54萬能材料試驗機,54,萬能,材料,試驗,實驗 38附錄： 結合振動測試與有限元分析估算 PBGA元件的疲勞 壽命Y.S. Chen , C.S. Wang, Y.J. Yang*元智大學機械工程學系，臺灣桃園中壢元東路 135號。摘要該研究開發(fā)了一種方法，結合了振動故障測試，有限元分析（ FEA ） ，并且從理論上計算電子元件在振動載荷下的疲勞壽命。一種特別設計的塑料球柵陣列（ PBGA ）元件和內(nèi)置菊花鏈電路一起安裝在印刷電路板（板）做為振動試驗的測試工具。然后用頻率等于基本頻率和試驗測試器頻率的正弦振動信號刺激它，直到的元件失效。由于焊球太小而不能直接測量其壓力，用有限元分析代替獲取壓力。 因此，在進行應力分析時，振動測試的真正位移被輸入到有限元模型。從而，獲得的應力與失效周期（S-N）曲線與焊球壓力和振動試驗中失效周期的數(shù)值相關。此外，當測試元件失敗時，Miner的定理適用于計算其疲勞損傷指數(shù)。最后，通過所有這些研究過程可以推導出一個適合估算元件故障周期的公式。而且在第一次估算一個元件的疲勞失效周期后，然后對同一元件進行了振動試驗以驗證估算。證明實地測試結果是符合預期結果的?？梢韵嘈旁摲椒ㄔ陬A測元件疲勞壽命時是有效的，而且它可用于進一步提高電子系統(tǒng)的可靠性。版權歸埃爾塞維爾有限公司所有，2007 年。1 、導言近年來由于其輸入/輸出（ I / O ）計數(shù)能力強，球柵陣列（ BGA ）封裝，已成為一種主要的包裝類型。通常是透過焊球或封裝的引腳連接外部集成電路和這些封裝。這樣的結果是可靠性問題，因為大量焊球和引腳有一個較高的整體故障風險。自從研究人員深入到 BGA元件的可靠性研究，這幾年這個問題引起人們的注意。大多數(shù)研究都集中在熱應力引起的可靠性問題，因為大部分熱量是這種復雜的 I / O 電路設計所產(chǎn)生的。電子設備在一動不動的環(huán)境中使用時這種情況是沒有爭議的。但是，許多現(xiàn)實應用中，除了熱應力，電子系統(tǒng)常常受到動態(tài)載荷。最熟悉的例子是，電子產(chǎn)品從一個地方運到另一個地方時，總是會遇到振動。但是，由于應用涉及運輸工具，如汽車，船舶，和飛機振動誘導應力是最主要的應力，并可能是不容忽視的。一般情況下，長期振動載荷通常是導致集成電路組件故障原因，電子系統(tǒng)的并必將影響可靠性。大量追查失效根源的經(jīng)驗表明，在這種動態(tài)載荷下，焊關節(jié)可能是最受壓最大和部件的主要故障點。采用存在幾十，幾百，甚至數(shù)以千計焊球的 BGA元件，即使只有其中一個焊點失效就可能會出現(xiàn)一個災難性的失效。從我們的角度看種這問題是不尋常的，39如在航空業(yè)，電子模塊故障，將導致災難性的生命和財產(chǎn)損失。因此確保這些焊球的可靠性，是動態(tài)環(huán)境中使用電子設備一的個關鍵問題。振動環(huán)境中使用的大多數(shù)電子系統(tǒng)受到隨機波而不是諧波激勵。其結果是，電子設備的質(zhì)量保證，通常利用隨機振動作為測試規(guī)范進行設計試驗，篩選試驗，可靠性鑒定測試。一般來說，這種測試可以只在原型制造進行。只有經(jīng)過一段時間產(chǎn)品才被許可，在今天這種快節(jié)奏的電子技術市場這往往被視為是不經(jīng)濟的。因此，建立一個準確和有效的方法估算振動載荷中元件的疲勞壽命已成為一個緊迫需求。 以往的研究已經(jīng)試圖建立這種方法。王[1-3] 應用莉曼森關于焊接材料的疲勞性能的著作[4]研究 BGA焊點在隨機振動環(huán)境的疲勞壽命。王的研究結果表明，確定在隨機振動載荷中的封裝焊料的完整性時，驗證模型是有效的。除了驗證模型，理解振動載荷中元件的失敗機理也是至關重要的。這個包括尋找失敗的位置，并進一步改善電子元器件的薄弱環(huán)節(jié)。楊[5,6]使用了平面掃描正弦振動測試評估的可靠性，減少封裝振動疲勞。封裝模塊的橫截面失效測試表明，在振動載荷中疲勞失效總是發(fā)生在封裝模塊焊球的角落。王[7] 用 PBGA裝配和 FCBGA裝配進行了一系列振動疲勞試驗，然后觀察其失效模式差異。 然而，在現(xiàn)實負荷時，振動疲勞失效試驗從容進行直到完成，都沒觀察到元件失效。在實驗研究時，使用這種振動載荷很長一段時間是不切實際的。因此，為了在一個可以接受的期間內(nèi)取得成果，該研究利用了情況最嚴重的振動共振載荷審查所有 PBGA測試元件的疲勞壽命。此外，還應用了被廣泛使用的疲勞模型，Miner 的規(guī)則，來估計 PBGA測試元件的疲勞壽命。在審查焊球的疲勞失效時， 壓力和周期數(shù)據(jù)必須被記錄下來。 不幸的是，在振動測試中大多數(shù)焊球太小，從而很難準確測量他們的應力。而是把震動測試的實際位移作為有限元分析的輸入，間接地用有限元分析得到了這一數(shù)據(jù)。執(zhí)行可靠性評估時，分析得到的焊球的這些應力就和振動試驗的失效周期數(shù)值建立起了聯(lián)系。2 、實驗設置 為了知道什么時候遠件失效，一特別設計的內(nèi)置菊花鏈電路的 PBGA組件被使用到振動試驗中。組件和相應的菊花鏈電路如圖 1所示。該 PBGA組件（35 毫米-35 毫米）上用共晶溶膠以 1毫米間距安裝 0.6毫米直徑的焊球。PCB 是由 203毫米長，63 毫米寬，1.6毫米厚的 FR4做成的。雛菊鏈電路連接 PBGA上的所有焊料球，并串聯(lián)在一起，其電阻在整個測試中被不斷監(jiān)測。在振動試驗時一旦一個焊球發(fā)起裂紋，電阻將會增加。失效所定標準的研究遵行 IPC標準[8]，通過檢查菊花鏈電阻，是否超過初步電阻 20 ％，并連續(xù)發(fā)生 5次。數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)是用來記錄并計算出瞬時菊花鏈電阻。當電阻超過規(guī)定的失效電阻，且事件已連續(xù)錄得五次，則認為元件實效并停止測試。為了執(zhí)行振動疲勞壽命測試，PBGA 組件和 PWB組件用夾子的一邊固定，而另一保持自由。然后用 131赫茲的諧波刺激，即是測試工具的第一自然頻率。振動振動篩上的測試組件的安裝圖如 2所示。403 、應力分析 正如前面所述，振動試驗是用來初步檢查在指定下的元件的激勵故障時間。