旋架式加速度过载模拟实验台结构设计与分析-毕业论文

旋架式加速度过载模拟实验台结构设计与分析学士学位论文PAGEPAGE35旋架式加速度过载模拟实验台结构设计与分析目录1前言1.1选题的意义………………………(1)1.2国内外发展状况…………………(4)1.3论文的主要内容………………(5)2实验台的总体方案设计2.1技术参数设计…………………(5)2.2总体方案的提出以及特点……………………(6)3实验台结构设计3.1电动机的选择…………………(8)3.2装配图的设计………………(10)3.3带传动的选择与计算………(11)3.4轴的设计……………………(12)3.5底座的设计…………………(16)3.6立柱的设计…………………(17)4主要零件的设计验算4.1轴的校核……………………(18)4.2轴承的选择与校核…………(25)4.3螺栓与螺钉的选择与校核…………………(27)4.4键的选择与校核……………(28)5工件的夹紧5.1工件的夹紧的要求…………(29)5.2方案……………(29)参考文献……………(31)小结………………(32)致谢………………(32)1前言1.1选题的意义现代军事、国防领域对火工品飞行器的机动性能要求很高。火工品的机动性能好，对其整体强度要求就越高，承受机动过载的能力越强。我国对导弹等飞行器的研究方向大多集中在对其控制系统的研究这方面。但是为了满足现代导弹的一些高性能要求，如导弹的全方位、大空域机动，末端变化轨迹运动等，采用传统的姿态控制方案是难以奏效的，必须对导弹的法向过载直接加以控制。以往过载控制是基于局部线性化的线性模型，并且过载控制与姿态控制并存于同一个系统中，导弹过载控制系统的非线性反演设计【16】提出了一种新的过载控制方案，这种方案只需要对过载量进行测量控制，而不再需要对一些角度进行测量和控制，因此这种方案使整个控制系统所需要的零部件减少，控制器结构更加简单明了。非线性自适应控制在最近十几年引起人们的广泛关注，并取得了显著的发展。其中比较典型的是反演设计技术，它是一种系统的非线性设计方法，通过一步一步地构造李雅普诺夫函数推导出控制律，取得了全局的稳定性，并且这种稳定性分析是构造性的。文章中证明了飞行器姿态的收敛与过载收敛等价，并提出了一种关于导弹过载量严格反馈形式的简化数学模型。并利用反演设计技术设计了该过载系统的控制器，并应用李雅普诺夫稳定性理论分析了系统的稳定性。同时给出实例，进行了仿真。导弹过载控制系统的非线性反演设计【16】在证明了飞行器姿态的收敛与过载收敛等价的基础上，提出了一种导弹过载控制系统的简化非线性数学模型，并利用反演设计技术，设计了纵向过载的控制器,该方法使控制系统结构大大简化。仿真研究验证了简化过载模型的合理性和控制方法的有效性。导弹制导控制系统是一种自动控制系统,它是导弹的核心组成部分,而对导弹制导控制系统的研究落脚于对制导规律和控制规律的设计,参照导弹实体,结合工程实际,考虑现有制导规律和控制规律存在的问题,具体进行的主要工作如下:(1)导弹制导控制系统分析。主要包括对导弹制导控制系统的原理、组成的分析,介绍其分类,并给出了设计制导控制系统应满足的指标,结合研究对象,对自动寻的制导控制系统进行了详细的探讨。(2)导弹运动学建模。引入了研究导弹制导控制系统常用的坐标系及各坐标系之间的关系;分析了作用在导弹上的力与力矩,在此基础上建立了导弹动力学方程和运动学方程,结合导弹质量变化和对导弹的操纵关系,建立了空空导弹的运动学模型;针对研究对象,在一定假设的基础上建立了倾斜转弯导弹的数学模型。在飞行器工程领域【17】，能量管理技术并不陌生。如轨道器无推力再人返回段的末端能量管理(TAEM)，以及耗尽关机固体弹道导弹的能量管理。与这两种已有能量管理技术不同的是，THAAD导弹的EMM发生在刚刚发射后的主动段，导弹飞行在距离发射点不远的稠密大气层中。受反导拦截反应时间的限制，其能量管理不宜采用TAEM式的增大飞行距离办法。而可供选择的另一种方法就是增大导弹的飞行攻角，依靠阻力的增大、主发动机推力沿速度轴分量的减小来降低速度、耗散能量。通过大攻角飞行特性分析可知，在导弹飞行主动段，当导弹以90。