移動式穩(wěn)態(tài)激振器結(jié)構(gòu)設(shè)計畢業(yè)論文

1、摘 要路面的質(zhì)量是道路交通暢通的基礎(chǔ)，通常路面質(zhì)量的檢測方法是，將路面材料制成試樣送交質(zhì)量檢測部門進行檢測。這種檢測方法不能對道路質(zhì)量進行現(xiàn)場監(jiān)控，同時存在檢測漏洞。本次設(shè)計介紹一種現(xiàn)場道路質(zhì)量檢驗方法，利用機械式偏心激振原理，設(shè)計一臺移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置。使激振頭產(chǎn)生一定頻率和振幅的激振力激打路面，在激振桿上安裝一個傳感器檢測出激振頭對路面的激打力和頻率，根據(jù)檢測路面相應(yīng)變形，進行綜合分析，即可檢測出路面的力學(xué)特性是否滿足設(shè)計要求實現(xiàn)現(xiàn)場檢驗。該裝置體積小，既可作為實驗室檢測設(shè)備，又可在現(xiàn)場進行檢驗。老式的激振器都是臥式結(jié)構(gòu)，不僅質(zhì)量大，體積也大，給運輸帶來很大的不便，而且一直都不能進行現(xiàn)場檢

2、驗，新型激振器一改傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)，給運輸、操作等個方面帶來了新的優(yōu)勢。第一章介紹了激振器的發(fā)展情況；第二章將就激振器的原理與分類、用途以及激振器的結(jié)構(gòu)進行分析，并進行相關(guān)說明；第三章從基本零件入手，逐步介紹到整臺機器的機構(gòu)設(shè)計，同時也對相應(yīng)零件進行了說明和計算校核以及設(shè)計一個合理的機械機構(gòu)的過程，使其能更好的完成激振工作，并且在滿足性能的要求的前提下，盡量作到更好的經(jīng)濟性、環(huán)保性、方便性等多方面的因素，盡量考慮到各個方面的最佳合理性。關(guān)鍵詞激振器；立式；偏心塊；CAD設(shè)計CAD design of the new vibration exciterAbstractKeywords：vibration

3、 exciter;vertical;ecentric black;CAD design目錄第1章緒論3激振器的背景及發(fā)展?fàn)顩r3設(shè)計任務(wù)4第2章 激振器的結(jié)構(gòu)分析計算6激振器原理與分類6激振器原理6激振器分類及用途7偏心塊的設(shè)計計算8偏心塊的種類和樣式8偏心塊的計算9主體結(jié)構(gòu)分析10主體結(jié)構(gòu)10電機箱結(jié)構(gòu)11導(dǎo)向結(jié)構(gòu)的設(shè)計12支撐結(jié)構(gòu)設(shè)計說明12第3章主體機構(gòu)設(shè)計及其計算14總體方案的確定14傳動類型的選擇14總體結(jié)構(gòu)設(shè)計14主要零件的設(shè)計及相關(guān)計算16偏心塊的設(shè)計計算16齒輪的設(shè)計計算16軸的設(shè)計計算27數(shù)據(jù)采集及計算機處理程序31測試系統(tǒng)31數(shù)據(jù)分析33數(shù)據(jù)處理程序34結(jié)論35致謝36參考文

4、獻37附錄38緒論激振器的背景及發(fā)展?fàn)顩r早在50年代初期，美國就運用電動式激振器作飛機的全面共振試驗，隨著各種工程機構(gòu)越來越復(fù)，載荷和條件越來越惡劣，對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的要求越來越苛刻，因而試驗技術(shù)及試驗裝置發(fā)展的非常迅速和完善。例如法國的Prodera公司向全世界推銷具有計算機控制的全自動化模態(tài)試驗設(shè)備。全套設(shè)備中電動式激振器最多可達32臺，其中激振力有50N，200N，1000N等等。該公司激振器規(guī)格品種繁多，不僅有作地面試驗的激振器，還有作航空航天試驗的激振器。激振器應(yīng)有于各種行業(yè)中，尤其是近十年在道路中的應(yīng)用尤其多，比如壓路機，就是典型的激振器的應(yīng)用。德國寶馬(Bomag)公司是世界上占有

5、壓路機市場最大的生產(chǎn)廠家，占有全世界壓路機市場的23%。以寶馬公司第三代產(chǎn)品為例來說明國外壓路機的發(fā)展現(xiàn)狀與趨勢。寶馬公司提供的新的VARIOMATIC2系統(tǒng)是世界上首創(chuàng)的自動壓實系統(tǒng)，壓路機內(nèi)激振器包含兩個反向旋轉(zhuǎn)的偏心軸，偏心軸相對的偏移使激振力產(chǎn)生變化，當(dāng)兩軸無偏移時為垂直振動:即實現(xiàn)振動;當(dāng)兩軸偏移為180時為水平振動:即實現(xiàn)振蕩。垂直振動和水平振動的轉(zhuǎn)換是在連續(xù)碾壓過程中進行的。壓路機在我國是起步較早的一種工程機械，尤其是80年代以后，壓路機在我國更是得到了長足的發(fā)展，從而縮短了與世界先進水平的差距，從而形成了我國比較完善的壓路機產(chǎn)品系列。在技術(shù)質(zhì)量方面，先進的全液壓技術(shù)及鉸接轉(zhuǎn)向己

