牛头刨床执行机构及部件设计

摘要PAGEIVPAGE2牛头刨床执行机构及部件设计摘要本论文首先介绍了牛头刨床的工作原理，在满足运动协调的条件下，设计了刨床机构系统的运动尺寸，然后运用PRO/E软件对牛头刨床主要结构进行三维实体建模并装配，并通过该软件对牛头刨床机构的运动协调性进行仿真，进一步得出滑枕的位移、速度、和加速度随时间的变化曲线,从而验证牛头刨床机构系统运动尺寸的合理性。其次，根据MATLAB软件对刨床主运动仿真得出的受力分析结果，对部分杆件进行强度计算校核。关键词：牛头刨床，协调运动，PRO/E，建模，运动仿真，校核

TheActuatorAndComponentDesignOfShaperABSTRACTTheworkingprincipleofshapingmachinewereintroducedsimply,themaster-slavemotionmechanismofshapermustmeetitscoordination,usingPro/ENGINEER,the3DsolidmodelandassemblyofthekinematicMechanisminshapingmachineweremade,usingPro/ENGINEERsoftwareinthecoordinationofvariousinstitutionsmoduleforshapingmachinemovementsimulation,therelationcurvesthatdisplacement,velocity,andaccelerationvarieswithtimeareobtained.Accordingtostressanalysiswascarriedoutonthepartofthebarintensity.KEYWORDS:shaping,coordinatedmovement,Pro/E,modeling,motionsimulation前言目录21992前言 117279第1章确定执行机构主从运动尺寸 3157111.1确定六连杆机构的尺寸 340991.2确定执行机构运动循环图 4324451.3棘轮机构的设计 5185071.4确定曲柄摇杆机构的尺寸 53421第2章执行部分主传动轴的设计及校核 7287092.1轴设计的简介 7113372.2设计前的数据准备 769362.2.1计算传动主轴的功率P、转速n和转矩T 7130332.2.2求作用在齿轮上的力 853512.2.3初步确定轴的最小直径及长度 8123002.3轴的结构设计 889452.3.1拟定轴上零件的装配方案 897792.3.2确定轴的各段长度和直径 9199162.3.3求轴上的载荷 9131342.4按弯扭合成应力校核轴的强度 1023702第3章摆杆的强度校核 12182473.1摆杆的力学分析 12142743.2摆杆的校核 1326648第4章执行机构的三维建模及装配 15223894.1六连杆机构的三维建模 15141304.1.1为执行部分摇杆机构中摆杆的三维实体建模 16168164.1.2图3.2为六杆机构中连杆的三维实体建模 16193324.1.3图3.3为与摆杆配合的滑块三维实体建模 17324694.1.4图3.4为主传动轴上大齿轮的三维实体建模 17195594.2四杆机构的三维建模 18243984.2.1图3.5为曲柄摇杆机构中直齿轮的三维实体建模 18238624.2.2图3.6为曲柄摇杆机构中连杆的三维实体建模 198534.2.3图3.7为曲柄摇杆机构中摇杆的三维实体建模 2098254.3执行机构的三维装配 20241214.3.1图4.8为牛头刨床传动机构的三维装配建模 2128715第5章执行机构的运动学仿真 22308695.1滑枕行程的仿真输出结果 2293535.2滑枕速度的仿真输出结果 2344235.3滑枕加速度的仿真输出结果 2330898结论 2431539谢辞 2617497参考文献 2717943外文资料翻译 28前言牛头刨床是最早应用在生产实际中的金属切削机床之一。机床的技术水平直接影响到它所加工零件的产品质量。制造业是一个国家的现代化的源动力，是一个国家经济的支柱，是一个国家实现工业化之本，而评价一个国家制造业的高低，首先取决于工作母机的加工质量，也就是说机床的技术水平直接影响到制造业。刨床因其结构简单，造价低廉，相对其他机床来说，其加工平面的效率很高，所以一直到现在其在工厂的加工应用很广泛。近年来随着电子技术的发展，牛头刨床迎来了新时代，各种类型的刨床相继研发出来，其类型主要由机械牛头刨床，液压牛头刨床，数控牛头刨床，等。