推板式造波機的機械結構設計

1、推板式造波機的機械結構設計摘要二十一世紀是海洋的世紀，世界上各個國家越來越重視對海洋資源的開發(fā)，對船舶工程、海洋工程的研究也越來越多。在實驗室相對穩(wěn)定的情況下通過造波機對波浪進行模擬實驗是目前最行之有效的研究海洋波浪的方法。通過在實驗室的水池中模擬自然界中各種波形的波浪，然后對這些數(shù)據(jù)進行深入分析和研究，可以為工程建設提供可靠的理論依據(jù)。在眾多的波浪模擬設備中，推板式造波機是當前最主流的一種，在很多的海洋工程實驗室中發(fā)揮著非常重要的作用。本文通過對幾種傳動方式的比較，選定了滾珠絲杠作為傳動裝置，滾珠絲杠作為傳動裝置，運行平穩(wěn)，可靠性高，非常適合用于推板式造波機。根據(jù)造波要求設計出整體的機械結構

2、，對主要部件進行了校核及有限元分析，最終設計出完整的推板式造波機。關鍵詞：造波機；推板式；滾珠絲杠AbstractThe 21st century is the century of ocean, many country pay more and more attention to the development of marine resources , as well as the study of marine engineering, marine engineering allover the world. Use the wave-making machine to simula

3、te wave experiment in the laboratory relatively stablecondition is the most effective way to study the marine environment. Analog nature of various waveforms in a laboratory wave pool, and then conduct in-depth analysis of these data and research, can provide a reliable theoretical basis for the con

4、struction through. Among the wave simulation device, push-type wave machine is the most mainstream of a current, it plays a very important role in many of the marine engineering laboratory. This paper compares several transmission modes, selected as a ball screw drives, ball screw as gearing, smooth

5、 operation, high reliability, is well suited for push plate wave machine. According to design a whole wave-making machine structure, the main components of the check and finite element analysis, the final design of a complete push plate wave machine.Key words: wave maker ; push-type; ball screw目錄1緒論

6、11.1課題的提出及研究背景11.2課題的研究目的及實際應用價值11.3國內外研究現(xiàn)狀11.4造波機的分類及其造波原理31.5課題研究的主要內容41.6課題研究的難點41.7本章小結52推板式造波機設計參數(shù)的計算62.1推板式造波機設計參數(shù)的計算流程62.2造波機設計參數(shù)的計算7推波板的最大行程的計算8推波板的最大運動速度的計算9造波板最大負載力的計算9造波機最大功率的計算102.3造波機設計參數(shù)的確定112.4本章小結113造波機的總體方案設計123.1方案比較與選擇123.2總體方案設計133.3本章小結144造波機各部分的機械結構設計154.1推波板的設計154.2推波板支架的設計164

7、.3推波板支架的連接及校核184.4傳動裝置的設計20滾珠絲杠副的計算與選型20直線導軌的選擇224.5電機的選取244.6軸承和聯(lián)軸器的選擇254.7支撐裝置的設計25支撐架結構設計25傳動裝置在機體上的安裝264.8本章小結28總結30參考文獻31致謝321 緒論1.1 課題的提出及研究背景海洋占據(jù)著地球面積的71%，其中蘊含著豐富的自然資源，但是目前人類對于海洋的認識程度并不夠深入，對于海洋資源的開發(fā)也只是停留在初級階段。世界上很多國家投入越來越多的人力物力對海洋中的資源進行開發(fā)，對于海洋工程、船舶工程的研究也越來越多。波浪，是一種非常普遍的自然現(xiàn)象，對航海有著重要的影響，不管是建設海港

8、、制造船舶，或者是進行海洋資源的開發(fā)，都要去研究波浪。對于海上波浪的研究，目前主要有三種手段：1.到現(xiàn)場進行實地檢測；2. 通過理論對波浪研究或者數(shù)值模擬；3.在實驗室內用人工水槽研究模擬波浪。由于海浪的復雜多變性以及自然界中各種各樣的不穩(wěn)定因素，在實地研究波浪成本非常高，幾乎不能實現(xiàn)。運用理論研究對非正弦波進行數(shù)值分析時很難實現(xiàn)精確分析12。綜合分析看來，在室內實驗室沒有干擾的情況下通過造波機產(chǎn)生人工波浪并進行分析是成本最低而且能行得通的研究波浪的方法。1.2 課題的研究目的及實際應用價值作為產(chǎn)生人工波浪的重要裝置，造波機在船舶的設計制造、海洋平臺的設計等領域扮演著重要角色。在實驗水池制造出