6、得到普遍推廣應(yīng)用，除微電子技術(shù)及隨機監(jiān)測系統(tǒng)在壓路機上的應(yīng)用及舒適性、可靠性等方面與國外最先進水平稍有差距外，其余基本上達到了當(dāng)今世界壓路機的先進水平，同時也形成了徐州工程機械廠、洛陽建筑機械廠、三明重型機械有限公司、湖南三一、無錫英格索蘭等一批重點骨干壓路機生產(chǎn)企業(yè)。在我國，60年代才開始研制電動式激振器，但未能達到要求，以致于很少應(yīng)用到科研和生產(chǎn)中，所以長期以來，電動式激振器主要以來進口來滿足，花費了大量外匯。19641973年期間，我國南京航空航天大學(xué)研究所研制出了JZQ系列勵磁式激振器。但勵磁式激振器工作時除了需要共給可變頻率的交流電外，還需提供直流電，以獲得氣隙中必要的磁感應(yīng)強度，這

7、樣使用不方便，性能也不能令人滿意。1974年在此研制出JZQ-7 型永磁式激振器，從而填補了我國激振器的空白，同時技術(shù)水平達到世界先進水平。目前，依然有很多公司在研究開發(fā)中。像本次設(shè)計這樣的小型激振器運用也很多，在農(nóng)業(yè)、養(yǎng)殖等很多領(lǐng)域中也得到廣泛應(yīng)用，比如說振動篩子、手機振動系統(tǒng)等，都才用偏心輪的振動方式。設(shè)計任務(wù)路面的質(zhì)量是道路交通暢通的基礎(chǔ)，通常路面質(zhì)量的檢測方法是，將路面材料制成試樣送交質(zhì)量檢測部門進行檢測。這種檢測方法不能對道路質(zhì)量進行現(xiàn)場監(jiān)控，同時存在檢測漏洞。本次設(shè)計介紹一種現(xiàn)場道路質(zhì)量檢驗方法，利用機械式偏心激振原理，設(shè)計一臺移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置。使激振頭產(chǎn)生一定頻率和振幅的激振力

8、激打路面，在激振桿上安裝一個傳感器檢測出激振頭對路面的激打力和頻率，根據(jù)檢測路面相應(yīng)變形，進行綜合分析，即可檢測出路面的力學(xué)特性是否滿足設(shè)計要求實現(xiàn)現(xiàn)場檢驗。該裝置體積小，既可作為實驗室檢測設(shè)備，又可在現(xiàn)場進行檢驗。穩(wěn)態(tài)激振裝置是道路質(zhì)量表面力學(xué)性能檢測的儀器。穩(wěn)態(tài)激振裝置產(chǎn)生一定的激振力，并用一定直徑的激振頭，以一定的頻率和振幅激打路面，路面被激打后不出現(xiàn)明顯的塑性變形，即路面質(zhì)量合格，否則為有缺陷。以往的道路質(zhì)量檢測有兩種方法，一種是把道路表面做成試樣后，送至檢驗部門。其缺點是不能對道路施工質(zhì)量進行實時監(jiān)控，而且有可能弄虛作假給國家?guī)頁p失。另一種方法是，把實驗室的路面檢測設(shè)備搬運到現(xiàn)場進

9、行檢驗。其缺點是實驗室設(shè)備是固定式的，體積和重量都比較大給搬運帶來很大不便。新型穩(wěn)態(tài)激振裝置具有以上兩種方法優(yōu)點，既可以在實驗室進行檢驗，又可以很方便的進行現(xiàn)場檢驗。本次設(shè)計是根據(jù)哈爾濱工業(yè)大學(xué)的要求和相關(guān)數(shù)據(jù)，在原來的穩(wěn)態(tài)激振器的基礎(chǔ)上進行改進的，要求該機械能進行現(xiàn)場作業(yè)，并且更便于運輸，所以設(shè)計過程中有充分考慮到這些，傳統(tǒng)的激振裝置為臥式的，其特點是占地空間大、笨重，所以為了更便于運輸，一改傳統(tǒng)的臥式結(jié)構(gòu)，采用立式結(jié)構(gòu)，因而主體將采用箱式結(jié)構(gòu)由于是受哈爾濱工業(yè)大學(xué)的委托，所以按照其給出的參數(shù)進行設(shè)計。要求：激振頭所產(chǎn)生的激振力為：5kN±5%； 激振頭的振動頻率為：30Hz