每种类型的牛头刨床都有其自身的特点和加工优势，但与国外同种类型的的牛头刨床相比，我国的牛头刨床的技术水平在某些方面仍然很有限，其加工精度与和效率与国外的机床相比还有一定的差距，很多核心技术还没有完全国产化。在提高技术方面，我国的科研人员还需奋起直追，要走很长的路。通过对传统牛头刨床基础机构的研究，加深了对刨床运动机构的运动特性和力学特性的理解，从而为研究高精度的牛头刨床打下基础。1.国外的研究状况牛头刨床在国外应用比较早，所以研究也更深入。随着计算机技术的发展使得数控技术蓬勃发展，数控刨床完全靠程序控制，调整时只需改变程序即可，无需人的参与，因此适应性更强，加工范围更广，生产效率更高。国外各种数控刨床的类型非常齐全，加工精度高，因此广泛应用于各种柔性自动化生产线中。2.我国的研究状况我国最早的牛头刨床是60年代从苏联引进的，随着工业加工技术的发展，传统机械牛头刨床加工出零件的精度，已远远不能满足产品在装配精度和产量上的要求，近年来我国牛头刨床的研究形势喜人，硕果累累，不同类型的刨床相继研发出来，数控伺服系统也应用其中。例如双向数控曲面刨床，它既不像牛头刨床，由不像传统的龙门刨床，工作时刀具在双向往复的切削曲面零件，这种刨床彻底颠覆了我们对传统刨床的认识，开创了刨床的新时代。但是和国外同种类型的刨床相比，我国的刨床在稳定性、效率和加工精度方面还有欠缺。因此，应用新兴的先进技术改造在线设备，优化结构设计势在必行。通过查阅资料及在实训中心参观现有的刨床，确定了牛头刨床的工作原理为：滑枕带动刨头作往复直线切削运动，和工作台做间歇直线进给运动来实现平面的切削加工。工作台的间歇送进运动与刨头的往复切削运动必须协调配合，工作台的送进应在刀具非切削时间内进行，其余时间保持不动。牛头刨床主要由床身、滑枕、刀架、工作台、和横梁等部分组成。其中床身用来支撑和连接刨床的各个部件，滑枕在其顶面的导轨上作往复直线运动，横梁在其侧面的竖直导轨上作升降运动。床身内部装的变速机构用来改变滑枕的往复运动的速度，摆杆机构则是通过改变曲柄的长短来改变滑枕的行程长度。滑枕主要的作用是用来带动刨刀作直线往复运动（即主运动）。滑枕前端装有刀架，内部装有丝杠螺母传动装置，可用来改变刨刀相对工件的往复行程位置。刀架的作用是夹持刀具，，同时带动刨刀作进给运动。刨刀安装在刀架上，在回程时，刨刀可绕A轴自由上抬，减少了刀具和工件的摩擦。工作台用来安装工件，其台面上的T型槽可穿入螺栓来装夹工件或夹具，工作台可随横梁在床身的垂直导轨上作上下调整，同时也可在横梁的水平导轨上作水平方向移动和间歇的进给运动。根据要求及给出的数据参数确定牛头刨床六连杆机构的基本尺寸数据，由于执行机构有协调性运动关系，设计出从运动四连杆的尺寸及形状，且要满足其强度要求，应用Pro/E软件中的仿真模块对其进行三维建模和仿真，根据仿真结果修改相应的尺寸，优化结构设计，直至满足要求。PAGE21第1章确定执行机构主从运动尺寸1.1确定六连杆机构的尺寸牛头刨床六杆机构的运动数学模型如下图1。1所示，其中曲柄1位原动件，动力提供经由齿轮减速机构传递过来，各连杆的结构尺寸的确定如下：图1.1六杆机构简图由已知条件n1=60str/minH=650K=1.7Fr=9000N得：极为夹角=180（k-1/(k+1)=46.7°由公式知导杆长度=H/2=820㎜取/=0.6则=492㎜曲柄L在极限位置时/=则=195㎜连杆与滑枕夹角去25°得=H/2=360㎜又由三角函数知=890㎜1.2确定执行机构运动循环图设摆杆L在右极限位置时，曲柄开始转动，其转角为0°，且逆时针位正。由运动协调关系知：滑枕在工作行程时即曲柄在（0°－226.7°）内转动时，工作台静止，当滑枕回程时，工作台必须在曲柄在（226.7°－360°）内转动时完成进给，设工作台在240°时开始进给，刀具在切削前后各有一段约0.05H的空刀距离，其运动循环图如图1.2。图1.2机构运动循环图1.3棘轮机构的设计进给棘轮的齿数Z可根据工作台的最小进给量和所选择的丝杠导程予以确定，取丝杠导程P=6㎜又=0.3㎜=1.8㎜则棘轮齿数Z=P/=20进给机构中曲柄摇杆机构的摆角可以根据工作台的最大进给量确定，棘轮所拨过的最多齿数Z'=/=6则摆杆摆角=360°/20*z'=108°选取棘轮的模数=2则棘轮外径D=m*z=801.4确定曲柄摇杆机构的尺寸由运动循环图1.2可知，主轴曲柄在（0º～240º）转动时工作台不动，主轴曲柄在（240º～360º）转动时，工作台移动，即曲柄摇杆机构在（240º～360º）时急回，则其极位夹角θ'=240º-180º=60º，行程速比系数K'==2。显然摇杆长度应大于棘轮半径，即L''>D/2取摇杆L''=250㎜又因摆杆L在左极限位置时=325㎜，所以主从机构的两主轴不应距离太近，取=470㎜。