9、各種波形的波浪，對其進行研究得到相關數(shù)據(jù)，然后根據(jù)這些數(shù)據(jù)深入分析，這樣，以后進行工程建設時，就有了可以依靠的理論依據(jù)。在建設海港、設計船舶之前，在實驗室內進行模擬，得到可靠的實驗數(shù)據(jù)，等實際實施項目時便可以保證工程質量。本課題主要就是對造波機的機械結構進行探究，分析當今主流的造波機結構，對重要部件進行設計校核，設計出能夠應用在實驗室中的造波機。1.3 國內外研究現(xiàn)狀為了能更好地研究波浪，國內外的很多專家學者早就開始了對造波機的研究開發(fā)工作，目前已經(jīng)有了多種形式的造波機問世，并被應用于實際中。 最早出現(xiàn)的的造波機使用了曲柄連桿結構，這種造波機結構簡單，成本低廉，功能也相對簡單，只能造出普通的規(guī)

10、則波。隨著液壓技術的發(fā)展，人們開始將液壓系統(tǒng)應用于造波機，這樣一來，能產(chǎn)生不規(guī)則波的造波機出現(xiàn)了。1957年，荷蘭瓦格寧根大學設計制造的世界上第一座耐波性水池（圖1-1）正式投入使用3。美國人在1958年建造的泰勒矩形水池使用了空氣式造波機（圖1-2），此水池可以對不規(guī)則長峰波進行模擬4。1957年，英國人設計了使用沖箱式造波機的實驗室，能夠模擬長峰規(guī)則波和不規(guī)則波。20世紀80年代開始，用直流伺服電機進行控制的造波系統(tǒng)開始被使用 5。到了90年代，造波系統(tǒng)中廣泛使用交流伺服電機。圖1-1 荷蘭瓦格根寧水池圖1-2 空氣式造波機圖1-3推板式造波機在國內，造波機的發(fā)展還是比較早的，大概從20世

11、紀50年代開始，不過由于當時國內比較落后，大部分的技術都是從國外引進的。改革開放以后，一些科研機構逐漸開始開發(fā)造波產(chǎn)品，不過這個時期的造波機非常簡陋，只能制造出正弦波。隨著經(jīng)濟的發(fā)展，國家對科研的投資越來越多，我國的不規(guī)則波造波系統(tǒng)的自主研發(fā)工作才逐漸開始進行。我國的第一臺不規(guī)則波造波機產(chǎn)生于南京水利科學研究院 6。造波機的控制系統(tǒng)也隨著造波技術一步步發(fā)展，從最初的模擬信號控制到80年代末的軟件控制再到后來的電子計算機控制。90年代以后，國內外的造波機都已經(jīng)完全實現(xiàn)了計算機控制，造波技術的研究進入了一個全新的領域。1.4 造波機的分類及其造波原理依據(jù)不同的分類標準，造波機有很多種分類方法。根據(jù)

12、驅動方式的不同，造波機可以分為三種：電機驅動、液壓驅動和氣壓驅動。(1) 電機驅動是當今最主流的方式，優(yōu)點有很多：啟動迅速，易于控制轉速，進給精度高、占空間小等。不過電機驅動一個很明顯的缺點是負載能力較差，一般來說無法適用于大型造波機。(2) 液壓驅動是一種成本很高的方式，由于需要使用液壓油，相應的對密封性要求很高，另外容易造成污染，維護也比較麻煩。系統(tǒng)中的液壓油既能起到潤滑作用，又能通過循環(huán)降低機器的溫度，延長使用壽命。液壓驅動反應較為迅速、能承受較大負載，精度也較高17。(3)氣壓驅動直接使用空氣做為工作介質，啟動非常快，而且空氣介質與大氣進行循環(huán)非常方便，需要的設備也比較簡單。由于空氣壓