然而，也有必要在進行元件的疲勞壽命評估時測試焊球的應力。在這項研究中，有限元分析用于 PBGA元件焊球的應力分析，其邊界條件的設定與振動試驗所使用的相同。在有限元模型如圖 3所示，是用商業(yè)通信計算機軟件 ANSYS10.0構建的。對稱有限元模型之所以被應用，是因為其有幾何對稱性和相應的邊界條件。此外，邊界條件的兩個相邊緣之一設置為固定，另一個保持活動以反映測試工具真正的優(yōu)勢條件。那些有限元模型中所使用的材料特性，其中包括那些板，焊球，襯底，芯片和成型化合物列出在表1中。它也指出，網(wǎng)格密度將對有限元分析的結果具有強烈影響。因此，應用該模型不42同的網(wǎng)格密度的以審查分析結果頻率的收斂性。圖 4的結果表明，一個焊球 1152個要素已經(jīng)匯聚44總網(wǎng)。為了核查有限元模型，用模版檢測方法檢查測試工具的固有頻率，然后比較其45結果與那些從有限元分析的來的。圖 5顯示了測試設置模態(tài)測試方法，這里試驗樣品是由夾子固定的，且其頻率響應函數(shù)由所附加速計獲得。圖 6描繪了的通過模態(tài)試驗測試出的夾子的頻率響應函數(shù)（FRF） 。FRF 上的前三個高峰表明，測試工具的前三個自46然頻率分別是在 131赫茲，398 赫茲和 769赫茲。表 2給出了模態(tài)試驗和有限元分析自然頻率的比較。如該表的最后一欄所示，相對于模態(tài)測試結果的所有的前三個自然頻率錯誤率都在 3 ％以內(nèi)。一旦有限元模型被驗證，該模型和進一步的分析就開始進行來研究振動激發(fā)下 PBGA元件的響應。同樣地如圖 7所示，為有限元分析模型的側(cè)視圖，表 3所列位移諧波對夾子的兩邊發(fā)出頻率為 131赫茲的頻率，以便產(chǎn)生響應。第一模式的模態(tài)形狀相應地顯示于圖 7。4 、討論4.1 、發(fā)展中的 S-N曲線為了建立共晶錫球的應力與疲勞失效周期曲線（S-N 曲線） ，通過每次改變激勵位移，共進行了 6個不同的振動試驗。所有的測試元件測試，直至他們菊花鏈電路已經(jīng)失效，以及記錄由此產(chǎn)生的故障周期。失效的溶膠焊球相應的應力，這時也通過諧波激勵的有限元分析計算出來。表 3 列出了一些實驗失效周期和相應焊接球的最大壓力。輸入到混合器的相關的振動加速度和位移，也如上表中所列?？梢酝ㄟ^這些曲線擬合實驗數(shù)據(jù)，列出 Eq（3）中的 S-N曲線。Eq（1）和（2）是共晶焊料的曲線 S-N，分別由曼森[4]和斯坦伯格[9]提供。當所有這三個曲線在圖 8繪制一起，我們觀察到目前研究的曲線位于斯坦伯格曲線和曼森曲線之間。這個數(shù)字有趣的結果包括：具有一定的疲勞周期，斯坦伯格的應力曲線幾乎位于其他兩個的兩倍。此外，該曲線與曼森曲線和目前研究的曲線比他們與斯坦伯格曲線更接近。重要的是要注意到，文獻中所列兩條曲線的所有結果都來自對焊錫材料本身的分析。然而，目前的研究測試的焊球位于實際元件中。正如 Eq（1）和 Eq（3）所示，在 Manson曲線中壓力和失敗的周期的關系是 0.263N???，而在本研究中是 0.1275N???。比較這兩個公式，很明顯，代表率曲線下降率的斜率幾乎是一樣的，只是各自的常數(shù) 75.1和 66.3 略有不同。這種微小的差異科學解釋了為什么這兩個結果非常接近。通過對比，相應的推0.12.0.1263975N????47導出斯坦伯格方程是 0.196N???，如 Eq（2）所示。它有一個常系數(shù) 109.6 ，遠遠大于梅森的或目前研究的。這意味著在相同的應力水平下，按 Eq（2）計算的失效周期總始終是所有這三項研究中最高的。而且極小的斜率 0.10也有利于解釋為什么這個曲線并不像其他兩個那樣陡。4.2 、振動載荷下焊球的應力分布基于有限元分析，振動負荷時元件上焊球的應力如圖 9所示，同時也顯示了元件上焊球相應的物理布局。如有限元分析結果所示，可以檢測出每一個焊球上的局部最大應力。此外，PNGA元件的每一列和行方向的焊球的最大應力位于角落。這就是說，焊球在這個位置承受最大壓力，并應當用來判斷失效。焊球的每一個列和行的壓力，分別如圖 10和 11所示。如圖9所示，第一列的焊球的局部最大應力遠高于第二列的。比如說，第一列焊球的最大的壓力是 13.79兆帕，但只第二列的只有有 7.73兆帕。在所有這 30個焊球中這些壓力差異幾乎增加了一倍（圖 10） 。同樣第一行和第二行的局部最大應力也表示在圖 11中，這兩行的總體最大應力分別是 13.79 MPa和 11.78 38MPa。但是，行之間的應力差別遠遠大于列之間的。比如說，前兩個焊球壓力比同一行其他的都高。除了最后一個外，第三個和其后的焊料球沒有很大的差別。這是由于元件本身加強了整個組件的強度。4.3 、估計累積損傷指數(shù)（CDI） Mine的累積損傷指數(shù)被廣泛應用于估計在不同的負載條件下的元件壽命。該方程可列為： 12CDI=.nN?這里 1是應力循環(huán)積累的實際值， 1N是失效需要的周期，CDI 代表累積損傷指數(shù)。當CDI等于 1時，會出現(xiàn)故障。為了檢查用曼森原理和先前的測試所的來的 S-N曲線得是否適用于預測振動負荷下元件的使用壽命，設計了兩套專門的實驗對其進行驗證。表4對實驗進行了簡要說明。同前實驗一樣，在這里振動篩再次用正弦位移激勵。最低的三個應力如表 3所示，即 13.8兆帕、14.8 兆帕、15 兆帕，它們被選中再次振動試驗，其持續(xù)較長一段時間后最終失效。對應于這三個應力水平，所需輸入的激發(fā)位移分別是 0.094毫米、0.099 毫米和 0.101毫米。詳細的實驗和相應 CDI結果可以歸納如表 4所示，用于測試設置 1的應力水平等于 13.8 MPa和 15MPa。測試裝置 2 ，應力水平設置分別為14.8 MPa和 15 MPa。通過 Eq（4）所列的 CDI計算確定失效，有必要由 Eq（3）為這三個指定應力水平檢查失效周期和每個現(xiàn)場測試的實際測試周期。相應的結果列在表4的最后一欄。值得注意的是，這兩個計算出的 CDI都恰好大約等于 1。這同意這一事實——在測試時元件已經(jīng)被破壞。這些驗證測試表明，Eq(3)推導出的 S-N曲線在預測PBGA元件的疲勞壽命時是可靠的。