以内的大攻角飞行时，阻力作用增大，推力增速作用减小，导致飞行速度增幅减小，从而转弯惯性减小；推力在速度法向的分量与非线性升力相叠加，弹道转弯作用力增大，法向加速度增大。所以，在转弯惯性减小与法向加速度增大两项作用下，导弹具有“速度耗散”与“高机动快速转弯”的综合特性。并且，主动段大攻角高机动飞行，由于可以采用高操纵性的推力矢量控制方法进行大攻角飞行稳定控制而具有可实现性。因此，采用大攻角飞行的弹道设计方法可以达成对导弹速度的能量管理。显然，大攻角飞行可以达到能量耗散的目的。然而，如何给定适当的控制指令，控制导弹以大攻角飞行状态实现适当形式的高机动弹道轨迹，成为实现大攻角飞行能量耗散技术的关键问题。通过分析，耗尽关机固体弹道导弹能量管理控制的“姿态调制法”，可以应用于此。采用耗尽关机方案的固体弹道导弹，为了进行能量管理、实现射程和横向控制，在发动机耗尽关机前采用了“姿态调制导引控制方法”。其具体控制方式为——将姿态变化设计成调制波形，控制弹体姿态连同发动机主推力方向与原期望速度增量方向产生较大夹角，降低主推力沿期望速度方向作用的加速度增量，从而达到消耗多余能量的目的。导弹等飞行器特别是对对空发射等高质量、高精度的武器，它们有很高的要求：要有很好的机动性能，导弹的机动性能越好，要求它的整体结构强度就越高，承受机动过载的能力越强，特别是战术导弹，这类导弹用于攻击快速活动目标，对姿态控制系统的动态品质要求较高，尤其要求具有反应迅速和能使导弹产生所需较大过载（横向和法向加速度）的性能，因此对发动机的结构性能就要求越高，像这种高科技武器，一般是要求没有质量问题，所以我们在生产使用前必须对一些参数进行实验性测试，这样才能保证它在高空过载情况下正常放心使用，并且保证其误差在允许范围内，因此，我们必须设计出相关仪器来测试出其参数。导弹在机动过载情况下其壳体的受力比较复杂，它会受到很多方面的影响：导弹在机动过载情况下其壳体的受力比较复杂，假设导弹的主翼压心（F主）、质心（F质）及尾翼压心（F尾）的分布是按图1-1所示。如果控制导弹的俯仰、偏航是由F尾（F尾可能是尾翼、燃气舵或柔性喷管等产生的侧向力）来实现的，导弹在有大的离轴角度变向（如抬头）时其飞行轨迹如图1-1。图1-1导弹机动过载下的受力简图导弹在机动过载情况下产生的法向加速度对发动机的影响为：1）法向加速度对导弹机械结构的影响一般机动性能好的导弹过载高达几十个g，在这种情况下弹体的弯曲变形非常明显，弯曲幅度在几十毫米甚至上百毫米（与导弹长度有关）。很显然这么大的变形势必影响发动机结构强度，甚至弹体可能会被折断；同时大变形也可能引起绝热层的脱粘等，增加了发动机着火、烧穿等的可能性。2）法向加速度对导弹发动机内流场的影响法向加速度造成弹体的变形改变了发动机内部空间，内流场有很大变化，特别是在发动机的后部形成折射使该处能量相对聚集，加速了此处绝热层的冲刷和烧蚀，增加了发动机烧穿的可能性。法向加速度造成发动机燃烧室内的燃烧产物（特别是凝聚相组份）会沿着法向方向有相对运动。也就是说此刻的内流场中燃烧产物分布的密度有很大差别，发动机燃烧室内法向方向一侧凝聚相产物的密度要大大高于另一侧，这种现象又加速了这侧的烧蚀。法向加速度对导弹的影响结果如图1-2所示。图1-2法向加速度对导弹的影响示意图实践证明如果导弹发动机只做地面普通热试车试验，不研究在法向加速度作用下的性能，可能会因此而导致导弹在机动飞行中失效。为保证导弹的产品的质量和可靠性，必须设计和制作一套地面过载热试车系统，对导弹在法向加速度作用下的性能进行评价，用于指导产品设计与质量控制。所以，综上所述，设计的机器不仅要能满足地面的普通的热试车试验，而且还要能在法向加速度作用下对飞行器进行性能的检测，不至于导弹在机动飞行中失效。1.2国内外发展状况导弹的气动布局是这样设计的：在导弹的红外导引头之后，紧接着有两组十字型翼面。前面一组为固定的鸭式翼，后面一组用于俯仰和偏航控制。在俯仰和偏航控制翼面之后有一对副翼，与自由滚转的尾部一起实现滚转稳定。在弹体的后段还有4片翼板与十字型尾翼连接在一起，以在导弹进行大过载机动时对弹体后段起加强作用。因为在攻击末段，固体发动机已快燃烧完，弹体后段实际上是一个空壳，如果没有这些翼板，在导弹进行大过载机动时，弹体可能由于应力作用而解体。据认为，巨蟒4导弹可承受的最大加速度过载高达70g，而美国的AIM9M却只有35g。