13、縮性比較大，不能保證高精度，也不能承受較大負載，這種驅動只能在較低負載的條件下使用。根據(jù)造波機與水體相互作用的情況來看，可以將造波機分為氣壓式和機械式兩種。氣壓式造波機能夠通過改變空氣壓力從而改變水體狀態(tài)使之產(chǎn)生波浪。機械式造波機通過機械部件運動來改變水體的狀態(tài)產(chǎn)生波浪。目前主流的機械式造波機分為4種：搖板式、推板式、沖箱式和轉筒式。(1)搖板式造波機：這種造波機的運動部件（造波板）下端被約束在軸上，可以繞軸轉動一定角度，這種前后擺動會使水體狀態(tài)產(chǎn)生變化。造波板的擺動幅度決定了產(chǎn)生波浪的波高，造波板的擺動頻率決定了波浪的頻率和波長。 (2)推板式造波機：主要原理是通過一定的機械結構使造波板沿著

14、直線導軌進行周期性往復運動，這種周期性往復運動可以推動水體，使水體狀態(tài)產(chǎn)生變化從而產(chǎn)生波浪。造波板的最大行程和速度決定了波高，造波板的運動頻率決定了波浪的周期。 (3)沖箱式造波機：作用部件是具有特殊截面的柱體，工作時造波部件沿著垂直于水面的方向做往復運動從而制造出波浪。造波部件的運動頻率決定了波長。 (4)空氣式造波機：這種造波系統(tǒng)需要使用風機做為氣源，風機吹出的氣體通過管道作用到一定的水域，通過控制空氣閥來使空氣壓力發(fā)生周期性變化，這樣一來氣體作用的那一片水域的水體狀態(tài)將會發(fā)生變化，從而產(chǎn)生波浪。以上幾種造波機的原理簡圖如圖2-1至圖2-4。圖2-1 搖板式造波機工作示意圖 圖2-2推板式

15、造波機工作示意圖圖2-3沖箱式造波機工作示意圖 圖2-4氣壓式造波機工作示意圖1.5 課題研究的主要內容本課題主要針對推板式造波機的機械結構進行研究，研究的主要內容如下：1. 推板式造波機機械結構的總體設計。 2. 造波機各部分零件（推波板、支架、連接架、機體、支撐架等）的設計、選型、受力分析及校核。3. 繪制兩張零號幅面的整套圖紙。1.6 課題研究的難點1. 波浪理論數(shù)學模型的選擇；2. 現(xiàn)有的造波機通常采用經(jīng)驗設計，設計保守，影響波浪精度，需要進行分析、優(yōu)化；3. 驅動方式的選擇及部件設計；4. 造波系統(tǒng)在水槽中的安裝方式選擇；5. 各部件之間的連接方式的選擇。1.7 本章小結本章通過檢索

16、、查閱中外文獻，對課題的研究背景進行了初步研究，對于造波機的研究意義、實際價值做了介紹，并且對造波機的發(fā)展現(xiàn)狀進行了調查。明確了課題研究的主要內容，認識到自己要完成的任務，對任務進行梳理、細化，明確任務的重點、難點，為下一步工作做好鋪墊。2 推板式造波機設計參數(shù)的計算2.1 推板式造波機設計參數(shù)的計算流程早期的造波理論大多是歐美國家的學者提出的，自20世紀70年代末以來,國內的一些學者整理了西方國家的造波理論,后來國內的學者在開發(fā)類似產(chǎn)品時大多參考了這些理論。從如今的大多數(shù)實際案例來看，當前所使用的造波機設計參數(shù)的計算公式是線性造波理論，只適用于規(guī)則波。而不規(guī)則波的實現(xiàn)，實際上采用的方案是將不

17、同周期下不同的規(guī)則波組合而成的，因此線性造波理論同樣適用于不規(guī)則波。 推板式造波機的設計參數(shù)可以按照下圖進行計算。圖 2-5 造波機系統(tǒng)設計參數(shù)計算流程圖圖中各變量代表的意義如下：h：水深；T：波浪周期；d：推波板寬度；m：推波板質量；Hmax：最大波高；Smax：推波板的最大行程；DA、mA：中間參數(shù)；Fmax:最大負載力；Pmax：最大功率。在設計、制造一套造波系統(tǒng)之前，首先要明確這套系統(tǒng)的工作環(huán)境，從設計要求中可以得知水槽的深度、寬度、擬造波浪的波高、周期等參數(shù)。有了造波機工作環(huán)境的參數(shù)（最大水深h、波浪周期T、造波機運動機構的質量m和推波板的寬度d），便可以根據(jù)以上計算流程計算出造波機

