人工髋关节摩擦磨损试验机机体部分设计说明书

1、本科毕业设计（论文）人工髋关节摩擦磨损试验机机体部分设计 学 院 机 械 工 程 学 院 专 业机械设计制造及其自动化年级班别 学 号 学生姓名 指导教师 2013 年 06 月 05 日目目 录录摘要摘要1abstractabstract21 1 绪论绪论 31.11.1 研究背景研究背景31.21.2 人工髋关节摩擦磨损试验机的研究现状人工髋关节摩擦磨损试验机的研究现状41.31.3 本课题的目的及意义本课题的目的及意义62 2 设计方案设计方案72.12.1 髋关节结构及运动分析髋关节结构及运动分析72.22.2 方案的提出方案的提出92.32.3 设计方案设计方案102.42.4 机械

2、传动部分的运动特性分析机械传动部分的运动特性分析113 3 设计计算过程设计计算过程153.13.1 初选电机功率初选电机功率153.23.2 主传动轴的设计主传动轴的设计153.33.3 初选摆轴的大小初选摆轴的大小173.43.4 液压缸的结构尺寸设计液压缸的结构尺寸设计183.53.5 装配图及主要零件图设计装配图及主要零件图设计184 4 零件校核零件校核234.14.1 求轴上载荷求轴上载荷234.24.2 校核轴的强度校核轴的强度234.34.3 主动轴上轴承的校核主动轴上轴承的校核254.44.4 摆轴的校核摆轴的校核264.54.5 摆轴上轴承的校核摆轴上轴承的校核28结论结论

3、30致致 谢谢 31参考文献参考文献32人工髋关节摩擦磨损试验机机体部分设计摘要本课题是对人体髋关节模拟试验机机械传动部分的研制。其工作原理是将股骨头和髋臼部件试样按照其正常位置安装于试验台上，通过试验装置使两者之间产生相对运动。该试验机设计时考虑的主要因素是使其在实验室环境中能够正确模拟人体髋关节的实际运动工况，以使试件在试验过程中产生的摩擦机理、磨损形式与实际使用条件下相一致，从而可以准确、可靠地测试人工关节材料的生物摩擦学特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。根据人体运动时，股骨头的承重可达体重的 10 或 10 余倍，确定试验机需要的最大试验载荷。如果主轴转速为 60rpm，作用在股

4、骨头头部的载荷为 1t，则可以算出最大阻力。选择直径为 50mm 的股骨头，求出最大扭矩，由此可确定电机的功率从而计算出最小轴径。根据最小轴径初选各个零件的尺寸。通过校核确认其安全以确保试验机正常运转。电机运转时通过联轴器带动主轴旋转，从而带动固定在主轴轴端的偏心轮转动，试件座安装在摆轴上和摆轴一起饶中心轴线转动。使得由关节球支架固定在试件座上的关节球头和髋臼试件之间产生摩擦，从而达到试验的目的。其中髋臼试件由骨水泥固定在髋臼座上，冲击载荷由液压缸提供作用于自定心轴上，通过髋臼支架最终作用在关节球头上，加上关节球头随试件座绕中心线转动。这样实现模拟人体髋关节的实际运动，使其产生的摩擦机理、磨损

5、形式与实际使用条件下相一致，以达到设计该试验机的目的。关键词：关节试验机 ;模拟试验 ;人体髋关节 ;摩擦机理abstractthis topic is on human hip joint simulation testing machine mechanical transmission part of the development. its working principle is to sample femoral head and acetabulum component installed in accordance with its normal position on the

6、 test bench, the test device through a relative movement between the two. the test machine main factors to consider when designing it in a lab environment is able to correctly simulate the actual movement of the hip human condition so that the specimen during the test the friction mechanism of wear

7、in the form and the actual conditions of use phasor consistent, which can accurately and reliably test artificial joint materials tribological properties of biological parameters to provide guidance for the clinical application of test data. according to human movement, the femoral head bearing up t

8、o the weight of 10 or more than 10 times the tester needs to determine the maximum test load. if the spindle speed of 60rpm, the loads acting on the femoral head is 1t, you can calculate the maximum resistance. select the femoral head diameter of 50mm, the maximum torque is obtained, whereby the ele

9、ctrical power can be determined in order to calculate the minimum shaft. primary shaft according to the minimum size of each part. confirmed by their safety check to ensure the normal operation of testing machine. when the motor is running through the coupling driven spindle, thus boosting the fixed