到目前为止，在加速度对发动机性能的影响方面，人们主要进行了火箭自旋引起的横向加速度对推进剂药柱产生的加速度效应研究，即燃速增加导致发动机内弹道性能发生畸变，影响了发动机的正常工作，这方面，国内学者进行了大量的试验研究和理论分析工作，并取得了重大的进展。然而实践证明，自旋产生的横向加速度与导弹机动飞行的横向加速度对发动机工作产生的影响是有较大差别的，后者对发动机的影响更为突出，而且长期被人们忽视，国内外至今缺乏对其的研究资料。横向加速度对飞行发动机绝热层烧蚀影响的实验研究[10]设计了实验发动机和实验装置，进行了一系列飞行固体火箭发动机横向过载模拟实验，获得了不同加速度下发动机绝热层烧蚀率定量化的式样数据，验证了横向加速度严重影响局部绝热层烧蚀的事实，研究表明，横向加速度对绝热层烧蚀影响主要原因是由于横向加速度导致燃烧室内流场发生改变，离心力方向侧壁绝热层形成“烧蚀坑”，并且绝热层的烧蚀率随横向加速度的增加有加倍增长的趋势。因此十分必要开展横向加速度对发动机性能的影响研究，获得实验数据，指导工程型号设计。固体火箭发动机高速旋转试验台【12】，从方案设计、动力源选择、结构设计及传感器选择等方面研究了高速旋转试验台涉及的几个主要问题。虽然从实际使用情况看，图示固体火箭发动机高速旋转试验台能够满足推力和压力—时间曲线同时测量的要求，同时震动噪声也较低，试验台运转、使用和维护性能也较好。但此试验台不能满足我们对发动机进行离心过载的模拟实验。图1-3高速旋转立式实验台组成原理示意图国内外的实践证明如果导弹发动机只做地面普通热试车试验，不研究在法向加速度作用下的性能，可能会因此面导致导弹在机动飞行中失效。为保证导弹的产品的质量和可靠性，必须设计和制作一套热试车系统，对导弹在法向加速度作用下的性能进行评价，用于指导产品设计与质量控制。1.3论文的主要内容首先是了解该课题的特点以及发展状况,对所选课题有个初步的了解,为总体方案的提出打下基础.第二步是传动系统方案的设计、比较与确定,通过对传动方案的选择,从而完成整体设计.画出装配图,装配图画好后,从装配图中设计计算选择各零件以及完成对零件图的初步绘制,用三维软件SolidWorks2010建立实体模型。给模型添加运动学参数、质量特性参数、力学特性参数等外部环境，基于SolidWorksSimulationXpress完成实验虚拟平台下的运动测试。最后是对工件的夹紧方案的设计、比较与确定,完成设计后,是要与生产部门讨论加工问题,看设计的方案是否符合加工方案,不合适的地方再加以再进.最后使之能满足生产实际的需要。2实验台的总体方案设计2.1技术参数设计2.1.1待测件结构尺寸设计本试验台应该适应以下发动机试验要求：1）过载模拟（单台或双台发动机）2）发动机不点火试验3）待测件长度：1000～2000mm4）待测件直径：120～150mm5）待测件重量：35Kg2.1.2待测件载荷设计最大离心加速度：70g旋转架承载能力：不低于15000N2.1.3转台运动参数设计转台采用变频调速方式，技术指标：旋转架转速：小于300r/min旋转架启动平稳时间：180S电机额定功率：5.5KW上面装有压力应变片，并且配有控制箱，具有安全措施保障人员安全2.2总体方案的提出以及特点2.2.1方案方案图：图2-1方案总图方案图结构组成：1.底座；2.支柱；3.支撑板；4.大轴承；5.主轴；6.夹具；7.夹具1；8.夹具2；9.夹具3；10.内轴；11.螺栓；12.试件；13.小轴承；14.螺钉；15.螺栓；实体图：图2-2方案实体图2.2.2特点主要特色是：结构简单、拆装方便、较好的制造工艺，并且使用同步带的传动可以提高传动效率，在过载的环境下能够起到自我保护作用，提高了使用的安全性能，并且可以能够较好的满足设计的要求性能。同时在8根支撑柱的支撑作用下，可以承担相当大的轴向载荷，这也为在实验台的安全性能方面起到了很重要的稳定作用，因为在轴向方向的力还是很大的，使用支撑柱而不是用箱体结构也不影响使用带的传动方式的使用。其二，使用空心轴的同时不仅能够满足引出线的目的，同时也提高了轴的抗扭强度。其三、在测试件这一块，也有别于以往的水平和垂直放置的相对单一的摆放方式，但是同时这也对设计提出了更高的要求，因为还有考虑剃度加速度对测试件的影响。