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高楼 逃生 装置 结构设计

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高楼逃生装置结构设计,高楼,逃生,装置,结构设计

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本资料由闰土机械外文大类翻译成品淘宝店整理，主营机械大类外文翻译成品，夹具，注塑、冲压模具，机械设计成品参考资料。本科毕业论文（设计）题 目高楼逃生装置 高楼逃生装置结构设计摘要：本文介绍的是一种高楼逃生装置。前期进行了市场调研，发现市面上的高楼逃生装置均存在成本高，操作复杂，安全系数低等缺陷。正对于此，我们设计了该装置。该设计逃生装置根据机械设计，机械原理创新理论，设计出一种负反馈闭环系统的低成本，高安全性的高楼逃生装置。该装置具有低成本、安全系数高、操作简单、纯机械并且无电气结构等特点，最后通过对逃生装置机构零部件进行计算，画出整个机构的CAD图形，在多次计算和试验之后，确定了不论是任何人在高楼遇险时都能从高楼平安逃生，达到了本次机械设计的目的。关键词:高楼火灾逃生器；机械结构设计；闭环系统；往复；可控。IStructure Design of escape device in High BuildingAbstract：This paper mainly introduces the background and research significance of the high-building escape device, analyzes and compares some shortcomings of the existing high-building escape device, such as high cost, complex mechanism, low safety factor and so on. According to the mechanical design and the innovative theory of mechanical principle, the device designed a low cost and high safety escape device of negative feedback closed loop system. The device has the characteristics of low cost, high safety factor, simple operation, pure machinery and no electrical structure. Finally, through the calculation of the components of the escape device, the CAD figure of the whole mechanism is drawn, and after many calculations and tests, Im sure its no matter what People can safely escape from tall buildings when they are in distress, and achieve the purpose of this mechanical design.Keywords ：High-rise building fire escape device， mechanical structure design， closed-loop system， reciprocating，controllable.目录摘要IAbstractII第1章 绪论1第2章 整体方案设计5第3章 轴的设计92.1 轴的概述92.2 主动轴的设计102.3 从动轴的设计11第4章 齿轮的设计133.1 齿轮的概述133.2 齿面接触疲劳强度和齿根弯曲强度设计13第5章 棘轮的设计174.1 棘轮的概述174.2 棘轮的设计18第6章 其他零部件的设计选择215.1 标准件的选择215.2 安全背带衣的选择215.3 安全挂钩的设计225.4 安全下降绳的设计22第7章 计算和验证236.1 静力学平衡计算236.2 绕绳的计算246.3 速度计算25第8章 装配图29结论31参考文献35英文翻译36III第1章 绪论随着城市房屋建筑高度和密集度日趋上升，高层，超高层建筑的安全问题也越来越显现出来，即使在欧美国家的高楼遇有火灾、爆炸等突发安全事件时。由于时空等诸多因素的限制，人员若可以自救逃生也是一个解决问题的安全有效途径。高楼遇险后的应急逃生和有效救援，已经成为全社会高度关注的安全问题。高层，超高层建筑一般是多功能，里面逃生通道和周围环境情况复杂，一旦发生突发情况，由于火势扩大理论，火情和烟雾就会迅速扩散，短时间延伸到内部通道和过道，关闭一般行走通道，使高楼上部被困人员无法逃脱。所以被困人员自救是一个务必立刻解决的重要措施。高楼突遇突发性灾难时 ,电梯不可以用,楼梯逃生拥堵,而地面救援设备的举高和投射能力又远远的低于高层建筑的高度发展而且设备庞大易受道路拥堵，建筑周围环境等方面的影响，从而导致救援时机的延误。这样的情况屡屡发生 ,大量的人因无法逃脱而遇难。因此怎样有效快速的逃离灾害现场成了刻不容缓的问题，而高楼逃生装置在这样的情况下油然而生。现如今的社会人们，社会资源总之在考虑和解决安全问题保证，如何去预防突发事件的发生。这的确是个非常重要的问题，但是我们却忽略了一个十分重要的问题，突发事件根本就不可能完全杜绝，不可能完全消失。我们应换个角度，换个思维模式找到外力来解决突发事件来临时的逃生问题，这将显得是尤为重要。本设计就是通过最简洁的纯机械结构来进行逃生人员的逃生问题。结构简单，操作简洁，成本低廉，主要是安全系数十分高。它的安全与稳定均是十分大优势，能够满足本次设计的初衷。本课题要求针对超高层，高层建筑实际情况，设计一种在发生意外灾害情况时，能帮助人安全，方便、快捷的逃生的方式工具。要求设计的逃生装置能适合各种框架的超高层，高层建筑物，运行实现全自动化，并且要求操作简洁，可以进行重叠，体积大小和重量轻重在每人可以操作的限度范围内。可以多次往返超高层，高层建筑进行营救被困人员。从而能最大程度的减少意外灾害中的人员受损情况。通过进行分析比较现存的大量高楼逃生装置，大多数器材。即使高楼逃生这一功能能够得以实现，但其内部结构原理十分复杂，操作过于繁杂，安全性太低，生产成本十分高昂，部分高楼逃生装置还需要电力动力控制，局限性过大(发生海啸，地震，大型意外事件时往往会断电，也绝不能让操作人员进行过多复杂的步骤操作)。因此该装置应用于一种利用负反馈闭环系统的超高层，高层建逃生装置，装置结构简单，操作简洁，且无需电能或其他能源驱动，纯机械结构装置。该逃生装置之所以能够成功达到目的，是因为内部棘轮机械结构以及带轮包角带来的的能量转换。下降过程可以分为三部分，逃生人员的重力大于向上的拉力时，为加速运动；重力等于拉力为匀速运动；重力小于拉力时为减速运动。最终安全到达地面。逃生器的仰角角度可以进行调档。让从动轴与钢丝绳的粗糙指数、钢丝绳的直径通过调节时可以让其改变仰角的度数大小使逃生器依旧可以正常应用于各种突发情况，适应于每一种不定突发环境。通过数据计算，数据分析，最终结果将有预期要求，利用该逃生器被困人员可以用安全的降落速度平缓的下降到安全地面。因此该逃生装置的设计成功地达到了我们的目的。 国内外发展现状在现有的市场中，目前主要的救生器逃生设备有缓降逃生器，这种机器主要受众群体是独立个人和单独家庭，该组成由变速器、背带、挂钩、内钢丝麻绳等组成。一次能够承受极限约100公斤左右重的独立个人自由下行，其下行速度大约为每秒1.2米，从十八层楼的超高层建筑上降落到地面上约需50多秒/每人，根据个人身体差异的不同，略有相对差异。50秒对平常来说确实不多，但在意外灾害救援时，每分每秒的逃生时间都显得尤为重要。现如今该高楼自救逃生装置的利用情况十分不好，该状况的产生不仅有个人意识不够，经济成本之外。其根本问题还是不适用于一切用户，伤残老弱之类。大量用户一起使用该机械时存在相互交错问题，和装修问题、定期维护问题等，很难被寻常人们所应用。救生气垫是最主要的设备之一，该设备的原理是利用氮气充满从而产生一种缓冲效果的高楼下降缓冲设备。高硬度纳米纤维材料是其主要材料之一,利用缝纫粘贴工艺加工制成，该装置的充气来源是高压氦气瓶9。仅仅在3-4层的楼房出现意外事故时，才可以使用救生气垫，随着随着建筑相对高度的不断升高，该装置气垫使用强度，受力作用，落地效果。与此同时，该逃生器必须要有相当大的窗户作为被困人员的逃生路径，这在很大程度上对该器械的应用进行了限制。所以这就十分有限地限制了该装置，在使用该装置的时候就产生了极大的危险性。世界上的高楼逃生装置有以下几种9：1）缓慢下降式：这种逃生装置利用钢丝麻绳于滑轮之间包角增大的原理，从而使得钢丝麻绳于钢轮之间摩擦力逐渐增大。另外，可以从侧面，利用手动装置可以调节人体下降速度，已达到逃生的目的。2）间歇暂停式：间歇暂停式逃生装置利用撞击消耗能量的原理进行降落，如槽轮，棘轮，连杆，不完全齿等间歇机构来消耗能量。3）阻尼流动液体式：该式逃生装置是利用人体势能与液体热能的转换，从而能够达到是人体下落速度降低目的。该装置是由于下降液体阻尼数值的大小取决于外来承载所决定，这是其重要特点。因此，该逃生器的功能可以实现人体下降速度的恒定不变。根据最新的纽约时报头版头条刊登，美国能源部及NASA高能研究计划中央局报道，正在对弹射发射起飞人员进行深入彻底研究。该项研究具有深远的现实用途意义，例如在突发情况之下可以将特警，消防人员等特种人员送入或者送出事故现场。在每个高层超高层建筑的目标地点安放一具倾斜斜轨与地面呈80度，特种营救人员坐在该机器之中，这是一种类似于战斗机弹射座位的发射座位。在使用时，提前准备的氮气罐快速喷出气体，弹射器沿着钢制轨道弧线达到最高点时，依靠惯性到达自己预设的所需地点。该设计的重中之重是如何精确计算出弹射出后的弧线轨道计算。美国麻省理工和NASA联合开发了一台超大型计算机，其性能和级别同我国银河计算机相同，可以精确计算出发射角度和初速度，能做到在3秒之内将特种人员送到六层楼上，十分方便。71第2章 整体方案设计机械系统一般主要由电机、传动、操作、执行及其其他的一些辅助系统组成。由机械系统的定义知道要想构成一个机械系统，必须这些机构组成一个相关联的机构，并且存在一定的装配关系而实现某些特定的功能，所以对于机械系统的设计就要对上面所说的这些各个部件进行设计，要分别进行选择电机的种类、执行系统的方案设定、控制系统的方案、带动方式的选择及其传动机构的设计，完成各个模块的设计的同时还需要考虑到各个模块之间的装配、连接关系，所以就需要整体的框架设计。机械系统设计的主要特点：（1） 相关性：系统的各个模块之间是需要传递一定的信息，比如传动系统到执行系统需要传递力和矩，这就需要各个模块相互关联，相互制约，上一级到下一级所传递的信息正好是下一级所需要的。如果其中某个环节出现问题，那么整个系统将不能实现预定的期望。（2） 协调性：系统的各个模块之间虽然执行的是不一样的功能，但是他们之间是相互协调工作，实现整体的功能就必须实现各部分的正常工作。（3） 内外结合性：所有的机械系统都会在一定的环境下工作，外界环境的好坏将直接机械系统的工作效率，比如环境可能会影响系统的输入量，这将导致输出的改变。根据图2.1的原理所展示的方案在实际执行的时候需要调整机构的仰角，逃生者将会获得一个较小的下落加速度，这样逃生者的下落速度会越来越大，与此同时，带传动的从动轴的包角也会越来越大，所产生的阻力也就越来越大，所以下落加速的也就会逐渐减小最后没有加速度，求生者的下降速度也会逐渐减小，最后随着摩擦力的增加求生者逐渐减速，最终平稳落地。自动减速原理如图示 图2-1装置的自动减速原理图如图2-1，绳索在带轮上缠绕多圈，由于绳索本身具有一定的直径，导致缠绕在带轮上以后外圈的带轮包角会小于内圈的带轮包角，这样在包角变换的过程中，受到的压力不变，摩擦力与接触面积成正比关系，反馈到求生者上就是下降速度会发生由小变大在变小的过程，最终求生者将会平稳的落地。 