5 、結論這項研究旨在結合實驗和模擬測試預測電子元件振動疲勞壽命。其主要困難在于測量焊球的失效應力。另一個遇到的問題是確定用于分析材料的固有性能。然而，現(xiàn)有的理論提供了可供選擇的方法來克服這些困難?；谘芯康慕Y果，可以得出結論認為： 1 、通過一系列的模擬與實驗，可以獲得 PBGA元件上焊球的 S-N曲線。獲得的應力38-實效循環(huán)關系的準確性和文獻數(shù)據(jù)進行了比較，甚至做了進一步的失效測試進行核實。結果表明，用該模型預測疲勞壽命是足夠正確的。 2 、對所有焊接求進行的應力分布的測試表明，最大應力發(fā)生在 PBGA元件焊球的角落。詳細結果表明，每個焊球上的最大局部應力位于焊球與印刷電路板之間的接觸面上。湘潭大學興湘學院畢業(yè)設計說明書題 目： 萬能材料試驗機 學 院： 興湘學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2006183914 姓 名： 肖威紅 指導教師： 周后明 完成日期： 2010. 05-31 目錄摘 要…………………………………………………………………………………..1第一章 概述 .......................................................31.1 材料試驗機概述 ..................................................3第二章 設計方案 ...................................................102.1 方案簡述 .......................................................102.1.1 方案一 ....................................................102.1.2 方案二 ....................................................102.1.3 方案三 ....................................................112.1.4 方案四 ....................................................122.2 各種方案比較 ...................................................12第三章 設計中有關計算 ..............................................143.1 電動機的選擇 ...................................................143.2 傳動裝置總傳動比的計算及其分配 .................................143.3 蝸輪蝸桿傳動系統(tǒng)的設計與校核 ...................................153.4 錐齒輪的傳動設計 ...............................................193.5 傳動軸的設計與校核 .............................................263.5.1 計算蝸輪傳動軸 ............................................263.5.2 錐齒輪傳動軸 ............................................283.6 滾珠絲杠傳動的設計與校核 .......................................293.6.1 工作壓強計算 .................................................303.6.2 靜載荷計算 ...................................................313.6.3 螺桿強度 .....................................................313.6.4 壽命計算 .....................................................31結論 ...............................................................35致謝 ...............................................................36參考文獻 ...........................................................37附錄 ...............................................................381萬能材料試驗機摘 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(zhuǎn)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(zhuǎn)、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； ProE2Universal testing machineABSTRACT: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 ,Proe3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(zhuǎn)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(zhuǎn)、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.國內(nèi)材料試驗機的現(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(zhuǎn)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。 