10、 eccentric shaft of the spindle rotation specimen holder mounted on the pendulum and pendulum shaft axis along the central axis of rotation rao. ball joints so that the bracket base of the specimen head and acetabulum ball joints friction between the test piece, so as to achieve the purpose of testi

11、ng. in which the specimen by the acetabular cement fixation of acetabular seat, shock load provided by a hydraulic cylinder acting on the self-centering shaft bracket through the final act on the acetabular articular ball head, coupled with the specimen ball joint seat around the centerline of rotat

12、ion. such simulate the human body to achieve the actual movement of the hip joint, to produce the friction mechanism, wear phasor form consistent with the actual conditions of use in order to achieve the purpose of the design of the test machine.keywords: joint test machine; simulation test; human h

13、ip joint; friction mechanism1 绪论1.1 研究背景随着人类社会步入高龄化阶段，各种与高龄有关的关节疾病，如大腿骨骨折、关节炎等病症，将会大量发生，因此对人工关节的需求也会日益增加。目前，全球已有约 3000 万人植入了人工关节，每年的置换量约为 200 万例，仅在美国，每年大约有 50 万人进行关节置换手术。针对全球的这一情况，联合国世界卫生组织将 21 世纪第一个十年定为“骨和关节十年” 。关节疾病同样是中国人群中的高发病率病种。据统计，在 2010 年，我国进行人工关节置换的患者约有 220 万例。1目前要求人工髋关节在人体内工作 30 年或更长时间，2于是新

14、的问题出现了。如同 mallory 所言：“所有的人工髋关节最终都会失败，这是一个患者寿命与假体寿命的赛跑。 ”3因此，研制生物力学相容性的人工关节置换技术，提高置换关节的机械性能，延长使用寿命，具有现实而深远的意义。目前关节的修复方法主要有两种，一是通过人体自身的生物机能进行骨骼的再生或植入带有生物化的小块异种骨诱导骨生长。这类方法效果好，但时间长，见效慢，且只适合于小块缺损骨的修复。另一种方法是用人造生物材料（金属、高分子材料、陶瓷等）进行植入置换，替代病变部位关节，该方法已得到广泛应用，并且非常成熟，已成为一项常规外科手术。1963 年英国曼彻斯特人 john charnley 首先报道

15、全髋关节置换手术治疗类风湿性髋关节骨性关节炎。他利用不锈钢制作 22.25mm 直径的股骨头，以聚四氟乙烯（ptfe）制作髋臼，用聚甲基丙烯酸（骨水泥）固定，形成 charnley 型低摩擦全髋关节假体，奠定了现代人工关节置换术的基础。4自此以后，人工关节置换技术发展迅速，日益成为治疗关节伤痛、重建关节功能的重要手段。据不完全统计，全世界每年因各种疾病需要更换关节的人数高达 4000 万6000 万人，5仅全髋关节置换就达 80 万例。自从第一例低磨损人工髋关节运用于临床实际以来，人工关节置换技术迅速发展。医学实践表明，关节材料性能及其生物摩擦学特性对于关节使用质量及临床寿命起着决定性的作用。

16、因此，人们在这方面开展了大量的研究工作。这为提高人工关节置换手术的成功率、延长置换关节的使用年限提供了强有力的理论支持和技术保障。从临床医学来看，人工关节作为一种植入器官，其制作材料一般应满足以下几点要求：、生物相容性好。要求人工关节材料和人体组织接触后，在材料组织界面发生一系列相互作用后最终被人体组织所接受，且材料对人体的正常生理功能无不良影响，无毒，无排异反应；、生物力学相容性好。植入材料和所处部位的生物组织弹性形变特性要相匹配，在负载情况下，人工关节假体与其接触的组织所发生的形变要彼此协调；、生物结合性能好。要求人工关节材料与周围骨组织结合良好，使用过程中不发生相对移动和下沉；、材料要具

17、有一定的可降解性，可以逐渐被人体再生骨组织所替代；、优良的生物摩擦学性能。要求材料的摩擦系数低，耐磨损能力强，磨损颗粒生成率低，以保证置换关节有较长的临床寿命；、良好的耐腐蚀、耐疲劳性能。要求植入假体在体内所发生的组织反应不引起材料的劣化，反复承受交变应力不会引起材料的破损。迄今为止，植入人工关节的替代材料，主要是高分子材料（如 uhmwpe） 、陶瓷、金属材料（如不锈钢，钴铬合金，钛及其合金等） 。研究表明，钛合金、uhmwpe(超高分子聚乙烯)、骨水泥等置换材料经生物摩擦磨损的产物磨屑，直接引起置换关节晚期松动，是导致关节置换失败的重要原因之一。磨屑对关节置换的影响，促使人们寻求生物摩擦磨