图2-2该逃生装置的左视图图2-3该逃生装置的俯视图图2-4该逃生装置的主视图第3章 轴的设计3.1 轴的概述轴是支撑回转零件及传递运动和动力，因此是一切回转零件所必不可少的重要部件，根据受载和轴线形可分为两种情况：3.1.1 根据大小受载荷情况区分：1）在工作中弯矩和扭矩都必须承受的轴，通常称为转轴，常用于各种机器。22）一般情况下仅仅承受扭矩，不承受弯矩或者弯矩特别小，近乎为零的成为传动轴。多用于汽车零件传动方面2。3）一般轴只收弯矩，不受扭矩时，称其为心轴2。通常根据心轴工作时是否转动，我们将其分为转动和固定这两种。3.1.2 根据轴线的不同进行区分：1）各段轴线不在同一条直线上的轴，我们称其为曲轴。其代表就是汽车发动机内部的曲轴。2）因此，我们将各段轴线在同一条轴线上的轴称之为直轴。根据外形的不同我们可以对其再进行细分：（1）表面光滑，形状简单，应力集中少，不利于装卸其他零件，常用于心轴和传动轴。将其称为光轴。（2）形状呈阶梯状，容易装卸，常用于转轴。将其称之为阶梯轴。（3）用好几层钢丝细绳缠绕而成，能够弯曲绕过各零部件并且远程操控摇杆距离的轴，并且具有良好的挠性，将其称为钢丝软轴-如传动摇杆装置，汽车时速表。3.1.3 轴承的重要性及失效轴承在轴的运转工作中十分重要，若轴承选择不当，将会产生导致机械工作失误。一般轴失效的主要形式是：因冲击负载导致的弯曲或计算失误导致的弯曲；承受轴向压力负载造成失稳；最严重的事故，因设计，材料，热处理，加工，冲击负载等问题造成的折断；还有一些较为特殊的轴易造成重心偏置，扰度过大等问题，例如空心轴，简支梁2。3.1.4 因此在轴的设计中，必须遵循如下规则：1）首先我们必须依据该州的工作环境，工作条件，工作载荷以及受力方向。从而确定材料，表面及热处理工艺。 2）轴的结构设计，我们根据轴的受力情况，工作情况，载荷情况以及轴上零件的装配，配合，定位情况。最后再根据轴的加工条件确定轴的合理结构形状及尺寸。3）对于一些类似于细长轴的刚度要求较大，必须进行刚度计算和校核。还有一些对于硬度要求较高的轴，必须进行硬度的计算。一些在高速运转情况下工作的轴，因为有共振的风险，因此必须进行共振稳定性测验。3.1.5 对轴的结构进行设计：1） 根据不同轴的工作情况不同，对轴上零件的装配进行设计以及轴在整个机械装置中的安放位置。2） 利用已知轴上的近似载荷，再根据一定经验，初步估计轴的尺寸和某径向尺寸。3） 在根据轴上的安装，装配和与零件的配合以及轴上受力，周表面的处理，从而确定轴的径向尺寸。4） 最后再根据轴上零件的位置，支撑架结构，配合结构和形式最终确定轴的轴向尺寸。3.2 主动轴的设计轴的材料选用45钢，由轴常用材料性能表1查得，轴的弯矩和转矩合成强度条件，由于轴的频繁震动启动故江旋转切应力看为脉动循环应力，且力矫正系数由邱宣怀主编第四版机械设计中第十六章中表16.3得式（3.1）5。 （3.1）式中 -表示应力矫正系数； -表示对称循环应力状态下的许用弯曲应力； -表示脉动循环应力状态下的许用弯曲应力。 同时又由于主动轴只受到转矩的作用，则由式（3.2）： （3.2）得:式中 表示弯矩； 表示重力； 表示轴半径。其中，。校核轴上危险截面的强度，由式（3.3）： （3.3）式中 表示危险截面当量应力； 表示抗弯剖面系数。式（3.3）又可写为式（3.4）： （3.4）从而得设计公式式（3.5）： （3.5）式中 表示危险截面直径。从而得出：3.3 从动轴的设计取切向力的极限最大值，分析知轴的中点为危险点由式（3.6）： （3.6）对中点的弯矩由式（3.7）为 （3.7）式中 表示轴长。轴受到产生的转矩最大值由式（3.8），式（3.9）： （3.8） （3.9）式中表示最大摩擦力； 表示摩擦系数。其中取，。得:，且当时同时取到最大值。由式（3.10）： （3.10）将上面数据代入式（3.10）得：由设计计算、的值很小就可以满足强度条件。由缠绕绳的速度和装置结构本小组初取绕绳轴半径为mm，另一轴半径为。 第4章 齿轮的设计 4.1 齿轮的概述齿轮是在机器中传递动力和运动的零件。齿轮传动可完成减速、增速、变向等功能。4.1.1常见的齿轮：圆柱齿轮用于两平行轴之间的传动圆锥齿轮用于两相交轴之间的传动蜗杆蜗轮用于两交叉轴之间的传动4.1.2传动特点：1）.效率高，传动比稳定，工作可靠，寿命长；2）.实用的速度和传递的功率范围广；3）.可用于平行轴、相交轴和交错轴之间的传动；4）.成本高，噪声大。4.2 齿面接触疲劳强度和齿根弯曲强度设计取轴r=30mm，G=2100N故齿轮传递的最大转矩为：T=63000Nmm应力循环次数取次。取圆柱齿轮的齿宽系数（悬臂布置），齿数比。齿轮的接触疲劳强度极限：根据本设计要求，选用以下数据：，其中为使用系数，为动载系数，为接触强度计算齿间载荷分配系，为弯曲强度计算齿间载荷分配系数，为接触强度计算齿向载荷分布系数，为弯曲强度计算齿向载荷分布系数，为弹性系数，为接触疲劳强度计算寿命系数10。取失效的概率为，安全系数。则接触疲劳许用应力为： （4.11）式中 表示许用接触应力； 表示接触疲劳强度计算寿命系数； 表示失效概率为1%时齿轮的接触疲劳极限；其中，值已知，值可由邱宣怀主编机械设计（第四版）中第12章中图12.17查出。将已知数据代入式（4.11）得：计算齿轮分度圆直径，式（4.12）： （4.12）式中 表示齿轮分度圆直径； 表示齿数比； 表示齿宽系数； 表示许用接触应力； 表示弹性系数。将数据代入式（4.12）得：齿宽如式（4.13）： （4.13）带入数据得：模数如式（4.14）： （4.14）带入数据得：齿高如式（4.15）： （4.15）带入数据得：常用数据如下：， （4.16）带入数据得：按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径式（4.16）： （4.16）带入数据得：计算模数，将数据代入式（4.14）得：齿轮的弯曲强度极限：计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，如式（4.17） （4.17）代入数据得：查得以下数据：， 设计计算如式（4.18）： （4.18）式中 表示齿形系数； 表示应力修正系数。代入数据得：对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数，由齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度所计算的模数并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度计算的分度圆直径：中心距如式（4.19） （4.19）带入数据得：计算齿轮齿宽，数据代入式（4.13）得：第5章 棘轮的设计5.1 棘轮的概述5.1.1棘轮机构的组成及机构特点：该是一种单向简谐运动，是由摇杆，棘爪，棘轮，止动爪所构成。棘轮所进行的是单向步进运动，不是转动或者往复单向运动。弹簧的使用是棘轮的一大特点，止动爪和棘轮之间的接触就是利用弹簧来保持接触，或者在摇杆和爪之间设置弹簧。棘轮机构有结构简单，制造方便，运动可靠等众多特点。而且棘轮每次可调整的角度都在较大的可调节范围之内，十分方便。但是其结构缺点是在工作时，有较大的冲击和噪声，而且运动精度相对较差。因此它不适合应用于低速载荷小的场所5。5.1.2棘轮机构的工作原理:通常情况下，我们将棘轮固装在传动轴上，摇杆则空套在传动轴上。当摇杆逆时针摆动时，棘爪推动棘轮转过某一个角度。当摇杆顺时针转动时，止动爪阻止棘轮顺时针转动，棘爪在棘轮的齿背上滑过，棘轮静止不动。因此当摇杆连续往复摆动时，棘轮便得到单向的间歇运动10。5.1.3棘轮机构的分类：按照齿在棘轮上的内外缘上，我们可以分为外接棘轮机构和内接棘轮机构。因为有时工作需要棘轮作不同转向的简谐运动，所以我们还可将棘轮分成顺时针单向间歇和逆时针单向间歇运动。通常还有双动式棘轮结构，此机构的棘爪可制成钩头或者直推的，一般应用于当摇杆来回摆动时使棘轮向同一方向转动时。还有齿啮式棘轮机构和摩擦式棘轮机构，这都是机械中常用的棘轮机构。5.1.4棘轮机构的功能：通常在机械设备中棘轮的有实现进给，转位或分度的功能。通过齿轮传动，曲柄摇杆，棘轮机构来使与棘轮固连的丝杠作间歇转动，从而实现间歇进给。或通过改变曲柄长度的大小来实现间歇进给。在棘轮外加一个棘轮罩，用来遮盖摇杆摆角范围内的一部分棘轮。在摇杆逆时针摆动时，棘爪先在罩上滑动，然后才嵌入棘轮的齿间来推动棘轮转动。从而来调节转过的角度的大小。 5.2 棘轮的设计棘轮齿形、模数齿数、齿面倾斜角、行程和动停比的调节方法这四大块都是棘轮设计的重点，我们需进行逐个项目的设计和确定等。5.2.1棘轮齿形的选择选择一般通用齿形，当载荷较大时，我们通常使用不对称梯形；一般使用三角形或圆弧形齿形时，这种情况是在棘轮机构承受载荷较小时；当使用双向式棘轮机构时，我们通常使用矩形和对称梯形。本次设计逃生装置的载荷较小，因此我们最终确定三角形齿形。5.2.2模数、齿数的确定模数m是棘轮设计的重中之重，这一点同齿轮模数m是同样重要。棘轮的顶圆直径是棘轮模数计算的基础。用如下公式来计算（5.20）。 （5.20）使用条件和运动是棘轮齿数确定的两大关键因素，根据这两大要求选定齿数。一般情况下，我们都是根据棘轮的最小转角从而确定棘轮的齿数，主要针对进给和分度的棘轮机构（当z小于等于250时，一般取z的范围是830）。因此我们选择，。5.2.3齿面倾斜角的确定我们人为规定，把棘轮齿面与径向线所形成的角，称之为齿面倾斜角。一般人为规定棘爪轴心与轮齿顶点的连线与过齿面法线的夹角，我们将其称为棘爪轴心位置角。为了满足棘轮在被棘爪推动的过程中，在齿面滑向齿根的过程中始终是紧压状态。一定要达到力对轴的力矩大于力f沿齿面对轴的力矩（N：棘齿对棘爪的法向反作用力，f：沿齿面的摩擦力），即则因为所以 即 上式中摩擦力f分别和棘齿和棘爪产生一定的摩擦系数，摩擦角。一般f取，f=0.2，=205.2.4 行程和动停比的调节方法1）采用棘轮罩如何改变棘轮转角的大小，一般都是通过改变棘轮罩的位置，是棘爪沿棘轮罩表面滑过。2）改变摆杆摆角如何进行实现棘轮机构转角大小的调整,一般通常利用曲柄摇杆机构中曲柄的长度，试摇杆摆角改变。3） 采用多爪棘轮机构我们必须要达到，任何一个轮齿所对应的中心角必须大于棘轮每次转动的角度时，因此我们必须采用多爪棘轮机构，其棘爪数为m。如n=4的棘轮，四棘爪位置依次错开，当摆杆转角在范时，四棘爪依照次序进入齿槽，从而推动棘轮转动相对应角度为 范围内整数倍。第6章 其他零部件的设计选择6.1 标准件的选择在是否选用轴承的这个问题上，存在一些争议，比如本装置的工作特性和效果以及结构的特点。这些原因是我们不需要选用轴承的关键所在：1从本装置的结构特点来说，它的安全性、可靠性和稳定性不会受不选用轴承的影响。2从站在节约成本的角度上，不选用轴承即可最大程度上降低预算，并且有利于该装置的推广和普及。3从最后从功能方面来看，不选用轴承使得主轴和滑轮的摩擦增大许多，从而在人的下降过程中起到减速的作用，刚好顺应了该装置的设计目的，并且能更好地实现装置的良好功能。另外选用的标准件如下：螺栓6，M1032；螺母6，M10；垫圈10。6.2 安全背带衣的选择安全背带衣是逃生人员在下降过程中保护人员身体安全的的重要措施，在下降的时候，安全背带衣中将逃生人员紧紧地包裹住，是逃生人员的身体能够尽可能的收缩在一块。与此同时，安全背带衣在下降过程中还能给逃生人员充足的安全感，尤其是老人，幼儿和妇女。安全背带衣的使用不仅在实用性上能够大大减少人们在下降过程中受伤的几率，而且从心理上来说可以在很大程度上抚慰人们在突发事件来临时紧张和恐慌的情绪。因此安全背带衣的使用十分必要。现在，国内外都有十分成熟的市场和产品。在超高层高层的户外玻璃清洁中，应用十分成熟。且安全背带衣是本逃生装置的配件,由于文章片段的文字篇幅，其工作原理及相关信息不再进一步详细赘述。6.3 安全挂钩的设计因为我们无法确定在发生意外突发事件时，每一个高楼的具体情况如何。因此本逃生装置使用可调式挂钩,略长的螺纹旋合式挂钩连接可以达到逃生装置可调的目地。