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1726 车梁加 工用 转台 设计

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1726_车梁加工用翻转台的设计1,1726,车梁加,工用,转台,设计

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南昌航空大学科技学院学士学位论文1、 引言1.选题的依据及意义：随着时代的进步，中国经济的迅速发展，建筑、采矿等对重型卡车的需求量也在不断的提升，车架是汽车的最重要部件，同时纵梁也是车架的重要部件，在现在国内的各个重型卡车生产厂家，纵梁孔加工工艺是个非常头疼的问题。提高纵梁的加工效率如今拥有很广阔的市场。车身底盘纵梁是各种车辆的基本骨架，直接决定着整个车身的刚性和承受冲击性能，对于车架而言,最基础的部件就是纵梁.对于纵梁的加工,目前国内各大厂家主要采用的是单摇臂钻床靠模加工,加工效率普遍低下,针对此现状我对纵梁钻孔翻转系统的设计进行改进,能支持4台摇臂转床同时加工,并且通过大梁台箱装置的翻转实现纵梁三面孔的加工,从而减小了由于反复拆卸,安装,定位所引起的定位和加工误差.采用纵梁钻孔翻转机不仅提高了国内整体厂家的加工效率,同时也能够给重型车辆厂家带来可观的经济收入。2.国内外研究概况及发展趋势：机械加工过程中都会使用到夹具来固定工件使之占有正确的位置，以便加工和检测。但是当工件太大而不方便调节位置，不能保证精度，而又有进行旋转加工时，夹具不能满足加工要求。这是我们必须选择去它的夹具，譬如翻转台，翻转台可以进行360翻转，并能任意角度固定，符合加工要求。翻转台因为减轻工人的劳动强度，提高生产率，缩短生产周期，保证加工精度，为企业带来效益，所以得到快速的发展，现在已经有焊接翻转台、变速箱翻转台、机体维修翻转台等等。近日，安叉集团研制成功装载机离合器组装翻转台架，该新型翻转台架的研制成功，实现了装载机离合器、大吨位离合器一次性装夹完成全部工作的组装，不仅翻转和压配实现了自动化，而且还降低了劳动强度，节约了人力资源，提高了装配效率。随着客户的需求，安叉集团公司生产的装载机产量在不断的增加，然而，在装配过程中，装载机离合器的轴承和波形弹簧压装较为困难，翻转也较为吃力、麻烦，现有装配台架已经不能满足生产需求。为了解决这一“瓶颈”，提高生产效率，减少工人劳动强度，直属一金工车间和工艺科联合商讨制定，将整个组装台架由电机减速机、台架和液压系统组成，利用电机减速机带动翻转、液压油缸压装轴承和波形弹簧，实现电动翻转和电动压装功能，一次装夹，并完成全部的组装工作，同时附属大吨位离合器的组装。 随着科技的进步，机械加工要求变的更高，加工工件变大，变得更为复杂，翻转台的人工翻转已经不能满足要求，翻转台会向着自动化、数控化的方向发展，翻转台也会更复杂。3. 研究内容 通过研究以前的车梁加工系统，得出车梁加工中的缺点，决定总体设计目的，进行总装配的设计，通过计算确定所有零件的尺寸，校核所有零件的强度。二、总体设计方案和安装使用说明 2.1设计目的 机械加工过程中都会使用到夹具来固定工件使之占有正确的位置，以便加工和检测。但是当工件太大而不方便调节位置，不能保证精度，而又有进行旋转加工时，夹具不能满足加工要求。以前，车梁在加工过程中需要使用行车进行多次翻转和定位，才能完成车梁的上各基础孔的钻孔、镗削。效率低，精度低。所以进行车梁加工翻转台的设计，翻转台的必须达到以下的要求：1) 车梁可绕纵向轴线作正反360。慢转，任何角度均可停止并自锁，使各部面的钻孔都可以转成水平位置作平施工。2) 车梁上各基础孔的堆焊、镗削均能方便进行，不受翻转台的挡碍。3) 位置定心滚动。2.2方案的选择和主要参数：根据车梁形状和研制要求，曾提出两种方案。它们都由首端和尾端两部分组成。首基本相同，都是用来驱使车梁旋转的动力。由自锁电机、联轴器、链轮、涡轮蜗杆减速器带动主轴低速旋转，固定在主轴一端的转臂与车梁保险杠联接，带其转动。为使不同车型的重心都能调到旋转线上，转臂上设有可调偏心的夹紧装置。