18、损性能更优异的人工关节置换材料，或对材料表面进行表面改性，以达到提高材料耐磨性的目的。研究人员在这方面开展了大量的研究工作。这为提高人工关节置换手术的成功率、延长置换关节的使用年限提供了强有力的理论支持和技术保障，因此关节材料的耐磨性评价方法及设备至关重要。本课题属于自拟课题，是通过平面销/盘式变向摩擦试验机和自行研制的空间交叉复合运动的球臼型人工髋关节摩擦磨损试验机对人工关节材料进行摩擦磨损试验，通过实验数据分析人工关节材料的摩擦磨损性能，这对于提高人工关节的使用质量，延长其临床寿命和减轻患者痛苦具有重要的现实意义。1.2 人工髋关节摩擦磨损试验机的研究现状在 20 世纪 60 年代，美国润

19、滑工程师学会列出了超过 200 多种类型在用的磨损试验机或设备。最近，多轴磨损试验机的应用，提供了更好模拟人体内的活动类型，这对于研究生物材料磨损具有特殊的意义。一般而言，实验室用的磨损试验机主要分为两类：（1）磨损测试试验机如图 1-1 所示，是人工关节摩擦学常规试验设备，以滑动接触方式进行摩擦磨损试验，通过圆盘与加工成销状的试验样品之间所形成的相对运动来研究材料的摩擦性能和滑液的润滑性能。它们专门提供所研究材料的固有特性的信息，其测试过程很快。但是该试验机不能准确的反映测试生物材料的几何特性，而其几何特性影响接触面的润滑和接触应力。因此它只能近似的再现假体材料在人体内相同磨损机制，但是使用

20、的是较简化的模型而不是仿人体关节假体。因此，由于在试验中忽略了材料形态方面的区别，该试验机对移植关节的磨损率测试不够准确。7图 1-1 一些常见的没顺测试试验机（2）关节磨损试验机该试验机主要是依靠基座与斜面底座之间的相对运动来模拟髋关节在三个不同平面的摆动动作，是对真实假肢在模拟生理环境中的特性进行测试。如图 1-2 所示，即所谓的髋关节模拟试验机，髋关节模拟试验机可以预测磨损经过，通过测试人体磨损模式，研究假体材料的临床性能。8该试验机基本上能够模拟实际环境下人体髋关节的运动情况，能够准确地测试人工髋关节的摩擦磨损性能，对人工髋关节的选材和人工髋关节置换术有着重要的意义。赫尔辛基技术大学研

21、制的关节磨损试验机 hut-brm hip-joint simulator 试验机如图 1-2a)所示。9在 hut-brm 实验机中，由于条件的限制，设计者省略了在横截面上的运动，而合成运动对于磨损量、磨粒形状的形成、模拟步态的形态和摩擦因子的大小是十分关键的因素。10中国矿业大学摩擦学与可靠性工程研究所设计并制造的人工髋关节模拟试验机如图 1-2 b)所示，该试验机按结构和运动原理也属于摆轴型试验机。 a）hut-brm 髋关节试验机 b）人工髋关节模拟试验及图 1-2 关节磨损试验机1.3 本课题的目的及意义本试验机属于关节磨损试验机，是对人工髋关节在模拟人体真实运动环境中的特性进行测试

22、。设计该机械设计时考虑的主要因素是使其在实验室环境中能够正确模拟人体髋关节的实际运动工况，使安装在臼杯座中的髋臼试件与关节头试件间呈现交叉状、多方向复合运动，以使试件在试验过程中产生的摩擦机理、磨损形式与实际使用条件下相一致，从而可以准确、可靠地测试人工关节材料的生物摩擦学特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。2 设计方案2.1 髋关节结构及运动分析2.1.1 人体髋关节结构髋关节位于人体中部，是人体中最重要的关节之一。图 2-1 给出人体髋关节的结构简图。图 2-1 人体髋关节股骨上部大转子与髋骨相支承，承受了人体的大部分重量及人体活动时的大部分载荷。当股骨上部发生创伤时，在临床骨科医学上

