計，是本課題重點研究的問題。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間 1 資料收集 3.17 2 畢業(yè)設計開題 3.173.20 3 方案確定 3.22 4 設計計算 4.15 5 畢業(yè)設計中期檢查 4.154.20 6 三維 建模及性能分析 5.5 7 完善設計、翻譯及論文撰寫 5.25 8 畢業(yè)答辯 5.306.10 四、應收集的資料及主要參考文獻 參考文獻 1 潘存云，唐進元 .機械原理 M.長沙：中南大學出版社， 2011： 41-69 2 濮良貴，紀名剛 .機械設計 M.北京：高等教育出版社， 2006： 22-36. 3 王先逵 .機械制造工藝學 M.北京：機械工業(yè)出版社， 2013： 230-248. 4 王湘江，何哲明 .機械原理課程設計指導書 M.長沙：中南大學出版社，201176-82. 5 童秉樞，吳志軍，李學志，馮涓 .機械 CAD 技術(shù)基礎 M.北京：清華大學出版社， 2008： 131-163. 6 姜勇 ， 趙云偉 ， 盧圣春 .機械制圖基礎培訓教程 M.北京：人民郵電出版社，2010： 1-200. 7 婁建國 .機械研究與應用 J.按最佳傳動角的曲柄滑塊機構(gòu)的優(yōu)化設計 .2003：8-11. 8 趙又紅，周知進 .機械設計課程設計指導 .M.長沙：中南大學出版社， 2012：24-27. 9 熊詩波，黃長藝 .機械工程測試技術(shù)基礎 M.北京：機械工業(yè)出版社， 2012：99-124. 10 閻邦椿 .機械設計手冊（第 5 版）第 2 卷 M.北京：機械工業(yè)出版社， 2010：35-65. 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 姓名 專業(yè) 畢業(yè)論文（設計）題目： 新型衛(wèi)生筷子盒總體方案及其傳動機構(gòu)設計 評價項目 評 價 內(nèi) 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的 ； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結(jié)合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設計）質(zhì)量 1.立論是否正確，論述是否充分，結(jié)構(gòu)是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術(shù)用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點 提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或?qū)嶋H應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 該生在做畢業(yè)設計以來，一直都比較認真，積極，每周的會議也都按時到會，并且能按照要求按時按量完成任務，設計中的問題也都能積極解決， 并且設計方案新穎，想法創(chuàng)新，設計的新型衛(wèi)生筷子盒與生產(chǎn)、科研、社 會等實際相結(jié)合，基本達到了該畢業(yè)設計的要求，完成了該畢業(yè)設計的任務。 評閱人： 年 月 日 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 姓 名： 專業(yè)： 畢業(yè)論文（設計說明書） 頁 圖 表 張 論文（設計）題目： 新型衛(wèi)生筷子盒總體方案與傳動機構(gòu)設計 內(nèi)容提要： 衛(wèi)生筷子盒能定期消毒清洗，滿足餐飲用具衛(wèi)生要求，適合于食堂、餐館等大型用餐場合，也適合于家庭小型用餐場合。目前市場現(xiàn)有產(chǎn)品中存在諸多問題，新型衛(wèi)生筷子盒要求能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行合理化設計，實現(xiàn)避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；要求結(jié)構(gòu)簡單，避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。因此，該課題具有很好的理論意義和工程應用價值。 本課題的主要研究內(nèi)容為：對新型衛(wèi)生筷子盒進行總體方案與傳動機構(gòu)設計。 總體方案設計部分主要內(nèi)容為：根據(jù)產(chǎn)品功能要求，對機構(gòu)原理進行方案設計與各部分結(jié)構(gòu)初步設計。 傳動機構(gòu)主要研究內(nèi)容為：根據(jù)產(chǎn)品功能要求，對機構(gòu)原理進行方案設 計與個部分結(jié)構(gòu)初步設計。 基本要求為：以某新型衛(wèi)生筷子盒為設計計算實例，提交三維原理圖與產(chǎn)品結(jié)構(gòu)總裝配圖，傳動機構(gòu)零件圖，畢業(yè)論文。 指導教師評語 該生在畢業(yè)設計期間認真積極，態(tài)度端正，每周都按時參加會議，其畢業(yè)論文新型衛(wèi)生筷子盒的總體方案設計思路 正確 ，在一些設計中用到了很多不同的方法方式去進行比較，基本達到了論文要求，但論文整體水平還有改進的地方。 同意其參加答辯，建議成績評定為 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 根據(jù)答辯情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 經(jīng)答辯委員會討論，同意該畢業(yè)論文（設計）成績評定為 答辯委員會主任： 年 月 日 目錄 摘要 . 1 Abstract . 2 第一章 引言 . 3 1.1 課題背景與意義 . 3 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 . 3 1.3 課題研究內(nèi)容 . 4 1.4 本章小結(jié) . 4 第二章 總體方案設計 . 5 2.1 初步方案設計與選擇 . 5 2.2 產(chǎn)品主要零部件設計 . 9 2.3 新型衛(wèi)生筷子盒總體裝配 . 13 第三章 傳動機構(gòu)設計 . 14 3.1 傳動機構(gòu)比較與分析 . 14 3.2 傳動機構(gòu)的選擇與詳細設計 . 15 3.3 傳動機構(gòu)的設計計算 . 20 第四章 總結(jié) . 22 參考文獻 . 23 致謝 . 24 附錄：英文文獻 . 25 1 新型衛(wèi)生筷子盒總體方案與傳動機構(gòu)設計 摘要 ： 目前市場現(xiàn)有產(chǎn)品中存在諸多問題 ， 新型衛(wèi)生筷子盒要求能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行合理化設計，要求結(jié)構(gòu)簡單，避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。因此，該課題具有很好的理論意義和工程應用價值。 該論文介紹了新型衛(wèi)生筷子盒的設計。論文中的新型衛(wèi)生筷子盒能夠通過曲柄滑塊機構(gòu)做為傳動機構(gòu)，一次準確出一雙筷子，并能夠通過紫外線燈管進行對筷子的消毒。在該新型筷子盒的設計中，傳動機構(gòu)的設計是難點之一，起初選擇的傳動機構(gòu)是帶傳動，但此傳動機構(gòu)會很占筷子盒體積，且使筷子盒功能的實現(xiàn)變得更加復雜，因此，通過比較選用曲柄滑塊作為傳動機構(gòu)。此種新型衛(wèi)生筷子盒設計 結(jié)構(gòu)簡單，造價成本 較低， 各個模塊方便拆解， 是一種健康，方便，衛(wèi)生的新型筷子盒。 關(guān)鍵詞 ： 衛(wèi)生筷子盒；曲柄滑塊；紫外線燈 2 The overall program design and transmission of the new health chopsticks box Abstract : At present ,the existing products currently on the market have many problems, the new health chopsticks box required to solve the existing problems, to rationalize the design features for the product, requiring a simple structure to avoid the cost of expensive； each module easy to disassemble, to achieve mass production, easy to spread. Thus, the subject has a good theoretical and engineering application. A new health chopsticks box design is introduced in this thesis. A new health chopsticks box can be used as the transmission mechanism through slider-crank mechanism, once a pair of chopsticks and accurate, and can be sterilized chopsticks by UV lamp. In the novel design chopstick