另外由于当前的高层超高层建筑通常都是流行的大型落地窗，必须设计两种尺寸的旋合挂钩，这样就能根据自身情况判断是否需要进行二次旋转，加大可调节长度的范围。本挂钩的设计必须满足任何高楼的逃生装置。该挂钩较为类似于军队特种部队的上下建筑物所用的挂钩，市场也是较为丰富11。6.4 安全下降绳的设计为了能够更好地应用于各种环境的高层超高层建筑的各种环境，安全绳的选择显得尤为重要。这是保证被困人员逃生时的关键所在。我们通常所应用的绳子都是普通麻绳，一旦载荷过大或者遇到较为坚固或者锋利的物体进行研磨，易造成绳子的断裂。这样会对逃生人员的生命安全造成严重威胁。因此我们必须应用高韧性的专用野外用绳。在此基础上，为确保万无一失，我们使用钢丝绳。是在野外用绳的基础之上，在内部加入钢丝，确保韧性硬度的兼具。从而保证被困逃生人员在下落时的安全。第7章 计算和验证对于逃生人员在一定的安全时间内能否逃出的时间，以及逃生人员的落地速度我们都无法得知。因此必须进行计算。7.1 静力学平衡计算为绳与轴的正压力，角为包角的微元静力学平衡方程如下式（7.1）3： （6.1）式中 式中 （7.1）当趋近无穷小则： 由式（7.1）得：得到公式式（7.2）3： （7.2）设人重力，轴一周二拉力，为绳与轴二的包角。齿轮的的分度圆直径相同。得到关系式式（7.3）: （7.3）得到静力平衡的模型式（7.4）： （7.4）由式（7.3）可以得到逃生人员的下降仅与两轴的摩擦系数有关，与逃生人员的体重没有任何关系。7.2 绕绳的计算设第四圈为平衡点,为绳子与轴的包角，为摩擦因素为，绳子的直径为，重力加速度为。忽略轴承的摩擦力和速度突变损失的能量。绳长的计算公式式（7.4）： （7.5）包角计算公式式（7.5） （7.6）式中 表示轴一半径； 表示轴二半径。则第四层包角将数据代入式（7.5）得：仰角计算公式式（7.6）： （7.7）带入数据得：即当仰角为时第四层达到平衡。7.3 速度计算合力公式式（7.7）： （7.8）加速度公式式（7.8）： （7.9）具体数据如表7-1表7-1 加速度的计算层数包角加速度第一层第二层第三层第四层第五层第六层第七层第八层当楼层高度为20米时，设计一（每一层为8圈）表7-2 下降的瞬时速度层数绳长下降完该长度瞬时速度为耗时第八层3.37m3.53m/s2.3s第七层3.17m4.68m/s0.9s第六层2.90m5.29m/s0.7s第五层2.63m5.57m/s0.6s第四层2.37m5.58m/s0.5s第三层2.11m5.27m/s0.5s第二层1.83m4.70m/s0.5s第一层1.52m3.64m/s0.5s落地速度为3.64m/s为安全落地速度，总下降需要时间为:6.5s设计二（每一层为9圈）表7-3下降的瞬时速度层数绳长下降完该长度瞬时速度消耗的时间第八层4.1m2.00m/s1.3s第七层3.6m3.85m/s1.4s第六层3.3m4.67m/s1.0s第五层3.0m5.02m/s0.7s第四层2.7m5.02m/s0.6第三层2.4m4.68m/s0.5第二层2.0m3.94m/s0.5第一层1.8m2.43m/s0.7落地速度为2.43m/s为安全落地速度，总下降需要时间为: 6.7s下落过程中速度与时间关系图如图7-1所示:图7-1 速度时间关系图从以上的实验分析计算可知，每个人的最终速度均在3.5m/s左右，最终的落地速度小于5m/s，对于我们成人来说，这是一个安全的落地速度。相当于承认从小于1m的高度跳下，所以这是一个安全的速度。因此，有以上可得。我们该逃生装置完全符合我们的设计初衷。即使对于像25层的超高层建筑，使用该逃生装置，最终的落地速度仅仅为5m/s。下降时所需的时间仅仅只需几秒钟。虽然仅有几秒钟，但这对于突发事件的被困人员来说，这是非常宝贵的黄金时间。能够实现本设计快速逃生的目的。本设计逃生装置对于更高的楼层依然适用，在更高楼层的这种情况下，必须将仰角调节到上下。如果将仰角调节小于，大于等于时，这是由于突发情况十分严重，被困人员必须尽快逃离现场，逃生时间必须再缩短。但是必须牢记的是，仰角的角度大小不能小于。因为如果小于的话，最终下落的落地速度将会超过5m/s。这样会使一般人难以承受，易造成受伤情况。另外由式（4.7），式（4.8）计算得，经计算所得，当楼层高度于15m时，仰角必须调节到大于等于。本设计名叫高楼逃生装置，传统情况下我们通常将八层以上安装电梯的楼房都叫高层建筑。但我们现在的建筑越来越高，通常高层建筑超过二十层楼的高度。现代社会，由于高层建筑数量越来越多，高度也越来越高，高楼的概念又在发生改变，一般二十层层以上被称为高层建筑。因此，八层以下的楼房建筑不在本次的设计逃生装置范围之类，但是八层以下的建筑也是尤为重要，我们将其往下拓展四层楼。具体操作时转动连杆上的圆盘可以调节装置，十分方便。具体在装备设施图上可以找到。第8章 装配图本课题是设计一个高楼逃生装置，假设有火灾发生或者发生了其他紧急情况，住在高层的人们就可以借助这一工具进行安全快速的逃生，而且该逃生工具的体积小、可以对此进行折叠，操作简单。可以对被控人员进行多次往返救助，效率较一般逃生装置要搞。进行设计前，首先对市场上现存的高楼逃生装置进行对比分析，虽然都能够帮助进行高楼逃生，但是通过了解发现这些装置的操作复杂，成本售价高而且安全性能不是很高，有些是需要电力进行驱动，在紧急情况下很可能会发生断电等情况，所以这些装置具有很大的局限性。因此在本设计中，预采用一种基于负反馈闭环系统完成对高楼逃生装置的设计，这种设计结构比较简单，而且有操作简单和不需要电力驱动的优点，属于一种简单的纯机械设计。其设计原理是根据不同逃生人员的重力，进行机构传动的转换，产生较大的阻力从而防止逃生人员快速下坠，随着逃生人员的不断下落，绕线轮上的绕线层数逐渐减少，则所对应的带轮上的包角将逐渐增大，随之阻力也将增大，逃生人员便可实现加速、匀速和减速的快速安全逃生。我们还可以对该逃生装置的仰角进行调整，就可以适应当从动轴与安全下降绳的粗糙度、安全下降绳的直径发生改变时的情况，使之在这种情况下还可以正常工作。经过计算验证，该结构设计可以满足预期的要求，可以帮助逃生人员快速安全逃离7。结论对于我们毕业生而言，毕业设计并不只是一次简单的机械产品设计。在考察我们大学四年的专业课知识学习的同时。该毕业设计也是对我们大学生大学四年综合实力水平的测试。知识的提炼，学术的钻研，团队的协作，上下的沟通，语言的表达等都是我们以后不管是学习还是工作的必备能力。本次设计是大学四年以来，涉及面最广，专业领域最深，也是难度最大的一次设计。主要应用了机械设计，机械原理的相关知识。辅助还查询了大量的课外书本。有国内外的学术文献，还有具体的成品设计资料。本次设计对我们意义重大，不仅是我们对之前所学知识进行了回顾和灵活应用。而且对我们的综合能力提升十分有帮助，对我们以后的工作和再学习都有十分重大的意义。 本逃生装置是完全依靠逃生人员的重力，通过齿轮，轴，棘轮等所有的机械零件所组成的纯机械结构。将重力转换为阻碍被困人员自由下落的阻力，最终以安全速度使人员逃生。通过绕绳层数的减少，包角增加，阻力增加，使逃生人员最终成为一个减速下降的过程，最终以安全速度降落到地面，成功逃生。机构仰角大小可以调节，在轴二的粗糙度、安全下降绳的粗糙度、安全下降绳的直径发生改变时可以通过改变仰角的角度，使该装置仍然可以正常使用，从而适应了各种环境。该机械装置的各种性能，不管是实用性，操作性，成本问题，普及问题都是十分好的选择。致谢首先，在此要感谢西安文理学院机材学院提供这个平台给我们这次机会。还要感谢刘凌老师在毕业设计工作中对我的精心指导。若是没有刘凌老师对我的细心指导，我很难将毕业设计完成。在此我还要感谢大学四年之中，机材学院所有的任课老师。你们四年的传道授业为我毕业设计打下了坚实的基础。还要感谢我们小组的同学，他们的也给了我很大帮助。从论文课题的选定，开题报告的完成，到理论分析、装配图的绘制及后期论文的撰写工作都得到了刘老师的热情帮助，给我提出了许多宝贵意见，给予我大量尽心而有效的指导。设计过程中遇到的疑难她总是耐心地为我们解决，还给予我们许多宝贵的参考资料。这些不仅使我在这几个月的毕业设计中受益非浅，在今后的学习和工作中也仍将给我积极的影响和帮助。在此谨向刘老师表示最诚挚的谢意。并向所有参加论文答辩的老师致以最诚挚的感谢。同时，也向给予过我帮助的同学和室友表示衷心的感谢。另外由于是初次设计较为复杂的机构，难免会有许多不足之处，还请各位老师批评指正。最后再次感谢刘老师和其他各位老师长久以来的帮助。谢谢！参考文献 1 甘永立几何量公差与检测M上海：上海科学技术出版社，20102 孙训方材料力学M北京：高等教育出版社，20103 王铎理论力学M北京：高等教育出版社，20094 任家隆，李菊丽机械制造基础M北京：高等教育出版社，20095 邱宣怀机械设计M北京：高等教育出版社，20086 张策机械动力学究M 北京：高等教育出版社，2007.7 范思冲，周建平，丛肇助画法几何及机械制图M北京：机械工业出版社，20068 姜勇AutoCAD中文版机械制图基础培训教程M北京：人民邮电出版社，20069 霍达高层建筑结构设计M北京：高等教育出版杜，201410 朱龙根机械系统设计M 北京：机械工业出版社，2015.11 吕广庶，张远明工程材料及成型技术基础M北京：高等教育出版社，201012 朱龙根简明机械设计零件手册M北京：机械工业出版社 200713Creveling C M. Tolerance Design：A Handbook for Developing Oprimal SpecificationsAddison-Wesley,200714 Gao J S，Chase K W，Magleby S P. Generalized 3D tolerance analysis of mechanical assemblies with small kinematic adjustments. llE Transactions200830：367-37715 Zhang C，Wang HRobust design of assembly and machining tolerance allocations lIE Transactions201030：1 7-29英文翻译Ratcheting Behavior of T225NG Titanium Alloy under Uniaxial Cyclic Stressing: Experiments and ModelingAbstract: In order to investigate the ratcheting behavior of T225NG alloy, a series of ratcheting tests under uniaxial longcyclic stressing were performed. The results show that the ratchet ing strain of this alloy can get into shakedown after tens ( or hundreds) of thousand cycles. After the ratcheting strain is saturated under the condition that stress amplitude is half of peak stress, it will bring about subsequent fatigue failure, and relationship between fat igue life and one of peak stress and saturated ratcheting ( SR) strain meets pow er law . As the alloy is under stress jiggling with stress amplitude that is 1%25% of peak stress, the ratchet ing strain still become remarkable and goes into shakedown after several