23、，常常采用植入人工髋关节来代替原先破损的髋关节，以达到支撑点的目的。图 2-2 示出了人工髋关节的实物照片。与天然髋关节相对应，人工关节也分为股骨球头和关节臼窝。为完成人体必需的运动及加工工艺的需要，人工关节联接部分做成凸球凹球形式。临床上常用球头半径为 22.25mm、25mm、26mm、28mm、32mm、38mm、42mm 等。图 2-2 人工髋关节照片人工关节在体内的固定方式分为两种：骨水泥固定和非骨水泥固定。骨水泥固定时利用甲基丙烯酸甲酯(骨水泥)将人工假体与自然骨粘结固化后达到固定目的。非骨水泥固定技术是通过改进假体外形尺寸使之紧密嵌入髓腔或在假体外壳表面上制造出多孔结构，以使宿主

24、骨能够长入金属外壳面从而达到生物学固定的目的。人工关节植入体内后，承担原人体髋关节的功能，其运动方式与人体自然髋关节基本一致。2.1.2 髋关节运动特性分析由于人体下肢运动的多样性（走、跑、跳等） ，使得髋关节的运动呈现出很强的复杂性。股骨头根据运动需要，可在髋臼中围绕其球心向任何方向转动。因此，仅就人体运动的不确定性而言，髋关节的运动轨迹是不可能用常规数学方法表达的。考虑到关节置换病人的特殊性，此处仅讨论人体正常行走时股骨头在髋臼中的运动轨迹。r.c.johnston、j.l.smidt 等的研究结果表明，人体正常行走时，髋关节在一个步态中的主要运动角度变化如图 2-2 所示。fe 角（fl

25、exion-extension）的变化幅度为 046，aa 角（abduction-adduction）和 ier 角（internal-external rotation）的变化幅度同为 012。fe 角和 aa 角的相位相差 /2。在足跟离地前 0.1t 时，关节弯曲度达到最大；脚尖离地前 0.1t 时关节拉伸度达到最（t 为步态周期，单位：秒） 。v.saikko、o.cabonius 等根据图 2-3 所示运动曲线，利用计算机模拟技术对髋关节摩擦面上随机选取点的运动轨迹进行了相应计算，其结果如图 2-4 所示。可以看出，这些点的运动轨迹很不规则，大致上呈椭圆形，且轨迹形状随选取点在球体

26、上位置的不同而有所变化。这一结果表明，天然髋关节间的相对运动为交叉状、多方向性复合转动摩擦。图 2-3 人体步态运动波形图 图 2-4 选取点的运动轨迹图2.2 方案的提出关节头试件由夹具夹持固定于试验机主轴上。试验时载荷的施加由加载油缸完成。向加载油缸的上腔输入压力油，活塞杆将向下移动，并通过花键轴带动关节头试件压向臼杯试件。利用液压系统调节液压油的压强，可满足试验时不同载荷要求。臼杯座中可安装不同规格（20mm50mm）的髋臼试件，并通过组合轴承部件固定在支撑斜板上。装配有臼杯座的轴即可以围绕其轴线自由转动。 支撑斜板在电机驱动下作匀速旋转运动，防转杆受到试验机立柱的阻挡产生反方向阻力，通

27、过轴承固定于支撑斜板上的臼杯座在合力作用下一边绕试验机主轴旋转，一边往复摆动。安装在臼杯座中的髋臼试件与关节头试件间呈现交叉状、多方向复合运动。 图 2-5 试验机草图2.3 设计方案人体关节模拟试验机是一台集机、电、液技术于一体的专用台架试验设各。该试验机设计时考虑的主要因素是使其在试验室环境中能够正确模拟人体髓关节的实际运动情况，以使试件在试验过程中产生的摩擦机理、磨损形式与实际使用条件相一致，从而可以准确、可靠地测试人工关节材料的生物摩擦学特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。该试验设备主要有机械传动部分和液压加载系统组成。关节头试件由夹具夹持固定于试验机主轴上。试验时载荷的施加由加载