長期以來，試驗機也一直是歐美對我國尖端科研課題限制出口的產(chǎn)品。我國的國防科技工業(yè)和其它部門的科產(chǎn)業(yè)，就必須走自主創(chuàng)新的道路。在新三思集團研院所不能直接進口某些關鍵材料試驗的儀器設備。所以，要發(fā)展中國的試驗機公司為首的中國試驗機民營企業(yè)的不斷努力下，中國試驗機的技術水平得到了長足的進步，國內(nèi)與國外的試驗機技術水平的差距正在逐步的縮小。本文章版權歸新三思集團公司及原作者所有，轉(zhuǎn)載必究。上海百賀儀器科技有限公司（下圖 1-1 為公司的產(chǎn)品）4圖1-1電子萬能試驗機電子萬能材料試驗機(雙柱落地式)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?？勺詣忧笕eH、ReL、Rp0.2、Fm、Rt0.5、Rt0.6、Rt0.65、Rt0.7、Rm、E 等試驗參數(shù)，并可根據(jù)GB、ISO、DIN、ASTM、JIS 等國際標準進行試驗和提供數(shù)據(jù)。電子萬能試驗機(雙柱落地式)性能特點：電子萬能試驗機(雙柱落地式)采用高強度光杠固定上橫梁和工作臺面，使之構成高剛性的門式框架結構。采用伺服電機驅(qū)動,伺服電機通過傳動機構帶動移動橫梁上下移動,實現(xiàn)試驗加載過程.分為單空間和雙空間兩種機型。主本機采用先進的 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。 （下圖1-2為公司的產(chǎn)品）圖1-2 液壓萬能試驗機5液壓萬能試驗機 WAW-100型程序采用開放的數(shù)據(jù)庫結構定義，符合標準GB228—87、GB/T228 —2002、GB7314-87等試驗方法，也可恨據(jù)用戶要求定制特殊的試驗方法。測量方式采用的是高精度壓力傳感器、高精度位移傳感器、高線性低雜信的信號處理及放大模塊，人機交互方式分析計算測試材料的機械性能指標，試驗結束時自動計算彈性模量、屈服強度、非比例延伸應力等，在自動分析的基礎上，還可以人工修正分析結果提高分析的準確性。液壓萬能試驗機可配置專用于材料試驗機的閉環(huán)控制和數(shù)據(jù)采集的電液控制器(可以根據(jù)客戶要求配置進口控制器，如：DOLI)，它具備強大的功能，叉兼有十分優(yōu)異的性能價格比。適用于科研單位、大專院校、質(zhì)監(jiān)部門及檢測中心進行檢測、科研、仲裁及特殊試驗的需要。一、液壓萬能試驗機 WAW-100型的特點：1、控制模式：等速率活塞行程控制、等速率力控制、等速率應力控制、等速率應變控制、力保持控制、定應力轉(zhuǎn)定應變控制。2、試驗力量程自動轉(zhuǎn)換功能：若達到容量的90%自動轉(zhuǎn)換到較大容量3、自動夾持：采用液壓自動夾緊，夾持可靠，不打滑。4、多重保護：具有軟件、硬件過載和位置保護． ，5、自動校準：負荷、變形、位移可按標準值自動校準．6、自動停機：實驗結束后活塞自動停止工作二、液壓萬能試驗機 WAW-100型的技術參數(shù)：1、最大試驗力： 100KN2、測量范圍： 1-100KN3、負荷測量精度： ±1%4、試驗速度 mm/min：0-1905、變形精度：示值的 ±0.5%以內(nèi)6、位移精度：示值的 ±0.5%以內(nèi)7、應變速率范圍： 2-608、應變速率范圍： 0.00025-0.0025l/s9、活塞行程： 150mm10、拉伸鉗口間最大距離（包括活塞行程）： 520mm11、圓試樣夾持直徑：直徑 6-12，12-20mm12、扁試樣夾持厚度 mm：0-8 ×6013、壓板尺寸 mm：直徑12014、主柱間距離：400mm615、試樣直徑：10mm16、彎曲支承最大距離： 300mm17、移動電機功率：0.18KW18、電壓：380V19、油泵功率：0.75KW（下圖1-3為公司的產(chǎn)品）圖1-3 電液伺服萬能試驗機 電液伺服萬能試驗機 WAW-600L 主要用于預應力混凝土鋼絞線的拉伸試驗，適用于冶金、建筑、輕工、航空、航天、材料、大專院校、科研單位等領域。試驗操作和數(shù)據(jù)處理符合 GB/T5224-1995《預應力混凝土鋼絞線》的要求。電液伺服萬能試驗機 WAW-600L 技術參數(shù)：1、最大試驗力 (kN)：600。 2、試驗力測量范圍 (kN)：12-600。 3、試驗機級別： 1級。 4、試驗力示值相對誤差：≤±1% 。 5、位移測量分辨力 (mm)：0.01。 6、位移示值相對誤差： ≤±1%。 7、最大拉伸試驗空間 (mm)：12008、活塞行程 (mm)：250。 79、變形測量范圍： 2%-100%FS。 10、引伸計示值相對誤差： ≤±1%。 11、活塞移動速度(mm/min)：70。 12、鋼絞線夾持直徑范圍 (mm)：Φ9.5- Φ15.4 。 13、夾緊方式 獨立式液壓加緊。 14、伺服/夾緊油泵電機功率(kW)：1.5/1.5 。 15、橫梁升降電機功率(kW)：1.1 。 16、主機最大外形尺寸(mm)：1180 ×750×3440。 17、控制柜外形尺寸(mm)：600×700×1100 。 2．國外材料試驗機的現(xiàn)狀 島津公司（下圖1-4島津公司的產(chǎn)品）圖1-4電子萬能試驗機產(chǎn)品詳細介紹AG-IC 系列立式電子萬能試驗機是日本島津蘇州工廠組裝的最先進的電子萬能試驗機，現(xiàn)已在國內(nèi)的機械、電子、大學、研究院所等行業(yè)得到廣泛的應用。該系列立式電子萬能試驗機已經(jīng)取得國際 CE 認證。 一．電子萬能試驗機的特點1.簡便直觀的中文試驗軟件。2.具有2.5ms 采樣間隔的高速度數(shù)據(jù)采集，適合各種特性材料的測試數(shù)據(jù)的真實性。3.高速返回原點功能，縮短下次試驗的準備時間，提高試驗效率。4.擁有多種完善的試驗夾具，適合多種樣品的試驗要求。二．電子萬能試驗機的規(guī)格1.載荷容量：100KN2.載荷精度：顯示值的±0.5%（保證精度范圍：載荷傳感器容量的0.4～100%）83.載荷量程：×1、×2、×5、×10、×20、×50、×100七個量程自動轉(zhuǎn)換4.試驗速度：0.0005～1000mm/min5.