因此，可以说这套设计方案还是有其独特的地方。3实验台的结构设计3.1电动机的选择：以知条件：旋转架转速：小于300r/min旋转架启动平稳时间：180s最大离心加速度：70g3.1.1选择电动机类型和结构形式Y系列笼型三相异步交流电动机由于结构简单，制造、使用和维修方便，价格便宜，并且具有效率高、启动转矩大等特点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体的一般场所和无特殊要求的机械上，故选用Y系列笼型三相异步交流电动机。3.1.2选择电动机的容量此处省略

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扣扣：九七一九二零八零零另提供全套机械毕业设计下载！该论文已经通过答辩回转台的转约速为300r/min通常，带轮轮传动i=2~4,故电动机的转速范围为600~1200r/min从重量、价格以及传动比等考虑，选用Y160M2—8电动机。3.1.4确定电动机转速同一类型、功率相同的电动机具有多种转速。如选用转速高的电动机，其尺寸和重量小，价格较低，但是会使传动装置的总传动比、尺寸结构和重量增加。选用速度低的情况刚好相反。因此，在综合考虑电动机及传动装置的尺寸、重量、价格，并且根据传动比的需要，选用电动机的同步转速为：1000r／min。现由根据《机械设计实用手册》选电动机的型号为：Y160M2—8。具体参数如下：电动机技术数据型号额定功率KW转速r/min电流A效率%功率因素cosφY160M2-5.572013.3850.74堵转电流堵转转矩最大转矩转动惯量重量（Kg）6.02.02.00.9311193.1.5电动机的安装B3型安装型式尺寸机座号ABCDEFG160254210108421101237LKHABACADHD600151600-0.5330325255385安装图样图3-1电动机的结构设计3.2装配图的设计方案图：图3-2方案总图方案图结构组成：1.底座；2.支柱；3.支撑板；4.大轴承；5.主轴；6.夹具；7.夹具1；8.夹具2；9.夹具3；10.内轴；11.螺栓；12.试件；13.小轴承；14.螺钉；15.螺栓；实体图：图3-3方案实体图转臂的长度1987.85mm;整体高度：1655mm箱体底座离转盘的距离：655mm3.3带传动的选择与计算以下公式参考《机械设计手册单行本—带传动和链传动》P31表14.1—331、选带：胶帆布平带2、带速：取v=10m/s<20m/s3、小带轮直径：===265.26mm取=280mm4、大带轮直径:=i=2.4280(1-0.01)=665.28mm取=710mm5、中心距：=（1.5～2）（+）=（1.5～2）（280+710）=1485～1980mm取=1700mm6、带长：L=2+(+)+=21700+(250+600)+=4754.9167取L=5000mm7、小带轮包角：=1800-57.30=1800-57.30=165.5060>15008、挠曲次数：y===29、带厚：=1.2n=1.26=7.2mm10、设计功率：工况系数：=1.1小带轮传递功率：P=5.5kw功率：Pd=P=1.15.5=6.05kW11、带截面积：A=胶带单位面积所能传递的基本额定功率：=2.0包角修正系数：=0.97传动布置系数：=1.0计算得：A===3.11856cm212、带宽：b===43.31mm取b=9013、为带的预紧应力，取=1.8MPa14、有效圆周力：Ft===605N15、作用在轴上的力：Fr===1113.71312N3.4轴的设计轴设计的主要包括结构设计和工作能力计算两方面的内容：（1）轴的结构设计是根据轴上零件的安装、定位以及轴的制造工艺等方面的要求，合理地确定轴的结构形式和尺寸。轴的结构设计不合理，会影响轴的工作能力和轴上零件的工作可靠性，还会增加轴的制造成本和轴上零件装配的困难等。因此，轴的结构设计是轴设计中的重要内容。（2）轴的工作能力计算是指轴的强度、刚度和震动稳定性等方面的计算。多数情况下，轴的工作能力主要取决于轴的强度。这时只需对轴进行强度计算，以防止锻裂和塑性变形。而对刚度要求高的轴和受力的细长轴，还应进行刚度计算，以防止工作是产生过大的弹性变形。3.4.1轴的设计设计过程如下：以下数据均出自《机械设计》.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3，取A0=126,于是得dmin=A0=126=33.87mmP1=P=5.50.922=5.071kWβ为空心轴内外径比,取β=0.6为安全，乘安全系数1.8，d=33.87×1.8=60.96mm，现取d=考虑轴上开有两个键槽应增大10%-15%即d=70mm.输出轴的最小直径显然是安装下端轴承的直径dⅠ-Ⅱ，参照轴承设计手册，选取内径d=70mm，外径D=125mm代号为33214的圆锥滚子轴承。.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案图3-4主轴数据1图3-4主轴数据2图3-5主轴数据32)根据轴向的定位要求确定轴的各段直径和长度(1)为了满足轴承的轴向的定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，参照轴承安装尺寸，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径为79mm。Ⅰ-Ⅱ段的长度参照轴承宽度尺寸，现取lⅠ-Ⅱ=77mm。Ⅱ-Ⅲ段的长度暂时定为53mm。轴承与轴的配合公差为H7/r6。确定轴上圆角和倒角尺寸，取轴端倒角为245°。（2）轴Ⅲ-Ⅳ段为轴与大带轮配合。根据大带轮直径确定内径d=110mm，所以取段轴直径dⅢ-Ⅳ=110mm，带轮与轴的配合公差为H7/r6。长度方向上，为满足轴向定为，此段轴长应大于大带轮轮缘宽度，取LⅢ-Ⅳ=120mm。（3）轴Ⅳ-Ⅴ段为支撑段，考虑受力及带轮直径，现取dⅣ-Ⅴ=170mm，lⅣ-Ⅴ=210mm。（4）轴Ⅴ-Ⅵ段位支撑板，考虑大带轮外径及安装要求，取代号为30630的圆锥滚子轴承配合安装，参照轴承的安装尺寸，取dⅤ-Ⅵ=630mm，=35mm。转盘直径d=1300mm，=55mm。（5）轴Ⅵ-Ⅶ段位固定夹具段，根据测试件长度及旋转半径尺寸，现取dⅥ-Ⅶ=150mm，lⅥ-Ⅶ=1600mm3)内轴设计内轴的作用是：（1）将测试件上应变片的引线通过集流环引出；（2）在旋转轴发生意外的时候起到一定得保护作用。图3-5内轴数据参照主轴，取外径=38mm，内径=24mm，长度l=1615mm，底部为100，孔8.84均布3.5底座设计此方案的底座主要承受装置的压力，因此选用铸造T250刚，结构如下图：具体尺寸入下图：3.6立柱设计为方便带传动的工作，本方案采用的是八根支撑整个试验台结构，由于立柱只承受试验台的压力，整个装置的扭矩可以忽略，因此拟定这八根立柱的材料为铸钢TH250,具体尺寸如下：长L=370mm，两边联接处厚度各为20mm联接孔的定位：在直径为100mm的圆周上均布13.58的直径孔。4主要零件的设计验算4.1轴的校核4.1.1轴强度校核进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。这次设计主要是既承受弯矩又承受扭矩的轴（转轴），应按弯扭合成强度条件进行计算。其计算步骤如下：作出轴的计算简图（即力学模型）轴所受的载荷是从轴上零件传来的。计算时，常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当作置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关，通过查表确定。作出弯矩图根据简图，分别按水平和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩MH图和垂直面上的弯矩图MV；然后按下式计算总弯矩并作出M图；M=作出弯矩图校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩大而轴径可能不足的截面）作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论，计算应力σca=式中：σca—轴的计算应力，单位为MPa;M—轴所受的弯矩，单位为N·mmT—轴所受的扭矩，单位为N·mmW—轴的抗弯截面系数，单位为mm3,[σ-1]—对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。5）旋转轴的校核P1=P=5.50.922=5.071kWn1=n=720=300r/minT=9550000=9550000=161426.83N·mm有效圆周力：Ft===2935.03N作用在轴上的力：Fr===1113.71312N轴的计算简图如下：图4-1轴的载荷分析图水平面上的受力图：图4-2轴在水平面上的受力图水平面上的弯矩图：图4-3轴在水平面上的弯矩图垂直面上的受力图：图4-4轴在垂直面上的受力图垂直面上的弯矩图：图4-5轴在垂直面上的弯矩图合成弯矩图：图4-6轴的合成弯矩图扭矩图：图4-7轴的扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表：表4-1载荷水平面H垂直面V支反力Y1=1991.63N,Y2=943.40NZ1=755.73N,Z2=357.98N弯矩MH=268869.71N·mmMV=102023.79N·mm总弯矩M==287575.69N·mm扭矩T=161426.83N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度由于的截面变化不是很大，所以通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即截面C）的强度。因为扭转切应力为脉动循环应力，所以取α=0.6σca==2.62MPa前面已经选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa.因此σca<[σ-1],故安全。4.1.2基于SolidWorksSimulationXpress轴的静态应力和位移分析1）在轴承固定处添加夹具图4-8轴分析图12）添加载荷，根据前面计算得离心载荷，现添加1500N的力。图4-9轴分析图23）选择材料4）应力结果分析最小应力：153.353N/m^2，最小应力位置：(1.88383mm,491.017mm,509.318mm)；最大应力：2.66644e+006N/m^2，最大应力位置：(-75.8565mm,-75.2896mm,573.238mm)。图4-10轴应力分析结果图5）位移结果分析最小位移0mm，最小位移位置：(3.83314e-014mm,313mm,460mm)；最大位移0.101821mm,最小位移位置：(-140mm,74.8461mm,2162.92mm)。图4-11轴位移分析结果图5）变形变形比例：2115.37图4-12轴变形分析结果图4.2轴承的选择与校核4.2.1特点与选择：轴上的轴承即要求承受径向载荷，又承受轴向载荷，根据其具体要求选择圆锥滚子轴承，它可以承受径向和轴向（单向）载荷联合作用，其特点为能在较高转速下工作，由于一个轴承只能承受单方向的轴向载荷，因此一般成对使用，现确定的轴承代号为33214和30630。具体尺寸如下：圆锥滚子轴承33214：基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速/r.min-1重量/kgdDTBCCrCor脂油70125414132208298300038002.10计算系数轴承代号其他尺寸/mmeYY033214arminR1min0.411.50.830.721.5安装尺寸/mmdamindbmaxDaminDamaxDbmin79791071161207921.5（2）圆锥滚子轴承30630：基本尺寸/mm基本额定载荷/KN极限转速/r.min-1重量/kgdDTBCCrCor脂油6309201341289434107100320430286计算系数轴承代号其他尺寸/mmeYY030630arminR1min0.431.40.781667.57.5安装尺寸/mmdamindbmaxDaminDamaxDbmin7297748649329024.2.2校核与计算:圆锥滚子轴承:由以上的设计过程可知：在轴反装两个圆锥滚子轴承。此回转台为间歇使用的机械，中断后果严重所以选预期计算寿命L`h为12000h查滚动轴承样本可知33214轴承的基本额定动载荷为Cr=208KN，额定静载荷为Cor=298KN；30630轴承的基本额定动载荷Cr=3410KN额定静载荷Cor=7100KN1)求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由轴的受力分析可知：载荷水平面H垂直面V支反力Y1=1991.63N,Y2=943.40NZ1=755.73N,Z2=357.98N弯矩MH=268869.71N·mmMV=102023.79N·mm总弯矩M==287575.69N·mm扭矩T=161426.83N·mm把派生轴向力的方向与外加轴向载荷Fa的方向一致的轴承标为2,另一端标为轴承1。由于反装所以:Fr1==1009.04NFr2==2130.19N2)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查表得33214轴承的e1=0.41,Y1=1.5查表得30630轴承的e2=0.43,Y2=1.4Fd1=Fr1/(2Y1)=1009.04/3=336.347NFd2=Fr2/(2Y2)=2130.19/2.8=760.782NFa1=Fd2+Fa=760.782+15000=15760.782N>Fd1=336.347N所以1轴承为压紧端Fa2=Fd2=760.782NFa1/Fr1=15760.782/1009.04=15.62>e1=0.41Fa2/Fr2=760.782/2130.19=0.357<e2=0.43取径向载荷系数X1=0.4,X2=1；取轴向载荷系数Y1=1.5，Y2=0,所以P=fp(XFr+YFa)回转台并不承受大载荷，所以只能是轻微冲击，取fp=1.1。则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.41009.04+1.515760.782)N=26449.27NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.1(12130.19+0760.782)N=2343.21N因为P1>P2.所以以轴承1来校核寿命。Lh===53731.17h>L`h=12000h故所选轴承可满足寿命要求。4.3螺栓与螺钉的选择与校核4.3.1各螺栓与螺钉直径与数目的确定：底座与立柱联接和立柱与大轴承支撑板以及测试件固定架与主轴的直径与数目：所选螺栓直径d=12mm,数目为140个。定轴与底座联接、轴承压板与底盘联接、测控设备与主轴联接的数目与直径：确定螺钉直径d=8mm，数目为4个。旋转轴与夹具联接用的螺栓直径与数目：据《机械设计指导》，确定螺钉直径d=20mm，数目为6个。固定夹具和测试件的螺栓直径与数目：先拟定确定螺栓直径d=16mm,数目为24个。4.3.2校核：1.旋转轴与夹具的螺钉：据《机械设计手册》P表3—2—2，预紧联接，径向静载荷，全部螺栓承受的径向载荷FX=G+Fcos450=(352+50)9.8+1500=2236.66N单个螺栓承受的径向力FA===372.78N所以螺栓杆与孔壁的挤压强度：=螺栓杆的剪切强度：=式中As为螺纹部分危险截面之计算面积,As=mm，d为螺纹小径，mm；As===254.34mm，所以===0.62MPa<[]=72MPa===1.47MPa<[]=72MPa2.固定试件的螺钉校核同上。3.底座与支撑柱联接用的螺栓和支撑柱与支撑板联接用的螺栓从装配图结构看，由于旋转架及其以上各零件的重力作用，这两处螺栓的强度没有必要校核，此处不校核。地脚螺栓：用类比法确定的，不校核。4.4键的选择与校核:4.4.1选择：据《机械设计》表6—1，确定键如下：带轮与轴的联接键：键b×h=28×16GB/T1096—79；4.4.2校核:键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6—2查得许用挤压应力[σp]=100～120Mp，取其平均值，[σp]=110Mp,键的工作长度l=L－b=100－28=72mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×16=8mm,由《机械设计》式（6—1）可得：σ=式中：T——传递的转矩，单位为N·m；k——键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度，单位为mm；l——键的工作长度，单位为mm,圆头平键l=L－b,平头平键l=L,这里L为键的公称长度，单位为mm；b为键的宽度，单位为mm；d——轴的直径，单位为mm。T=9550=9550N·m=161.427N·m所以σ==MPa=5.096MPa＜[σ]=110Mpa（合适）5工件的夹紧5.1工件的夹紧的要求一般情况下，工件在转动情况下需要夹紧。因为在旋转过程中工件受到离心力及重力等外力的作用，若不夹紧，工件在外力作用下就可能发生移动，轻则使测量出来的参数有错误，重则工件夹紧装置，以至危害人的安全，甚至发生人生事故。同时，工件在定位过程中获得的既定位置，也要依靠夹紧来保持，有时工件的定位也是在夹紧过程中实现的，因此夹紧装置是此设计的重要组成部分。对夹紧机构和装置有下列基本要求：（1）在夹紧过程中应能保证工件更好的得到定位；（2）夹紧应该可靠和适当。（3）夹紧机构应操作安全、方便、省力；（4）夹紧机构的自动化程度及复杂程度应尽量相适应。设计夹紧装置时，首先要合理选择夹紧点、夹紧力作用方向，并且正确确定所需要夹紧力大小。然后设计合适的夹紧机构予以保证。实验台开始工作时，通过齿轮传动带动转动轴的转动，固定在转架上测试件随着转架一起旋转。现在，我们要通过操作装置的简便性、安全性，并且在实验时尽可能的多点与多角度测试工件的参数。于是，我们就要想一套方案，怎么把测试件固定在转盘上。5.2方案图5—1固定支架图5—2装夹图5.2.2方案的特点：此方案我们把一块方形的轴固定在旋转台上，同时我们在上面，前后两面上打了12个螺钉孔。这里我们选用了三个地方夹紧。分别是上，中，下夹紧装置。上，中夹紧装置，我们选用了，上面打上螺钉孔，具体尺寸及位置见零件图。分别安装在轴的前后两面，通过螺栓联接和轴固定起来。当实验台工作的时候，担心由于离心力引起的螺栓松动，我们还选用了拉杆直接将前后压板固定联接。下夹紧装置，我们选用的是承力块下夹紧装置。通过螺栓联接把夹座和前后两块压板连接在一起。这样实验时很安全，装夹也很牢固，中途不会出现什么问题。但此方案也存在不少问题，一看此装置就知道中间要有一根很大的轴，还要有好几块大的压板，这样就显得这装置很笨重，转动起来风阻也特别大，测量角度也是非常有限。参考文献[1].王昆等主编机械设计,机械设计基础课程设计,1995[2].曹维庆等主编.机构设计.机械工业出版社，2000[3].洪家娣等主编.机械设计指导.江西高校出版社，2001[4].吴宗泽主编.机械设计实用手册.化学工业出版社，1991[5].戴曙等主编.金属切削机床.机械工业出版社,2000[6].濮良贵等主编.机械设计.高等教育出版社，2001[7].孙桓等主编.机械原理.高等教育出版社，2001[8].机械工程手册编辑委员会编.机械工程师手册.机械工业出版社，1992[9].王先逵主编.机械制造工艺学.清华大学出版社，1999[10].李越森.叶定友.利凤翔.横向加速度对飞行发动机绝热层烧蚀影响的实验研究.航空动力学报.200419（2）：279-282[11].相瑜才等主编.工程材料及机械制造基础.机械工业出版社，1997[12].王彬.武晓松.余陵.王栋.固体火箭发动机高速旋转试验台设计.南京理工大学学报,2005,29(5):536-539[13].刘鸿文主编.材料力学.高等教育出版社，1999[14].廖念钊等主编.互换性与技术测量.中国计量出版社，2002[15].国家教委高等教育司编.高等学校毕业设计（论文）指导手册（机械卷）.高等教育出版社，2002[16].于进勇.顾文锦.张友安.导弹过载控制系统线性反演设计.弹箭与制导学报.2004.s1（4）399-403[17].关为群.殷兴良.美国 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