28、油缸完成。向加载油缸的上腔输入压力油，活塞杆将向下移动，并通过轴带动关节头试件压向臼杯试件。利用液压系统调节液压油的压强，可满足试验时不同载荷要求。臼杯座中可安装不同规格（20mm50mm）的髋臼试件，并通过组合轴承部件固定在支撑斜板上。支撑斜板在电机驱动下作匀速旋转运动，防转杆受到试验机立柱的阻挡产生反方向阻力，通过轴承固定于支撑斜板上的臼杯座在合力作用下一边绕试验机主轴旋转，一边往复摆动。安装在臼杯座中的髋臼试件与关节头试件间呈现交叉状、多方向复合运动。2.4 机械传动部分的运动特性分析多向复合方式：采用该方式试验时，偏心轮以恒角速度 旋转，臼杯座支承轴在其带动下围绕主轴轴线作圆锥状回转，

29、固定在支承轴上的防转杆受机座限制产生反向阻力，在该力作用下支承轴除绕主轴轴线回转外还要自转，此时试验机的运动简图可以表示成图 2-6 所示形式（为分析方便，防转杆与机座的点接触形成的级运动副用两个运动副及一个运动副代替）：图 2-6 试验机运动原理图由机械原理知，若某空间运动链由 n 个构件组成，当固定其中之一为机架后，所剩活动构件数为 n=n1，如果在组成运动链时共加入 p1 个 i 级副、p2 个级副、p3 个级副、p4 个级副及 p5 个级副，则空间运动链相对于机架的自由度为： 1234523456pppppnff0 时运动链不可能产生相对运动。对 f0 的运动链，当原动件数小于机构自由

30、度时，构件间的相对运动是无规则的；原动件数大于 f 时，机构不能运动；只有当原动件数等于 f 时，构件之间才能获得确定的相对运动。分析可知，该空间运动链的构件数 n5，共包括 3 个 v 级副和 2 个 iv 级副，因此其自由度为：f6（51）53421关节模拟试验机运转时，只有一个原动件，即偏心轮的旋转运动，因此可知，该空间机构能够获得确定的相对运动。尽管从理论上讲，有确定相对运动的运动轨迹可以用数学方程来唯一表达，然而，由于髋关节运动时所固有的复杂性，人们在研究摩擦表面的运动特性时，往往采用模拟轨迹法或刻痕轨迹法，以达到简单、形象地描绘出运动轨迹的目的。本试验机从结构原理上看，应属于双轴型

31、全髋关节模拟试验机。该类型试验机运行时主要依靠下试件相对于上试件作往复式圆弧状摆动以实现摩擦面间的交叉状复合运动。在运行过程中，下试件摩擦表面上的任一点均相对于水平、垂直二轴作周期性转动。若以与其中一轴的夹角为 fe，与另一轴的夹角为 aa，则摩擦面上任一点的运动波形可以表达成图 2-7 所示形式：图 2-7 试验机的运动波形分析以此运动波形为基础，在摩擦面上随机地挑选几个点计算其运动轨迹，模拟结果如图 2-8 所示。可以看出，随着所分析点在摩擦面上所处位置的不同，其运动轨迹相差很大。在球的端部出现一个标准圆周轨迹，该轨迹所对应的点恰为臼杯座支承轴轴线与关节副对摩表面的交点。因该点位于臼杯试件

32、自转轴线上，在试验过程中不会因臼杯试件的自转产生水平方向的相对位移，因此其运动轨迹为一个标准圆。从该点依次向外，点的轨迹逐渐变成非对称椭圆形，且随着与球顶点距离的增大，运动轨迹越来越不规则，当点到达试件边缘时，其运动轨迹变为“8”字型。v.saikko 等为验证该模拟结果的正确性，在髋臼试件的不同位置嵌入 17 个硬质针头，并将此试件与关节头试件一同装入双轴型试验机，加载后运行一个周期。在显微镜下观察关节头试件的表面划痕并用墨水描出轨迹。如图 2-10 所示。比较图 2-8、图 2-9 可发现，两种模拟结果的对应性非常好。图 2-8 brm 关节试验机运动轨迹模拟图在自行研制的髋关节模拟试验机

33、上，采用与 v.saikko 类似的方法得关节摩擦面间的运动轨迹如图 2-11 所示。与图 2-10、图 2-11 比较后可看出，它们的运动相同。 图 2-9 关节试验机运动实测图研究资料表明，为了准确、逼真地再现人体髋关节的运动特性，模拟试验机在结构设计上应满足以下两点要求：1、偶副对摩面在实验过程中应呈交叉状、多方向性相对运动；2、对摩面上任一点的运动轨迹在运动过程中应持续改变。通过以上模拟结果可知，本试验机可以较好地实现这两种功能。因此，从理论上分析，尽管本试验机所提供的运动形式与天然髋关节相比不尽相同，但它能够较好地模拟关节运动的特殊性和复杂性，并使得在此基础上产生的摩擦形式、磨损机理