根据急回运动的要求设计从运动四杆机构，利用机构在极限位置时的几何关系作图1.3,其中图中A、C是图1.1六杆机构中的一部分。根据摇杆长度LC'D'及摆角作出摇杆的两极位''及''，分别作'''和∠''P=90º-θ'=30°，'与'交于点P；作△''的外接圆，在圆上任意一点A'都满足∠'''=60°，连接',取L'=280㎜，再连接直线''与''，故铰链A'的位置已确定。由几何关系知：L''=L''＋L''=471.91㎜L''=L''－L''=220.54㎜求得四连杆的结构尺寸为：L''=228㎜L''=250㎜L''=343㎜L'''=125㎜且L''＋L''<L''＋L''满足杆长条件。图1.3曲柄摇杆的极限位置图第2章执行部分主传动轴的设计及校核2.1轴设计的简介轴的设计主要包括结构设计和工作能力校核两方面的内容。轴的结构设计首先要考虑到轴上零件的安装、定位，还需考虑轴的材料和制造工艺，合理地确定轴的结构形式和尺寸。如果轴的结构设计不合理，不仅会增加轴上零件安装定位的难度，还会对整个组件的工作能力造成影响，从而会降低轴和轴上安装定位零件的寿命，增加成本，使机床的整体性价比降低。轴的工作能力的校核，是指对轴进行强度、刚度和震动稳定性等方面的计算。大多数情况下轴的工作能力取决于轴的强度，这时只需进行轴的强度计算，以防断裂和塑性变形，对于高速旋转的轴，不仅需要进行强度校核，还需考虑其工作时震动的稳定性，进行震动稳定性校核，以防发生共振。2.2设计前的数据准备2.2.1计算传动主轴的功率P、转速n和转矩T根据牛头刨床刨头每分钟的往复次数为n1=60str/min可知，n=n1=60r/min又根据前面减速机构的传动方案设计、电动机的选择得出传到执行主轴的功率为P=2.323kW于是T=9550000=9550000*N.㎜≈369744N.㎜2.2.2求作用在齿轮上的力已知低速级圆柱斜齿轮的分度圆直径为d2=mZ2=4*131=524mm则Ft==1411NFr=Ft=1411*=529NFa=Fttanβ=1411*tan13.686°=345N2.2.3初步确定轴的最小直径及长度选取轴的材料为45钢，调质处理。由查手册取A0=112，于是得dmin=A0=112*=37.9㎜当轴截面上开有键槽时，为了抵消键槽对轴的强度的削弱，应根据键槽的个数适当增加轴径。查得相关规定得知：有两个键槽时，应增大10%~15%。此轴有两个键槽，取dⅠ-Ⅱ=44㎜应为此处安装斜大圆柱齿轮，取该段长度LⅠ-Ⅱ=56㎜2.3轴的结构设计2.3.1拟定轴上零件的装配方案根据轴上零件装配定位的要求作出走的装配图如下：图2.1轴的结构和装配2.3.2确定轴的各段长度和直径1.为了满足斜圆柱齿轮的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，又Ⅱ-Ⅲ轴段上装轴承，由轴上零件的装配方案知，轴承同时受到了径向和轴向的作用力，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅠ-Ⅱ=44㎜，查标准轴承产品目录，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为d*D*T=60㎜*110㎜*23.75㎜,故查表取dⅡ-Ⅲ=60㎜，而LⅡ-Ⅲ=70㎜。由定位方案知：左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30212型轴承的定位轴肩高度h=8㎜，因此取dⅢ-Ⅳ=76㎜，根据设计要求轴环宽度要b≧1.4h,取LⅢ-Ⅳ=12㎜。2.因考虑到润滑的作用，中间轴的直径应该小一些，取dⅣ-Ⅴ=72㎜，LⅣ-Ⅴ=70㎜；剩余段还要安装滚动轴承，因为轴承相同，所以取dⅤ-Ⅵ=76㎜,LⅢ-Ⅳ=12㎜；dⅥ-Ⅶ=60㎜，LⅥ-Ⅶ=200㎜；在轴端最右端安装一个齿轮取LⅦ-Ⅷ=28㎜，dⅦ-Ⅷ=44㎜。3.轴向零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅠ-Ⅱ由查表得平键截面b*h=12*8,根据齿轮宽度B=56㎜，取平键长度为44㎜，按dⅥ-Ⅶ由查表平键截面b*h=12*8,键槽用专用键槽铣刀洗削加工，由和它配合的齿轮宽度B=28㎜，取键槽长度为24㎜。滚动轴承与轴的轴向定位是由过度配合来保证的。2.3.3求轴上的载荷根据轴的结构和装配图（图5.1）做轴的计算简图如图5.2。由于轴承选用的是圆锥滚子轴承，其轴端支点不在轴承的中心位置时，应从手册查取∆值。对于30212型圆锥滚子轴承，由手册中查得∆=22㎜。