10、77;3%；激振器的結(jié)構(gòu)分析計算本章將就激振器的原理與分類、用途以及激振器的結(jié)構(gòu)進行分析計算，并進行相關(guān)說明。由于哈爾濱工業(yè)大學(xué)交通學(xué)院要求設(shè)計的是工程機械，所以不屬于小型機構(gòu)的范圍，因此選擇機械式機構(gòu)。機械式結(jié)構(gòu)的最主要的部件是偏心塊，所以我們對偏心塊式激振器的機構(gòu)進行分析說明，充分解析其結(jié)構(gòu)，然后從其核心部件偏心塊開始分析和計算，重點是其參數(shù)偏心矩、激振力、振幅等。激振器原理與分類激振器原理激振器（vibration exciter）是能夠制造可控制的周期性擾動力強結(jié)構(gòu)產(chǎn)生受迫振動的一種裝置，對小型機構(gòu)多用電磁式激振機激振，對大型的結(jié)構(gòu)多采用兩個帶有偏心塊的電動機構(gòu)成激振機，其電機的轉(zhuǎn)速決

11、定頻率，偏心塊重量及其位置和軸的轉(zhuǎn)速決定擾動力的大小。穩(wěn)態(tài)振動（steady-state vibration）是振動系統(tǒng)在外界周期性激勵的作用下產(chǎn)生的強迫振動，經(jīng)過充分長的時間后就會消失；剩余的另一部分周期性的振動。 為了使移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置便于在施工現(xiàn)場和實驗室都能進行檢測，該裝置設(shè)計成可移動式具體操作方法如下：移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置分為非工作狀態(tài)和工作狀態(tài)兩種工作模式。非工作狀態(tài)是指移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置處于待機或工作狀態(tài)前的準(zhǔn)備和調(diào)整狀態(tài)，此時，地輪和地面接觸，激振頭距地面約100mm，可自由移動。在此狀態(tài)下可以進行搬移、更換激振頭和增減配重完成工作前的準(zhǔn)備。工作狀態(tài)是指移動式穩(wěn)態(tài)激振裝置處于工

12、作狀態(tài)或工作過程的間歇狀態(tài)。底座和地面接觸以保證工作狀態(tài)的穩(wěn)定性，激振頭在重力的作用下和地面接觸。圖2-1 結(jié)構(gòu)設(shè)計方案1激振頭； 2 傳感器；3 配重托盤；4電機箱；5立柱；6齒輪；7偏心輪；8 齒輪；9電動機 穩(wěn)態(tài)激振裝置的原理如圖2-1，利用電動機9帶動齒輪8和6使偏心輪7旋轉(zhuǎn)，產(chǎn)生激振力。為了平衡水平方向的激振力，偏心輪7為一對，旋轉(zhuǎn)方向相反,同時也把垂直分力疊加，使回轉(zhuǎn)軸的振動主體發(fā)生上下振動。激振力作用在電機箱4上，并傳遞到激振頭1，從而完成對路面的激打。激振頭位于電機箱的中心，電動機安裝在電機箱內(nèi)，電機箱兩側(cè)安裝有滾動導(dǎo)軌副，和立柱4構(gòu)成導(dǎo)向機構(gòu)。這樣能保證激振力帶動電機箱和激振

13、頭1只在垂直方向振動。電機箱和激振頭之間安裝有壓力傳感器2，檢測激振頭激打路面的力和頻率。在激振頭和傳感器的前端安裝配重的托盤3，用來調(diào)節(jié)激振力的振幅。傳感器將壓力信號經(jīng)放大器，A/D轉(zhuǎn)換后用計算機進行數(shù)據(jù)處理，并把測量結(jié)果和誤差曲線顯示并打印出來，從而進行分析說明。激振器分類及用途根據(jù)工作原理的不同，可以將激振器劃分為機械式、電磁式、液壓式等。激振器主要應(yīng)用到工業(yè)生產(chǎn)、工程建筑、實驗檢測設(shè)備等，隨著我國科學(xué)技術(shù)水平的不斷提高，激振裝置也在農(nóng)業(yè)、科學(xué)研究、國防建設(shè)等領(lǐng)域得到廣泛發(fā)展。偏心塊的設(shè)計計算偏心塊的種類和樣式常用的偏心塊根據(jù)加工方式可分為：整體型、組裝型兩種。按結(jié)構(gòu)分為：整體直角式、整

14、體彎角式、裝配直角式、裝配彎角式。其結(jié)構(gòu)如圖2-2。本次設(shè)計為了節(jié)省成本采用第一種整體直角偏心塊結(jié)構(gòu)。（a）整體直角偏心塊（b）整體彎角偏心塊（c）組件直角偏心塊（d）組件彎角偏心塊圖2-2偏心塊的樣式根據(jù)形狀分為：扇型偏心塊、圓形偏心塊、半圓型偏心塊。偏心塊的計算穩(wěn)態(tài)激振裝置的核心部分，是由兩端對稱布置兩組偏心機構(gòu)。兩組偏心機構(gòu)產(chǎn)生離心力，由于兩偏心輪旋向相反水平方向離心力相互抵消，垂直方向產(chǎn)生合力而形成激振力。1.激振頻率的計算電動機的轉(zhuǎn)速為，齒輪傳動比，則激振力的頻率為2激振力的計算.偏心輪結(jié)構(gòu)如圖2-3，材料為45鋼，密度=7800kg/m3，偏心部分厚度=。圖2-3 偏心塊機構(gòu)圖首先