34、与天然关节一致。3 设计计算过程3.1 初选电机功率选择关节球头的直径为 50mm，已知最大试验载荷为 1t，主轴转速为 60rpm.。取摩擦系数1 . 0最大正压力 f=1000kg 9.8=9800n因此摩擦力nff98098001 . 0得出最大扭矩 t=fd=980 0.025=24.5n由公式 n=60 转/minnpt6109550得出 p0.15kw查机械手册知，初拟使用 y 系列 4 极电动机选用 y8014，p=0.55kw, n=1390 转 m=17kg3.2 主传动轴的设计3.2.1 选择轴的材料选择轴的材料为 45 钢,经调质处理,其机械性能由表查得=60mpa,=6

35、40mpa,=275mpa,=155mpab1b113.2.2 初步确定轴的最小直径按扭转强度初步计算轴的最小直径.取材料系数=1120ad =112 23.4mm.0a输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，此外，此轴上要求安装一个平键，开有键槽应放大 3%左右，即 23.4 1.03=24.1mm。经圆整后取此轴的最小轴径为 25mm。3.2.2 轴的结构设计因轴中间安装轴承，外伸端安装联轴器，故轴的结构设计为直径中间大两头小的的阶梯轴，外伸端轴径最小，向内逐渐增大。左轴承用轴肩和轴承座固定，右轴承用轴承座和紧固螺母固定，两轴承的周向固定采用过盈配合，联轴器安装在轴的右端采用平键作周向

36、固定。如下图所示：36055. 03np图 3-1 主传动轴的结构根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，确定轴段 e 的直径和长度。输出轴的最小直径显然是安装在联轴器处的直径=25mm，根据半联轴器长度初步确定ed=40mm。el3.2.2.1 初步选择滚动轴承确定 c 段直径和长度。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据=25mm，查表 gb/t 297-94，选择单列圆锥滚子轴ed承 30207，故=35mm，t=18.25mm,d=72mm,=48mm。cdcl3.2.2.2 确定轴段 b 处直径和长度因左端轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查

37、得 30207 的定位轴肩高度，因此=43mm，初步确定 b 端长度为 30mm。bd3.2.2.3 确定轴段 d 处直径和长度因右端轴承采用圆螺母锁紧，根据轴承的尺寸要求查表 gb812-88 初步确定圆螺母为 m30 1.5，d=48mm,m=10mm =30mm，左端开长度为 5mm 的退刀槽。dl3.2.2.4 确定轴段 a 处直径和长度a 段和偏心轮配合，需靠轴肩进行轴向定位，因此初选=35mm，=30mm。至此adal已初步确定轴的各段直径和长度。3.2.3 轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接，由手册查得平键截面=8 7，长为hb28mm，轴槽深 t=4mm,毂槽深为

38、 3.3mm.同时为保证轴上各零件的良好的对中性，半联轴器于轴的配合为 h8/f7，偏心轮与轴的配合为 h8/js7，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。3.2.4 确定轴上倒角取轴端倒角为 1。453.3 初选摆轴的大小3.3.1 选择轴的材料选择轴的材料为 45 钢,经调质处理,其机械性能由表查=60mpa,=640mpa,b1b=275mpa,=155mpa113.3.2 初步确定轴的最小直径按弯曲应力初步计算轴的最小直径.查手册知其55 ,6001 b所以最大弯距nmmfm781462023sinmax由公式：最小直径因轴中间安装轴承，故轴的结构

39、设计为直径中间大两头小的的阶梯轴，外伸端轴径最小，向内逐渐增大。左轴承用轴肩和轴承座固定，右轴承用轴承座和紧固螺母固定，两轴承的周向固定采用过盈配合。3.3.2.1 摆轴轴承由图 3-2 可知摆轴的结构和主传动轴的结构类似，因此摆轴上选用与主轴一样的轴承，从而确定了摆轴上 c 段的直径为 35mm，初步确定 c 段的长度为 39mm。3.3.2.1 确定轴段直径和长度因左端轴承采用轴肩进行轴向定位。查表 gb/t 297-94，选择单列圆锥滚子轴承32007，故=35mm，t=18mm,d=62mm, =48mm，=42mm，初步确定 b 端长度为cdbd10mm。3.3.2.2 确定轴段直径