hundreds of thousand cycles but there exists little accessional strain caused by creep effect. It is notable that, w hen t he peak stress is 85%100% of yield stress, t he longcyclic stressing will lead SR strain to be from 14% to 2 5% even if the initial ratio of ratcheting strain is zero. Based on ratcheting threshold proper ty of peak stress and monotonicity of relationship between the peak stress and SR strain, a saturated ratcheting model ( SRM ) is developed to predict SR strain and to estimate saturated creep strain also. In addition, t he classes of ratchet ing evolutions of metals are discussed.Key words: T225NG; t itanium alloy; shakedown; ratcheting; cycle; plasticity; stress; strain; fa tigue; creepGradual increase plastic strain may be pro duced for metal materials under cyclic stressing and such kind of deformation w ith plastic strain accumulation is named as the ratcheting deform ation. The durative accumulation of ratcheting deforma tion can cause structures to exceed their size limit or to speed up their failure. The ratcheting strain can be defined by(1) w here the subscript T denotes the true state of strain and stress. For the true strain T and the true stress T , there are tw o expressions: T = ln( 1+ ) and T = ( 1 + ) w here and are corresponding to the uniaxial engineering strain and nominal stress ( axial force P / initial crosssection area A of specimens) , respectively. In Eq. ( 1) , T , m ax and T, min are the maximum and the m ini mum of true strain in each cycle, respectively; and T, R and T , L are the true stresses corresponding to T , m ax and T, min, respectively. T he ratcheting strain rate is given by （2) where N is the stress cyclic number. During the past tw o decades, scholars general ly believed that the m ain parameters controlling the uniaxial ratcheting behavior are stress am plitude a, mean stress m, stress rate , cyclic number N , temperature T , stress history and tem pera ture history !. Hence the ratcheting strain can be expressed as （3）Because of the complexity of the control pa rameters, researchers gave up systematic tests needed for given material and their traditional re search attention w as turned to the constitutive modeling on the basis of a few specific ratcheting experiments. In this w ay, the ratcheting strain is to be predicted theoretically 13 . In the existing constitutive models based on the yield surface theo ry, there are too m any undetermined parameters including some to be determined only by manm ade redressal. Therefore, the predictions of ratcheting deformation on the existing models are much more difficult. As the precision of these models can not satisfy various loading conditions, they still have long w ay to be developed for engineering applica tion. From a new angle, the authors performed series of uniaxial ratcheting tests under cyclic stress ing on 304, 1Cr18Ni9Ti stainless steel and T225NG titanium alloy 711 and studied the influ ences of a, m, v ( valley stress ) , p ( peak stress) , N , T , and !on ratcheting strain. A parabolic constitutive relation to describe the satu rated ratcheting ( SR ) strain based on unitary ratcheting stress r and tw o sets of m ethods to de scribe the saturated and nonsaturated ratcheting revolution w ere presented. Then a singlespecimen method to build the ratcheting constitutive rela tionships at room and elevated temperature w ere given. T hese developed methods provide new know ledge to control the ratcheting deformations of engineering materials and to study further on com plex ratcheting deformations. From the experimen tal and theoretical studies in the Refs. 211 , it is know n that the ratcheting behaviors of materials all are limited to cycle range w ithin tens or hundreds of cycles. Ratcheting deformation can cause structures to exceed their size limit, to rapture or to lose their stability, and this kind of problems has been taken into account in the ASME standard 12 . How ever, the ratcheting items in the standard are not com plete due to existing unknow n ratcheting and ratchetingfatigue behaviors. Experiments in the past disclosed that under cyclic stressing, som e ma terials w ill get into ratcheting shakedown only within hundreds of cycles 8, 9 but others can not do so 2, 4, 10 . U p to now , there is still lack of system atic experimental investigations on the ratcheting behaviors of some materials under longcyclic stressing in thousands of or hundreds of thousand cycles. A series of uniaxial ratcheting tests on T225NG alloy are performed in this paper. It is shown that under some stressing conditions this al loy has ratcheting shakedown after tens of thousand or hundreds of thousand cycles. Some behaviors of T225NG about ratcheting evolution, fatigue dam age, m icroamplitude ratcheting and ratcheting shakedow n in thousands of cycles are investigated and the saturatedratcheting constitutive relation ships based on unitary peak stress are presented. 1 Material, Facility and Test MethodExperiments are performed on uniaxial speci mens of T 225NG titanium alloy. The chem ical compositions ( mass percentage, %) of the alloy are C: 002, Si 004, Al: 20, Zr: 245, Fe: 003, N: 0016,H : 0001 and O: 008 and the specific elon gation 25 is 24% 。 In order to make microstructure of the alloy homogeneous and bring better stability of the me chanical properties, the specimens are treated by solid solution w ay w ith 120min heat preservation at 750 and subsequent cooling spontaneously in a tube vacuum furnace. The diam eter of the speci mens is 60 # 002m m and the w orking length is 18mm. T he test facility is M TS809 ( 25kN) , an elec trohydraulic servo material testing system, and its control system is TestStarII. The softw are used for data acquisition and test control is MT S790. 10. T he precision grades of both the M TS load cell and M TS axial extensometer are 02. All ratcheting tests are under uniaxial cyclic stress controlling with triangular waveshaped load ing signals: 0 p p- 2a , w here p and a are the peak stress and the stress amplitude, respec tively. In addition, the stressing rate is 200M Pa/ s. T able 1 gives the stressing conditions at room temperature and one specimen is tested for each stressing condition. T he stressing condition is nam ed in the form of p v , for example, for a specimen of T225NG alloy 500 200 means the cyclic stressing condition w ith 500 M Pa peak stress and 200MPa valley stress.Table 1 Cyclic stressing conditions for T225NG alloy2 Uniaxial Properties and the Const itutive Relat ionship of T225NG AlloyYoung% s modulus E , yield stress s and the strength limit b will be used to determine ratchet ing test parameters. From the monotonic tension tests performed on two specim ens of T 225NG al loy, it is know n that tw o curves are close to each other and have obvious yield plateau w ith 5000#strain range, therefore, the uniaxial consti tutive relationship can be expressed aswhere Young% s modulus E is equal to 107GPa; the hardening coefficient and the hardening exponent % are 770MPa and 01365, respectively; and the yield stress and the strength lim it are 398MPa and 540M Pa, respectively3 Ratcheting Evolution and Fatigue Damage of T225NG Alloy3.1 Ratcheting evolutionExperimental results under loading conditions in Tab. 1 show that plastic deformation w ill happen if only the peak stress is not less than 360 M Pa. Fig1 gives the Nr experimental curves of T225NG alloy as mean stresses are various from 185M Pa to 410MPa and the peak stress is eitherFig. 1 Experimental relationships between N and 420M Pa or 390MPa. From Fig1, it is clear that the ratcheting strain rate decreases greatly at the beginning of the evolution and goes dow n gradually to small( 01#/ cycle) after tens of thousand cycles. T he ratcheting deformations of the alloy under loading conditions listed in Table 1 all can reach ratcheting shakedow n ( saturated ratcheting defor mation) if the shakedown criterion is defined as the ratcheting state when the ratcheting strain rate is less than 10- 2#/ cycle during cyclic stressing. T he additional tests performed show that the specimens w ill lose their ratcheting stability if p is greater than 430MPa. Fig1 can also shows that during ratcheting w ithin five tens of thousand cycles, the Nr experimental results of the T225NG speci mens under loadings w ith the sam e peak stress and different mean stresses form a bundle of curves in a sm all dispersive zone. In other words, peak stress except for mean and amplitude stresses controls the ratcheting evolutions of the specimens. As the alloy is subjected to elastic loading w ith 360 MPa peak stress, there still exists a large SR strain about 1. 62% ( see Fig. 2) . Abnormally, theFig. 2 Experimental relat ionship between N and r with low er stress levelinitial ratcheting strain rate is almost zero in first 20000 cycles and increases quickly in the cyclic pe riod from 20000 to 30000 cycles and then decreases quickly to zero in the next period from 30000 to 40000 cycles ( see Fig. 3) . In this case, variation of the ratcheting strain rate has such a process as: in creasing very slowly increasing quickly decreas ing to zero ( shakedown) and the cyclic number at the beginning stage of this kind of ratcheting revolution should be random.Fig. 3 Evolution law of ratchet ing strain ratio w ith lower stress level3. 2 Fatigue damageU nder the loading conditions w ith the peak stresses from 375 to 430 M Pa in T ab. 1, the ratch eting evolutions of all specimens show n in Fig. 1 will get into shakedown no matter how the ampli tude stress varies. How ever, as the stress ampli tude a is equal to p/ 2, all the tested specimens have the accumulation of fatigue damage follow ing the plastic deformation accumulation and get into failure after ratcheting shakedow n ( see Fig4) .Fig. 4 Experimental relationships betw een N and r w ith fatigue damageFig. 5 gives the experimental results of NE (unloading elastic modulus) of tw o specimens un der the cyclic stressing w ith the same peak stress: 420M Pa and different amplitude stresses: p/ 2 and p/ 6. It show s that the unloading elastic modulus decreases gradually w ith the cycles as a equals to p/ 2. This show s that greater stress amplitude w ill cause the fatigue damage and make the m aterial cyclic softening and the stiffness reducing. When the stiffness seldom changes, w hich indicates that the fatigue dam age is so little that the cyclic softening is not noticeable. Like the effect of the strain amplitude in the case of strain fatigue, the stress amplitude in the case of ratchet ing loading is a important parameter to control fa tigue damage, and the greater the amplitude is, the more serious the damage w ill be. It also should be noticed that the initial unloading modulus for the ratcheting case in Fig. 5 ( stress rate 6GPa/ s) goes dow n 8. 4% relatively to Young% s modulus.Fig. 5 Evolution laws of unloading elastic modulus of the alloy wit h two different stress amplitudes Experimental relationship between 2N f and p ( Fig. 6) w hen a = p/ 2 exhibits its monotonic property well. So, if failure happens to T 225NG specimens when a = p/ 2, the fatigue life of T 225NG is determined by the peak stress. In this case, the following power law equation can be used to describe the experimental relationship 2N f- p of T225NG.Fig. 6 Variation curves of saturated ratcheting strain and neak stress w ith twice lifeThe correlation coefficient R of this equation to ex perimental data is 0936. Fig6 also show s the ex perimental relationship between SR strain r, s and the tw ice life 2N f and it meets the power lawThe correlation coefficient R of Eq. ( 6) is 0985. Clearly, this better monotonic behavior is due to the plastic deformation accumulations which direct ly influence the fatigue damage evolution of the al loy. All the results above lead to the conclusion that under the ratcheting conditions, the fatigue life of T 225NG can be predicted by stress ampli tude and especially by the SR strain if only the re lationship betw een peak stress and amplitude stress is fixed.3.3 Uniaxial ratchetingevolution classification of metallic materialsU p to now , know ledge of ratcheting evolution laws of metallic materials is not systematical be cause most researches were mainly focused on the ratcheting behavior in a short cyclic period from tens to hundreds of cycles 2, 6, 10 . T o predict sub sequent ratcheting strain according to know ledge from ratcheting tests in a short cyclic period may result in w rong conclusion.Based on the test results 9, 10 of 304 and 1Cr18Ni9Ti stainless steel and the present results of T225NG alloy in this paper, the uniaxial ratch eting strain evolution law s can be divided into three types: ( , ) and ( see Fig. 7) . For type I of ratcheting, ratcheting strain rate at beginning w ith larger value w ill decrease to below a small value in a cyclic period, e. g, 10- 2 #/ per cycle, and in this final cycling, ratcheting gets into shakedow n ( see subtypes: I0 and I1 in Fig. 7) . As cyclic stressing is at elastic stage, the special ratcheting evolution shown in Fig. 2 may happen. This case belongs to subtype I2. For subtype I3 of ratcheting ( see Fig4) , ratcheting deformation will get into shake dow n at first cyclic stage and low cycle fatigue un der cyclic stressing w ill m ake a specimen failed at subsequent cyclic stage.Fig. 7 Uniaxial evolution behaviors of ratcheting strain of metallic materialsAccording to the equation: T, p= ( 1+ max ) ! ( Fp/ A ) w here both peak force Fp and crosssector area A are fixed, the true peak stress w ill become larger ow ing to that max w ill vary to be larger w ith plastic strain accumulation and then it returns to enlarge the plastic strain accumulation. In this cyclic stressing ( see Fig. 7) , ratcheting strain rate w ill decrease from larger value at beginning to a constant and increase gradually to lead specimen faild in subsequent longcyclic period. T his ratchet ing is defined as type II. Type III of ratcheting stands for those of w hich ratcheting strain rate de clines quickly to a certain value and then goes up rapidly to lead a specimen failed ( see Fig. 7) .T he discussions above are helpful to under stand the ratcheting strain evolution law s and the fatigue dam age behavior in different cyclicstressing periods and to find w ay to control plastic strain ac cumulation of materials.4 Ratcheting Shakedow n Properties of T 225NG4. 1 The effect of peak, amplitude and mean stressesAs is show n in Fig. 1, the ratcheting strains of the T225NG specimens can reach shakedow n or ratcheting saturation after several tens of thousand cycles. Fig. 8 gives all the experimental data ( p, r, s) and the corresponding initial data ( p, r, 0) . It is indicated from Fig. 8 that peak stress is the u nitary control parameter for the uniaxial SR strain of T225NG and the effects of amplitude and mean stress are not remarkable. Therefore, the peak stress p is the key parameter that determ ines the ratcheting shakedow n. It is w orth noticing that al though the initial ratcheting strain r, 0 is zero when the peak stress is below the yield stress 398M Pa, the SR strain is able to reach a large value about 15 000- 30 000#, and even w hen the peak stress is 360M Pa ( 95% below yield stress) , the alloy specimens still have the SR strain about 15 000#. This phenomena of metallic materials should be paid attention to in engineering field.Fig. 8 Experimental results of pr, s and pr, 04. 