15、計算偏心輪的偏心質(zhì)量（）kg式中 R-偏心輪最大直徑，m； r-偏心輪最小直徑，m；-扇形半角，90º則該偏心輪的偏心質(zhì)量距為（）kgm激振力N （）四個偏心輪總的激振力N主體結(jié)構(gòu)分析主體結(jié)構(gòu)本設(shè)備屬于工程機械，根據(jù)哈爾濱工業(yè)大學(xué)交通學(xué)院的要求，該機械設(shè)備能進行現(xiàn)場作業(yè)，便于運輸，所以在設(shè)計中應(yīng)該充分考慮到這些要求。為了解決傳統(tǒng)的激振裝置占地空間大、笨重等缺點，主體結(jié)構(gòu)采用箱式機構(gòu)?？紤]到對整體空間的利用，整體采用立式結(jié)構(gòu)。電機箱結(jié)構(gòu)齒輪同步箱式激振器多是采用先進技術(shù)制造的，這樣的激振器專為振動機械提供正弦的某一方向的激振力。箱式激振器由一臺電機通過主軸旋轉(zhuǎn)，帶動齒輪副的運動，主動軸

16、通過特殊齒輪帶動另一根軸（從動軸1）同步旋轉(zhuǎn)，同時從動軸1帶動另一根從動軸2旋轉(zhuǎn)，兩根從動軸裝配偏心輪（或者可調(diào)偏心塊），在偏心塊的旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生了激振力；由于兩根軸通過齒輪傳動，因而保證了兩根軸的絕對同步，通過底座的角度設(shè)計，可以為設(shè)備提供任何指定方向的直線激振力，而在與該指定方向的垂直方向上，兩根軸的激振力抵消，合力為零。當(dāng)電動機主軸通過齒輪傳動帶動從動軸旋轉(zhuǎn)，使兩軸等速反向旋轉(zhuǎn)，帶動偏心塊產(chǎn)生激振力，通過底角或指定的底板傳遞給振動機械?；谝陨显硪约耙螅ふ窳樨Q直方向，不需要角度的調(diào)整，電機箱示意簡圖如圖2-4。 1.電機箱 2.從動軸1小齒輪 3.從動軸1大齒輪 4.電機主軸齒輪

17、 5.從動軸2齒輪圖2-4電機箱結(jié)構(gòu)簡圖的在圖2-1中，電機箱作為整體振動，這樣的設(shè)計不但減輕了質(zhì)量，還節(jié)省了空間和成本。導(dǎo)向結(jié)構(gòu)的設(shè)計由于本設(shè)備的激振裝置為立式結(jié)構(gòu)，其中電機箱整體作為參振系統(tǒng)，其質(zhì)量有就自然而然的成為參振質(zhì)量了，在參振系統(tǒng)上下振動中所有的質(zhì)量都應(yīng)有一定的振幅，因此就應(yīng)該設(shè)計出一個能夠引導(dǎo)參振系統(tǒng)振動的導(dǎo)向裝置，我們這里采用如圖2-5所示的結(jié)構(gòu)。圖2-5 導(dǎo)向裝置簡圖1. 導(dǎo)向輪 2. 導(dǎo)軌 3.連接件支撐結(jié)構(gòu)設(shè)計說明在立式結(jié)構(gòu)中，整個參振的質(zhì)量在工作是都會參與到激振的過程中，而當(dāng)處于非工作狀態(tài)時有需要它能夠與工作狀態(tài)很好的脫離，這時候就需要設(shè)計支撐部分。為了能使結(jié)構(gòu)簡化，最

18、好在上面的分析方案基礎(chǔ)上進行以下的設(shè)計。這樣既滿足了結(jié)構(gòu)的要求，又能使結(jié)構(gòu)緊湊，達到很好的空間利用效果，支撐部分設(shè)計如圖2-6所示。1. 支撐板 2. 手輪 3. 絲杠 4. 軸承圖2-6 支撐部件簡圖在圖2-6中示意的結(jié)構(gòu)是立柱作為支撐機構(gòu)的設(shè)計方案。在方案中絲杠與電機箱體連接，而支撐的支撐板則緊固在導(dǎo)柱上，當(dāng)進入工作狀態(tài)時旋轉(zhuǎn)手輪2，使電機箱下降到所需的高度，然后斷開絲杠與箱體的連接，使激振部件獨立工作，而不受其影響。當(dāng)工作結(jié)束后，絲杠和箱體重新連接，然后反向轉(zhuǎn)動手輪，使箱體上升，脫離地面，然后鎖死。這時激振裝置處于非工作狀態(tài)，所以支撐承受的僅僅為靜力。這種支撐部件的強度和剛度要求都不是很