十字頭速度精度：0.1%三．電子萬能試驗機的用途1．各種金屬材料、非金屬材料、復合材料的拉伸試驗、壓縮、彎曲試驗2．機械部件、電子部件的拉伸、剝離、焊接強度試驗3．控制或循環(huán)試驗4．應力松弛或蠕變試驗（下圖1-5島津公司的產(chǎn)品）圖1-5液壓萬能試驗機島津液壓萬能試驗機 UH-I 系列是以電子控制液壓驅(qū)動的伺服式萬能試驗機，試驗載荷采用高精度壓力傳感器，被廣泛的應用在鋼鐵、建材等行業(yè)。一．島津液壓萬能試驗機的用途1．各種金屬材料的拉伸試驗、壓縮、彎曲試驗2．木材、纖維板的壓縮、彎曲試驗3．上述材料的載荷保持試驗4．瀝青、混凝土的壓縮試驗二．島津液壓萬能試驗機的特點1.采用大形 LCD 輕觸屏，可以顯示試驗曲線，操作方便、可視性好。2.豐富的自動控制程序為標準配置。3.可以選擇模擬指針式度盤顯示器。4.通過試驗軟件，實現(xiàn)高速數(shù)據(jù)采集。三．島津液壓萬能試驗機的規(guī)格1.載荷容量：200KN、300KN、500KN、1000KN、2000KN、30000KN、4000KN。2.載荷精度：顯示值的±0.5%。93.載荷量程：×1、×2、×5、×10、×20、×50 六個量程自動轉(zhuǎn)換。4.試驗速度：位移控制：0.5mm/min～最大試驗速度。5.載荷控制：0.1～5.0滿刻度/min。6.應變控制：0.1～80%/min。10第二章 設計方案2.1方案簡述 2.1.1方案一 電動機產(chǎn)生動力由渦桿傳到渦輪軸，然后通過蝸輪傳至錐齒輪，再通過錐齒輪傳動系統(tǒng)傳遞到絲杠。與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動橫梁上下運動，而下夾具則是固定在試驗臺上，至此完成試驗。如圖 2-1 所示：圖 2-1 方案一示意圖2.1.2 方案二電動機產(chǎn)生動力后輸出到減速器，然后進入渦輪蝸桿傳動系統(tǒng)，進一步減速并改變運動旋轉(zhuǎn)方向后，通過鏈傳動系統(tǒng)傳遞到絲杠。由鏈輪的轉(zhuǎn)動帶動絲杠轉(zhuǎn)動。與此同時與絲杠配合的絲杠螺母則帶動橫梁上下運動，而下夾具則是固定在試驗臺上，至此完成試驗。如圖 2-2 所示：11圖 2-2 方案二示意圖2.1.3 方案三電動機產(chǎn)生動力后輸出到減速器，然后由直齒輪帶動絲杠轉(zhuǎn)動。絲杠轉(zhuǎn)動同時兩個絲杠螺母同步背向或相向運動，兩個連桿同時遠離或靠近。這就使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、絲杠等外力驅(qū)動下上下運動，至此完成試驗。如圖 2-3 所示：圖 2-3 方案三示意圖122.1.4 方案四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。此方案要求液壓系統(tǒng)要有較精確的控制閥的配合才能實現(xiàn)試驗目的。而目前液壓控制閥與計算機控制聯(lián)系越來越密切，國外在計算機控制領域取得了較大進展，可惜的是我國控制系統(tǒng)方面還較薄弱。如圖 2-4 所示： 圖 2-4 方案四示意圖2.2 各種方案比較方案一：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(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)換為直線運動，也可以從直線運動轉(zhuǎn)換為旋轉(zhuǎn)運動。（3）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。 （4）不能能自鎖 特別是垂直絲杠，由于自重慣性力的關系，運動部件在運動停止后不能自鎖，需加制動裝置。方案一：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(zhuǎn)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。13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(zhuǎn)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。14第三章 設計中有關計算3.1 電動機的選擇由設計要求及已知條件可知，假設試驗機橫梁設計速度為 120mm/min，試驗機所施加的外力為 100KN。故(3-1) 3120106PFVW????式中：F——試驗機輸出力，N；V ——絲杠速度，m/s。 電機功率在傳遞過程中必然有一定的損失。參閱機械工程手冊可知，絲杠與絲杠螺母間傳動效率為 0.9，錐齒輪之間傳動效率為 0.94，渦輪蝸桿間傳動效率為 0.8，其他聯(lián)結件傳動效率為 0.9。故0.94.809.6????絲總 錐 蝸 其所以(3-2)2P32..6w?電 機 總上式中 P ——試驗機有效功率；——試驗機總效率。?總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(zhuǎn)速為 1390r/min。如圖 3-1 所示。圖 3-1 所選電機三維示意圖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(zhuǎn)速 wn15(3-3)1205min8wVnrp?式中： V——絲杠速度，m/s； P——絲杠螺距， mm。電動機選定后，按照電動機的滿載轉(zhuǎn)速 及試驗機工作部分轉(zhuǎn)速 ，可計算出傳mnwn動裝置的總傳動比。(3-4)13902.675mwni?i錐 蝸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：。201.5ii?蝸 錐 ，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，蝸輪輸入功率 P0.758.0.51kw???2蝸輪輸入轉(zhuǎn)速 1396minnr傳動比 i預期壽命 15000h故蝸桿選用 45 鋼，表面硬度〉45HRC。渦輪材料采用 ZCuSn10P1,金屬模鑄造。