case, the design of the drive mechanism is one of the difficulties, the drive mechanism is initially selected tape drive, but the drive mechanism will be the volume of the cartridge representing chopsticks and chopstick case so achieve more complex functionality, Thus, by comparing the selection of a slider-crank drive mechanism. Such a simple box design structure new health chopsticks have low cost, and it is easy to disassemble each module.So it is a healthy, convenient, new chopsticks box hygiene. Keywords: Health chopsticks box； crank slider； ultraviolet light 3 第一章 引言 1.1 課題背景與意義 衛(wèi)生筷子盒能定期消毒清洗，滿足餐飲用具衛(wèi)生要求，適合于食堂、餐館等大型用餐場合，也使用與家庭小型用餐場合。目前市場現(xiàn)有產(chǎn)品存在諸多問題，新型衛(wèi)生筷子盒要求能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行 合理化設計，實現(xiàn)避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；要求結(jié)構(gòu)簡單，避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。因此，該課題具有很好的理論意義和工程應用價值。 現(xiàn)實生活中，大部分 中國 家庭吃飯時都是用筷子的，而筷子 衛(wèi)生存在很大的健康隱患 ，如果長期使用 不衛(wèi)生的 筷子，就容易染上消化道疾病，如肝炎、痢疾、急性胃腸炎等。 而 現(xiàn)在人們?nèi)粘Ｉ钪谐Ｓ玫目曜雍兄?，大多?shù)是塑料制品，結(jié)構(gòu)簡單、功能單一，顯得既不環(huán)保又不衛(wèi)生 。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 羅格率先引進來自德國的 Nicoler 空間消毒技術(shù) 6，開創(chuàng)性的將空間消毒的概念引入餐具消毒領(lǐng)域。由于整個過程一直處于持續(xù)、不間斷的滅菌狀態(tài)，不僅能夠徹底殺滅餐具上的乙肝病菌 (芽胞 )、金黃色葡萄球菌及大腸桿菌等細菌，經(jīng)處理后的潔凈空氣能快速的循環(huán)流動，從而達到對餐具所處的整個環(huán)境持續(xù)凈化 。 在傳動設備方面，曲柄滑塊作為機械設備中一種常見的傳動機構(gòu)， 它 由于具有結(jié)構(gòu)簡單，運動規(guī)律明確，可以實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)運動和直線運動之間的變換，并且具有急回運動等優(yōu)點，使其在機械工程設備中得到廣泛的應用 。 目前，國內(nèi)外對曲柄滑塊機構(gòu)的優(yōu)化設計及運動仿真研究有關(guān) 課題的研究也不少。其中，婁建國 8，采用幾何解析方法設計偏置曲柄滑塊機構(gòu)，在滿足給定的滑塊行程和行程速比系數(shù)的前提下，借助計算機進行尋優(yōu)設計，從而方便地求得具有最佳傳動角的曲柄滑塊機構(gòu)。劉菊蓉、王旭飛 9，運用 MATLAB 及其中的 SIMULINK 模塊，對給出行程 H，行程速比系數(shù) K 和許用角 進行設計分析。設計結(jié)果不但滿足現(xiàn)代機械設計的要求，設計過程編程簡單，而且得到曲柄在任意位置對應的其它參數(shù)。 陳杰平，姚智華 11，借助于功能強大的分析仿真軟件，實現(xiàn)了機構(gòu)性能分析和動態(tài)仿真，降低分析的難度，有效提高 設計的工作效率、產(chǎn)品開發(fā)質(zhì)量，降低開發(fā)成本。 該新型衛(wèi)生筷子盒的傳動機構(gòu)的選擇是通過選用各種傳動機構(gòu)來進行比較，最終選定的的曲柄滑塊機構(gòu)，該傳動機構(gòu)具有機型小，運行平穩(wěn)，可靠性高等特點，是新型衛(wèi)生筷子盒體積更小，取筷更方便。 4 1.3 課題研究內(nèi)容 本課題的主要研究內(nèi)容為：對新型衛(wèi)生筷子盒進行總體方案與傳動機構(gòu)設計。 總體方案設計部分主要內(nèi)容為：根據(jù)產(chǎn)品功能要求，對機構(gòu)原理進行方案設計與各部分結(jié)構(gòu)初步 設計。 傳動機構(gòu)部分主要研究內(nèi)容為：對所采用的傳動機構(gòu)進行結(jié)構(gòu)設計與強度計算。 1.4 本章小結(jié) 衛(wèi)生筷子盒能定期消毒清洗，滿足餐飲用具衛(wèi)生要求，適合于食堂、餐館等大型用餐場合，也適合于家庭小型用餐場合。目前市場現(xiàn)有產(chǎn)品中存在諸多問題，新型衛(wèi)生筷子盒要求能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行合理化設計，實現(xiàn)避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；要求結(jié)構(gòu)簡單， 避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。因此，該課題具有很好的理論意義和工程應用價值。 5 第二章 總體方案設計 設計目的與要求： 新型衛(wèi)生筷子盒能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行合理化設計，實現(xiàn)避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；結(jié)構(gòu)簡單，避免造價成本昂貴；各個模塊方便拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。 2.1 初步方案設計與選擇 一、設計方案 1： （一）儲筷機構(gòu)的設計： 將筷子采用橫放式，保證一把筷子能一根一根落下去，而不至于被堵在出筷口，在設計中我們起初設計了如圖 2.1 所示的儲筷機構(gòu)。 圖 2.1 儲筷機構(gòu) （二）分筷機構(gòu)設計： 此機構(gòu)主要由一根不銹鋼軸和兩個鏈輪組成，如圖 2.2 所示。利用鏈輪上所具有的特殊齒形，使每個齒槽內(nèi)只能容納一根筷子，這樣就能把一把筷子經(jīng)過兩個鏈輪的分撥作用，使筷子分成一根一根的的下落至運輸機構(gòu)。 圖 2.2 分筷機構(gòu) 6 （三）運輸機構(gòu)的設計： 在此機構(gòu)中，我們想到有許多 機構(gòu)可以實現(xiàn)，比如有帶傳動，鏈傳動，蝸輪蝸桿傳動等。由于鏈傳動在傳動中有一定的動載荷和沖擊，傳動平穩(wěn)性差，因此我們不考慮。而蝸輪蝸桿在嚙合處的相對滑動，發(fā)熱量大，效率低，且渦輪造價高，我們考慮到成本以及傳動中有相對滑動現(xiàn)象，也因此不采用此種運輸方法。經(jīng)過一些對比，我們最終考慮使用齒輪傳動和帶傳動兩種傳動相結(jié)合的方式來完成筷子的運輸工作。齒輪傳動中傳遞力大，效率高，且壽命長，工作平穩(wěn)，可靠性高，能保證恒定的傳動比，能傳遞成任意夾角兩軸間傳動。而帶傳動它屬于繞行傳動，傳動平穩(wěn)，噪聲小，可緩沖吸震。帶傳動允許較大 的中心距，結(jié)構(gòu)簡單，制造、安裝和維護較方便，且成本低廉，在帶的選擇上，我們采用同步帶。同步帶無相對滑動，傳動比穩(wěn)定，帶薄而輕，強力層強度高，適用于高速傳動，帶的柔性好，可用直徑較小的帶輪，傳動結(jié)構(gòu)緊湊，能獲得較大的傳動比，傳動效率高，同步帶初拉力小，軸和軸承上所受的載荷小，因此，我們選用之。此運輸機構(gòu)如圖2.3 所示。 圖 2.3 運輸機構(gòu) 缺點：在對設計方案一的后續(xù)設計中，我們發(fā)現(xiàn)設計方案一中的分筷機構(gòu)和運輸機構(gòu)的設計是多余的，會使新型衛(wèi) 生筷子盒的整體體積變得過于龐大，且對于新型衛(wèi)生筷子盒 取筷子時筷子不直接與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能 的實 7 現(xiàn)變得太復雜和冗余， 過度復雜化了新型衛(wèi)生筷子盒的設計，不符合我們新型衛(wèi)生筷子盒 結(jié)構(gòu)簡單，造價成本 低， 各個模塊方便拆解， 且不消耗大量電的設計理念，因此我們設計出了第二套方案。 二、 設計方案 2： （一） 儲筷盒和筷槽的配合設計： 作為新型衛(wèi)生筷子盒來說，首先該筷子盒要有儲存足量筷子的功能，為了實現(xiàn)這一功能，我們設計了一個儲筷盒，該儲筷盒能儲存足量的筷子，滿足顧客的需求。儲筷盒為透明有機材料制成，擱置在箱體上，因此 箱體也可稱為底座。當筷子被放入儲筷盒后，通過儲筷盒底部的斜面，筷子能通過出筷口順利滑落至筷槽。而儲筷盒的出筷子口剛好能容納兩根筷子通過，中間有隔板隔開，隔板兩邊各自出一支筷子，則一次能準確地同時出一雙筷子?？瓴郾辉O計在底座上，筷槽中間也設計有隔板，剛好與儲筷盒的出筷口相對應。該配合設計如圖 2.4 所示。 1，筷槽 2，筷槽隔板 3，儲筷盒隔板 4，儲筷盒 圖 2.4 儲筷盒和筷槽的配合設計圖 1 2 3 4 8 （二）箱體（底座）和紫外線燈管 槽的設計： 箱體（底座）上設置有 3 個紫外線燈管槽，分別位于筷槽的兩邊和筷槽的左端，燈管槽可以放置紫外線燈，抽出放置在箱體上的儲筷盒后便可進行安裝和更換燈管，非常方便。在筷子從儲筷盒下落以及筷子從筷槽推出的過程中，紫外線燈可以對筷子進行全方位的消毒。實現(xiàn)了新型衛(wèi)生筷子盒的自動消毒的功能，還實現(xiàn)了筷子盒的模塊化。箱體（底座）和紫外線燈管槽的設計圖會在下面產(chǎn)品主要零部件說明中有所展示。 （三）傳動機構(gòu)的設計： 箱體（底座）設計有足夠的空間放置曲柄滑塊傳動機構(gòu)，該曲柄滑塊傳動機構(gòu)由一個搖把，一個轉(zhuǎn)輪，一個連桿，一個 滑塊組成，搖把搖的一端設置在箱體外面另一端與轉(zhuǎn)輪中心連接，連桿連接轉(zhuǎn)輪與滑塊，滑塊被放置在筷子槽內(nèi)，并且滑塊可以在筷子槽內(nèi)順利滑動。當顧客搖動搖把時，搖把帶動轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動，通過連桿，滑塊會在筷子槽內(nèi)左右滑動，當滑塊向右移動時，筷子槽內(nèi)的筷子會被滑塊抵出箱體，這時顧客便可順利抽出一雙筷子。由此便實現(xiàn)了該新型衛(wèi)生筷子盒一次準確出一雙筷子的功能。曲柄滑塊傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)示意如圖 2.5 所示。 1，滑塊 2，連桿 3，轉(zhuǎn)輪 4，箱體（底座） 5，搖把 圖 2.5 曲柄滑塊傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)示意圖 1 2 3 4 5 9 2.2 產(chǎn)品主要零部件設計 1.箱體（底座），新型衛(wèi)生筷子盒的主要外殼，用于固定各個零件及保持筷子盒 環(huán)境的密封性。 1）紫外線燈管槽，設置在箱體上有 3 個燈管槽，與箱體互為一整體，方便紫外線燈管的安裝和替換。 2）筷槽，設置在箱體上，與箱體互為一整體，筷槽寬度能容納兩根筷子，中間設有一擋板隔開，兩根筷子分別能在兩道筷槽內(nèi)滑動。 1，箱體（底座） 2，紫外線燈管槽 3，筷槽 圖 2.6 箱體（底座）和紫外線燈 管槽 1 2 3 10 2，儲筷盒。 1）存放筷子的儲筷盒為透明有機玻璃材料制成，方便觀察儲筷盒內(nèi)筷子的數(shù)量一旦儲筷盒內(nèi)的筷子不能滿足顧客的需要，便可及時發(fā)現(xiàn)并向里面添加筷子，同時也可以通過紫外線對儲筷盒內(nèi)的筷子進行消毒。 2）儲筷盒與箱體分開，直接擱在箱體上，實現(xiàn)了模塊化，也方便拆解與清洗。儲筷盒內(nèi)設有擋板，因為筷子長短不一，在放長一點的筷子時可以將擋板向前滑，在放短一點的筷子時將擋板向后滑，保證筷子下落至筷槽時更加整齊。 3）儲筷盒中間設有很多隔板，隔板間的距離剛好為一根筷子的寬度，并保證筷子能順利滑下，儲筷盒底部為斜 面，能使筷子順利滑下至筷槽。 1，儲筷盒盒體 2，隔板 3，擋板 4，儲筷盒盒蓋 圖 2.7 儲筷盒 1 2 3 4 11 3，轉(zhuǎn)輪。 作為曲柄滑塊傳動機構(gòu)的轉(zhuǎn)動機構(gòu)，轉(zhuǎn)輪能通過人力轉(zhuǎn)動搖把來帶動轉(zhuǎn)輪的轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)輪中心設計有六個齒，這是為了在轉(zhuǎn)輪與搖把的鏈接及轉(zhuǎn)動中防止打滑，這保證轉(zhuǎn)輪能順利，不打滑的跟著搖把轉(zhuǎn)動，搖把轉(zhuǎn)動一圈，轉(zhuǎn)輪就轉(zhuǎn)動一圈，從而能帶動連桿及滑塊運動。 圖 2.8 轉(zhuǎn)輪 4，連桿。 在 該曲柄滑塊傳動機構(gòu)中，連桿鏈接轉(zhuǎn)輪與滑塊，當轉(zhuǎn)輪通過搖把轉(zhuǎn)動，連桿便會被轉(zhuǎn)輪帶動，連桿一端會繞著轉(zhuǎn)輪作圓周運動，而另外與滑塊相連的一端則會推動滑塊左右運動，從而完成整個傳動。 圖 2.9 連桿 12 5，滑塊。 滑塊，與連桿相連，通過轉(zhuǎn)輪的轉(zhuǎn)動，連桿會推動滑塊在筷子槽里面左右運動，從而將筷槽內(nèi)的筷子抵出箱體，方便人們?nèi)〕觥?圖 2.10 滑塊 6，紫外線燈管。 紫外 線燈管，安裝在箱體上，在筷子從儲筷盒下落至筷槽，再從筷槽被推出的這段運動過程中，對筷子進行衛(wèi)生消毒。 圖 2.11 紫外線燈管 13 2.3 新型衛(wèi)生筷子盒總體裝配 新型衛(wèi)生筷子盒體積不能過大，要盡量節(jié)省空間，不占太多地方，因此我們把箱體作為底座的形式，并且在箱體上做出筷槽和燈管槽。把儲筷盒做的大一點，這樣是為了能多放一些筷子，不用時時往里面加筷子，所以更加方便。儲筷盒擱在箱體上，儲筷盒底部的兩個斜面剛好與箱體的兩個斜面互相對應，防止儲筷盒左右 滑動，也方便儲筷盒取下清洗和消毒。在箱體內(nèi)設計有曲柄滑塊傳動機構(gòu)，在箱體的最左端，由搖把，轉(zhuǎn)輪，連桿，滑塊組成， 搖把搖的一端設置在箱體外面另一端與轉(zhuǎn)輪中心連接，連桿連接轉(zhuǎn)輪與滑塊，滑塊被放置在筷子槽內(nèi)，并且滑塊可以在筷子槽內(nèi)順利滑動。當顧客搖動搖把時，搖把帶動轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動，通過連桿，滑塊會在筷子槽內(nèi)左右滑動，當滑塊向右移動時，筷子槽內(nèi)的筷子會被滑塊抵出箱體，這時顧客便可順利抽出一雙筷子。 圖 2.12 新型衛(wèi)生筷子盒總體三維裝配圖 圖 2.13 新型衛(wèi)生筷子盒三維剖切圖 14 第三章 傳動機構(gòu)設計 在新型衛(wèi)生筷子盒的設計中，傳動機構(gòu)的選擇與設計十分重要， 傳動機構(gòu)，可以將動力所提供的運動的方式、方向或速度加以改變，被人們有目的地加以利用 。在本設計中，傳動機構(gòu)的設計 既不能太過復雜同時又要實現(xiàn)新型衛(wèi)生筷子盒的各項功能。因此，在傳動機構(gòu)的選擇上，我們經(jīng)過了各種對比，其中有齒輪傳動，帶傳動，鏈傳動和渦輪蝸桿傳動。 3.1 傳動機構(gòu)比較與分析 一、齒輪傳動 齒輪傳動是指用主、從動輪 輪齒 直接傳遞運動和動力的裝置。在所有的機械傳動中，齒輪傳動應用最廣，可用來傳遞相對位置不遠的兩軸之間的運動和動力。齒輪傳動的特點是：齒輪傳動平穩(wěn)， 傳動比 精確，工作可靠、結(jié)構(gòu)緊湊、效率高、壽命長，使用的功率、速度和尺寸范圍大。例如傳遞功率可以從很小至幾十萬千瓦；速度最高可達 300m/s；齒輪直徑可以 從幾毫米至二十多米。但是制造齒輪需要有專門的設備，嚙合傳動會產(chǎn)生噪聲。 二、帶傳動 帶傳動是利用張緊在帶輪上的柔性帶進行運動或動力傳遞的一種機械傳動。根據(jù)傳動原理的不同，有靠帶與帶輪間的摩擦力傳動的摩擦型帶傳動，也有靠帶與帶輪上的齒相互嚙合傳動的同步帶傳動。 帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、能緩沖吸振、可以在大的軸間距和多軸間傳遞動力，且其造價低廉、不需潤滑、維護容易等特點，在近代機械傳動中應用十分廣泛。摩擦型帶傳動能過載打滑、運轉(zhuǎn)噪聲低，但傳動比不準確（滑動率在 2%以下）；同步帶傳動可保證傳動同步，但對載荷 變動的吸收能力稍差，高速運轉(zhuǎn)有噪聲。 帶傳動除用以傳遞動力外，有時也用來輸送物料、進行零件的整列等。 （ 1） 優(yōu)點：傳動平穩(wěn)、結(jié)構(gòu)簡單、成本低、使用維護方便、 有良好的撓性和彈性、過載打滑。 （ 2） 缺點：瞬時傳動比不準確、帶壽命低、軸上載荷較大、傳動裝置外部尺寸大、效率低。 因此，帶傳動常適用于大中心距、中小功率、帶速 v =5 25m/s， i 7 的情況。 三、 鏈傳動 鏈傳動是通過鏈條將具有特殊齒形的主動鏈輪的運動和動力傳遞到具有特殊齒 15 形的從動鏈輪的一種傳動方式。 其 特點與帶傳動相比，鏈傳動沒有彈性滑動和打滑，能保持準確 的平均傳動比；需要的張緊力小，作用于軸的壓力也小，可減少軸承的摩擦損失；結(jié)構(gòu)緊湊；能在溫度較高、有 油污等惡劣環(huán)境條件下工作。 與齒輪傳動相比，鏈傳動的制造和安裝精度要求較低；中心距較大時其傳動結(jié)構(gòu)簡單。瞬時鏈速和瞬時傳動比不是常數(shù)，因此傳動平穩(wěn)性較差，工作中有一定的沖擊和噪聲。 鏈傳動平均 傳動比 準確 ,傳動效率高，軸間距離適應范圍較大，能在溫度較高、濕度較大的環(huán)境中使用；但鏈傳動一般只能用作平行軸 間傳動，且其瞬時傳動比波動，傳動噪聲較大。 由于鏈節(jié)是剛性的，因而存在多邊形效應（即運動不均勻性），這種 運動特性 使鏈傳動的瞬時傳動比變化并引起附加動 載荷 和 振動 ，在選用鏈傳動參數(shù)時須加以考慮。鏈傳動 廣泛用于交通運輸、農(nóng)業(yè)、輕工、礦山、石油化工和機床工業(yè)等。 四、 蝸輪蝸桿傳動 蝸輪蝸桿機構(gòu)常用來傳遞兩交錯軸之間的運動和動力。蝸輪與蝸桿在其中間平面內(nèi)相當于齒輪與齒條，蝸桿又與螺桿形狀相似。 其特點是： （ 1） 可以得到很大的傳動比，比交錯軸 斜齒輪 機構(gòu)緊湊。 （ 2） 兩輪嚙合齒面間為線接觸，其承載能力大大高于交錯軸斜齒輪機構(gòu)。 （ 3） 蝸桿傳動相當于螺旋傳動，為多齒嚙合傳動，故傳動平穩(wěn)、噪音很小。 （ 4） 具有自 鎖性。當蝸桿的導程角小于嚙合輪齒間的當量摩擦角時，機構(gòu)具有自鎖性，可實現(xiàn)反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。如在起重機械中使用的自鎖蝸桿機構(gòu)，其反向自鎖性可起安全保護作用。 （ 5） 傳動效率較低，磨損較嚴重。蝸輪蝸桿嚙合傳動時，嚙合輪齒間的相對滑動速度大，故摩擦損耗大、效率低。另一方面，相對滑動速度大使齒面磨損嚴重、發(fā)熱嚴重，為了散熱和減小磨損，常采用價格較為昂貴的減摩性與抗磨性較好的材料及良好的潤滑裝置，因而成本較高。 （ 6） 蝸桿軸向力較大。 蝸輪及蝸桿機構(gòu)常被用于兩軸交錯、傳動比大、傳動 功率不大或間歇工作的場合。 3.2 傳動機構(gòu)的選擇與詳細設計 通過綜合比較分析，最終決定采用曲柄滑塊作為新型衛(wèi)生筷子盒的傳動機構(gòu)。 3.2.1 曲柄滑塊傳動機構(gòu)設計 箱體（底座）設計有足夠的空間放置曲柄滑塊傳動機構(gòu)，該曲柄滑塊傳動機構(gòu)由一個搖把，一個轉(zhuǎn)輪，一個連桿，一個滑塊組成，搖把搖的一端設置在箱體外面另一端與轉(zhuǎn)輪中心連接，連桿連接轉(zhuǎn)輪與滑塊，滑 16 塊被放置在筷子槽內(nèi)，并且滑塊可以在筷子槽內(nèi)順利滑動。當顧客搖動搖把時，搖把帶動轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動，通過連桿，滑塊會在筷子槽內(nèi)左右滑動，當滑塊向右移動時，筷子槽內(nèi)的筷子會被 滑塊抵出箱體，這時顧客便可順利抽出一雙筷子。由此便實現(xiàn)了該新型衛(wèi)生筷子盒一次準確出一雙筷子的功能。 圖 3.2.1 曲柄滑塊傳動機構(gòu)三維設計圖 （一）轉(zhuǎn)輪的設計與尺寸 在該新型衛(wèi)生筷子盒的設計中，轉(zhuǎn)輪是通過人力轉(zhuǎn)動搖把來帶動轉(zhuǎn)輪的轉(zhuǎn)動，轉(zhuǎn)輪中心設計有六個齒，這是為了在轉(zhuǎn)輪與搖把的鏈接及轉(zhuǎn)動中防止打滑，這保證轉(zhuǎn)輪能順利，不打滑的跟著搖把轉(zhuǎn)動，搖把轉(zhuǎn)動一圈，轉(zhuǎn)輪就轉(zhuǎn)動一圈，從而能帶動連桿及滑塊運動。在轉(zhuǎn)輪上設置有 2厚度毫米的擋圈槽，這樣能防止搖把在轉(zhuǎn)動過程中左右移動 。 圖 3.2.2 轉(zhuǎn)輪的設計與尺寸 17 （二）搖把的設計與尺寸 搖把左端伸出箱體外，右端與轉(zhuǎn)輪中心鏈接，搖把上還設有 6毫米厚的擋圈，和搖把互為一體，目的是為了限制搖把的左右方向運動。同樣在與轉(zhuǎn)輪連接處設計有六個齒，齒長為 10 毫米，在與轉(zhuǎn)輪的鏈接中，搖把的齒與轉(zhuǎn)輪上的齒槽相配合，保證搖把在轉(zhuǎn)動過程中能帶動轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動且不打滑。 圖 3.2.3 搖把的設計與尺寸 （三） 轉(zhuǎn)輪擋圈的設計與尺寸 轉(zhuǎn)輪擋圈厚度為 2 毫米，與轉(zhuǎn)輪上開的擋圈槽厚度剛好對應，擋圈大圓直徑為24 毫米，小圓直徑為 6 毫米。擋圈的作用是為了防止搖把在搖的過程中左右滑動。 圖 3.2.4 轉(zhuǎn)輪擋圈的設計與尺寸 18 （四）螺栓的設計與尺寸 六角頭螺栓 M6 10，用來連接轉(zhuǎn)輪和搖把。 圖 3.2.5 六角頭螺栓 M6 10 六角頭螺栓 M3.5 13，用來連接滑塊與連桿。 圖 3.2.6 六角頭螺栓 M3.5 13 19 （五） 連桿的設計與尺寸 連桿用來連接轉(zhuǎn)輪與滑塊， 當轉(zhuǎn)輪通過搖把轉(zhuǎn)動，連桿便會被轉(zhuǎn)輪帶動，連桿一端會繞著轉(zhuǎn)輪作圓周運動，而另外與滑塊相連的一端則會推動滑塊在筷子槽內(nèi)左右運動，從而完成整個傳動。連桿共設計有三個尺寸，形狀厚度都相同，分別為70 毫米連桿， 80 毫米連桿和 100 毫米連桿。以下僅給出 70 毫 米連桿示意圖。 圖 3.2.7 連桿的設計與尺寸 （六） 滑塊的設計與尺寸 首先在滑塊的上沿處為一個光滑斜面，采用光滑過渡?？曜右话愣加写值囊欢撕图毜囊欢?，當筷槽內(nèi)落有一雙筷子時，筷子細的一端會剛好抵在滑塊的凹槽內(nèi)，在滑塊向右移動的過程中筷子粗的一端會被抵出箱體外，被人取走。當筷槽內(nèi)落有兩雙筷子時，第一層的一雙筷子被抵出箱體，第二層的一雙筷子會隨滑塊的運動而沿滑塊光滑彎曲斜面滑動到滑塊頂部，直到第一層的一雙筷子被人取走，第二層的筷子才會掉下 來被滑塊抵出。 圖 3.2.8 滑塊的設計與尺寸 20 3.3 傳動機構(gòu)的設計計算 （一） 連桿長度與筷子長度的配合計算 在日常生活中，筷子的種類多種多樣，其中筷子的長短也不相同，為了保證新型衛(wèi)生筷子盒能使用于不同長短的筷子，我們設計了不同長度的連桿，當使用長筷子時，更換短一點的連桿，當使用短筷子時，便更換長一點的連桿，這樣設計的目的就是為了保證使用不同長短的筷子時，筷子伸出箱體的長度既不會使筷子掉出箱體也方便客人取走。 圖 3.2.9 最長連桿與最短筷子的尺寸配合示意圖 如圖 3.2.9 所示，假設最短筷子長度為 200，已知連桿長為 100，筷槽總長度為262，筷槽隔板長為 172，轉(zhuǎn)輪直徑為 50，如圖所示，當連桿左端在轉(zhuǎn)輪最左端時，滑塊與筷槽內(nèi)筷子保持最遠距離，這時滑塊距離筷槽最左端距離為 sin81100 50 10=39，這時滑塊與筷子距離為 262 200 39=23，因此，當連桿最左端運動到轉(zhuǎn)輪最左端時，既虛線所示位置，滑塊在筷槽內(nèi)運動了 50，因此滑塊將筷子抵出箱體的長度為 50 23=27 毫米。 圖 3.2.10 最短連桿與最長筷子的尺寸配合示意圖 如圖 3.2.10 所示，假設最長筷子長為 230，換取長為 70 的連桿時，滑塊距離筷槽最左端的距離為 Sin78 70 50 10=8，這時滑塊與筷子距離 262 2308=24，因此當連桿最左端運動到轉(zhuǎn)輪最左端時，既虛線所示位置，滑塊同樣在筷槽內(nèi)運動了 50，因此滑塊將筷子抵出箱體長度為 50 24=26 毫米。 所以，通過計算，該新型衛(wèi)生筷子盒適用于不同長度的筷子，筷子長度不同，可以更換不同長度的連桿，這樣能保證任 何種類任何長度的筷子都能伸出箱體二十幾毫米以上，這樣的長度，能保證筷子既不會掉出箱體也方便客人取走。 21 （二） 傳動機構(gòu)強度計算 在此新型衛(wèi)生筷子盒的設計中，傳動機構(gòu)均使用 PVC 材料，查得該材料密度為 =1385kg/m 實體轉(zhuǎn)輪： 半徑 r1=25mm=0.025m 厚度 h=12mm=0.012m 體積 v1= r12h=3.14 0.025 0.012=0.00002355m M1= v1=1385 0.00002355=0.033kg 轉(zhuǎn)輪孔半徑 r2=0.007m 則 v2= r22h=3.14 0.007 0.012=0.00000184632m M2= v2=1385 0.00000184632=0.0026kg 轉(zhuǎn)輪總質(zhì)量 M=0.033 0.0026=0.0304kg 假設人轉(zhuǎn)動搖把一圈耗時 1 秒 轉(zhuǎn)動慣量 J=（ mr） /2=（ 0.0304 0.025） /2=0.0000095（ kg.m） 線速度 v=2 3.14 0.025/1=0.157（ m/s） 轉(zhuǎn)矩 T=J v/r=（ 0.0000095 0.157） /1=0.0000014915（ N.m） 22 第四章 總結(jié) 此篇論文主要介紹了新型衛(wèi)生筷子盒的設計，該新型衛(wèi)生筷子盒 衛(wèi)生筷子盒能定期消毒清洗，滿足餐飲用具衛(wèi)生要求，適合于食堂、餐館等大型用餐場合，也適合于家庭小型用餐場合。新型衛(wèi)生筷子盒能解決現(xiàn)存問題，針對產(chǎn)品功能進行 了 合理化設計，實現(xiàn) 了 避免大量電消耗、取筷子時筷子不直接 與外界接觸、一次準確出一雙筷子等功能；結(jié)構(gòu)簡單，造價成本 低 ；各個模塊方便 容易 拆解，能實現(xiàn)批量生產(chǎn)，易于推廣。 在新型衛(wèi)生筷子盒的設計中，我主要進行了新型衛(wèi)生筷子盒的總體方案設計與傳動機構(gòu)的設計，在設計傳動機構(gòu)的過程中，我首先想 到的是筷子先放入一個儲筷盒，再一根一根的落到傳送機構(gòu)上面，在傳送運輸?shù)倪^程中由紫外線對筷子進行消毒，然后通過傳送機構(gòu)將筷子傳送到出筷機構(gòu)，最后將筷子推出箱體為，供認取走。為了實現(xiàn)這一想法，在傳動機構(gòu)的選擇上，我選用了帶傳動作為筷子的傳送機構(gòu)，但在后來的設計與畫圖中，我發(fā)現(xiàn)帶傳動很占地方，需要把整個筷子盒做得很大，而且還要使用電動機，非常耗電也非常麻煩與復雜，因此，我沒有采用這種想法，在后來也嘗試了很多方法，但都覺得不夠理想，沒有采用。最后，受到老師的啟發(fā)，我選用曲柄滑塊作為傳動機構(gòu)， 該曲柄滑塊傳動機構(gòu)由一個 搖把，一個轉(zhuǎn)輪，一個連桿，一個滑塊組成，搖把搖的一端設置在箱體外面另一端與轉(zhuǎn)輪中心連接，連桿連接轉(zhuǎn)輪與滑塊，滑塊被放置在筷子槽內(nèi)，并且滑塊可以在筷子槽內(nèi)順利滑動。當顧客搖動搖把時，搖把帶動轉(zhuǎn)輪轉(zhuǎn)動，通過連桿，滑塊會在筷子槽內(nèi)左右滑動，當滑塊向右移動時，筷子槽內(nèi)的筷子會被滑塊抵出箱體，這時顧客便可順利抽出一雙筷子。由此便實現(xiàn)了該新型衛(wèi)生筷子盒一次準確出一雙筷子的功能。 在設計總體方案的過程中，因為要實現(xiàn)模塊化，于是我將儲筷盒與箱體做分開，將箱體做成底座的形式，在箱體上做出筷槽與紫外線燈管槽，方便安裝更換燈管。而 儲筷盒為透明有機玻璃材料制成，方便觀察儲筷盒內(nèi)筷子的數(shù)量，也可以通過紫外線對筷子進行消毒。儲筷盒直接擱在箱體上，方便拆解與清洗。儲筷盒內(nèi)設有擋板，因為筷子長短不一，在放長一點的筷子時可以將擋板向前滑，在放短一點的筷子時將擋板向后滑，保證筷子下落至筷槽時更加整齊。儲筷盒中間設有很多隔板，隔板間的距離剛好為一根筷子的寬度，儲筷盒底部為斜面，能使筷子順利滑下至筷槽，再由曲柄滑塊傳動機構(gòu)將筷子推出，供人取走使用。 在本次設計中，也有一些不足之處，在強度方面的計算上，我做的不夠好，計算能力比較差，只會計算軸和齒 輪的一些強度計算，其他的就計算得比較差，今后我一定會加緊學習，多想老師同學請教，希望能擴充知識面，開闊眼界，活躍思維，在機械這條路上越走越好。 23 參考文獻 1 潘存云，唐進元 .機械原理 M.長沙：中南大學出版社， 2011： 41-69 2 濮良貴，紀名剛 .機械設計 M.北京：高等教育出版社， 2006： 22-36. 3 王先逵 .機械制造工藝學 M.北京：機械工業(yè)出版社， 2013： 230-248. 4 王湘江，何哲明 .機械原理課程設計指導書 M.長沙：中南大學出版社，201176-82. 5 童秉樞，吳志軍，李學志，馮涓 .機械 CAD 技術(shù)基礎 M.北京：清華大學出版社， 2008： 131-163. 6 姜勇 ， 趙云偉 ， 盧圣春 .機械制圖基礎培訓教程 M.北京：人民郵電出版社，2010： 1-200. 7 婁建國 .機械研究與應用 J.按最佳傳動角的曲柄滑塊機構(gòu)的優(yōu)化設計 .2003：8-11. 8 劉菊蓉，王旭飛 .機械研究與應用 J.偏置式曲柄滑塊機構(gòu)的優(yōu)化設計及運動分析 .2005： 10-14. 9 趙又紅，周知進 .機械設計課程設 計指導 .M.長沙：中南大學出版社， 2012：24-27. 10 陳杰平，姚智華 .中文科技期刊數(shù)據(jù)庫 J.基于 MATLAB 的曲柄滑塊機構(gòu)仿真研究 .2005： 31-34. 11 熊詩波，黃長藝 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approach is applied to solve a flexible slider crank mechanism.The formulation is based on the Euler-Lagrange equation,for which the Lagrangian includes the components related to the kinetic energy,the strain energy,and the work done by axial loads in a link that undergoes elastic transverse deflection.A beam element is modeled based on a translating and rotating motion.The results demonstrate the error comparison obtained from the stress-and displacement-based finite element methods. Keywords:stress-based finite element method；slider crank mechanism；Euler-Lagrange equation. 1.Introduction The displacement-based finite element method employs complementary energy by imposing assumed displacements.This method may yield the discontinuities of stress fields on the inter-element boundary while 26 employing low-order elements,and the boundary conditions associated with stress could not be satisfied.Hence,an alternative approach was developed and called the stress-based finite element method,which utilizes assumed stress functions.Veubeke and Zienkiewicz1,2were the first researchers introducing the stress-based finite element method.After that,the method was applied to a wide range of problems and its applications3-5In addition,there are various books providing details about the method6,7. The operation of high-speed mechanisms introduces vibration,acoustic radiation,wearing of joints,and inaccurate positioning due to deflections of elastic links.Thus,it is necessary to perform an analysis of flexible elasto-dynamics of this class of problems rather than the analysis of rigid body dynamics.Flexible mechanisms are continuous dynamic systems with an infinite number of degrees of freedom,and their governing equations of motion are modeled bynonlinear partial differential equations,but their analytical solutions are impossible to obtain.Cleghorn et al.8-10included the effect of axial loads on transverse vibrations of a flexible four-bar mechanism.Also,they constructed a translating and rotating beam element with a quintic polynomial,which can effectively predict the transverse vibration and the bending stress. This paper presents a new approach for the implementation of the stress-based finite element method on the Euler-Bernoulli beams.The 27 developed approach first selects an assumed stress function.Then,the approximated transverse displacement function is obtained by integrating the assumed stress function.Thus,this approach can satisfy the stress boundary conditions without imposing a constraint.We apply this approach to solve a flexible slider crank mechanism.In order to show the accuracy enhancement by this approach,the mechanism is also solved by the displace-based finite element method.The results demonstrate the error comparison. II.Stress-based Method for Euler-Bernoulli Beams The bending stress of Euler-Bernoulli beams is associated with the second derivative of the transverse displacement,namely curvature,which can be approximated as the product of shape functions and nodal variables: Where is a row vector of shape functions for the ith element； is a column vector of nodal curvatures,y is the lateral position with respect to the neutral line of the beam,E is the Youngs modulus,and is the transverse displacement,which is a function of axial position x. Integrating Eq.(1)leads to the expressions of the rotation and the transverse displacement as Rotation： Transverse displacement: Where and are two integration constants for the ith 28 element,which can be determined by satisfying the compatibility. Substituting Eqs.(2)and(3)into(1),the finite element displacement,rotation and curvature can be expressed as: where the subscripts(C),(R)and(D)refer to curvature,rotation and displacement,respectively.By applying the variational principle,the element and global equations can be obtained11-13. Table 1:Comparison of the displacement-and the stress-based finite element methods for an Euler-Bernoulli beam element III.Comparisons of the Displacement-and Stress-based Finite Element Methods The major disadvantage of the displacement-based finite element method is that the stress fields at the inter-element nodes are discontinuous while 29 employing low-degree shape functions.This discontinuity yields one of the major concerns behind the discretization errors.In addition,it might use excessive nodal variables while formulating stiffness matrices. The stress-based method has several advantages over the displacement-based finite method.First of all,the stress-based method produces fewer nodal variables (Table 1).Secondly,when employing the stress-basedfinite method,the boundary conditions of bending stress can be satisfied,and the stress is continuous at theinter-element nodes.Finally,the stress is calculated directly from the solution of the global system equations.However,the only disadvantage of the stress-based finite method is that the integration constants are different for each element. IV.Generation of Governing Equation The slider crank mechanism shown in Fig.1 is operated with a prescribed rigid body motion of the crank,and the governing equations are derived using a finite element formulation.The derivation procedure of the finite element equations involves:(1)deriving the kinematics of a rigid body slider crank mechanism；(2) constructing a translating and rotating beam element based on the rigid body motion of the mechanism；(3)defining a set of global variables to describe the motion of a flexible slider crank mechanism；(4)assembling all beam elements.Finally,the global finite element equations can be obtained,and the time response of a flexible 30 slider crank mechanism can be obtained by time integration. A.Element equation of a translating and rotating beam Consider a flexible beam element subjected to prescribed rigid body translations and rotations.Superimposed on the rigid body trajectory,a finite number of deflection variables in the longitudinal and transverse directions is allowed.The Euler-Lagrange equation is used to derive the governing differential equations for an arbitrarily translating and rotating flexible member.Since elastic deflections are considered small,and there is a finite number of degrees of freedom,the governing equations are linear and are conveniently written in matrix form.The derivation of the element equations has been precisely presented in 8-10,and this section provides a brief summary. In view of high axial stiffness of a beam,it is reasonable to consider the beam as being rigid in its longitudinal direction.Hence,the longitudinal deflection is given as where u1 is a nodal variable,which is constant with respect to the x direction shown in Fig.2.The transverse deflection can be represented as 31 The velocity of an arbitrary point on the beam element with a translating and rotating motion is given as where is the absolute velocity of point O of the beam element shown in Fig.2；?is the angular velocity of the beam element； are the longitudinal and transverse displacements of an arbitrary point on the beam element,respectively；x is a longitudinal position on the beam element shown in Fig. 2. If we letbe the mass per unit volume of element material；A,the element cross-sectional area,and L the element length,then the kinetic energy of an element is expressed as The flexural strain energy of uniform axially rigid element with the Youngs modulus,E,and second moment of area,I,is given as The work done by a tensile longitudinal load,(i)P,in an element that undergoes an elastic transverse deflection is given by14 Longitudinal loads in a moving mechanism element are not constant,and 32 depend both on the position in the element and on time.With the longitudinal elastic motions neglected,the longitudinal loads may be derived from the rigid body inertia forces,and can be expressed as where PR is an external longitudinal load acting at theright hand end of an element,andox (i )ais the absolute eacceleration of the point O in the x direction shown in Fig.2. The Lagrangian takes the form Substituting Eqs.(5-10)into(12),and employing the Euler-Lagrange equations,the governing equations of motion for a rotating and translating elastic beam can be expressed in the following matrix form: whereMe,CeandKeare mass,equivalent damping,and equivalent stiffness matrices of a element,respectively；Feis a load vector of an element.When formulating the mass matrix of the coupler,the mass of the slider should be taken into account. 33 B.Global equations of slider crank mechanism For the proposed approach to solve a flexible slider crank mechanism,the global variables are the curvatures on the nodes.For assembling all elements,it is necessary to consider the boundary conditions applied to the mechanism.Since a prescribed motion applied to the base of the crank,there is a bending moment at point O shown in Fig.1,i.e.,the curvature at point O exists.For points A and B shown in Fig.1,we presume that both points refer to pin joints.Thus,the bendingmoments and the curvatures at both points are zeros. Since Eq.(13)is a matrix-form expression in terms of the vector of global variables,the global equations can be obtained by directly summing up all of element equations,which can be expressed as whereM,C,Kare global mass,damping and stiffness matrices,respectively；Fis a global load vector. V.Numerical simulation based on steady state The rotating speed of the crank is operating at 150rad/s(1432 rpm),and 34 the system parameters of a flexible slider crank are as follows: R2=0.15(m),R3=0.30(m),A=0.225(kg/m),EI=12.72(N-m2),mB=0.03375(kg) where R2 and R3 are the lengths of the crank and coupler,respectively；mB is the mass of the slider. The analytical results of this paper are presented by plotting steady state transverse displacements and bending strains of midpoints on crank and coupler throughout a cycle of motion.The steady state can be obtained by adding a physical damping matrix,namely Rayleigh damping whereandare two constants,which can be determined from two given damping ratio that correspond to two unequal frequencies of vibration15. In this paper,the values ofandare determined based on the first two natural frequencies. By adding physical damping to the equations of motion,the analytical solution is obtained by performing the constant time-step Newmark method over twenty cycles of motion.The initial conditions are set to zeros when performing numerical time integration. The error indicator is defined as where QFE and QRef are two quantities based on a finite element solution and a reference solution,respectively.Generally,they are functions 35 of time,and they can be arbitrarily selected,such as energy,displacement,bending strain,etc.t1 and t2 refer to the interval of timeintegration,which are usually one cycle after steady-state condition has been reached.Since an exact solution is not available,a reference solution is obtained by the displacement-based finite element method based on twenty elements per link with quintic polynomials in this paper. Fig.3.Time responses of the total energy,mensionless midpoint deflection of the coupler,and he midpoint strain of the coupler at the steady state condition VI.Numerical Simulations In the section,we consider the mechanism with a rigid crank.The coupler is the only flexible link.Based on the beam element constructed in Section IV.,the beam element has a rigid axial motion,but it has a transverse deflection. When we implement the stress-based finite elementmethod proposed in Section III.,it is necessary to consider the boundary conditions of the modeled links and the approximated degree of shape functions.In this 36 example,we select a linear function along the axial axis to approximate the strain distribution of the coupler,and the boundary conditions of the