19、高，很容易滿足。故在進行計算時不需考慮非工作狀態(tài)時的剛度和強度。主體機構(gòu)設(shè)計及其計算本章是激振裝置設(shè)計的最主要部分，本章主要是介紹設(shè)計一個合理的機械機構(gòu)的過程，使其能更好的完成激振工作，并且在滿足性能的要求的前提下，盡量作到更好的經(jīng)濟性、環(huán)保性、方便性等多方面的因素，盡量考慮到各個方面的最佳合理性。本章從總體結(jié)構(gòu)的設(shè)計入手，逐步到合適方案的確定。本次設(shè)計選取了扇形整體直角偏心塊的設(shè)計方案。其然后將對選取的方案進行具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計和相應(yīng)的計算，同時也對相關(guān)零件進行了必要的校核，來滿足要求?？傮w方案的確定傳動類型的選擇常用的傳動方式主要有齒輪傳動、蝸輪、蝸桿傳動、鏈傳動等。為了進行現(xiàn)場作業(yè)，更便于運

20、輸，占用空間更小，采取了齒輪直接傳動的立式結(jié)構(gòu)。我們從前面對所設(shè)計的激振裝置進行了相關(guān)的分析說明中可以知道，激振器要在豎直方向上產(chǎn)生穩(wěn)態(tài)的激振力，所以要求其傳動更準(zhǔn)確，而且要求只有豎直方向的激振力存在，所以我們將采用兩根軸之間用齒輪傳動的方案。這樣結(jié)構(gòu)更加緊湊，避免了結(jié)構(gòu)設(shè)計的過于龐大的不足。由于斜齒輪容易產(chǎn)生軸向力，就造成成本的增加，為了避免這個問題的發(fā)生，故采用直齒輪做為傳動方式。在電機與偏心塊所在的軸的連接中我們采用齒輪直接傳動的方式，這樣就避免了帶傳動所帶來的占地空間大的缺點，而且齒輪傳遞的效率要比皮帶傳動的效率高很多?？傮w結(jié)構(gòu)設(shè)計在上述的說明中我們可以看出我們選擇了扇型整體直半圓型角

21、偏心塊，我們要就這種偏心塊進行相關(guān)的結(jié)構(gòu)設(shè)計。并且最終完成整體的CAD的設(shè)計?？傮w結(jié)構(gòu)方案我們在前面的章節(jié)中已經(jīng)進行了詳細的說明，其中最重要的是激振系統(tǒng)的設(shè)計，其示意圖如圖3-1所示。圖3-1 激振系統(tǒng)簡圖1.齒輪2.偏心塊3.電動機4.齒輪5.齒輪在圖中，圖示為電機通過電機軸直接傳動給帶有偏心塊的從動軸，在電機的兩側(cè)都裝有相同的結(jié)構(gòu)，而且每側(cè)都裝有兩個偏心塊，這樣設(shè)計不僅使激振力增加，而且減少空間的占有。支撐部分我們采用簡單的支架形式來支撐，其示意簡圖如圖3-2所示。圖3-2 支撐結(jié)構(gòu)簡圖1. 電機箱 2. 導(dǎo)軌 3. 絲杠 4. 滾輪主要零件的設(shè)計及相關(guān)計算本節(jié)主要是對激振器的主要零件的說

22、明和計算，同時也對進行必要的零件進行必要的校核。主要零件包括偏心塊、齒輪和軸。偏心塊的設(shè)計計算最在前面的節(jié)中我們對偏心塊已經(jīng)進行了詳細的說明和計算，在這里我就不再進行偏心塊的說明計算了。齒輪的設(shè)計計算1. 小齒輪組的計算1).初步計算轉(zhuǎn)矩()接觸疲勞強度初步計算的許用應(yīng)力小齒輪直徑根據(jù)設(shè)計要求取齒寬取b=15mm.2).校核計算圓周速度()精度等級選擇8級精度齒數(shù)z和模數(shù)m取z=30,m=使用系數(shù)動載系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)()齒向載荷分布系數(shù)()載荷系數(shù)彈性系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)接觸最小安全系數(shù)總工作時間應(yīng)力循環(huán)系數(shù)估計，則指數(shù)取()接觸壽命系數(shù)許用接觸應(yīng)力() 實際應(yīng)力()故滿足強度的要求3).確定

23、傳動參數(shù)尺寸實際分度圓直徑mmmm中心距mm齒寬齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)彎曲疲勞極限彎曲最小安全系數(shù)應(yīng)力循環(huán)系數(shù)估計，則指數(shù)彎曲壽命系數(shù)尺寸系數(shù)許用彎曲應(yīng)力 ()驗算 ()=164MPa<MPa<()2. 大齒輪組的計算1） 初步計算轉(zhuǎn)矩接觸疲勞強度初步計算的許用應(yīng)力小齒輪直徑根據(jù)設(shè)計要求取齒寬取b=15mm.2） 校核計算圓周速度精度等級選擇8級精度齒數(shù)z和模數(shù)m取z=,m=使用系數(shù)動載系數(shù)齒間載荷分配系數(shù)齒向載荷分布系數(shù)載荷系數(shù)彈性系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)接觸最小安全系數(shù)總工作時間應(yīng)力循環(huán)系數(shù)估計，則指數(shù)取接觸壽命系數(shù)許用接觸應(yīng)力實際應(yīng)