2 The effect of microamplitude cyclic stressingSome structures such as tubes and prestress steel bars are subjected to the pulse load w ith micro amplitude and certain mean stress, but such kind of ratcheting deformation is still not to be paid atten tion to by engineers yet. The experimental results ( see Fig9) under the microamplitude loadingFig. 9 Effects of stress jiggling on relationship betw een peak stress T, p and saturated ratcheting Strain r, sconditions listed in Tab. 1 indicate that there still exist larger ratcheting strains w hich can reachshakedown when specimens are subjected to the microamplitude stressing. Fig. 9 also shows that the T, pr, s curve under microamplitude stressing is somew hat higher than that under largeam plitude stressing. This is because the cyclic periods of the microamplitude stressings are 29 times than what the largeamplitude stressings have and longer cyclic periods may m ake the plastic strain accumu lations more completely. Ow ing to that the experi mental data ( p, r, s) have sm all disperive zone, the capability driving plastic strain accumulation by peak stress is invariable, so that the accessional ef fect of creep on the ratcheting shakedow n under microam plitude stressing is not remarkable, i. e. , there is little influence of stress amplitude on the plastic strain accumulation.Creep is a special stressing condition as the stress amplitude is closed to zero. Now that the ef fect of stress amplitude is not evident to SR strain, traditional creep tests can be replaced by ratcheting tests to predict plastic strain accumulation in shake dow n. This cognition m ay bring an improvement on the experimental study of creep in method.4. 3 Ratcheting threshold and saturatedratchet ing constitutive relationshipAccording to the saturatedratcheting proper ties of T225NG at room temperature for longcyclic stressing and the monotonicity of T , pr, s show n in Fig9, the concepts of ratcheting threshold stress r, th and ratcheting stress r given in papers, and the parabolic law betw een the unitary stress r and the SR strain all are still available. As can be seen from Fig. 10, the experimental relationship ofFig. 10 SRM and experimental relationship betw een T, p and r, sof T225NG alloy still has a parabolic trend, but the regressed parabolic curve does not intersect the stress coordinate, w hich is different from the law for stainless steels present in Ref. 9 . This indicates that once the plastic accumula tion starts, the SR strain can achieve larger value about 14500#. and under the cyclic stressing at room temperature, the saturatedratcheting consti tutive model ( SRM ) for T225NG alloy can be ex pressed as follow ingswhere &r, kr, r, th, k and c 0 are m aterial con stants. By regressing the experimental data, it can be got that r, th, &r, kr , r, th, k and c 0 are equal to 340M Pa, 05655mm/ mm , 0001433mm/ mm, 00145mm/ mm, 10415 and r, th/ E , respectively. T he strain r, th is the extremum of the parabolic SRM that is corresponding to the ratcheting threshold stress r, t h. For some materials such as stainless steels that would shakedow n after tens of or hundreds of cycles, r, th is zero.T he ratcheting threshold stress of T 225NG, 340M Pa, is dow n 146% from the yield stress, so that a large ratcheting strain for the alloy w ill still be accumulated even though the peak stress is low er in the range from 854% s to s. It is got ever that the ratcheting threshold stress is 384M Pa 10 according to the ratcheting tests of T 225NG alloy in 200 cycles, w hich is larger than 340M Pa. The reason for this difference is that the type I2 of ratcheting evolution under longcyclic stressing is neglected ( see Fig. 2 and Fig. 7) .With SRM ( Eq. ( 7 ) ) , the SR strain of T225NG at room temperature can be predicted conveniently. Fig. 11 gives the comparisons of the predicted results and the experimental results under the conditions in Table 1. From Fig. 11, it is clear that the predicted points are tightly close to the 45+ line ( accurate solution) and locate in the small field surrounded by the tw o lines w ith 12 times safety. This ideal result show s that SRM can be used toFig. 11 Comparision of SRM predict ions w ith experiments of ratcheting strain r, spredict the SR strain accurately. Now a single specimen method is presented for stainless steels to establish SRM 9 , and for T225NG alloy this method w ill still be available. Additionally, to avoid the effect of ratchetingfatigue damage on the SR strain of the alloy, the number of peak stress levels should be added greatly but cyclic number per level should be arranged to only several cycles, and the stress am plitude should not be greater than p/ 2.5 Conclusions( 1) U nder cyclic stressing at room tem pera ture, T225NG alloy could reach ratcheting shake dow n after tens of thousand cycles; the ratcheting stress w hich controls the startup and shakedow n of positive ratcheting deformation is better unitary pa rameter to predict the SR strain of T 225NG.( 2 ) As subjected to the cyclic loading, T 225NG could have fatigue damage following ratcheting deformation, and the greater the stress amplitude is, the more serious the damage will be. If the stress amplitude equals to half of the peak stress, the relationship betw een the fatigue life and the peak stress or the SR strain w ill accord with a monotonic pow er law from w hich a life estimating equation is present.