1 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。由傳動中心距13.146904.67360cos0cos.1sdnv ms????????(1)確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩 2T按 ，則 mm12z?66229.5.9.510709.14pNn????:(2)確定載荷系數(shù) K16因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù) ，由表 11-5 選取使用系數(shù)1K??；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù) ；則1.5AK? .05V1.5.02AVK????(3)確定彈性影響系數(shù) EZ因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故 。1260EaZMP?(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1da1.35d。2.9Z??(5)確定許用接觸應力 ??H?根據(jù)蝸輪材料為采用 ZCuSn10P1,金屬模鑄造，蝸桿齒面硬度〉45HRC ，可從表11-7 查得蝸輪的基本許用應力 。'268HaMP?應力循環(huán)次數(shù) 72609.5106.2510hNjnL???壽命系數(shù) 781..5HK?則 ????'0926831.N aMP???:(6)計算中心距mm??2 2332 60.9.709.4.7331EHZaKT??????? ?????????取中心距 ,因 ，故從表 11-2 中取模數(shù) mm,蝸桿分度圓直徑15m?i 5m。這時 ，從圖 11-18 中可查詢接觸系數(shù) ，因為 ，因此150d0.4da '2.Z?'Z??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 mm；直徑系數(shù) mm；齒頂圓直徑15.7aPm??10q?17mm；齒根圓直徑 mm；分度圓導程角 ；1260adm??12.438fdm??'"1836???蝸桿軸向齒厚 mm。17.85as??(2)蝸輪蝸輪齒數(shù) ；變位系數(shù) ；24z20.x?驗算傳動比 ，這時傳動比誤差為 ，是允許1.5i?20.5.2.5???的。蝸輪分度圓直徑 mm2205dmz??蝸輪喉圓直徑 mm??1a?蝸輪齒根圓直徑 mm22.493fz?蝸輪咽喉母圓半徑 mm75gard?3.校核齒根彎曲疲勞強度??21.53FFaFKTYdm????當量齒數(shù) 2343.8cos.vz????根據(jù) ， ，從圖 11-19 中可查得齒形系數(shù) 。20.5x??24.8vz 2.87FaY?螺旋角系數(shù) 1.310.904Y???????許用彎曲應力 ??'FFNK?:從表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蝸輪的基本許用彎曲應力 。??'56FaMP??壽命系數(shù) 69710.32.25FNK????.aMP?1.30142.870913.86258.3F aMP??18彎曲強度是滿足的。4.驗算效率 ?????tan0.95.6v?????:已知 ； ； 與相對滑動速度 有關。'"1836???arctnvvf?1089GBTf?sv13.453.70os6cos.sdms???????從表 11-18 中用插值法查得 ；代入式中得 ，大于0.2186vvf?、 0.84??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 圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇 8 級精度，側(cè)隙種類為 ,標注為1089GBT? f。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度。8f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。按照上述設計與校核做出蝸輪蝸桿三維圖如圖 3-2、3-3、所示。圖 3-2 蝸桿三維示意圖19圖 3-3 蝸輪三維示意圖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 20.9.5Pkw???3錐齒輪輸入轉(zhuǎn)速 6minnr傳動比 1.5i預期壽命 15000h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。一、選材、熱處理、選 z1．注意點(1)大小齒輪選材，熱處理不同，小齒輪比大齒輪齒面硬度高 ；305HBS:(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 級左右；89:2．按表0-4 表0-9 以及表4-4、4-5 選材、熱處理，由表4-6確定精度等級，設計后:由4-7校訂，或由表5-3 查出。小齒輪45鋼，調(diào)質(zhì)217HBS 255HBS，取中間值236HB ；大齒輪45鋼，正火:20163HBS 217HBS,取中間值190HBS ，8級精度。 :3．確定齒數(shù) z,校核 5ui????(1)選 取 ；125z.32.???、 z3?(2)計算 ；12.51u(3) 。.i?????:二、按接觸強度計算 1d1．計算 1Tmm66431 0.59.509.18710Pn??????N:2．計算 KAvK?(1)由表 4-8選取使用系數(shù) 1.0A?(2)試選動載荷系數(shù) 記 試選vKt.2vt(3)取 值（一般 ） ， 值，則R?0.3R?u221.150.3Rdmb?????(4)由圖4-45，查得齒向載荷分布系數(shù) 1.K?(5)計算因 （試選）vtK?.81.29tAv????213．彈性系數(shù) 由表4-9查得EZ189.EZMPa?4．節(jié)點系數(shù) 由4-58查得HH2.55．