24、力故滿足強度的要求。3.確定傳動參數(shù)尺寸實際分度圓直徑mm 中心距mm齒寬齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數(shù)齒向載荷分配系數(shù)載荷系數(shù)齒形系數(shù)應(yīng)力修正系數(shù)彎曲疲勞極限彎曲最小安全系數(shù)應(yīng)力循環(huán)系數(shù)估計，則指數(shù)彎曲壽命系數(shù)尺寸系數(shù)許用彎曲應(yīng)力驗算 =43MPa<MPa<軸的設(shè)計計算從動軸1由于從動軸上的大齒輪很小，為了使加工更方便就采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)，其機構(gòu)如圖3-3圖3-3 從動軸1結(jié)構(gòu)圖軸的材料選用45鋼調(diào)質(zhì)，。計算軸上的力：齒輪圓周力徑向力N偏心塊離心力從動軸1受力簡圖如圖3-4.圖3-4 從動軸1受力簡圖計算支撐反力Zy水平面受力圖如圖3-5所示。圖3-5 水平面受力圖垂直面受力圖如圖

25、3-6所示。圖3-6 垂直面受力圖畫水平面彎矩圖，如圖3-7所示。圖3-7 水平面彎矩圖畫垂直面彎矩圖，如圖所示。圖 3-8 垂直面彎矩圖畫合成彎矩圖，如圖 3-9所示。圖3.-97 合成彎矩圖畫軸轉(zhuǎn)矩圖，如圖3-10所示。圖3-10 轉(zhuǎn)矩圖許用應(yīng)力許用應(yīng)力值為應(yīng)力校正系數(shù)畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量轉(zhuǎn)矩當(dāng)量轉(zhuǎn)矩()當(dāng)量彎矩圖如圖3-11圖3-11 當(dāng)量彎矩圖校核軸徑 ()由此可知此軸的設(shè)計滿足強度的要求。用相同的方法驗證從動軸2，也滿足強度的要求數(shù)據(jù)采集及計算機處理程序測試系統(tǒng)整個測試系統(tǒng)由穩(wěn)態(tài)激振裝置、BSH柱式荷重傳感器、放大電路、PCI-1710數(shù)據(jù)采集卡、計算機和打印機組成如圖3-12。圖3-1

26、2 系統(tǒng)框圖具體測試過程為，首先根據(jù)路面的構(gòu)成選擇激振頭的型號。BSH柱式荷重傳感器其量程為：0.1-2噸，將壓力信號經(jīng)放大電路后，轉(zhuǎn)換成±5V標(biāo)準(zhǔn)電壓信號，再經(jīng)過PCI-1710數(shù)據(jù)采集卡的8路雙端A/D轉(zhuǎn)換成數(shù)字信號，計算機按一定的采樣頻率進行采樣，把數(shù)據(jù)儲存起來，進行分析處理，并經(jīng)過軟件把檢驗結(jié)果顯示和打印出來如圖3-13。圖3-13 激振力時域波形及其頻譜數(shù)據(jù)分析穩(wěn)態(tài)激振裝置的設(shè)計參數(shù)為激振力5kN、激振頻率30Hz，上述的理論計算基本滿足設(shè)計要求。本試驗是驗證設(shè)計的正確性和該方法的實用性。如圖-1 (a)和(b）是使 (a) (b)圖3-14 激振力時域波形及其頻譜用100

27、mm激振頭分別激打瀝青路面和水泥路面的時域波形和頻域波形。從時域波形上看激振力的波動范圍大體在5kN-15kN之間；從頻域波形上看系統(tǒng)的頻率主要集中在30Hz左右，其次是50Hz的交流電頻率，其它高頻成分是齒輪在嚙合過程中的撞擊頻率。從試驗結(jié)果看，激振力的幅值集中在5kN以上，最大峰值達到15kN。究其產(chǎn)生原因，是設(shè)計的激振力參數(shù)是一個理論靜態(tài)值，而測量過程所測得的是瞬時動態(tài)值。這里既包括偏心輪產(chǎn)生的激振力，又包括偏心輪帶動電機箱和相應(yīng)附件對路面或試樣所產(chǎn)生的慣性沖擊力。因此測量結(jié)果不僅和靜態(tài)激振力有關(guān)，有和動態(tài)沖擊力有關(guān)，即和被測路面的材質(zhì)有關(guān)。當(dāng)被測路面的材質(zhì)較軟時，激振頭激打路面被彈起的

28、高度較小，所產(chǎn)生的動態(tài)沖擊力就小。表現(xiàn)在測量結(jié)果其幅值響應(yīng)較小，約在5kN-11kN之間，如圖3-14(a)。反之，被測路面的材質(zhì)較硬時，激振頭激打路面被彈起的高度大，所產(chǎn)生的動態(tài)沖擊力就大。表現(xiàn)在測量結(jié)果其幅值響應(yīng)就大，約在5kN-15kN之間，如圖3-14(b)。如此測量結(jié)果基本滿足實際情況。激振力的頻率在頻域波形可以清晰地看出，在29.4-30.6Hz之間，波動的原因是由于電動機的載荷不均和電網(wǎng)不穩(wěn)所造成。不會對檢測質(zhì)量造成影響。數(shù)據(jù)處理程序根據(jù)上述理論，采用Windows2000環(huán)境下6.0作為開發(fā)平臺。數(shù)據(jù)處理及顯示和人機界面采用自己開發(fā)的應(yīng)用軟件。是利用板卡廠家提供的動態(tài)連接庫文件