( 3) There still exists ratcheting deformation that w ill reach ratcheting shakedown after hun dreds of thousand cycles even if the stress ampli tude is 1%25% of the peak stress. The acces sional effect of creep has little contribution to the ratcheting shakedown. In order to predict the satu rated creep strain, ratcheting tests w ith great am plitude stress are hopeful to replace the traditional creep tests w ith zeroamplitude stress which need more time.( 4) The ratcheting evolution of metallic mate rials can be classified as three types in which the shakedow n type I can be divided into four sub types. When it takes a peak stress from 854% s to 100% s, T225NG still has ratcheting deforma tion and its SR strain is about 14%25% and the ratcheting evolution belongs to type I2.( 5) A constitutive model SRM is developed to describe saturated ratcheting strain under long cyclic stressing. T his SRM reflects the uniaxial ratcheting behavior of the alloy in essence and has satisfactory precision to predict the SR strain of the alloy. As the effect of the am plitude stress is unre markable in the ratcheting behavior, this model could be used to estimate the creep strain.References 1 Chaboche J L, Nouailhas D. Constitutive modeling of ratch eting effects. Part I: experimental facts and properties of the classical models J . ASME J Eng Mater Tech , 1989, III ( 4) : 384- 392. 2 Hassan T , Kriakides S. Ratchetting in cyclic plasticity. Part I: uniaxial behavior J . Int J of Plast, 1992 ( 8) : 91- 116. 3 Ohno N, Wang J D. Kinematic harden ing rules w ith critical state of dynamic recovery. 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Modeling of saturated ratcheting strain under uniaxial cyclic stress loading at elevated tempera ture J . Journal of Beijing University of Scien ce an d T ech nology, 2001, 23( s) : 59- 61. ( in Chinese) T225NG钛合金在单轴循环应力作用下的棘轮行为：实验与建模摘 要: 通过一系列单轴应力循环实验对 T 225NG 钛合金进行了长次循环棘轮行为研究。研究表 明, 在一定峰值应力范围内经数万次应力循环后材料具有棘轮安定性; 棘轮疲劳损伤与幅值应力 和峰值应力相关, 当幅值应力为峰值应力的一半时, 棘轮变形达到安定后产生疲劳破坏, 疲劳寿命 与峰值应力或 SR 应变( 饱和棘轮应变) 之间满足幂律关系; 在幅值应力仅为峰值应力的 1% 25% 时, 材料依然可以产生棘轮塑性应变累积并经过数十万次循环后达到安定, 且蠕变附加效应 不显著; 当峰值应力取为屈服强度 85% 100% 时, 初始棘轮塑性应变率为零, 但经过数万次循环 后仍可以产生 1 4% 2 5% 塑性应变累积。基于峰值应力与 T225NG 合金单轴棘轮塑性累积之 间所具有的单调特性以及棘轮演化的门槛特性, 本文重点发展了 SRM 抛物律本构模型, 该模型可 较好预测 T225NG 合金单轴 SR 应变, 也可用于估算蠕变的安定塑性累积。论文还讨论了关于棘 轮演化的分类问题。 关键词: T225NG; 钛合金; 安定; 棘轮; 循环; 塑性; 应力; 应变; 疲劳; 蠕变在循环应力作用下，金属材料的塑性应变可逐渐增大，这种塑性应变累积的变形称为棘轮变形。大 棘轮变形的持续积累会导致结构尺寸超过极限或加速破坏。棘轮应变可由(1)在这里，下标T表示应变和应力的真实状态。对于真应变T和真应力T，这里有tw o表达式：t=ln(1)和T=(1)w，它们是一致的。 分别对单轴工程应变和名义应力(试件轴向力P/初始截面面积A)进行分析。在方程(1)中，T，m ax和T，min是最大值，m i是最大的。 在每个循环中，真应变的尼玛分别是T，R，T，L分别对应于T，m AX和T，min的真应力。棘轮应变率（2) 其中N是应力循环数。在过去的几十年里，学者们普遍认为，控制单轴棘轮行为的参数是应力a，平均st。 应力速率、循环数N、温度T、应力历史和真历史。因此，棘轮应变可以表示为（3）由于控制参数的复杂性，研究人员放弃了对给定材料所需的系统测试，并放弃了对本构模型的传统搜索注意。 g基于一些具体的棘轮实验。在这方面，棘轮应变的理论预测13。在现有的基于屈服面的本构模型中， 哦，我也有任何未定的参数，包括一些只能由人来决定的参数。因此，现有的模型对棘轮变形的预测是非常困难的。 很难。由于这些模型的精度不能满足不同的加载条件，因此在工程应用中还有很长的路要走。从一个新的角度，作者 304，1Cr18Ni9Ti不锈钢和T225NG钛合金在循环应力作用下的ED系列试验711并研究了a，m，v(谷应力)，p(豌豆)的影响 (k应力)，N，T，和！关于棘轮应变。一种基于单一棘轮应力r和tw_o的抛物线本构关系来描述基于单一棘轮应力r和tw_o的饱和额定棘轮应变。 本文介绍了饱和非饱和棘轮运动。然后用单点法建立了室温和高温下的棘轮本构关系。 在给予之前。该方法为工程材料棘轮变形的控制和复杂棘轮变形的进一步研究提供了新的思路。从实验中 文献211中的Tal和理论研究表明，材料的棘轮行为都局限于循环范围，只有几十个或几百个循环。棘轮变形会导致结构的尺寸超过极限、断裂或失稳，这类问题已在ASME标准12中考虑到。前夜 由于存在未知的棘轮和棘轮疲劳行为，标准中的棘轮项目不完整。以往的实验表明，在循环应力作用下，马氏。 只有在几百个周期8，9中才能进入棘轮安定，而其他人则不能这样做2，4，10。到目前为止，还缺乏系统的实验研究。本文对T225NG合金进行了一系列单轴棘轮试验。结果表明，在一定的受力条件下，这种拉力在几万或几十年后发生了大幅度的下降。 千圈之红。本文研究了T225NG在数千次循环中的棘轮演化、疲劳坝龄、微幅棘轮和棘轮抖动的一些行为，并对其进行了分析。 提出了基于单一峰值应力的转轮本构关系。1.材料、设备及测试方法对T225NG钛合金的单轴形貌进行了实验研究。合金的化学成分(质量分数，%)为C：002，Si004，Al：20，Zr：245，Fe：003，N：0016，H：00。 01和O：008和25的特异性为24%。为了使合金组织均匀，并使合金具有较好的稳定性，对试样进行了120 min的固溶处理。 750及随后在管式真空炉中自发冷却。其直径为60 m002m m，测宽为18 mm。试验装置为电液伺服材料测试系统M TS 809(25 KN)，控制系统为TestStarII。数据采集和测试控制软件采用MT S 790。 10.M TS负载传感器和M TS轴向引伸计的精度等级均为02。所有棘轮试验均采用单轴循环应力控制，采用三角波加荷信号：0p-2a，w为峰值应力和应力幅值。 此外，应力速率为200m Pa/S.t，1给出室温下的应力条件，并对每个应力条件测试一个试样。强调条件是NAE 以pv为例，对T225NG合金500 200试样的循环应力条件为500 M Pa峰值应力和200 mpa谷应力。表1 T225NG合金的循环应力条件2. T225NG合金的单轴性能与常数关系用杨氏%s模量E、屈服应力s和强度极限b确定棘轮试验参数。通过对T 225 ng L.Loy的两种不同品种的单调拉伸试验，得出了该方法的结论。 已知tw_o曲线彼此接近，在5000#应变范围内具有明显的屈服平台，因此，单轴结构关系可以表示为：当杨氏模量E=107 GPa，硬化系数和硬化指数%分别为770 MPa和01365；屈服应力和强度Lim分别为398 MPa和540。 m Pa3.T225NG合金棘轮演化与疲劳损伤3.1棘轮进化在Tab加载条件下的实验结果。1表明，只有峰值应力不小于360 mPa时，才会发生塑性变形。图1给出了T225NG的Nr实验曲线。 合金的平均应力范围为185 MPa410 MPa，峰值应力为图1氮与氮的实验关系420 mPa或390 MPa。从图1可以清楚地看出，棘轮应变率在演化开始时大大降低，经过几万个周期后逐渐下降到小(01#/周)。 莱斯。在表1所列加载条件下，合金的棘轮变形均能达到棘轮振动筛n(饱和棘轮变形)。 在循环应力作用下，当棘轮应变率小于10-2#/周时，d为棘轮状态。另外的测试表明，这些标本将失去棘轮稳定性。 当p大于430 MPa时的性能。图1还可以显示，在棘轮过程中，t225ng的nr实验结果与sam一起加载。 E峰应力和不同平均应力在Sm全弥散区形成一束曲线。换句话说，除了平均应力和振幅应力外，峰值应力控制着棘轮的演化。当合金在360 MPa的峰值应力下承受弹性载荷时，仍存在较大的SR应变。62%(见图2)。图2低Er应力水平下N与r之间的电离实验关系初始棘轮应变率在前20000循环中几乎为零，在2000030000循环中迅速增加，在下一个周期从3迅速下降为零。 0000至40000周期(见图3)。在这种情况下，棘轮应变率的变化有这样一个过程：在非常缓慢的压缩过程中，迅速增加，命令达到零(安定)和t。 这种棘轮革命初期的循环数应该是随机的。初始棘轮应变率在前20000循环中几乎为零，在2000030000循环中迅速增加，在下一个周期从3迅速下降为零。 0000至40000周期(见图3)。在这种情况下，棘轮应变率的变化有这样一个过程：在非常缓慢的压缩过程中，迅速增加，命令达到零(安定)和t。 这种棘轮革命初期的循环数应该是随机的。图3棘轮应变比W_i较低应力水平的演化规律3.2疲劳受损在加