根据轴的机构尺寸及装配关系得：轴的支撑跨距L=110㎜+12㎜+12㎜+1.75*2㎜=137.5㎜。由轴的计算简图做轴的弯矩图和扭矩图见图5.2：图2.2轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ⅵ是轴危险截面。现将计算出的截面Ⅵ处的MH、MV、及M的值列于下表。表5-1载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-4134N,FNH2=5334NFNV1=1020N,FNV2=470N弯矩MMNH1=149919N·㎜,MNH2=224494N·㎜MV1=146596N·㎜,MV2=79084N·㎜总弯矩M1==209680N·㎜M2==238016N·㎜扭矩TT=369744N·㎜2.4按弯扭合成应力校核轴的强度根据分析得知，此轴处于减速机构的末端，考虑到工作需要及设计要求，此轴转速不是太高，属于低速旋转的轴，只需进行轴的强度计算。校核时，通常只校核最大危险截面的强度。根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力为=根据危险截面轴的形状由查表得知：W≈故==15.1MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得[]=60MPa。因此<[]，故安全。第3章摆杆的强度校核3.1摆杆的力学分析根据图1.1所建立的执行机构主运动的结构数学模型，及六杆机构尺寸数据，利用MATLAB强大的数据计算功能，建立模型的数学方程并求解，得出模型的位置方程，其中以曲柄逆时针旋转为正值，设水平方向是转角为0º。在已知各构件质心位置、质量和转动惯量、原动件均匀角速度以及构件5的切削力Fr情况下，根据力平衡和力矩平衡方程编写程序，经计算得出各运动副中的反力及平衡力矩分析线如下图：1.图3.1为摆杆受到构件2和3随曲柄转角变化的约束反力图3.1摆杆受到的约束反力F23和F342.图3.2摆杆受到的惯性力矩随曲柄转角的变化图图3.2惯性力矩M133.2摆杆的校核根据约束反力及惯性力矩图可以看出，当曲柄转到约260º时，摆杆受到的约束反力和惯性力矩都是最大，由于忽略了摩擦、重力等因素，不考虑动态特性的影响，根据轴向受力平衡及弯矩平衡，求得约束反力的大小与方向，作摆杆的受力简图如图：图3.4摆杆受力简图根据摆杆的受力简图，把力分解为沿杆CD轴线的分量FN和垂直于CD杆的分量FV，此时摆杆受到拉伸和弯曲组合变形力的作用，作摆杆CD的弯矩图和轴力图如下：图3.5摆杆弯矩图图3.6摆杆所受轴向力由图3.5可以看出在质心位置惯性力矩的大小与模型输出结果基本吻合。取摆杆材料为Q235钢，经查表知[]=100Mpa,计算时先不考虑轴向力FN的作用，只根据弯曲强度计算工字钢，有公式得：W≥==12*103mm3查型钢表，选取8号工字钢，W=12.83*10mm,A=1230㎜。选定工字钢后，考虑轴力和弯矩的作用，进行强度计算，||=||=||=100.8*106pa=100.8Mpa由结果得知：最大压应力与许用应力接近相等，故无需重新选择。第4章执行机构的三维建模及装配软件是美国参数技术公司(简称PTC)开发的，并于1988年推出第一个版本，其后经过20多年的改进和发展，新的技术不断应用到软件中，版本逐步更新，目前最新版本的Creo5.0包含了三维实体建模、磨具设计、电缆与管道布线、动态模拟及仿真、有限元分析等等实用模块，其内容涵盖了产品从概念设计、工业造型设计、分析计算、工程图输出，到生产加工的全部过程。因其强大的功能，以及和其他软件接口的完美兼容性，特别是其提出的参数化设计、单一数据库等三维设计概念，使PTC公司成为三维CAD/CAE/CAM领域最优秀的公司之一，是该领域里最亮丽的一面旗帜。4.1六连杆机构的三维建模启动5.0进入工作区，击“新建”命令，弹出新建类型对话框，选择新建类型为“零件”，子类型为“实体”，点击命令，在弹出的新文件选项对话框中选择，点击‘确定’按钮，在系统新弹出的对话框中，单击系统界面右侧工具栏中的拉伸按钮，在拉伸操控板中点击‘放置’，选择合适的草绘界面，参照和方向选择默认值，做出零件的草绘图，击完成图标，生成所需要的三维实体。4.1.1为执行部分摇杆机构中摆杆的三维实体建模图4.1摆杆L三维造型4.1.2图3.2为六杆机构中连杆的三维实体建模图4.2连杆三维L造型4.1.3图3.3为与摆杆配合的滑块三维实体建模图4.3三维滑块造型4.1.4图3.4为主传动轴上大齿轮的三维实体建模由结构原理知：曲柄L连接在大传动齿轮上，根据减速机构的传动比分配及齿轮尺寸参数设计数据生成三维模型。