許用應力 ??lim1NWHZS??(1)由圖4-58查得 lim1lim2570460HMPaPa?、(2)由已知條件計算 71N6159.2510nrt???:7124.0u(3) 由圖4-59查得壽命系數(shù) N12Z=、(4)由表4-11查得安全系數(shù) HS(5)由圖4-60查得工作硬化系數(shù) wZ=1(6)計算 ??lim11570HNWMPaS????代入小值計算。??lim224610HNZ(7)計算 1dmm??21EH312RR4.7Z()109.4(05)tKTu?????:三、校核 1d22因試選 ，可能與實際不符vK1．模數(shù) 取標準值 取1tdmz?109.43.125tdmz??3.5m2．按幾何關系計算 mm11..7?mm1(0.5)3.7(0.53)96.mRd??????3．圓周速度 v(1) 13.496.753.26001mdnms????(2) 計算 由 查圖 4-43得1.52.vz1vz1.23vK?4．校對 1d與 相差不大，勿須重算。3311.209.41.3vtK???1td四、校核齒根彎曲強度1．計算公式 ??132214.7(05)FaSFRRFKTYmzu???????43 2224.796.87.1782.60.50(13)59FMPa????????2．計算當量齒數(shù) ??1 lim2.4.17390FaS FY??23(1) 、 1221.5cos0.837u????13.57???、 22cs.51.u26.48?(2) 、1354.98cos0.7vz???2539.cos0.vz??3．由當量齒數(shù) 查圖4-55得齒形系數(shù) 、 ，查得4-56得vz1.4FaY2.4Fa齒根應力修正系數(shù) 、 。1.6SaY?21.78Sa4．確定 3.5m(1)查圖4-61得 、li120FMPa??lim2190FPa??(2)查圖4-62得 12NY(3)查圖4-63得尺寸系數(shù) x?(4)查表4-11得安全系數(shù) 1FS(5)計算 、??lim11230NxFYMPa????lim22190FNxYMPaS??(6)比較 與 值 ??1FaS2FaS小齒輪 ??1.460.173223FaSY???24大齒輪 取大齒輪代入計算??2.41780.299FaSY???5．校核彎曲強度 ??412 232232214.74.7196.8710.7810.6(0)5(53)FaSF FRRKTY MPamzu? ????????????按彎曲強度計算的模數(shù)記為 Fm??4133222214.74.7196.8710.782.6(05)50(3)5190FaSFRRFKTYzu???????????而按接觸強度計算的 ， 故取大者為模數(shù)1.7d1..Hdmz?。3.25m?五、幾何尺寸計算1．分度圓直徑 dmm13.2513.75dmz???mm2..22．節(jié)錐角 ?、11235arctnrta.498z???21056.02?????3．節(jié)錐距 Rmm13.75103.42sinsi98d?????4．齒寬 、 取整Rb?:..1.02R?3b?255．齒頂高 mm112()3.5aahmXh???6．齒根高 mm112(.).13.9f f??7齒頂圓直徑 admm112cos3.752.cos3.4981.7aah????????mm 22..56.025.3aad ?如圖3-4、3-5為小錐齒輪、大錐齒輪的三維示意圖圖3-4 小錐齒輪26圖3-5 大錐齒輪3.5傳動軸的設計與校核3.5.1計算蝸輪傳動軸如圖3-6所示為蝸輪軸的示意圖圖 3-6 蝸輪傳動軸的結構示意圖此傳動軸下部分與渦輪相連接 ， 。上部分為兩個小鏈輪269.5minnr?20.51Pkw?受到拉力為 8088N。按許用彎曲應力計算法校核。轉(zhuǎn)矩 (3-26)6622 .9.510.179.45PT Nmn???:圓周力 (3-27) 27.4.83tFd?軸向力 1252.06.1atTN???(3-28)??24.589.cos()cos()tnnF?徑向力 (3-29)2tai201.7rnaN???1.計算支承受力水平面反力 (3-30)2154.6.3TNHF?27垂直面反力 (3-31) 210635410632.7.7.NVFN?????2.計算彎矩水平面最大彎矩 5426xyMm?:垂直面最大彎矩 0.zN合成彎矩最大值 28410.5xyxz??:3.計算轉(zhuǎn)矩軸受轉(zhuǎn)矩 251.TNm?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224()()caMTW?????W=4288 3m0.6?4222(51)(.51.8)4 6.1ca MPa???????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??160MP?，因此 ??1ca???，故安全。如圖 3-7 所示為蝸輪軸的三維圖圖 3-7 蝸輪傳動軸三維圖3.5.2 錐齒輪傳動軸如圖3-8所示為蝸輪軸的示意圖28圖 3-8 錐齒輪傳動軸的結構示意圖軸的直徑由聯(lián)軸器內(nèi)徑、錐齒輪內(nèi)徑、軸承內(nèi)徑等決定。1.計算受力此傳動軸左側(cè)部分與小錐齒輪相連接 ，按許用彎扭應力計算法校核。1n4.8minr?轉(zhuǎn)矩 32709.TN?:圓周力 183140.6tFd??軸向力 11tan20si.5a???徑向力 co43rt N??2.計算支承受力水平面反力 120.6125.434..8NHF?????垂直面反力 12836.956.921.NV NF????3.計算彎矩水平面最大彎矩 1750HMNm:垂直面最大彎矩 43269V?合成彎矩最大值 251.80HV???:4.計算軸的轉(zhuǎn)矩軸受轉(zhuǎn)矩 2709.4TNm?5.校核軸的強度29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224()()caMTW?????W=4288 3m0.6?5222(18)(.709.14)4 56.84ca MPa???????