18、的設計參數(shù)。2.2 造波機設計參數(shù)的計算計算造波機的設計參數(shù)需要明確這些初始參數(shù)：水深h（范圍數(shù)據(jù)），波的周期 T（范圍數(shù)據(jù)），推波板寬度 d 和推波板運動機構的初設質量m。 根據(jù)課題設計的要求： 1.工作環(huán)境：實驗室，水槽的基本尺寸為：水槽寬度5.0m, 水槽高度1.0m, 造波機工作最大水深0.6m；2.試驗擬造波：最大波高0.4m，周期0.62.2s。水槽寬度為5m，用一個單元負載較大，不宜制造，應該采用模塊化設計，取每個單元的板寬為0.8m，每個造波機模塊的運動結構質量為250kg，共6個單元（考慮到造波機與水槽的間隙）。參照前人計算方法1，計算時將水深h、周期T按一定范圍劃分以方便計

19、算。最終確定的參數(shù)如下：h=0.2、0.3、0.4、0.5、0.6（m）；T=0.5、0.6、0.8、1、1.2、1.5、1.8、2、2.2（s）；d=0.8m；m=250kg。2.2.1 推波板的最大行程的計算根據(jù)式（2-1）可以計算出不同的水深、周期下的最大波高Hmax8Hmax=0.142tanh(kh)（2-1）式中：波長,=(gT2/2)tanh(2Ph/) ；k 波數(shù),即 k= 2P/；h 波槽水深。計算結果如表2-1所示?？紤]設計要求, Hmax=44.94cm能滿足課題要求。表2-1 各種水深周期下的波高Hmax(cm)波高H與行程S之比為HS=4sinh2khsinh2kh+

20、2kh(2-2)根據(jù)表2.1 和式(2-2) , 能夠計算出不同周期、不同水深條件下推波板的最大行程。表2-2 各種水深周期和波高下推波板的最大行程Smax(cm)2.2.2 推波板的最大運動速度的計算根據(jù)式（2-3）可以計算出推波板的最大運動速度按Vmax=S2(2-3)式中: Vmax推波板的運動速度；S推波板的行程；波浪的圓頻率,= 2/ T。根據(jù)式（2-3）可以計算出推波板的最大運動速度，如表2-3。表2-3 不同水深周期下推波板的最大速度Vmax (cm/s)2.2.3 造波板最大負載力的計算在造波機的工作工程中,推波板做的是直線往復運動, 其位移、速度、加速度分別為8：x=S2si

21、ntx=S2costx=-2S2sint造波機的負載可以按照式(2-4)來計算:Ft=-122Sm+2mAlsint+SDAlcost+Rf（2-4）將速度、加速度帶入得：Ft=m+2mAlxt+2DAlxt（2-5）表 2-4 各種水深、周期下的推波板最大推力Fmax（N）2.2.4 造波機最大功率的計算因為推力：Ft=-122Sm+2mAlsint+SDAlcost那么功率：Pt=FtVt即：Pt=S2-122Sm+2mAsintcost+SDAlcos2t（2-8）表 2-5 各種水深、周期下的推波板最大功率Pmax(w)2.3 造波機設計參數(shù)的確定根據(jù)上述計算，取整之后確定的設計參數(shù)如

22、下：Smax=0.6m；Vmax=0.85m/s；Fmax=3500N；Pmax=3000w。2.4 本章小結經(jīng)過前期的文獻閱讀整理、資料的搜尋等工作，已經(jīng)對造波機的工作原理及造波機的設計流程有了比較深入的了解，并找到了詳細的計算方法。由于造波機有很多種類，其設計參數(shù)的計算也對應著多種不同的計算方法，不同學者專家也提出了在不同工作情況下的計算模型，這就需要通過對不同工作狀況進行對比選擇最適合本課題的一種計算方案。確定好最適合的工作方案后，將需要用到的工作情況的參數(shù)與課題所給參數(shù)進行比較，課題中明確給定的條件可以直接使用，對于一些課題中沒有給定的條件，需要進行粗略估算以便順利的進行設計參數(shù)的計算