图4.4主传动轴上大齿轮的三维造型4.2四杆机构的三维建模牛头刨床执行机构主从运动的连接靠两个完全相同的齿轮啮合来传动，从曲柄摇杆尺寸设计图1.3得知：齿轮的分度圆直径为D=280㎜，选取模数=5，其三维模型如下。4.2.1图3.5为曲柄摇杆机构中直齿轮的三维实体建模图4.5直齿轮的三维造型4.2.2图3.6为曲柄摇杆机构中连杆的三维实体建模图4.6连杆L''的三维造型4.2.3图3.7为曲柄摇杆机构中摇杆的三维实体建模图4.7摇杆L′′三维造型4.3执行机构的三维装配根据前面的数学模型，利用Pro/E的虚拟装配功能，在组件模式下作出牛头刨床传动机构主从运动的装配模型。装配设计就是按照一定的顺序把各个零件组装成模型的过程，各零件之间通过一定的装配约束来连接，从而确定个零件之间的空间关系，常用的装配连接形式有销钉连接、圆柱连接、滑动杆连接、平面连接、轴承连接、刚性连接和焊接等。其中传动轮分别刚性连接在悬臂轴上，两悬臂轴销钉连接在箱体上，滑块与摆杆采用滑动杆连接，滑块和传动轮之间采用销钉连接，连杆和导杆之间同样采用销钉连接，摇杆和丝杠之间采用销钉连接，外啮合的两个齿轮采用齿轮副连接。4.3.1图4.8为牛头刨床传动机构的三维装配建模图4.8牛头刨床执行机构主从运动装配模型第3章标题PAGE8PAGE24第5章执行机构的运动学仿真打开Pro/E5.0软件，在组件的装配模式下，打开菜单栏中的模块，点击机构树中的按钮，添加伺服电动机，在伺服电动机定义对话框的轮廓选项中选择‘速度’，给模数A赋一固定值，让轴以固定转速旋转；点击机构树中的按钮，选择新建，在‘分析定义’对话框‘类型’中选择‘运动学’，然后设置时长、帧频和帧数等参数，点击‘运行’按钮，让机构运动起来，查看运行效果，点击‘确定’按钮完成运行，并保存运动结果；点击右侧运动工具条中的测量按钮，选择上一步回放的运动结果文件，点击按钮创建新测量，选择滑枕的顶点作为测量对象，分别测量其位移、速度、加速度分析图，同时输出测量结果。5.1滑枕行程的仿真输出结果图5.1牛头刨床滑枕行程随时间的变化曲线5.2滑枕速度的仿真输出结果图5.2牛头刨床滑枕速度随时间的变化曲线5.3滑枕加速度的仿真输出结果图5.3牛头刨床滑枕加速度随时间的变化曲线结论本设计首先根据经验公式及已知参数对牛头刨床六连杆机构的尺寸进行初步的确定，牛头刨床执行机构主从运动有协调性要求，在已知六连杆尺寸的基础上，设计了四连杆机构的尺寸，并对部分杆件进行强度计算校核。然后运用Pro/E软件进行了主从机构的三维建模和装配，并进行运动协调性仿真，得出主要结论如下：（1）通过Pro/E软件对机构的运动仿真输出的图像可以看出：牛头刨床滑枕的行程长度满足要求，工作行程时时间长、速度慢、较平稳，加速度值较小；回程时速度快、加速度较大，满足行程速比要求。（2）运用作图法分析牛头刨床执行机构的运动状况，特别是加上从机构的协调运动时，过程复杂繁琐，且准确率低，不直观，从以上分析可知，运用Pro/E软件进行运动仿真，具有很大的优越性，不仅可以直观地看清楚机构的造型和装配关系，而且使整个仿真过程更精确，更直观，可视化程度高。（3）在Pro/E装配环境下，可以对组件进行直观的干涉检验，可以帮助设计人员及时查漏，提高了工作效率，节省了大量的人力物力。（4）根据运动仿真输出的图像和数据，方便设计人员对牛头刨床机构运动进行优化设计，使其快速高效地设计出理想的机构。（5）在使用Pro/E软件进行装配和仿真时发现，虽然此款软件在数据库，和参数化设计等方面具有无与伦比的优势，但它并不是万能的，有好多东西仿真不出来，例如棘轮和棘爪的配合就无法做出来，缺少接触副等连接，其功能也受到很大的限制。要想出色的设计出符合要求的、完美的机构，还需和其他软件配合，这样取长补短，优势互补，才能发挥其强度的功能。（6）本次设计运用Pro/E软件中的仿真模块，只是仿真了牛头刨床执行机构的运动学分析，机构中的重力、摩擦力、机构的作用反力等都没有考虑进去。要想精确的分析出机构的动力学结构，还需要和专门的有限元软件结合使用。PAGEPAGE26谢辞首先，我要深深地感谢我的指导老师张莉洁老师，在这半年的学习中，张老师为我们无私的奉献了她个人宝贵的业余时间，并给予了我很多热心的鼓舞和支持。本论文正式在张老师的悉心指导下完成的。无论是在论文选题、搜集数据还是在理论研究方面，张老师全程参与，悉心指导，帮我们找出错误，解决了我们遇到的一系列问题，提出了好多宝贵的意见，倾注了很多心血。张老师严谨的治学态度，渊博的知识，虚怀若谷的品格给我留下了深刻的印象，使我受益终生。