两个方案的区别在于尾端结构不同：方案一，翻转台的尾端是由一件直径28m 的滚圈和四件滚轮组成，滚圈在滚轮上可作原位置定心滚动。不同型号车梁的尾部都可插入这个滚圈中夹紧后随圈一齐滚动。用两个平台将首尾端升高，让过旋转的车梁。方案二翻转台尾端是由一根尾轴和支撑架组成。尾轴是车梁在尾部的旋转中心，它和不同型号车梁的联接分别有专用钢架完成。比较上述两个方案，从不同车型装夹的适应性、车梁装夹时稳定性和修理时人员的安全程度看，前一个方案较好。虽造价偏高，制造难度偏大，考虑到日后长时间修理工作的方便可靠我们决定采用第一个方案。 传动原理图翻转台的主要技术参数：台架外长128m 输入功率75kW，台架总宽4m 旋转速度05rrain，旋转中心高28m ，最大扭矩58800Nm，滚圈外径28m 偏心调节量01 000mm。2.3 翻转台设计2.31 车梁重心位置的确定 从车梁的形状可以看出，车梁形状以纵向轴线左右对称重心必然在轴对称平面上，重心位置不能直观定出可由三种方法确定；计算法、作图法和实测法。采用前二种方法必须先知道车梁各部位钢板的厚度和轮廓曲线的方程或准确位置这比较难做到。特别是进口车的车梁由于形状不规则，其计算或作图过程复杂，而且最后结果也是个近似值。利用实测法能比较快地解决这个问题而且不会出错。（如图1)取a b c三个点着力将车梁吊起其中b c两点用5吨手拉葫芦代替钢绳，调整手拉葫芦的长短，使车梁的对称轴平面d处于水平状态。在主钩转动轴线的下方挂一重锤e，重锤尖端所指的点8即为车粱的重心位置。 图12.32 主要尺寸参数的确定：1 偏心的调整范围：(见图1)根据每种车梁的长度和车梁中方便夹紧的部位，初步确定首端转臂到尾端滚圈之间的距离为8m这可使不同车型都可靠夹紧又方便修理。在车梁轴平面d内，从车梁8m处的截面形心f过车梁重心g引一直线，并向保险杠一端延长，此线即为车梁在翻转台上转动时的旋转轴线。保险杠到旋转轴线的垂直距离h就是该车型所要求调正的偏心大小。取不同车型中的最大距离1m，定为翻转台的可调偏心范围。 2 翻转台的旋转中心高：车梁外形离旋转轴线最远的点到轴线的垂直距离为该车型旋转时的中心高取不同车型的最大距离加放200rmm，即28m定为翻转台的旋转中心高3 滚圈内径；车梁上离保险杠一端8m处截面形状的最大尺寸，加放吊装时所需活动的范围就是滚圈的内径大小。取三种车型中的最大滚圈内径即25m，定为翻转台的滚圈内径(见图2) 图24 首尾端间距离；根据车梁长度和方便夹紧的部位，在确定偏心范围时已初定出首尾端的间距为8m。但每种车梁长度均长10m左右，将车梁吊装入圈时，为不碰撞首端涡轮和转臂，必须在垂直面内，纵向倾斜一个角度。首尾端间距越小，倾斜越多，要求滚圈的内径也越大。在初定的8m间距下，滚圈内径25m是否行，必须验证。我仍通过吊装模拟试验来验证(见图3)。接比例将首端转臂1o和尾端滚圈23的大小、位置作图，用同样比例将8m处截面尺寸最大的车梁制成硬纸板模型。模拟吊装，倾斜移动，观察车梁与滚圈，车梁与转臂之间不碰撞的活动间距是否够大。结果是，在23m 内径的滚圈中可以顺利吊装出入。由于车梁尾部圆弧跨接段部位i处(见图1)，经常出现裂纹，必须补焊。这个部位正好靠近8m处的滚圈夹紧部位，为让开补焊空间，我仍将首尾端间距从8m 增大到84m。 图32.4 车梁的装夹结构1 弧形滑板平台：车梁尾部安放在滚圈内的小平台上。在84m处和这小平台接触的车梁，三种车型的倾角都不同。为保证是面接触而非线接触，我们将小平台设计成上下两部分，它们之间是圆弧面连接。上半部可以随车梁安放时的角度在下半部上作一定角度的滑动，直到车梁和小平台的接触面吻合为止。2 螺旋千斤顶夹紧：车梁在滚圈平面内两个方向的自由度，我们采用四只螺旋千斤顶夹紧的方法来限制。水平方向一边一只相对顶紧车梁，垂直方向两只，将车梁同一截面的两个部分压紧在两个弧形滑板平台上。为装夹快捷可靠，千斤顶采用燕尾槽滑嵌在滚圈内侧，并使滑动方向与滚圈旋转平面垂直，防止转动时松脱。2.5 翻转台的安装精度 如果安装精度不够，在旋转过程中，车梁定位就会被破坏(见图3)，随滚圈转动，直线jK、jL长度会发生变化，由长变短然后又变长，促使夹紧松驰、车梁脱落造成事故，这是十分危险的。