23、。通過一系列的計算，已經(jīng)將造波機的設計參數(shù)確定，有了這些參數(shù)，接下來將進行具體零部件的設計或者選型。3 造波機的總體方案設計3.1 方案比較與選擇推板式造波機需要實現(xiàn)的運動主要是推波板的直線往復運動。能夠實現(xiàn)直線往復運動的機械結構有很多，比如簡單的曲柄滑塊機構,可以將轉動轉換為直線運動,只不過這種方式只能實現(xiàn)簡單的規(guī)則(正弦)擺動,所以只能使造波機產(chǎn)生規(guī)則波，不能模擬非規(guī)則波。圖3-1 曲柄滑塊驅動圖3-2 液壓伺服驅動液壓伺服驅動也可以實現(xiàn)直線往復運動,這種驅動啟動快，能承受大負載,但維護起來不是很方便，使用時容易造成環(huán)境污染。當前最主流的造波驅動系統(tǒng)是伺服電機驅動,這種驅動方式安裝調試方便

24、,控制精度高,不污染環(huán)境，只是輸出功率比較小,相對于液壓伺服驅動來說更適宜應用于模塊式的實驗室水槽不規(guī)則造波。目前的伺服電機式造波機一般采用交流伺服電機驅動,通過滾珠絲杠將電機繞軸的轉動轉化為推波板沿直線的運動9。圖3-3 伺服電機驅動通過對三種方案的對比，可以發(fā)現(xiàn)，采用伺服電機驅動最符合本課題要求，接下來將按照交流伺服電機這種方案進行設計。3.2 總體方案設計一般來說，造波機主要包含三個部分：驅動裝置、機械結構和控制系統(tǒng)。本課題主要研究的是推板式造波機的機械結構的設計。機械結構主要包括推波板、支架、工作臺、機體、導軌等組成，這些零部件大部分是金屬結構的，這些零件的具體尺寸和使用的材料主要根據(jù)

25、實際的工作情況和課題要求來設計。推波板的直線往復運動是由交流伺服電機軸的轉動帶動滾珠絲杠旋轉,通過絲杠的螺母變?yōu)橹本€運動。滾珠絲杠副是一種傳動效率非常高的精密零件，使用這種零件的機械一般來說可靠性高、運行穩(wěn)定、壽命較長。直線運動機構主要由工作臺、 導軌、滑塊、滾動軸承等零件組成。滾珠絲杠采取兩端固定的安裝方式,剛性高,且兩端使用雙列軸承,能夠適應高速重載的工況。導軌和滑塊分別固定在剛性好的U型鋼上,受力變形小, 經(jīng)去除應力處理,變形小，尺寸和形狀穩(wěn)定。經(jīng)過對現(xiàn)有造波機的調研分析，以及與本課題的實驗環(huán)境相比較之后，確定了適合本課題要求的方案，并繪制出了方案裝配圖。圖3.4三維裝配圖從圖中可以看出

26、，造波機推波板的直線往復運動主要依靠滾珠絲杠副將伺服電機的旋轉運動轉化為工作臺的直線往復運動，推波板通過螺栓組及支架與工作臺相連接，工作臺的直線往復運動帶動著推波板進行直線往復運動來產(chǎn)生波浪。工作臺通過直線導軌約束在機器的U型槽上，另外運動部件的重力也都是由U型槽來承擔，滾珠絲杠只承擔軸向載荷。3.3 本章小結本章通過對三種驅動方案的比較，仔細分析了各種驅動方案的優(yōu)缺點，選擇了最適合本課題的驅動方案，根據(jù)選定的伺服電機驅動進行了造波機的結構設計。將總體結構分為幾個部分，明確每一部分都有哪些零件，以及每部分零件在整個造波機中的作用。4 造波機各部分的機械結構設計4.1 推波板的設計推波板是造波過

27、程中主要依靠的零件，波浪的產(chǎn)生主要靠推波板的往復運動。根據(jù)課題要求（水槽寬5米，深1.0米），還有模塊化的設計思路，將推波板的尺寸定為高1.0米，寬0.8米，厚度為0.008米（8毫米）。考慮到推波板的工作環(huán)境（水槽），故推波板材料選不銹鋼，牌號為0Cr18，Rm520MPa，硬度187HBS。因為造波機是模塊化設計，則必須考慮兩個造波單元之間的連接問題。每塊推波板都是通過焊接在支撐桿上然后連在一起的，支撐桿與支架通過鉸連接連在一起，支撐桿頂部有螺釘，可以拆卸。推波板受到波浪的推力可以當做均布力來處理，然后用軟件進行有限元分析，分析結果如圖4-1。圖4-1 推波板有限元分析分析報告如下：圖4-