29、（.DLL文件）來完成的，調(diào)用了PCI-1710數(shù)據(jù)采集卡提供的專用函數(shù)。采用這種方法，既提高了軟件的可靠性，也大大縮短了系統(tǒng)和軟件的開發(fā)周期。主要功能有：人機界面、設(shè)置采樣點數(shù)、采樣數(shù)率、數(shù)據(jù)采集分析存儲、顯示和打印等子程序。在實際使用中取得良好效果。結(jié)論隨著現(xiàn)代技術(shù)的發(fā)展，激振器的需求是越來越多。這次畢業(yè)設(shè)計選擇新型的激振器是因為我覺得它更比較使用，是給很好的實踐機會，尤其是在加工出成品后,使我更相信知識的應(yīng)用是多么的關(guān)鍵和實際。雖然本次設(shè)計依然存在著不足，可讓我學(xué)到了很多東西。 在為期20周的設(shè)計過程中，通過老師的引導(dǎo)和自己收集資料，初步的了解了激振器的相關(guān)知識；比較系統(tǒng)的學(xué)習(xí)了激振器設(shè)

30、計的流程，包括偏心塊的選擇、偏心塊的計算、激振器的各個部件的設(shè)計。這次激振器設(shè)計的整個過程都是在計算機的輔助（CAD）下完成的,比以往的手工畫圖更方便快捷。它使我深深的體會到：在掌握好專業(yè)知識的同時，在計算機這個平臺上對機械產(chǎn)品進行設(shè)計、裝配、分析等將是機械行業(yè)發(fā)展的一個必然趨勢，兩者缺一不可。這次畢業(yè)設(shè)計也讓我了解到了一些企業(yè)產(chǎn)品設(shè)計和生產(chǎn)的過程，使我大開眼界，為以后走上工作崗位奠定了扎實的基礎(chǔ)。與此同時，由于實踐經(jīng)驗的缺乏，在激振器的設(shè)計過程中可能會出現(xiàn)一些錯誤，懇請各位老師同學(xué)批評和指正。參考文獻1 （日）谷口修主編。振動工程大全.機械工業(yè)出版社，19832 吳仁智，黃海。振動壓路機性能

31、的計算機仿真計算方法。中國期刊， 1995年07期3 工程振動預(yù)測是技術(shù).天津大學(xué)出版社，19994 機械振動手冊.機械工業(yè)出版社，19985 振動與沖擊手冊.國防工業(yè)出版社，19906 田麗梅.振動振蕩壓路機動力學(xué)分析及參數(shù)優(yōu)化.長安大學(xué)，20027 章崇任.低振動型工程機械的開發(fā)研究.機械出版社，19988 周臨震, 劉德仿.電動式激振器骨架的形狀優(yōu)化設(shè)計.機械出版社， 20069 邱宣懷等.機械設(shè)計第四版.高等教育出版社.200210lastics Engineering Handbook.3rd ed. The Society of The Plastics Industry Inc

32、1960 11 Nelson R B. Simplified calculation of eigenvector derivatives .AI AA Jounnal.1974,14(9)1201120512 Zarghamee M. S. Optimum frequency of structures .AI AA Journal, 1968, 6(6) :749-750 . 13 Ramana G. Structural optimization with frequency constraints- a review AI AA Journal, 1993, 31(12) :2296-

33、2303 . 附錄Forcing of Unbalanced Vibration Exciters in the Drive System of Drilling ShakersThe possibility of increasing the amplitude of the vibration acceleration of series-produced shakers from 4050 to 7580m/sec2 for the purpose of improving their carrying capacity is examined. In refining existing

34、 methods for the cleaning of drilling muds, a new generation of vibro shakers has been developed with an increased carrying capacity. The American firms Swaco and Derrick have built drilling shakers in which the amplitude of vibration acceleration of the frame is 78 g. In the Flo-Line series of shak

35、ers produced by the Derrick Corp. for example, the amplitude a of vibro acceleration is increased to 7073 m/sec2(for conventional shakers, a = 4050 m/sec2) due to the use of special unbalanced vibration exciters (UVE).Let us examine the possibility of increasing the amplitude of the vibro accelerati

36、on of domestic series-produced SV1LM shakers to 7580 m/sec2.The amplitude of vibro acceleration is determined from the formula 2(1)where m is the unbalanced mass in kg, e is the mass eccentricity of the unbalanced mass in m, m is the mass of the vibrating frame as a unit in kg, and w is the angular

37、velocity of the UVE in rad/sec.It is apparent from expression (1) that the static moment of the unbalanced mass me, or the angular velocity of the UVE must be increased in order to raise the amplitude of vibro acceleration. In any case, the radial load R on each support of the rotor of the electric

38、motor is appreciably increased: R = m2/2.In forcing the UVE, therefore, it is necessary to ensure a given longevity L0 (h) for the bearing supports 3: (2)where C and P are the dynamic load-carrying capacity and equivalent bearing load, respectively, in N; q is an exponent; and n is the rotational sp

39、eed of the UVE shaft in rpm.The UVE of the SV1LM shaker 4 are equipped with two No. 42312 roller bearings, the axis of rotation of which is horizontal; the equivalent load is therefore determined only by the radial load on the bearings.According to recommendations given by Anurev 3, q = 3.33 and the

40、 equivalent load (3)for the existing loading diagram.Fig. 1. Dependence of limiting amplitude alim of vibro acceleration on angular velocity of UVE: 1) No. 7612 bearing; 2) No. 7312 bearing; 3) No. 42312 bearing, used in SV1LM shaker.Transforming the rotational speed n of the UVE shaft to an angular

41、 velocity = 2n/60, and substituting it and expression (3) in Eq. (2), we obtain the functional relationship between the maximum allowable static moment of the UVE mass (m)max and its angular velocity for a given bearing longevity L0: (4)If the static moment of the UVE mass is expressed in terms of t

42、he amplitude of vibro acceleration, as determined from formula (1), and it is substituted in Eq. (4), we obtain the functional relationship between the limiting amplitude of acceleration of the vibrating frame, and the angular velocity of the UVE: (5)The assigned longevity of the drilling shakers L0

43、= 9000 h, and the mass of the vibrating frames m = 820 kg. We investigated the dependence of the limiting amplitude of acceleration of the vibrating frame (5) on angular velocity for a No. 42312 bearing, and also for Nos. 7312 and 7612 conical, radial-thrust, single-row bearings with the same diamet

44、er, but higher load-carrying capacities. As is apparent from Fig.1, the limiting amplitude of acceleration decreases considerably with increasing angular velocity of the UVE. Familiar investigations of the influence exerted by vibratory oscillations exceeding 25 Hz on the carrying capacity of shaker

45、s indicate that there is no basis for an increase in this frequency. At the same time, use of squirrel-cage asynchronous motors in the UVE drives without frequency converters ensures a vibration frequency of approximately 25 or 50 Hz.Using formulas (4) and (5), let us assess the possibility of incre

46、asing the limiting amplitudes of vibro acceleration when = 150 rad/sec, which corresponds to the rated speed of the AIMVB132A4N2.5 asynchronous motor of the UVE drive. The limiting amplitudes of vibro acceleration and the maximum allowable static moments of the mass for different bearings in the UVE

47、 supports are presented in Table 1.As is apparent from the table, the desired amplitude of 7580 m/sec2 for vibration acceleration is permissible when the No. 7612 bearing is used.Increased unbalanced masses of vibration exciters will obviously complicate startup of the driving electric motors. As is

48、 known from electric-drive theory, the moment of inertia of the unbalanced mass and the moment induced by frictional forces in the bearings are basic factors complicating startup. Consequently, the geometric parameters of the unbalanced masses, which will correspond to the lowest moment of inertia,

49、should be determined for an assigned static moment of the unbalanced mass.The problem of optimizing the geometric parameters of the unbalanced masses employed in UVE of shakers (Fig. 2) can be stated as the search for the conditional minimum of the moment of inertia Ju of the unbalanced mass for an

50、assigned static moment of the unbalanced mass (m)max = 1.59 kg·m (see Table 1).The static moment of the mass and the moment of inertia of the unbalanced mass (see Fig. 2a) are determined from the formulas (6)(7)where Dk is the diameter of the unbalanced mass, Dn is the inside diameter of the be

51、arings of the unbalanced mass in m, l is the length of the unbalanced mass in m, and is the density of the material in the unbalanced mass in kg/m3.The problem of determining the extremum of the efficiency function with a constraint in the form of an equality is usually solved using Lagranges method

52、 of undetermined multipliers. For the case in question, the analytical description of constraint (6) makes it possible to simplify the solution by substituting the variable l in expression (7), and deriving the following single-variable efficiency function: (8)Equating the numerator of derived effic

53、iency equation (8) to zero, we have a quadratic equation of the form in terms of Dk. (9)Let us denote the parameters characterizing the optimal unbalanced mass by the subscript 0. Quadratic equation (9) has the single admissible root:Substituting it in efficiency function (8), we obtain the followin

54、g expression for the optimal (minimum) moment of inertia: (10)Fig.2. Diagram showing design of unbalanced massesUsing formula (10) for the No. 7612 bearing, which corresponds to Dn = 0.06 m and (m)max = 1.59 kg·m (see Table 1), we obtain Dk0 = 0.095 m and Jopt = 0.13 kg·m2.The length L0 of

55、 the optimal unbalanced mass, which corresponds to the optimal value of Dk0, is calculated from a formula derived from expression (6) by substituting in it the expression for Dk0:Then, Dk = 95 mm, m = 44.5 kg, and = 0.034 m. The results obtained indicate that the unbalanced mass (see Fig. 2a) has a

56、small diameter, but a sufficiently large, although acceptable, length. This configuration is analogous to that of UVE developed by the Derrick Corp.The static moment of the mass and the moment of inertia of the unbalanced mass (see Fig. 2b) are determined from the formulas; (11)where is the angle of