40、和长度mmmdb22.24551 . 078146 1 . 0331cl因右端轴承采用圆螺母锁紧，根据轴承的尺寸要求查表 gb812-88 初步确定圆螺母为 m33 1.5，m=10,=20mm，左端开长度为 5mm 的退刀槽。52kddl初选 a 段直径为 30mm，长度为 15mm。至此已初步确定摆轴各段长度和直径。3.4 液压缸的结构尺寸设计（1）选择液压缸的类型：选择活塞式液压缸 选择液压缸的安装方式：头部法兰型（2）液压缸体尺寸计算 缸内径 d: 公式 d= f液压缸推力（kn）,f=10kn p选定的工作压力（mpa）查手册知 p=2.3mpa 所以 d=3.57 =74.4mm

41、经圆整后取内径 d 为 75mm. 活塞杆直径: 由公式：d 其中为活塞杆的许用应力，选用 45 号碳素钢，取 120mpa. d =17mm 又上式可得活塞杆的直径只需大于 17mm 即可， 由液压缸的结构选取活塞杆的直径为 50mm3.5 装配图及主要零件图设计3.5.1 装配图草图pf21057. 33 . 2101021057. 32f120101057. 32图 3-2 试验机草图 3.5.2 零件图图 3-3 摆轴 图 3-4 主传动轴图 3-5 偏心轮 图 3-6 轴承座图 3-7 联轴器图 3-8 液压缸体4 零件校核4.1 求轴上载荷首先根据轴的结构画出轴的计算简图。在确定轴

42、承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 30207 型圆锥滚子轴承，由手册中查的 a=13.5mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距为 89.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和计算弯矩图。力简图如下：图 4-1 轴的受力简图4.2 校核轴的强度4.2.1 画受力简图画轴空间受力简图，将轴上作用力分解水平面受力图和垂直面受力图。分别求出水平面上的支反力和垂直面上的支反力。对于零件作用与轴上的分布载荷或扭矩（因轴上零件如联轴器有宽度）可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异。4.2.2 求作用在轴上的支反力已知nra382923sin8

43、 . 91000 nfa902123cos8 . 91000 0yf21ffra nmm 0am5 .1678715 .895 .6321ff nf67242nf28951 mmnm5 .1678710mnnpt875426055. 01055. 91055. 9664.2.3 校核轴的强度从应力集中对轴的影响来看，截面 b 处引起的应力集中最重要；从受载情况来看，b 处所受弯矩最大。因此该轴只须校核截面 b 左右两侧即可。左侧：抗弯截面模量 3335 .4287351 . 01 . 0mmdw抗扭截面模量 3338575352 . 02 . 0mmdwt截面 b 左侧的弯矩 mmnlrmma

44、b411013101截面 b 上的扭矩 t=87542nmm截面 b 上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 查表得 ,s取 1.51 . 0kk1 . 005. 028.3101 . 09 .951 . 03001maks25544. 31 . 044. 31 . 01551maksmpawttt2 .10857587542mpawmb9 .955 .4287411013右侧：抗弯截面模量 3335 .4287351 . 01 . 0mmdw抗扭截面模量 3338575352 . 02 . 0mmdwt截面 b 右侧的弯矩 mmnlfmb174824222截面 b 上的扭矩 t=87542nmm截

45、面 b 上的弯曲应力 mpawmb8 .405 .4287174824截面上的扭转切应力 mpawttt2 .10857587542查表得 1 . 0kk1 . 005. 025544. 31 . 044. 31 . 01551maks7 .702555 .732555 .732222ssssssca综上可得：此轴达到强度要求。4.3 主动轴上轴承的校核根据工况，初选 30207。查机械设计手册得 kncr2 .54knc5 .630e=0.37 y=1.6 ,5 . 0x2 . 1pf画轴承受力简图计算 计算派生轴向力21ss查表的 30207 型轴承的派生力为：s=r/（2y）n9052

46、. 3/28952 . 3/11 fsn21012 . 3/67242 . 3/22 fs5 . 13125528.3125528.312222ssssssca5 .738 .401 . 0300s 计算轴承所受的轴向负荷因为 21sfsa所以 nfsfaa9926902190512nsfa90511 计算当量动负荷effa31. 0289590511nfp289511effa48. 16724992622nyfxffpap22285)99266 . 167244 . 0(2 . 1)(222 轴承寿命的计算因 故按轴承 2 计算轴承寿命21pp 53775)2228554200(601667