28、2 推波板有限元分析由報告可知，最大應力為2.22×103MPa，遠小于材料的許用應力，符合設計的要求。4.2 推波板支架的設計推波板作為造波活動的執(zhí)行部件，必須通過支架來支撐，支架與造波板鉸接，支架通過螺栓組與滑塊連接。支架的設計必須考慮其對推波板的承受能力，因為支架的截面并不是規(guī)則圖形，其所受彎矩計算起來比較麻煩，故采用計算機軟件進行有限元分析，對其進行校核。支架在工作時處在水中，考慮材料的防腐要求，支架材料同樣選取牌號為0Cr18的不銹鋼，查找資料得知其密度為7850kg/m3,通過UG可以測出推波板的質量為61.3930kg，重量為602.0597N，將此重力加載到支架上并進

29、行有限元分析。有限元分析如圖4-3所示。通過報告可以看出，推波板支架所受的最大主應力為1.84MPa，遠小于材料的許用應力520MPa（GB 1220-1984），符合要求。圖4-3 推波板支架的有限元分析分析報告如下：圖4-4 有限元分析報告4.3 推波板支架的連接及校核推波板的支架通過螺栓組連接在機架上，設計螺栓組連接時，需要首先選擇螺栓的數(shù)目及布置方式；然后確定螺栓連接的結構尺寸；再根據(jù)安裝方式及實際受載情況進行受力分析和強度校核10。推波板的安裝使用了4個支架，每個支架都是用4個螺栓來連接，螺栓承受載荷的作用線與螺栓軸線相互垂直，并通過其對稱中心。1) 螺栓受力分析通過UG軟件的仿真測

30、算得出：螺栓組受到的總剪切力的大小為F=726N，對于鉸制孔用螺栓連接，可以近似認為每個螺栓所承擔的工作載荷是均等的，因此每個螺栓所受的工作剪力為：F=Fz=726N4×4=45.375N(4-1)式中，z為螺栓數(shù)目。對于普通螺栓，必須保證預緊后連接平面最大摩擦力大于或等于橫向載荷。假設每個螺栓需要的預緊力均為F0，螺栓數(shù)目為z，其平衡條件為fF0ziKsF(4-2)由此得預緊力F0為F0KsFfzi(4-3)式中：f結合面摩擦系數(shù)（查技術手冊）i結合面數(shù)Ks防滑系數(shù)，Ks=1.11.3在本螺栓組中，已知F=726N，Ks取1.2，f取0.30，z=16,i=1.所以：F0KsFfz

31、i=726×1.21×16×0.30=181.5N如圖4-5所示，此連接是利用鉸制孔螺栓來承受剪切載荷F的，螺栓桿與孔壁無間隙，受擠壓力，在結合面處，螺栓桿受剪切力。計算時假設螺栓桿與孔壁表面上的壓力分布是均勻的，又因在此處的連接中預緊力是很小的，故不考慮預緊力和螺紋摩擦力矩的影響10。圖4-5 螺栓受剪力圖螺栓桿與孔壁的擠壓強度條件為P=Fd0LminP(4-4)螺栓桿的剪切強度條件為=F4d02(4-5)式中：F-螺栓桿所受的工作剪力，N；d0螺栓剪切面的直徑，mm;Lmin螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，mm；P螺栓或孔壁材料的許用擠壓應力，MPa；螺栓的許用

32、剪切力，MPa。選擇材料為Q235、性能等級為4.6的螺栓，查找手冊知其屈服極限為s=240MPa，查得安全系數(shù)為S=2.0，故材料許用應力為=sS=2402.0MPa=120MPa。按粗牙普通螺紋標準(GB/T 1962003)，考慮到實際安裝情況等因素，選用螺紋公稱直徑d=8mm(螺紋小徑d1=6.647)。根據(jù)式(4-5),求得螺栓桿所受的剪切力為=F4d02=45.3750.785×82MPa=0.92MPa<單個螺栓受到的剪切力為0.92Mpa，遠小于螺栓所選用材料的許用應力，符合設計的要求。4.4 傳動裝置的設計4.4.1 滾珠絲杠副的計算與選型1） 導程精度選擇造

33、波機并非精密儀器，對精度要求并不需要特別高，根據(jù)絲杠螺紋長度并參考技術手冊11,可以選擇導程精度等級為C5，其容許誤差最大為18m。2）絲杠導程絲杠導程Ph由式(4-6)得到PhVmaxi×Nmax×60=11.68mm（4-6）式中: i 傳動比,一般取1；Vmax造波機最大運動速度；Nmax電機最高轉速。對計算結果取整, 選擇12mm導程的絲杠。3）螺桿軸徑螺桿軸徑 D 由式(4-7) 確定:DNmax×S2f×10-7=18.4mm(4-7)式中：f絲杠安裝系數(shù), 取15.611；Nmax電機最高轉速；S最大行程。根據(jù)實際規(guī)格，選擇軸徑為30mm。

34、4）螺帽的選擇螺帽的選擇需考慮精度、螺桿軸徑、長度等因素，因為造波機對精度要求并不太高，螺桿軸徑也不是很大，綜合考慮技術要求及經(jīng)濟性，選取內循環(huán)法蘭型螺帽，型號為FDDC，珠卷數(shù)B×3。5）滾珠絲杠長度滾珠絲杠的長度 L 由式(4-8) 確定:L = Smax+L1+L2+L3 = 600 + 142 + 30 +60= 832mm（4-8）式中:L1螺帽長度,142mm；L2 軸與聯(lián)軸器的連接長度,30mm；L3與軸承連接的長度，取為60mm。滾珠絲杠最短為832mm，考慮到一定的軸端預留量，可將絲杠長度選定為900mm。6）型號的選定綜合考慮以上幾點，最終選定的滾珠絲杠的型號：R

35、30-12B3-FDDC-800-900-0.018，滾珠絲杠材料為50CrMo4，硬度58-62HRC，螺帽材料為SCM420H，硬度58-62HRC。安裝方式為兩端固定的方式。圖4-6 滾珠絲杠的固定-固定式安裝7）滾珠絲杠強度校核=FA=Fmaxd2/4=4.396×106N/m2(4-9)T=TWT=Fl/2d3/16=1.48×107N/m2(4-10)ca=2+42=1.54×107N/m2(4-11)50CrMo4的抗拉強度為1.1×108N/m2,屈服強度為0.9×108N/m2，所以此滾珠絲杠的最大應力小于材料的抗拉強度和屈服

36、強度，是安全的。絲桿軸容許壓縮負荷計算P=2NEIL2=mdr4L2×103=15000kgf（4-12）式中：安全系數(shù)（取0.5）；E縱彈性系數(shù)（E=2.1×104kgf/mm2）；I截面的二次力矩（I=dr4/ 64 mm4）；dr絲桿牙底直徑；L安裝距離（mm）m、N安裝系數(shù)（m=20.3，N=4）P=15943kgf=1.56×105N，大于造波機軸向最大負載3268.9N，故滾珠絲杠能承受最大軸向負載。4.4.2 直線導軌的選擇波浪的產(chǎn)生主要依靠的是推波板的往復運動，滾珠絲杠作為傳動裝置可以將電機的圓周運動轉化為直線運動，但是滾珠絲杠主要承受的是軸向負載

37、，不能承受徑向負載，工作臺以及推波板等部件需要安裝在直線導軌上來實現(xiàn)直線運動，這些部件的重力必須通過其他的結構來承載。考慮到重載的工作情況，直線導軌需選擇重載型，通過對幾家廠商的產(chǎn)品型號進行比較，最終選擇銀泰科技的重載荷型MSA系列，如圖4-7。圖4-7 MSA直線導軌根據(jù)負載的大小以及支撐架的尺寸，選取MSA 20LS型直線導軌，其數(shù)據(jù)如圖4-8。圖4-8MSA S/LS尺寸4.5 電機的選取通過查找資料得知，與直流伺服電機，交流伺服電機無論在精度、可控性還是可靠性都有相對比較大的的優(yōu)勢，所以在本課題選取交流伺服電機。對于交流伺服電機的選擇, 主要考慮轉矩、慣量和功率這3個參數(shù)。1）滾珠絲杠

38、承受的最大轉矩Tm必須小于電機的額定轉矩Tn。滾珠絲杠軸上的最大轉矩Tm為：Tm=Fmax×Ph2+T1+T2(4-13)式中:Fmax絲杠上的最大軸向負載力；Ph 絲杠導程； 絲杠的機械效率；T1 滾珠絲杠摩擦轉矩，取0.3Nm；T2軸承摩擦轉矩,取 0.1Nm。根據(jù)前面計算的參數(shù), 代入式(4-10) , 可求得最大負載轉矩Tm=5.89Nm, 因此電機的額定轉矩應滿足Tn5.89Nm。2）電動機的轉子慣量Jm應與造波機負載慣量JL匹配造波機負載慣量可由式(4-14) 來計算:JL=mPh22+ld432+J3（4-14）式中：m運動機構的質量；絲杠密度；l絲杠長度；d絲杠軸徑；