其次，我要感谢给予我无私帮助的常云鹏老师，在设计过程中，每当我在软件方面遇到困难向常老师咨询时，常老师都是一丝不苟的解答我的疑惑，无论是在电话里聊，还是面谈中，常老师循序渐进的教导给了我很大的启发，更令人动容的是，当我的软件出现问题时，常老师亲自找到她代的学生帮我解决问题。常老师无私的品格，渊博的专业知识是我学习的榜样。最后，感谢我的小组成员贾亚洲同学和沈金星同学对我的鼓舞和鞭策，在毕业设计的整个过程中，我们密切配合，团结合作，他们俩不仅是我学习上的帮手，更是我生活上的挚友。认识你们是我人生最大的财富，衷心地谢谢你们！参考文献濮良贵，陈定国,吴李延.机械设计.北京:高等教育出版社,2013孙恒,陈作模，葛文杰.机械原理.北京:高等教育出版社,2010张继春,徐斌,林波.Pro/ENGINEERWildfire结构分析.北京:机械工业出版社,2005齐从谦,甘圪,王世兰.Pro/E野火5.0产品造型设计与机构运动仿真.北京:中国电力出版社，2010邱会朋，杜贵明.Pro/E产品现代设计方法与实例精解.北京:清华大学出版社,2009刘鸿文.材料力学Ⅰ.北京:高等教育出版社,2010赵玉成,顿文涛,李勉,滕红丽,谷小青,马斌强,袁超.基于Pro/E的牛头刨床六杆机构的动态仿真分析.河南省农业机械试验鉴定站,郑州,2013马成习.基于Pro/E的牛头刨床运动机构建模及其运动仿真分析.机械设计与制造期刊,1001-3997,2008周琦.基于虚拟样机技术的牛头刨床摇杆机构设计研究[硕士学位论文].江苏大学,2012张义民,黄贤振,贺向东.不完全概率信息牛头刨床机构运动精度可靠性稳健设计.机械工程学报,DOI：10.3901/JME，2009何铭新,钱可强,徐茂祖.机械制图.北京:高等教育出版社,2013郭仁生.基于MATLAB和Pro/ENGINEER优化设计实例解析.北京：机械工业出版社,2007刘卫国.MATLAB程序设计教程.北京：中国水利水电出版社,2010张建树,孙秀泉,张正军.理论力学.北京：高等教育出版社,2010徐灏，邱宣怀，蔡春源，汪恺，徐俊.机械设计手册第三卷.北京：机械工业出版社，1991外文资料翻译PAGEPAGE62用小钢辊和磁流变液设计磁流变制动器的新方法摘要当变刚度材料被圆柱形的滚筒碾压，在变形过程中产生的阻抗力被认为是提高了磁流变制动器的阻力矩。本文提出了一种新方法，用上述提到的能够被看做钢辊的大号磁粒子提高磁流变制动器的阻力矩。在滚筒和运动部件表面之间，由于圆柱形滚筒和线接触，钢辊有助于产生一个比传统的更大的磁场和更大的阻力矩。在这篇文章中，新的磁流变制动器被设计，与传统的典型的磁流变液制动器相比，它能产生一个更大的阻力矩。为了证实滚筒的影响，被提出的新式磁流变制动器与传统的磁流变制动器做了一个比较。这两种磁流变制动器是用相同的磁路和材料参数设计成的。新提出的磁流变制动器的性能与传统的磁流变制动器相比较，被证实可产生超出传统磁流变制动器200%的力矩。关键词：磁流变制动器，磁流变液，小钢辊，制动力矩，功能流体1.介绍典型的磁流变液是一种功能液体，在惰性的载波液体中有悬浮的磁粒子。这种微粒的按大小通常是1um到10um,被添加到液体中，例如矿物或硅酮油。磁流变液也包含少量的添加剂，影响微粒的极化和悬浮结构抵抗沉降的稳定性。然而，他们可能忽视了在建模中流体的机械响应。磁流变液有别于传统的“磁性流体”，它包含的粒子尺寸要小得多,通常在10纳米的顺序。在这种规模下，布朗运动的影响更大,在有磁场存在的情况下，它防止粒子形成原纤维[1]。当磁流变液流动时,剪切应变发生在流体中，剪切应力的分布发展穿过流体。这种应力分布可以通过使用基本的流体力学的粘性流方程来计算[2]。当一场以正常的流动方向，设置了磁性粒子成为许多平行链（纤维）和放在流。由于流体或磁极运动这些纤维都被打断然后立即重组。不断打破和重组使这些纤维产生抵抗力，抵抗流体或磁极运动，引起组成剪切应力τ的场依存性。在大多数情况下，这部分远大于ηγ&牛顿流体的粘性剪切应力，γ&是应变率。磁流变液的第一次发展是由雅各伯–拉比诺（1948）在美国国家标准统计局报道的。到目前为止，已经有许多的研究注重于以基本的材料产生更好磁通密度和减小简单运动的磁粒子的大小，如温斯洛（1949）和其他粒子。磁流变液现在被发展并应用于很多执行器，例如汽车减震器，减震器，离合器，刹车，空气阀，液压阀，假肢（医学的腿和手），运动设备，机械零件表面加工抛光，以及其他[3—12]。在磁流变液的常规应用到旋转设备时，这仍然有一个悬而未决的问题：力或力矩比较弱。这些器件以磁流变液的剪切模式发展，这主要的原因由于力比较小。许多研究都被尝试利用一个多层旋转盘来解决这个问题。这些研究已经成功的解决了这一问题，但这些设备的结构已经变得越来越复杂和沉重。在本文中，提议用小型钢辊设计的磁流变制动器实现了基于水动力润滑，可塑性，和电磁理论的半自动制动器的更好性能。它希望用一个更高的磁导率来增加磁通和改变磁通的方向进入磁流变区域。磁区是由磁极（墙）的边界围城的空间，其中充满了典型的磁流变流。这些区域有一个特殊形式，被称为水动力模型，在磁场淬火。它产生了力变形的效果和力从流体动力润滑性过程。当施加一个强大的磁场，这些区迅速成为抵抗该装置运动的强大障碍。最后，磁流变制动器的阻力明显增加。此外，这篇文章对磁流变制动器提出了基于部分上述理论的数学模型。2.新方法的基本原理在这一部分中，宾汉塑性模型被用来解释了磁流变液的特性和基于变形理论和改进的磁场所提出的方法的基本原理。磁流变制动器的传统理论不适用于新提出的磁流变制动器，因为传统的磁流变环境被特殊的磁流变区域边界改变，这是对辊的几何参数主要的结果。2.1宾汉塑料模型和典型的磁流变液操作纤维的作用是产生剪切应力，这在很大程度上是独立的应变率。这通常被称为屈服应力，记为Yτ。宾汉塑料模型的应力-应变率关系为（1）其中B是磁场，η是动力粘度，∂U/∂y是应变率。流的初始运动需要克服静态屈服应力，，这往往比动态屈服应力更大，。模型能够显示磁流变液的特性特别是在磁流变设备如刹车，磁流变阻尼器，等等。对可控的磁流变液屈服压力的一个常见应用是离合器或制动器。流体的主要能力是承受没有达到毁坏的剪切变形，快速的响应时间，和磁流变液离合器或制动器的耦合器的平滑控制。磁流体的应用是电阻轴承应用一个令人失望的结果，这就是摩擦的力或力矩。这样的扭矩将在第3节解释。在这些应用中，磁流变液处于剪切模式。磁流变液在这些应用中的缺点是当他们的链在外力下受拉时，磁粒子之间为弱连接。由于屈服应力的能力，产生的阻力是有限的。因此，磁流变设备的一个新结构提出了。2.2被提出的新方法在剪切模式，阻力的方向（这被称为制动力的结果）工作在固体块上（这个块将分布在多磁流变区）如下磁性颗粒链的长度方向。在这个方向，磁性纤维容易中断当磁盘移动时，如图1所示。此外，分离磁性颗粒的进行液对降低电磁环境具有很大影响。携带的液体可以被视为一种不可转让的磁环境。由于弱抵抗力，这种环境的大小增加时磁性颗粒减少。然而，磁流变设备可以通过减小一对滑盘（磁极）之间的间隙尺寸来增加其阻力矩。这个间隙尺寸应大于极限值。用更小的间隙，易于从这个间隙产生较大的阻力，但它的制造和装配需要一个更困难的条件。这是剪切模式的一个重要缺点。因此，为了研究，磁流变区和磁场方向被考虑在内。（a）无外加磁场；（b）与应用磁场和无外力；和（C）磁性颗粒在外加磁场和外力的应变方向。图1.剪切模式下的磁流变液操作在小型钢辊不仅产生了一些影响，如圆柱形的动态效果，又将磁流变区分散到许多当地的磁流变空间，随着磁极的边界和辊面和充满磁流变液。它可以改变磁性纤维的方向，但它既不妨碍运动和减少系统的磁流量。该模型如图2所示。如图所示在图2中，正是从这个模型理解了从原来的尺寸减小到硬化区的实际间隙，因为真正的间隙尺寸小于钢辊的尺寸。这些硬化区应该解构使辊的运动可能。作为一个结果，阻力生成。然而，磁场很容易硬化MR流体在固体的表面的运动部件（磁极）即使是由辊运动破碎。产生的阻力从这一物理现象称为制动扭矩。图2.使用滚筒设计的新模型与圆筒形的滚子，大部分的制动力矩导致磁流变液在滚筒运动下的变形过程。这种阻力可由塑性理论构建，这说明了变形材料的屈服应力和变形过程所需的外力之间的关系。当滚筒试图越过局部磁区，它打破了磁性粒子的联合。在外加磁场下，磁流变液的屈服应力通过调节其刚度来控制。因此，在制动力矩与外加磁场成正比的运动部件上，打破磁流变的固体阶段的变形过程需要一个变外力。以圆柱形式滚筒，滚筒表面于运动构件的滑动面之间的接触在运动过程中不改变几何关系。由于这个特性，磁极也发生了变化。磁性粒子的方向链也改变了，如图3所示[14]。磁性纤维方向的改变有助于滚筒压缩这些磁性纤维，在滚筒试图越过磁流变区时。因此，本文提出的运作模式不同于一个传统的磁流变制动器或离合器的剪切模式。图3.圆柱形磁场图（a）变形模型（b）板法原理图4.磁流变液块固态的变形模型当施加磁场时，运动直到轧制力达到临界值才发生，即最小临界力打破硬化磁流变区。在这个时候，变形应力达到屈服应力，这即是磁流变液的剪切应力。变形模型如图4（a），而每单位宽度沿运动部件方向产生的阻力卷F（N/mm）表示在式（2b）。这个方程是建立在板法原理[13]和[15]，这被显示在图4（b）和式（2a）。（2a）（2b）这是由公式（3a）和（3b）合成的（3a）（3b）其中q+和q−（N/mm2）表示出口和入口两侧的压力；K（N/mm2）是在纯剪切应力K=τ（B）时的屈服应力，这取决磁流变液的特性和磁场B（特斯拉）；中和角nφ（rad）是屈服应力φ=0N为零的一个角，常数；和α（rad）的有用的硬化磁流变区的弧度制。