coupler are considered without zero bending moment.Thus,it is impossible to model the coupler with one element. In the example,we consider the coupler discretized as two,three,four,and five elements,and its curvature distribution is approximated by a linear function as And then,the time responses and the errors of the total energy,the midpoint deflection of the coupler,the midpoint strain of the coupler is obtained by the stress-based finite element method.Also,the first natural frequency is evaluated. The rotating speed of the crank is operating at 150rad/s(1432 rpm),and the system parameters of a flexible slider-crank are as follow16:R2=0.15(m),R3=0.30(m),A=0.225(kg/m),EI=12.72(N-m 2),mB=0.03375(kg)where R2 and R3 are the lengths of the crank and coupler,respectively；mB is the mass of the slider. In order to compare the errors obtained by the displacement-based finite element method,we also use it to solve the mechanism,and its results are based on Ref.17. Table 2.Errors of the first natural frequency by both finite element methods 37 Fig.3.shows the time responses of the total energy,the dimensionless midpoint deflection of coupler,and the midpoint strain of the coupler on the steady state condition.Tables 2 to 5 show the error comparisons of the first natural frequency,the total energy,the midpoint deflection of the coupler,and the midpoint strain of the coupler by the stress-and the displacement-based finite element methods.The error calculation is based on Eq. (16).The results show that the errors from the stress-based finite 38 element method are greater than the errors from the displacement-based finite element method,when we consider the same number of elements for both methods.However,when the number of degrees of freedom is the same,the errors from the stress-based finite element method is much smaller than the errors from the displacement-based finite element method.Also,we notice that except for the errors of the first natural frequency,the errors from the stress-based finite element method are smaller than the errors from the displacement-based finite element method under the same number of elements.It illustrates that the stress-based finite element method can provide much accurate approximated solutions for kineto-elasto-dynamic problems. VII.Conclusions This paper proposed a new approach to implement the stress-based finite element method to Euler-Bernoulli beam problems.Especially,this 39 approach can be applied to kineto-elasto-dynamic problems.The proposed approach is to approximate the curvature of a beam. Then,we can obtain the transverse deflection and the stress distribution by integrating the approximate curvature distribution.During the integration procedure, it is necessary to make the boundary conditions of a beam element satisfied,which can derive the integration constant.In this paper,we apply the proposed approach to solve a flexible slider crank mechanism operating a high-speed motion.The results illustrate that the errors from the stress-based finite element method are much smaller than the errors from the conventional approach, the displacement-based finite element method,when we compare the errors under the same degrees of freedom. Also,some errors show that the stress-based finite element method can provide more accurate solutions under the same number of elements. References 1B.Fraeijs de Veubeke,“Displacement and equilibrium models in the finite element method”,Stress Analysis,edited by 40 O.C.Zienkiewicz,Wiley,New York,1965. 2B.Fraeijs de Veubekd and O.C.Zienkiewicz,“Strain-energy bounds in finite-element analysis by slab analogy”,J.Strain Analysis,Vol.2,pp.265-271,1967. 3Z.Wieckowski,S.K.Youn,and B.S.Moon,“Stressed-based finite element analysis of plane plasticity problems”,Int.J.Numer.Meth.Engng.,Vol.44,pp.1505-1525,1999. 4 H.Chanda and K.K.Tamma,“Developments encompassing stress based finite element formulations for materially nonlinear static dynamic problems”,Comp.Struct.,Vol.59, No.3,pp.583-592,1996. 5M.Kaminski,“Stochastic second-order perturbation approach to the stress-based finite element method”,Int.J.Solids and Struct.,Vol.38,No.21,pp.3831-3852,2001.6O.C.Zienkiewicz and R.L.Taylor,The Finite Element Method,McGraw-Hill,London,2000. 7R.H.Gallagher