我们的安装精度是：(1) 滚圈滚动平面的垂直度03mmm。(2) 滚圈的旋转中心与首端主轴轴线的位置度lmm。(3) 滚圈的滚动平面与首端主轴轴线在水平面内的垂直度lmm全长。我们采用的测量方法如下：(1)滚圈在车加工前，装一根可拆卸的空心方梁跨过直径。加工时保证滚圈外圆的圆柱度，外圆与方梁上孔3的同轴度，外圆与滚圈基准端面的垂直度。(2)用框式水平仪测量，使滚圈安装时基准端面的垂直度o3mmm，主轴轴线的水平度 O04mmm。(3)预先安首端主轴承座上前后两只主轴孔配二块厚6mm 的校正圆板，圆板中央各有一只 同轴小孔。校正前，吊下主轴，将两块圆板装在主轴承座孔中。(4)用o3钢丝穿过三只 3孔，粗校主轴轴线与滚圈中心的位置度。(5)在翻转台首尾端间中点放一水准仪，测量三只 3孔，使滚圈中心与主轴轴线的位置度lmm。(6)用 03mm钢丝测量主轴承孔前面一块校正圆板的 3孔中心到滚圈端面上水平直径两端点的距离差，调正滚圈平面取向，使之 lmm。(7)因调整中的相互影响，需重复校正上述精度。三、传动部分的设计计算3.1 自锁电机功率和转速：联轴器的工作效率：1 =0.99 齿轮传动的效率(包括轴承效率)：2=0.97 开式滚子链传动的效率：3=0.92 涡轮蜗杆减速器的工作效率(包括轴承效率):4=0.4齿轮的传动比为i1=34，开式滚子链传动的传动比为i2=18，涡轮蜗杆的传动比i3=580，则电机转速可选择的范围为：nd=nwi1i2i3=7.51280.可见同步转速750、1000的电机符合，因为前者比后者的传动比小，传动结构尺寸较小，因此可选用同步转速750满载720的电机，选定的电机型号为Y160L-8。传动装置总传动比i= =1440，取齿轮减速器的传动比为i1=4， 开式滚子链传动的传动比为i2=5，则涡轮蜗杆的传动比为i3= =72。3.2 各轴转速和功率： 电动机轴为0轴，齿轮减速器的高速轴为1轴，低速轴为2轴,蜗杆的轴为3轴,涡轮的轴为4轴。 n0=n1=730r/min n2= =180r/min n3= =36r/min n4=0.5r/min按电机额定功率Ped计算各轴输入功率， P0=Ped=7.5KW P1=P0=7.425KW P2=P12=7.425=7.2KW P3=P2=7.2=6.63KW P4=P3=6.630.4=2.65KW各轴转矩： =99.48 因为T4，58800Nm所以电机选用额定功率为11KW，同步转速1000r/min,满载转速为730r/min,型号为Y180L-8.传动装置总传动比i= =1440，取齿轮减速器的传动比为i1=4， 开式滚子链传动的传动比为i2=5，则涡轮蜗杆的传动比为i3= =73。电动机轴为0轴，齿轮减速器的高速轴为1轴，低速轴为2轴,蜗杆的轴为3轴,涡轮的轴为4轴。 n0=n1=730r/min n2= =182.5r/min n3= =36.5r/min n4= =0.5r/min 按电机额定功率Ped计算各轴输入功率， P0=Ped=11KW P1=P0=10.89KW P2=P12=10.89=10.56KW P3=P2=10.56=9.72KW P4=P3=9.720.4=3.89KW各轴转矩： =143.9 3.3 圆柱齿轮的设计3.3.1选择齿轮材料及许用接触应力计算 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为241286HBS，=730Mpa，=600 Mpa。大齿轮选用ZG35SiMn调质，齿面硬度241269HBS，=620Mpa，=510Mpa。选用7级精度。SH =1.1，SF =1.25，材料的弹性影响系数.许用接触应力计算如下：3.3.2按齿面接触疲劳强度设计 由于载荷平稳故取载荷系数K=1齿宽系数小齿轮上的转矩T1=142.47Nm 由d1 = =62.8mm确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=420=80 实际传动比I0=80/20=6传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=4模数：m=d1/Z1=62.8/20=3.14mm根据手册取标准模数：m=4mm确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=420mm=80mmd2=mZ2=480mm=320mm齿宽：b=dd1=162.8mm=62.8mm取b2=65mm b1=70mm3.3.3按轮齿弯曲疲劳强度校核 根据齿数Z1=20,Z2=80由手册得: YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.22 YSa2=1.73 =59.5Mpa =52.7n1=182.5r/min,说明全面按照链板疲劳强度计算来确定小链轮的齿数是合理的.初选中心距a0=(3050)p链节数Lp链节数应 圆整数，并最好取偶数。实际中心距：松边垂度 f=(0.010.02)a链节距p=15.875 选择用弹簧卡固定的链中心距不宜过小，过小链在小链轮的包角也小减小链轮齿数的啮合这样传动效率也会减小若中心距过大则结构不紧凑，链条易发生抖动增加运动的不均匀性则选取Lp=140 链长L=2223 a=629 f=6.2912.58验算链速v : 采用滴油润滑。（2） 计算链的有效拉力F：计算作用轴上的压力FQFQ=1.2F=1.211478.3=13773.96N根据链速为低速，传动平稳，可选取45钢，50钢和ZG310-570滚之链的牌号为： 10A1140 GB12431997小链轮的主要几何尺寸： 大链轮的主要几何尺寸：3.5 输入轴的设计计算3.5.1 输入轴的选材及轴径设计选用45#钢，调质，硬度217255HBS，按扭矩初算直径d，公式如下： ，式中A仅决定于材料许用剪应力的系数，由设计手册取A=110，n为输入轴的转速，P为输入轴的功率。代入数据可得计算如下：其上应开有键槽，应适当增大直径，增大5%，则，取值30mm,与联轴器的孔径相适应,。联轴器的计算转矩查表选用HL3弹性柱销联轴器,其公称转矩630000，半联轴器的孔径3.5.2 轴的结构设计 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。确定轴各段直径和长度轴结构草图如下：从左到又依次为1.2.3.4.5段d1=30mm，长度L1取L1=58mmd2=40mm，长度L2取L2=55mm初选用7309c型角接触球轴承，其内径为45mm宽度为25mm，外径为100mm。故d3=45mm，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁有一定的距离，再考虑留有一定的长度的套筒长，故取L3=25mm+15.5mm=40.5mm由于小齿轮的齿根圆直径和轴的直径相差很小，故将小齿轮和轴做出一体，即做成齿轮轴。小齿轮的齿根圆直径为70mm，宽度为70mm，故可选取第四段的直径为d4=60mm，长度为L4=100mm，齿轮中心位于第四段轴的中心。第五段选取和第三段一样的尺寸。轴的总长度Lin=58+50+40.5+100+40.5=289mm3.5.3 对输入轴进行校核： 齿轮分度圆直径：d1=80mm扭矩：T1=142.47Nm求圆周力：Ft，求径向力：Fr，绘制该轴的受力简图，直面弯矩图，水平面弯矩图，扭矩图如下：L=140mm 判定危险截面为第四段轴的中心面该轴单向旋转，轴为45钢，调质处理，根据设计手册有，查得。则折算系数为：验算危险截面强度比较计算结果和结构设计C截面直径，满足强度要求。3.6 输出轴的设计计算3.6.1输出轴的选材及轴径设计输出轴选用45#调质钢，硬度217255HBS 。由公式求出轴的最小直径:考虑其上开有键槽，直径应适当增加，增加5%，则直径为，最后取最小直径为30mm。3.6.2 轴的结构设计大齿轮置于箱体中间，两轴承对称分布。齿轮右侧用轴肩固定，左侧用套筒固定。轴承采用角接触轴承，型号为7309c，基本参数如下：内径d=45mm，外径D=100mm，B=25mm。图为大轴的草图，可分为七段，从左到右标号依次为1，2，3，4，5，6，7。各段直径分别为：30，36，45，50，56，50，40，单位mm。长度分别为：32，50，43，61，10，56，23，单位mm。因为大齿轮的分度圆的直径为320 mm，故将大齿轮做成辅板式结构，其草图如下，具体的参数已经在齿轮设计部分给出。输出轴的长度为Lout=32+50+45+61+10+25+56=279mm3.6.3输出轴的校核 按弯扭复合强度计算轴的受力简图如下：，弯矩扭矩图如下：各数据如下：根据受力图和弯矩扭矩图，判断O处为危险截面，下面进行验算：该轴单向旋转，轴的材料为45钢，调质处理，根据设计手册得，查得，则折算系数为：验算危险截面强度：比较计算结果与结构设计O截面直径，满足强度要求。3.6.4 轴承的选择：（1） 输入轴轴承选择 对于输入轴的轴承选择，首先考虑角接触轴承。选用7309c型角接触轴承，其基本尺寸如下：内径：45mm；外径：100mm；宽度：25mm。（2） 输出轴轴承选择 对于输出轴的轴承选择，考虑角接触轴承，选用7309c型角接触轴承，其基本尺寸如下：内径：45mm；外径：100mm；宽度：25mm。（3） 求作用在齿轮上的力 齿轮分度圆的直径为圆周力径向力轴向力求两轴承的计算轴向力查手册得轴承派生轴向力，e为判断系数，其值由的大小来决定，但现轴承轴向力未知，取e=0.42.，轴承2放松，轴承1压紧 X1=0.4 Y1=1.4 X2=1 Y2=0因为中等冲击，所以P1P2 转换成年数，可用5年，故5年检修更换。 3.6.5 键的选择：（1） 键联接选择平键联接， 输出轴齿轮所在段的键的选择，其所在轴段的直径为50mm，选用键1445GB/T1096-2003。输出轴与小链轮相连的轴段采用键828 GB/T1096-2003。 键的类型和尺寸（2） 校核键的强度 查表得 取平均值 输出轴齿轮所在段的键键的工作长度 L=l-b/2=38mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=4.5mm 输出轴与小链轮相连的轴段键的工作长度 L=l-b/2=24mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=3.5mm 可见键的强度合格。3.6.6 减速器箱体尺寸确定 箱座壁厚 根据公式0.04a+18mm，a=200mm，故取整11mm。 箱盖壁厚 根据蜗杆在下0.85，取为10mm。 箱座凸缘厚度b 。 箱盖凸缘厚度 。 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 ，选用20mm。 地脚螺栓数目n=8 轴承旁连接螺栓直径 取整为15mm，派生16mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 ，取为8mm。 视孔盖螺钉直径 ，取为8mm。 定位销直径d ，取为8mm。 轴承旁凸台半径 。 外箱壁至轴承座端盖面距离 ，取为37mm。 蜗轮顶圆与内机壁距离，取为11mm。 涡轮端面与内机壁距离，取为11mm。 箱盖、箱座肋厚 ，取为8.5mm，取为9.35mm。 凸缘式端盖 ，取为140mm。 嵌入式端盖 ，取为135mm。3.7蜗轮蜗杆的设计计算3.7.1选择材料 采用单线渐开线蜗杆（ZI），蜗杆传动功率不大，速度低，故蜗杆用45钢。因希望耐磨性好，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55HRC。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，轮芯用灰铸铁HT100制造。12 弹性系数3 接触系数先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距a的比值得 .3.7.2蜗轮的许用应力 涡轮的基本许用应力,取中心距a=650mm,因i=73,取模数m=15，蜗杆分度圆直径这时， 查得接触系数，因此以上计算结果可用。3.7.3蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1) 蜗杆 轴向齿距，直径系数q=18，齿顶圆直径，齿根圆直径，分度圆导程角，蜗杆轴向齿厚。