47、0)(1667031010pcnl4.4 摆轴的校核（1）求轴上载荷首先根据轴的结构画出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取 a 值。对于 32007 型圆锥滚子轴承，由手册中查的 a=13.5mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距为 50.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和计算弯矩图。图4-2 轴弯矩图、扭矩图和计算弯矩图（2）按弯扭合成应力校核轴的强度画受力简图画轴空间受力简图，将轴上作用力分解水平面受力图和垂直面受力图。分别求出水平面上的支反力和垂直面上的支反力。对于零件作用与轴上的分布载荷或扭矩（因轴上零件如联轴器有宽度）可当作集中力作用于轴上零件的宽度中点。

48、对于支反力的位置，随轴承类型和布置方式的不同而异。计算轴上支反力已知 nrnfaa382923sin8 . 91000902123cos8 . 91000mmlmml125 .3821 0yf21ffra 0am05 .505 .3821ffnfnf122851611421校核轴的强度由弯矩图可以看出截面 c 所受弯曲应力最大，因此只须校核 c 处的弯曲应力。抗弯截面模量：3335 .4287351 . 01 . 0mmdwampwm69.205 .428788690max5 . 106.1769.20353maxpsss4.5 摆轴上轴承的校核根据工况，初选 32007。查机械设计手册得 k

49、ncr8 .46knc2 .630x=0.4 y=2 2 . 1pf画轴承受力简图计算计算派生轴向力21ss查表的 32007 型轴承的派生力为：s=r/（2y）nrsnrs30714/40284/2211计算轴承所受的轴向负载因为 211304990214028snfsa所以轴承 2 被压紧，轴承 1 被放松 因此 nsfnfsfaaa3071130492112计算当量动负荷 轴承 1 erfa19. 01611430711111rp erfa06. 11228513049224=37214n. 0(2 . 1)(222apyfxrfp轴承寿命的计算因 故按轴承 2

50、 计算轴承寿命12pp 59646)3721446800(6016670)(1667031031010pcnlr至此校核全部结束，零件全部符合要求。结论本课题所设计的人工关节模拟试验机能够正确模拟人体髋关节的实际运动工况，以使试件在试验过程中产生的摩擦机理、磨损形式与实际使用条件下相一致，从而可以准确可靠地测试人工关节材料的生物摩擦学特性参数，为临床应用提供指导性试验数据。本次设计中的液压系统和机械传动部分均已经在装配图中标出。致致 谢谢本文是在指导老师的悉心指导下完成的，从论文的选题、开展、定稿到最后的结果，指导老师都认真指导，并给予了很大的支持和帮助。在学习期间，不仅感受到了导师极好的人格

51、魅力，也不断地为他的学识、工作风格、严谨的学术精神所折服。在此向指导老师致以深深的谢意。老师严谨的治学态度、渊博的知识以及勤奋的工作作风将使本人以后的人生受益匪浅。正是由于老师对本人细心、耐心的指导，并对设计质量严格要求，使本人能够顺利的完成毕业设计，在此向我所敬爱的老师们致以深深的谢意！同时同学们在设计期间也给予我无私的帮助。 参考文献参考文献1戴振东. 人工关节摩擦学的研究. 生物医学工程学杂志. 2006, 23(3):6696732戴克戎. 影响人工关节元气效果的多因素分析. 中华骨科杂志. 1995, 15:2503葛世荣, 熊党生, 王纪湘. 人工关节的摩擦学问题及其研究现状j.

52、生物摩擦学与人工关节学术研讨会论文集. 上海, 2000 年 9 月:27-30.4冯颖芳. 钛及钛合金人工关节植入材料. 稀有金属快报. 2002, 6:15185张亚平, 高家成, 王勇. 人工关节材料的研究与进展. 世界科技研究与发展.2000, 2(1):47506方建华, 陈波水等. 生物摩擦学的研究现状与展望. 合成润滑材料. 2004,31:12167 astm f732-00. standard test method for wear testing of polymeric materials used in total joint prostheses j. west conshohocken, pa: astm, 20068 astm g133-95. standard test method for linearly reciprocating ball-on-flat sliding wear.annual book of astm standards, vol. 03.02 m. west conshohocken, pa: 2002, pp 5585659 dowson d. new joints for the millennium: