移动式稳态激振器结构设计 电子技术与自动化等专业毕业设计 毕业论.doc

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文）移动式稳态激振器结构设计摘 要路面的质量是道路交通畅通的基础，通常路面质量的检测方法是，将路面材料制成试样送交质量检测部门进行检测。这种检测方法不能对道路质量进行现场监控，同时存在检测漏洞。本次设计介绍一种现场道路质量检验方法，利用机械式偏心激振原理，设计一台移动式稳态激振装置。使激振头产生一定频率和振幅的激振力激打路面，在激振杆上安装一个传感器检测出激振头对路面的激打力和频率，根据检测路面相应变形，进行综合分析，即可检测出路面的力学特性是否满足设计要求实现现场检验。该装置体积小，既可作为实验室检测设备，又可在现场进行检验。老式的激振器都是卧式结构，不仅质量大，体积也大，给运输带来很大的不便，而且一直都不能进行现场检验，新型激振器一改传统结构，给运输、操作等个方面带来了新的优势。第一章介绍了激振器的发展情况；第二章将就激振器的原理与分类、用途以及激振器的结构进行分析，并进行相关说明；第三章从基本零件入手，逐步介绍到整台机器的机构设计，同时也对相应零件进行了说明和计算校核以及设计一个合理的机械机构的过程，使其能更好的完成激振工作，并且在满足性能的要求的前提下，尽量作到更好的经济性、环保性、方便性等多方面的因素，尽量考虑到各个方面的最佳合理性。关键词激振器；立式；偏心块；CAD设计CAD design of the new vibration exciterAbstractThe quality of road traffic flow is the basis of the road, the road is usually the quality of detection method is that the road will be made of quality inspection departments to the sample for testing. This detection method can not be the scene of road quality monitoring, detection loopholes exist. The design on a field-test the quality of the road, the use of mechanical excitation eccentric principle, design a steady exciting mobile devices. Exciting first to produce a certain frequency and amplitude of the exciting force Jida road, in an exciting pole-mounted sensors detect the vibration of the head of the Jida of the road and frequency, according to the corresponding deformation of the road test, a comprehensive analysis, Can be detected in the mechanical properties of the road designed to meet the demands of the scene to examine. The device small in size, both as laboratory testing equipment, but also at the scene for examination. Old-fashioned Vibrator are horizontal structure, not only the quality, volume also, to the great inconvenience, but have been unable to field test a new type of vibration to the traditional structure, to transportation, operation of a To bring about a new advantage. The first chapter of the exciter the development of the second chapter on the exciter with the principles of classification, use and vibration analysis of the structure, and instructions; Chapter III of the basic parts from the start, and gradually introduced to the whole Machine design institutions, but also to the corresponding parts of the notes and calculations and check the mechanical design of a reasonable body of the process, to enable them to better complete the exciting work and to meet the performance requirements under the premise, as far as possible Done a better economy, environmental protection, convenience, and many other factors, as far as possible taking into account all aspects of the best reasonableKeywords：vibration exciter; vertical; ecentric black; CAD design52目 录第1章 绪论31.1 激振器的背景及发展状况31.2 设计任务4第2章 激振器的结构分析计算62.1 激振器原理与分类62.1.1 激振器原理62.1.2 激振器分类及用途72.2 偏心块的设计计算82.2.1 偏心块的种类和样式82.2.2 偏心块的计算92.3 主体结构分析102.3.1 主体结构102.3.2 电机箱结构112.3.3 导向结构的设计122.3.4 支撑结构设计说明12第3章 主体机构设计及其计算143.1 总体方案的确定143.1.1 传动类型的选择143.2 总体结构设计143.3 主要零件的设计及相关计算163.3.1 偏心块的设计计算163.3.2 齿轮的设计计算163.3.3 轴的设计计算273.4 数据采集及计算机处理程序313.4.1 测试系统313.4.2 数据分析333.4.3 数据处理程序34结 论35致 谢36参考文献37附录38第1章 绪论1.1 激振器的背景及发展状况早在50年代初期，美国就运用电动式激振器作飞机的全面共振试验，随着各种工程机构越来越复，载荷和条件越来越恶劣，对结构动态特性的要求越来越苛刻，因而试验技术及试验装置发展的非常迅速和完善。例如法国的Prodera公司向全世界推销具有计算机控制的全自动化模态试验设备。全套设备中电动式激振器最多可达32台，其中激振力有50N，200N，1000N等等。该公司激振器规格品种繁多，不仅有作地面试验的激振器，还有作航空航天试验的激振器。激振器应有于各种行业中，尤其是近十年在道路中的应用尤其多，比如压路机，就是典型的激振器的应用。德国宝马(Bomag)公司是世界上占有压路机市场最大的生产厂家，占有全世界压路机市场的23%。以宝马公司第三代产品为例来说明国外压路机的发展现状与趋势。宝马公司提供的新的VARIOMATIC2系统是世界上首创的自动压实系统，压路机内激振器包含两个反向旋转的偏心轴，偏心轴相对的偏移使激振力产生变化，当两轴无偏移时为垂直振动:即实现振动;当两轴偏移为180时为水平振动:即实现振荡。垂直振动和水平振动的转换是在连续碾压过程中进行的。压路机在我国是起步较早的一种工程机械，尤其是80年代以后，压路机在我国更是得到了长足的发展，从而缩短了与世界先进水平的差距，从而形成了我国比较完善的压路机产品系列。在技术质量方面，先进的全液压技术及铰接转向己得到普遍推广应用，除微电子技术及随机监测系统在压路机上的应用及舒适性、可靠性等方面与国外最先进水平稍有差距外，其余基本上达到了当今世界压路机的先进水平，同时也形成了徐州工程机械厂、洛阳建筑机械厂、三明重型机械有限公司、湖南三一、无锡英格索兰等一批重点骨干压路机生产企业。在我国，60年代才开始研制电动式激振器，但未能达到要求，以致于很少应用到科研和生产中，所以长期以来，电动式激振器主要以来进口来满足，花费了大量外汇。19641973年期间，我国南京航空航天大学研究所研制出了JZQ系列励磁式激振器。但励磁式激振器工作时除了需要共给可变频率的交流电外，还需提供直流电，以获得气隙中必要的磁感应强度，这样使用不方便，性能也不能令人满意。1974年在此研制出JZQ-7 型永磁式激振器，从而填补了我国激振器的空白，同时技术水平达到世界先进水平。目前，依然有很多公司在研究开发中。像本次设计这样的小型激振器运用也很多，在农业、养殖等很多领域中也得到广泛应用，比如说振动筛子、手机振动系统等，都才用偏心轮的振动方式。1.2 设计任务路面的质量是道路交通畅通的基础，通常路面质量的检测方法是，将路面材料制成试样送交质量检测部门进行检测。这种检测方法不能对道路质量进行现场监控，同时存在检测漏洞。本次设计介绍一种现场道路质量检验方法，利用机械式偏心激振原理，设计一台移动式稳态激振装置。使激振头产生一定频率和振幅的激振力激打路面，在激振杆上安装一个传感器检测出激振头对路面的激打力和频率，根据检测路面相应变形，进行综合分析，即可检测出路面的力学特性是否满足设计要求实现现场检验。该装置体积小，既可作为实验室检测设备，又可在现场进行检验。稳态激振装置是道路质量表面力学性能检测的仪器。稳态激振装置产生一定的激振力，并用一定直径的激振头，以一定的频率和振幅激打路面，路面被激打后不出现明显的塑性变形，即路面质量合格，否则为有缺陷。以往的道路质量检测有两种方法，一种是把道路表面做成试样后，送至检验部门。其缺点是不能对道路施工质量进行实时监控，而且有可能弄虚作假给国家带来损失。另一种方法是，把实验室的路面检测设备搬运到现场进行检验。其缺点是实验室设备是固定式的，体积和重量都比较大给搬运带来很大不便。新型稳态激振装置具有以上两种方法优点，既可以在实验室进行检验，又可以很方便的进行现场检验。本次设计是根据哈尔滨工业大学的要求和相关数据，在原来的稳态激振器的基础上进行改进的，要求该机械能进行现场作业，并且更便于运输，所以设计过程中有充分考虑到这些，传统的激振装置为卧式的，其特点是占地空间大、笨重，所以为了更便于运输，一改传统的卧式结构，采用立式结构，因而主体将采用箱式结构由于是受哈尔滨工业大学的委托，所以按照其给出的参数进行设计。要求： 激振头所产生的激振力为：5kN5%； 激振头的振动频率为：30Hz3%；第2章 激振器的结构分析计算本章将就激振器的原理与分类、用途以及激振器的结构进行分析计算，并进行相关说明。由于哈尔滨工业大学交通学院要求设计的是工程机械，所以不属于小型机构的范围，因此选择机械式机构。机械式结构的最主要的部件是偏心块，所以我们对偏心块式激振器的机构进行分析说明，充分解析其结构，然后从其核心部件偏心块开始分析和计算，重点是其参数偏心矩、激振力、振幅等。2.1 激振器原理与分类2.1.1 激振器原理 激振器（vibration exciter）是能够制造可控制的周期性扰动力强结构产生受迫振动的一种装置，对小型机构多用电磁式激振机激振，对大型的结构多采用两个带有偏心块的电动机构成激振机，其电机的转速决定频率，偏心块重量及其位置和轴的转速决定扰动力的大小。稳态振动（steady-state vibration）是振动系统在外界周期性激励的作用下产生的强迫振动，经过充分长的时间后就会消失；剩余的另一部分周期性的振动。 为了使移动式稳态激振装置便于在施工现场和实验室都能进行检测，该装置设计成可移动式具体操作方法如下：移动式稳态激振装置分为非工作状态和工作状态两种工作模式。非工作状态是指移动式稳态激振装置处于待机或工作状态前的准备和调整状态，此时，地轮和地面接触，激振头距地面约100mm，可自由移动。在此状态下可以进行搬移、更换激振头和增减配重完成工作前的准备。工作状态是指移动式稳态激振装置处于工作状态或工作过程的间歇状态。底座和地面接触以保证工作状态的稳定性，激振头在重力的作用下和地面接触。图2-1 结构设计方案1激振头； 2 传感器；3 配重托盘；4电机箱；5立柱；6齿轮；7偏心轮；8 齿轮；9电动机 稳态激振装置的原理如图2-1，利用电动机9带动齿轮8和6使偏心轮7旋转，产生激振力。为了平衡水平方向的激振力，偏心轮7为一对，旋转方向相反,同时也把垂直分力叠加，使回转轴的振动主体发生上下振动。激振力作用在电机箱4上，并传递到激振头1，从而完成对路面的激打。激振头位于电机箱的中心，电动机安装在电机箱内，电机箱两侧安装有滚动导轨副，和立柱4构成导向机构。这样能保证激振力带动电机箱和激振头1只在垂直方向振动。电机箱和激振头之间安装有压力传感器2，检测激振头激打路面的力和频率。在激振头和传感器的前端安装配重的托盘3，用来调节激振力的振幅。传感器将压力信号经放大器，A/D转换后用计算机进行数据处理，并把测量结果和误差曲线显示并打印出来，从而进行分析说明。 2.1.2 激振器分类及用途根据工作原理的不同，可以将激振器划分为机械式、电磁式、液压式等。激振器主要应用到工业生产、工程建筑、实验检测设备等，随着我国科学技术水平的不断提高，激振装置也在农业、科学研究、国防建设等领域得到广泛发展。2.2 偏心块的设计计算2.2.1 偏心块的种类和样式常用的偏心块根据加工方式可分为：整体型、组装型两种。按结构分为：整体直角式、整体弯角式、装配直角式、装配弯角式。其结构如图2-2。本次设计为了节省成本采用第一种整体直角偏心块结构。 （a）整体直角偏心块 （b）整体弯角偏心块 （c）组件直角偏心块 （d）组件弯角偏心块图2-2偏心块的样式根据形状分为：扇型偏心块、圆形偏心块、半圆型偏心块。2.2.2 偏心块的计算稳态激振装置的核心部分，是由两端对称布置两组偏心机构。两组偏心机构产生离心力，由于两偏心轮旋向相反水平方向离心力相互抵消，垂直方向产生合力而形成激振力。1.激振频率的计算电动机的转速为，齿轮传动比，则激振力的频率为2激振力的计算.偏心轮结构如图2-3，材料为45钢，密度=7800kg/m3，偏心部分厚度=0.032mm。图2-3 偏心块机构图首先计算偏心轮的偏心质量 （2.2.1） kg式中 R-偏心轮最大直径，m； r-偏心轮最小直径，m； -扇形半角，90则该偏心轮的偏心质量距为 （2.2.2） kgm激振力 N （2.2.3）四个偏心轮总的激振力 N2.3 主体结构分析2.3.1 主体结构本设备属于工程机械，根据哈尔滨工业大学交通学院的要求，该机械设备能进行现场作业，便于运输，所以在设计中应该充分考虑到这些要求。为了解决传统的激振装置占地空间大、 笨重等缺点，主体结构采用箱式机构。考虑到对整体空间的利用，整体采用立式结构。2.3.2 电机箱结构齿轮同步箱式激振器多是采用先进技术制造的，这样的激振器专为振动机械提供正弦的某一方向的激振力。箱式激振器由一台电机通过主轴旋转，带动齿轮副的运动，主动轴通过特殊齿轮带动另一根轴（从动轴1）同步旋转，同时从动轴1带动另一根从动轴2旋转，两根从动轴装配偏心轮（或者可调偏心块），在偏心块的旋转过程中产生了激振力；由于两根轴通过齿轮传动，因而保证了两根轴的绝对同步，通过底座的角度设计，可以为设备提供任何指定方向的直线激振力，而在与该指定方向的垂直方向上，两根轴的激振力抵消，合力为零。当电动机主轴通过齿轮传动带动从动轴旋转，使两轴等速反向旋转，带动偏心块产生激振力，通过底角或指定的底板传递给振动机械。基于以上原理以及要求，激振力为竖直方向，不需要角度的调整，电机箱示意简图如图2-4。 1.电机箱 2.从动轴1小齿轮 3.从动轴1大齿轮 4.电机主轴齿轮 5.从动轴2齿轮图2-4电机箱结构简图的在图2-1中，电机箱作为整体振动，这样的设计不但减轻了质量，还节省了空间和成本。2.3.3 导向结构的设计由于本设备的激振装置为立式结构，其中电机箱整体作为参振系统，其质量有就自然而然的成为参振质量了，在参振系统上下振动中所有的质量都应有一定的振幅，因此就应该设计出一个能够引导参振系统振动的导向装置，我们这里采用如图2-5所示的结构。 图2-5 导向装置简图1. 导向轮 2. 导轨 3.连接件2.3.4 支撑结构设计说明在立式结构中，整个参振的质量在工作是都会参与到激振的过程中，而当处于非工作状态时有需要它能够与工作状态很好的脱离，这时候就需要设计支撑部分。为了能使结构简化，最好在上面的分析方案基础上进行以下的设计。这样既满足了结构的要求，又能使结构紧凑，达到很好的空间利用效果，支撑部分设计如图2-6所示。1. 支撑板 2. 手轮 3. 丝杠 4. 轴承图2-6 支撑部件简图在图2-6中示意的结构是立柱作为支撑机构的设计方案。在方案中丝杠与电机箱体连接，而支撑的支撑板则紧固在导柱上，当进入工作状态时旋转手轮2，使电机箱下降到所需的高度，然后断开丝杠与箱体的连接，使激振部件独立工作，而不受其影响。当工作结束后，丝杠和箱体重新连接，然后反向转动手轮，使箱体上升，脱离地面，然后锁死。这时激振装置处于非工作状态，所以支撑承受的仅仅为静力。这种支撑部件的强度和刚度要求都不是很高，很容易满足。故在进行计算时不需考虑非工作状态时的刚度和强度。第3章 主体机构设计及其计算本章是激振装置设计的最主要部分，本章主要是介绍设计一个合理的机械机构的过程，使其能更好的完成激振工作，并且在满足性能的要求的前提下，尽量作到更好的经济性、环保性、方便性等多方面的因素，尽量考虑到各个方面的最佳合理性。本章从总体结构的设计入手，逐步到合适方案的确定。本次设计选取了扇形整体直角偏心块的设计方案。其然后将对选取的方案进行具体的结构设计和相应的计算，同时也对相关零件进行了必要的校核，来满足要求。3.1 总体方案的确定3.1.1 传动类型的选择常用的传动方式主要有齿轮传动、蜗轮、蜗杆传动、链传动等。为了进行现场作业，更便于运输，占用空间更小，采取了齿轮直接传动的立式结构。我们从前面对所设计的激振装置进行了相关的分析说明中可以知道，激振器要在竖直方向上产生稳态的激振力，所以要求其传动更准确，而且要求只有竖直方向的激振力存在，所以我们将采用两根轴之间用齿轮传动的方案。这样结构更加紧凑，避免了结构设计的过于庞大的不足。由于斜齿轮容易产生轴向力，就造成成本的增加，为了避免这个问题的发生，故采用直齿轮做为传动方式。在电机与偏心块所在的轴的连接中我们采用齿轮直接传动的方式，这样就避免了带传动所带来的占地空间大的缺点，而且齿轮传递的效率要比皮带传动的效率高很多。3.2 总体结构设计在上述的说明中我们可以看出我们选择了扇型整体直半圆型角偏心块，我们要就这种偏心块进行相关的结构设计。并且最终完成整体的CAD的设计。总体结构方案我们在前面的章节中已经进行了详细的说明，其中最重要的是激振系统的设计，其示意图如图3-1所示。图3-1 激振系统简图1.齿轮2.偏心块3.电动机4.齿轮5.齿轮 在图3.2-1中，图示为电机通过电机轴直接传动给带有偏心块的从动轴，在电机的两侧都装有相同的结构，而且每侧都装有两个偏心块，这样设计不仅使激振力增加，而且减少空间的占有。 支撑部分我们采用简单的支架形式来支撑，其示意简图如图3-2所示。图3-2 支撑结构简图1. 电机箱 2. 导轨 3. 丝杠 4. 滚轮3.3 主要零件的设计及相关计算本节主要是对激振器的主要零件的说明和计算，同时也对进行必要的零件进行必要的校核。主要零件包括偏心块、齿轮和轴。3.3.1 偏心块的设计计算最在前面的2.2.2节中我们对偏心块已经进行了详细的说明和计算，在这里我就不再进行偏心块的说明计算了。3.3.2 齿轮的设计计算1. 小齿轮组的计算1).初步计算转矩 (3.3.1)接触疲劳强度初步计算的许用应力小齿轮直径 根据设计要求取齿宽取b=15mm.2).校核计算圆周速度 (3.3.2)精度等级选择8级精度齿数z和模数m取z=30,m=1.5mm使用系数 动载系数齿间载荷分配系数 (3.3.3)齿向载荷分布系数 (3.3.4) 载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间应力循环系数估计，则指数取m=8.78 (3.3.5) 接触寿命系数许用接触应力 (3.3.6) 实际应力 (3.3.7) 故满足强度的要求3).确定传动参数尺寸实际分度圆直径mm mm中心距mm齿宽 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环系数估计，则指数m=49.91 弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力 (3.3.8)验算 (3.3.9) =164MPaMPa (3.3.10)2. 大齿轮组的计算1） 初步计算转矩 接触疲劳强度初步计算的许用应力小齿轮直径 根据设计要求取齿宽取b=15mm.2. 校核计算圆周速度精度等级选择8级精度齿数z和模数m取z=,m=2.5mm使用系数 动载系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数 载荷系数弹性系数节点区域系数接触最小安全系数总工作时间应力循环系数估计，则指数取m=8.78 接触寿命系数许用接触应力实际应力 故满足强度的要求。3.确定传动参数尺寸实际分度圆直径mm 中心距mm齿宽 齿根弯曲疲劳强度验算重合度系数齿向载荷分配系数载荷系数齿形系数应力修正系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环系数估计，则指数m=49.91 弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算 =43MPaMPa3.3.3 轴的设计计算从动轴1由于从动轴上的大齿轮很小，为了使加工更方便就采用齿轮轴的结构，其机构如图3-3图3-3 从动轴1结构图轴的材料选用45钢调质，。计算轴上的力：齿轮圆周力 径向力N偏心块离心力 =0.1133 =4025.36N从动轴1受力简图如图3-4.图3-4 从动轴1受力简图计算支撑反力Zy水平面受力图如图3-5所示。 图3-5 水平面受力图垂直面受力图如图3-6所示。 图3-6 垂直面受力图画水平面弯矩图，如图3-7所示。 图3-7 水平面弯矩图画垂直面弯矩图，如图3.-8所示。图 3-8 垂直面弯矩图画合成弯矩图，如图 3-9所示。图3.-97 合成弯矩图画轴转矩图，如图3-10所示。图3-10 转矩图许用应力许用应力值为 应力校正系数画当量弯矩图当量转矩当量转矩 (3.3.11)当量弯矩图如图3-11图3-11 当量弯矩图校核轴径 (3.3.12)由此可知此轴的设计满足强度的要求。用相同的方法验证从动轴2，也满足强度的要求3.4 数据采集及计算机处理程序3.4.1 测试系统整个测试系统由稳态激振装置、BSH柱式荷重传感器、放大电路、PCI-1710数据采集卡、计算机和打印机组成如图3-12。图3-12 系统框图具体测试过程为，首先根据路面的构成选择激振头的型号。BSH柱式荷重传感器其量程为：0.1-2吨，将压力信号经放大电路后，转换成5V标准电压信号，再经过PCI-1710数据采集卡的8路双端A/D转换成数字信号，计算机按一定的采样频率进行采样，把数据储存起来，进行分析处理，并经过软件把检验结果显示和打印出来如图3-13。图3-13 激振力时域波形及其频谱3.4.2 数据分析 稳态激振装置的设计参数为激振力5kN、激振频率30Hz，上述的理论计算基本满足设计要求。本试验是验证设计的正确性和该方法的实用性。如图3.4.2-1 (a)和(b）是使 (a) (b)图3-14 激振力时域波形及其频谱用100mm激振头分别激打沥青路面和水泥路面的时域波形和频域波形。从时域波形上看激振力的波动范围大体在5kN-15kN之间；从频域波形上看系统的频率主要集中在30Hz左右，其次是50Hz的交流电频率，其它高频成分是齿轮在啮合过程中的撞击频率。从试验结果看，激振力的幅值集中在5kN以上，最大峰值达到15kN。究其产生原因，是设计的激振力参数是一个理论静态值，而测量过程所测得的是瞬时动态值。这里既包括偏心轮产生的激振力，又包括偏心轮带动电机箱和相应附件对路面或试样 所产生的惯性冲击力。因此测量结果不仅和静态激振力有关，有和动态冲击力有关，即和被测路面的材质有关。当被测路面的材质较软时，激振头激打路面被弹起的高度较小，所产生的动态冲击力就小。表现在测量结果其幅值响应较小，约在5kN-11kN之间，如图3-14(a)。反之，被测路面的材质较硬时，激振头激打路面被弹起的高度大，所产生的动态冲击力就大。表现在测量结果其幅值响应就大，约在5kN-15kN之间，如图3-14(b)。如此测量结果基本满足实际情况。 激振力的频率在频域波形可以清晰地看出，在29.4-30.6Hz之间，波动的原因是由于电动机的载荷不均和电网不稳所造成。不会对检测质量造成影响。3.4.3 数据处理程序 根据上述理论，采用Windows2000环境下6.0作为开发平台。数据处理及显示和人机界面采用自己开发的应用软件。是利用板卡厂家提供的动态连接库文件（.DLL文件）来完成的，调用了PCI-1710数据采集卡提供的专用函数。采用这种方法，既提高了软件的可靠性，也大大缩短了系统和软件的开发周期。主要功能有：人机界面、设置采样点数、采样数率、数据采集分析存储、显示和打印等子程序。在实际使用中取得良好效果。结 论随着现代技术的发展，激振器的需求是越来越多。这次毕业设计选择新型的激振器是因为我觉得它更比较使用，是给很好的实践机会，尤其是在加工出成品后,使我更相信知识的应用是多么的关键和实际。虽然本次设计依然存在着不足，可让我学到了很多东西。 在为期20周的设计过程中，通过老师的引导和自己收集资料，初步的了解了激振器的相关知识；比较系统的学习了激振器设计的流程，包括偏心块的选择、偏心块的计算、激振器的各个部件的设计。这次激振器设计的整个过程都是在计算机的辅助（CAD）下完成的,比以往的手工画图更方便快捷。它使我深深的体会到：在掌握好专业知识的同时，在计算机这个平台上对机械产品进行设计、装配、分析等将是机械行业发展的一个必然趋势，两者缺一不可。这次毕业设计也让我了解到了一些企业产品设计和生产的过程，使我大开眼界，为以后走上工作岗位奠定了扎实的基础。与此同时，由于实践经验的缺乏，在激振器的设计过程中可能会出现一些错误，恳请各位老师同学批评和指正。致 谢在此次毕业设计中我所选择的课题是激振器的设计，在这之前我关于激振器的知识是一片空白，我能够顺利完成这个设计，都是我的导师时献江老师的大力帮助和精心指导下的结果。并在设计中学会了零件的设计，并对Autou CAD软件的运用更加熟练，还学到许多新的功能，得到了这个很好的锻炼自己的机会。在此对时献江老师表示衷心的感谢，同时感谢在设计中给予我鼓励和帮助同学。参考文献1 （日）谷口修主编。振动工程大全.机械工业出版社，19832 吴仁智，黄海。振动压路机性能的计算机仿真计算方法。中国期刊， 1995年07期 3 工程振动预测是技术.天津大学出版社，19994 机械振动手册.机械工业出版社，19985 振动与冲击手册.国防工业出版社，19906 田丽梅.振动振荡压路机动力学分析及参数优化.长安大学，20027 章崇任.低振动型工程机械的开发研究.机械出版社，19988 周临震, 刘德仿.电动式激振器骨架的形状优化设计.机械出版社， 20069 邱宣怀等.机械设计第四版.高等教育出版社.200210 lastics Engineering Handbook.3rd ed. The Society of The Plastics Industry Inc 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) :2296-2303 . 附录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 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 shakers 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 acceleration 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 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 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 speed 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 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 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 the 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 = 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 diameter, 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 shakers 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 vibra