39、J3聯(lián)軸器轉動慣量；經(jīng)計算求得造波機的慣量為13.02kgcm2,因此電機慣量應滿足JmJL/3=4.34kgcm2。2） 功率第二節(jié)中計算得要求的造波機最大功率為3000W，故電機的額定功率必須大于此功率。最后選擇的電機型號為MOTEC公司系列SEM120型電機，具體型號為120D3030，額定功率為3000W，額定轉矩9.55Nm，適配驅動器型號為SED-3033/30，額定轉速為3000rpm，最高轉速為5000rpm，轉動慣量為17.2×10-4kgm2，完全滿足使用要求。4.6 軸承和聯(lián)軸器的選擇1） 軸承因軸承主要承受軸向載荷（最大為3500N），同時絲杠的轉速較高（30

40、00rpm），可以選擇接觸角較大的角接觸球軸承，既可以承受軸向載荷，又可以在較高轉速下工作。經(jīng)查表（GB/T 292-2007），選擇代號為7004AC的角接觸球軸承，尺寸參數(shù)為d×D×B=20mm×42mm×12mm，額定載荷為5.78KN，符合工作要求。2） 聯(lián)軸器根據(jù)最大轉矩以及最高轉速選擇北京維恩公司的MOL微型十字滑塊彈性聯(lián)軸器，型號為MOL-50，參數(shù)如圖（4-8）圖4-9 MOL微型十字滑塊彈性聯(lián)軸器參數(shù)從表中可以看出，其額定扭矩、最大轉速符合要求。4.7 支撐裝置的設計4.7.1 支撐架結構設計造波機整體需要通過支撐架安裝在水槽中，支撐架

41、的設計首先需要考慮其制造材料，通過查閱工程材料相關書籍，綜合考慮造波機支架需要承受的載荷、經(jīng)濟成本、制造工藝等，擬選用普通結構鋼作為其制作材料。普通結構鋼冶煉簡單，成本低，并且具有相當?shù)牧W性能，能滿足造波機支撐架需要的良好焊接性、韌性等性能要求。通過對不同結構鋼的成分、性能和用途進行比較，支撐架的材料選擇Q235.鋼材厚度定為20mm，根據(jù)水深（最大0.6m），推波板最大行程（0.6m），推波板寬度（0.8m）等條件，確定支撐架的尺寸為：長1.0m，寬0.9m，高1.0m。對其進行有限元分析，受力符合材料要求。如圖4-9、圖4-10。圖4-10機體有限元分析圖4-11機體有限元分析報告4.7

42、.2 傳動裝置在機體上的安裝機體的頂面是板材結構，傳動裝置（包括導軌、滾珠絲杠等）安裝在U型槽上，U型槽的底板與支撐架通過螺栓組連接，由于U型槽只有一部分與機體連接，另一部分伸出，并且工作臺和推波板的重力都施加在這一部分，所以伸出的這一部分相當于外伸梁，需對其進行校核，由于其截面形狀較復雜，不易計算，故用計算機繪圖軟件進行有限元分析，分析的主要步驟為設置材料屬性、材料分配，繪制網(wǎng)格，設置載荷和約束。圖4-12 U型槽與機體的螺栓組連接1） 螺栓組校核螺栓組受傾覆力，螺栓受到的最大載荷為Fmax=MLmaxi=1zLi2（4-15）式中：z螺栓個數(shù)；Li螺栓軸線到中心線的距離；LmaxLi的最大值。Li分別為25mm，75mm，125mm，M為1989Nm，z=12，經(jīng)計算，F(xiàn)max=1877N,=FA=Fmaxd2/4=23.9MPa(4-16)螺栓材料為Q235，屈服極限為240MPa，所以螺栓組符合要求2） U型槽有限元分析首先通過三維圖對零部件進行仿真，設置好材料的密度，用軟件測量出相關零部件的質量。經(jīng)測量及計算，施加在U型槽上的力為2253N，考慮到安全因素，可以取