图5.计算流体阻力影响的水动力模型阻力的剩余部分的摩擦阻力，这是磁流变液的预防效果当滚筒向内移动它。这种力量可以从流体动力润滑理论计算[16]。计算流体摩擦力的数学模型被提出在图5中，与固定坐标系统和。广义的雷诺兹方程如公式（4a）（4a）在滑动轴承模型中，滑块以一个恒定的速度U和固定的几何参数移动，使H和X对时间独立。对于不可压缩的润滑油（ρ=const）以恒定的速度和固定的几何形式（4a）可以简化为式（4b）。（4b）基于润滑的剪切方程（1-5a），在流体膜的速度分布的影响粘度η，膜状H，MR流体膜速度和压力梯度，如式（5）[16].（5）从式（1）和式（5），在磁流变液中的剪切力在式（6）表示为（6）流体的初始运动需要克服静态屈服应力，SOτ=τB，这往往比动态屈服应力更大，dτ=η∂U/∂Y。模型表明，磁流变液的特征在磁流变制动和磁流变阻尼器的应用。从静态屈服应力所产生的流体阻力，SOτ=τB表示式（7a）为（7a）从动态屈服应力所产生的流体阻力，dτ=η∂U/∂Y表在式（7b）为（7b）每一个单位宽度辊的总阻力是的抵抗力的总和如公式（2b）和方程（7a-7b），和表示式（8），当机械摩擦作用的影响，如轴承的摩擦，等等被忽视。（8）在常规情况下，一个磁流变制动器或离合器的阻力仅仅是带有剪切应力的并行滑动板的动力结果，如式（9）（9）其中R是制动盘的半径，g为磁流变间隙，ω是制动盘的旋转速度。如式（8）和式（9），计算每单位宽度的力明显大于常规在传统的磁流变制动器的制动力矩。本文的计算力取决于宽度和滚轮的数量，这些是对提出的磁流变制动器或离合器的主要设计参数。此外，滚轮改变磁极；因此，它改变了磁性纤维的方向。磁场分布穿过磁流变区，这不同于传统的案例，因为它仅集中在有用的区。在这个有用的区域，磁场是以增加磁性材料的磁化强度（）BM=FH的，来制造辊，表示式（10）为（10）来自磁化强度M磁通量的由永久偶极矩理论解释称为域[14]。当磁核心放在磁场，边线将发生变化。B和磁性材料的BH之间的关系被解释说明如图6所示。目前，该在磁化的几个阶段的域配置被表示。饱和磁通密度sB，磁化强度sM，和初始磁导率iμ也表明。在这个图中，没有令人兴奋的外部磁场H=0，内磁场的方向是被磁场边界分离。这边界使磁场内部的总和为零。当外部施加磁场，内部磁场试图改变它的方向，按照外部磁场方向，试图把这些磁边界融合在一起。在价值外部磁场强度H，内部磁场的总和达到极限并饱和它。磁路中的磁场是外部刺激的总和，和一种材料的主人。在这个磁材料中，磁墙试图分开这材料对许多当地的磁区称为磁域。这些磁墙的边界可以被认为是不可转让的磁环境。作为磁流变液结果的这一理论，当磁性颗的大小粒减小时，不可转移磁环境增加，因为它使磁壁增加。这些墙很容易分开重在一起的磁域，减少磁通。然而，这外加磁场的数学关系和磁流变区不是这个研究的主要问题。最后，本文提出了一种新的方法来增加一个常规磁流变制动器或离合器的阻力。对上述概念的，新提出的与常规的磁流变制动器被设计和制造在相同条件下。这些设计将在下一节中解释。图6.磁通密度B或磁化强度M相对于磁场强度H的关系图3.磁流变制动器的设计在这一部分中，研究了制动扭矩和常规磁流变制动器间隙尺寸的关系，当外罩和电磁线圈与所提出的磁流变制动器相似时，找出了最佳的磁流变间隙尺寸。被提出的磁流变制动器的材料和尺寸与传统的磁流变制动器完全相同。3.1传统磁流变制动器的设计有公式（1）可知，通过直接剪切应力产生的元力被表达在公式（11a）中，显示在图7（a）上。11(a)11(b)其中，dA是磁极面积,dA=drdL；dr和dL被定义为磁极的几何尺寸，dL=rdθ；U是一个点在半径处的速度，rU=ωr；R为磁流变极点的半径；r的范围是；g是磁流变的间隙尺寸。磁流变区域内原件的参数（b）单一的副作用（c）双面效应图7.传统磁流变制动器的机械剪切机制制动元件的元力所产生的扭矩表示式为（12a）（12a）（12b）对运动部件的耦合计算转矩以上是元转矩双积分。（12c）（12d）本文的计算扭矩也同样从变阻器轴承的理论被发现在公式（13-23）[16]。在磁流变制动器，剪切操作发生在对运动部件的两侧面，如图7（b）。因此，总的转矩是在式（12d）中扭矩的两倍，如式（12e）所示为（12e）在公式（12e）中的扭矩T2是间隙尺寸g、转速ω、磁极几何参数RD，Rd的函数。MRF-122磁流变液被应用在这个设计中。其它参数在表1中列出的。一些在间隙大小内变化，计算制动力矩的典型值见表2。这一结果插值在公式（12e）。在这张表格中，一个传统的磁流变制动器设计的气隙的大小是从0.25毫米到1.5毫