因選此輸出軸材料為40Cr 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《機械設計》表15-1查得 ??170???，因此 ??1ca???，故安全。如圖3-9所示為錐齒輪軸的三維圖圖3-9錐齒輪軸3.6滾珠絲杠傳動的設計與校核3.6.1工作壓強計算螺母的軸向位移： (3-36)2lspx???式中： ?： 螺 桿 轉(zhuǎn) 角 ， rad； ： 導 程 ,mp:螺 距 ， m； 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＝1500mm30設計使螺紋移動時，手輪轉(zhuǎn)動 150 圈，即21503rad?????28lpmx?由此可知， 1sp?螺紋中徑： ， 其中 20.8pFd??2,10p??帶入數(shù)據(jù)，有 (3-37)4210..858.p m?由表可知，取 63dm?螺母高度： 216H???旋和圈數(shù)： 5.7(2)8np?:基本牙型高度： 10..84m???工作壓強： (3-38)521102.753.63pFpdhn??工作壓強滿足要求。為了保證自鎖，螺紋升角 19'???螺紋牙根部的寬度： 0.65.85.2bpm???3.6.2 靜載荷計算31基本額定靜載荷特性值 (3-39)??122012120.31.4coscos50.388647.4.WssmWDdKMPaD?????????????????????式中： ——鋼球直徑，mm；WDsr——螺桿滾道曲率半徑，mm；?——接觸角；md——滾動螺旋公稱直徑，mm?；绢~定靜載荷 6 60sin4.25103sin45817.0aWCKzDN???????(3-40)靜載荷條件 (3-41)' 6.241aFHCK??條件滿足，故合格。3.6.3 螺桿強度螺桿的強度 (3-42)662231122330.479.509.59234.096.460.pTNmnFTddMPa???????????????????????:螺桿最大彎曲應力 查表可知 故螺桿強度合格。??4b?:3.6.4 壽命計算螺母接觸系數(shù) 0.76nMWRfD?32螺桿接觸系數(shù) 0.81SWRfD?壽命系數(shù) 3135.hLK?????????????轉(zhuǎn)速系數(shù) 1313...68n?壽命條件 (3-43)??133.2.6701140.5954haFHnCKN?????查 表 可 知式中： ——載荷系數(shù)；FKH——硬度影響系數(shù)；1——短行程系數(shù)；F——試驗機工作力，N。故滿足條件合格。采用固定式內(nèi)循環(huán)如圖 3-10 為內(nèi)循環(huán)示意圖、圖 3-11 為滾珠絲桿副的組成圖 3-10 固定式內(nèi)循環(huán)示意圖1-滾珠；2-絲桿；3-反向器；4-螺母33圖 3-11 滾珠絲桿副的組成接觸角 45???鋼球直徑 mm0.6WhDP??螺紋滾道曲率半徑 mm()0.53.SNWrD?偏心距 mm0.7.21Se??螺紋升角 '0arctn54hPd????螺桿大徑 0(.2~)61.8WdD??螺桿小徑 5.24Serm??螺桿接觸點直徑 0cos.75KW?螺桿牙頂圓角半徑 (.1~)06arD螺母螺紋大徑 029.1Nderm????螺母小徑 .5()3下圖為絲桿的三維示意圖34圖 3-12 絲桿35結論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(zhuǎn)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(zhuǎn)、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(zhuǎn)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(zhuǎn)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。36致謝本次設計是在尊敬的周后明老師的悉心指導和嚴格要求下完成的，導師淵博的知識、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、高度的責任心以及嚴于律己、待人誠懇的思想品德深深的影響著我，這不僅使我順利完成了此項設計，而且也將成為使我受益終生的寶貴財富。幾個月的時間里，從課題的選定、資料的收集、方案的擬定、課題的具體設計到論文的審定改進，周老師都給與了極大的幫助，傾注了大量的心血。通過這次的畢業(yè)設計，學生不僅開拓了思路、擴大了視野、豐富了知識面，還初步掌握了處理具體實踐問題的科學方法，為學生今后發(fā)展打下了堅實的基礎。從課題的選擇到完成，周后明老師都始終給予我耐心細致的指導和不懈的支持和督促，在此謹向周后明老師致以誠摯的謝意和崇高的敬意。同時也得到了一些同學的的熱情幫助和鼓勵，對此，表示深深的感謝和衷心的祝福。37參考文獻[1]. 吳宗澤、羅圣國，機械設計課程設計手冊（第三版） ， 北京　高等教育出版社，2006.5 4～170[2]. 濮良貴、紀名剛等，機械設計（第八版） ，北京 高等教育出版社，2006.6 186～272[3]. 成大先等，機械設計手冊（第四版）北京　化學工業(yè)出版社，2001.11 210～351[4]. 王中發(fā)、吳宗澤，實用機械設計，北京理工大學出版社，1998.2　[5]. 《現(xiàn)代機械傳動手冊》編輯委員會，現(xiàn)代機械傳動手冊（第二版） ，北京　機械工業(yè)出版社，2002.5 145～167[6]. 楊黎明、黃凱、李恩至、陳實現(xiàn)，機械零件設計手冊，北京 國防工業(yè)出版社，1987.6，225～287[7]. 孫桓，機械原理， 北京　高等教育出版社，2006.5 174～201[8]. 廖念釗、莫雨松等，互換性與技術測量(第四版)，北京 中國計量出版社，2006.7 　1～117[9]. 朱孝錄等，機械傳動設計手冊，北京 電子工業(yè)出版社，2007.7 120～357[10].李曉杰，CSS-2200 系列電子萬能試驗機，試驗技術與試驗機，1996 年，卷 36,3～6