2) 涡轮变位系数，涡轮分度圆直径，齿根圆直径，涡轮喉圆直径，齿轮咽喉母圆半径。3) 校核齿根弯曲疲劳强度查得螺旋角系数,许用弯曲应力 查得基本许用弯曲应力寿命系数 弯曲强度是满足的。3.7.4蜗杆轴的设计计算 ，这根是低速轴，采用齿轮轴，因为蜗杆分度圆直径为270mm，齿根圆为234mm，第一段轴径为35mm，长30mm，第二段轴径为40mm，长170mm，第三段轴径为70mm，长100mm，第四段为有齿段轴径为200mm，长为235mm，第五段轴径为306mm，长为230mm，第六段轴径为200mm，长为235mm，第七段轴径为70mm，长为100mm。轴承座外端面距离外箱壁6mm，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部斜面与蜗轮距离大约在一个箱壁厚度左右，涡轮齿两侧到各段轴承各有55mm，轴端倒角为。链轮与轴连接的键的基本尺寸为。3.7.5蜗杆轴的疲劳强度和扭矩强度校核 故安全1) 危险截面的左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得材料的敏性系数为故有效应力集中系数为 尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全，2) 危险截面的右侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 过影配合出的 ，插入法求出并取，得 轴按磨削加工， 得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全轴的设计校核完毕，设计符合要求。3.7.6 蜗轮轴的设计计算 这是低速轴，所以选择HL型弹性柱销联轴器。，选择HL5.考虑到安全，即选择轴孔直径为75mm，轴长为150mm。第二段轴径为80mm，长为80mm，第三段轴径为85mm，长为204mm，第四段轴径为90mm，长为10mm，第五段轴径为85mm，长为31mm，第六段轴径为80mm，长为39mm。轴的两端轴承选取型号6316的轴承。（1）蜗轮轴的疲劳强度和扭矩强度校核 故安全，1) 危险截面的左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩M为M= 截面上的扭矩 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数查表得材料的敏性系数为故有效应力集中系数为尺寸系数扭转尺寸系数轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全，2) 危险截面的右侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为M=截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，查表得 过影配合出的，插入法求出并取，得 轴按磨削加工，得表面质量系数为而且得综合系数值为碳钢的特性系数取 计算安全系数 故安全轴的设计校核完毕，设计符合要求。（2）蜗轮的键 键的类型和尺寸键的基本尺寸校核键的强度 查表得 取平均值键的工作长度 L=l-b/2=189mm键与轮毂的接触长度 k=0.5h=7mm 可见键的强度合格。3.7.7减速器箱体尺寸确定 箱座壁厚 根据公式0.04a+38mm，a=650mm，故取整11mm。 箱盖壁厚 根据蜗杆在下0.85，取为10mm。 箱座凸缘厚度b 。 箱盖凸缘厚度 。 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 ，选用24mm。 地脚螺栓数目n=8 轴承旁连接螺栓直径 取整为17mm，派生18mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 ，取为9mm。 视孔盖螺钉直径 ，取为8mm。 定位销直径d ，取为8mm。 轴承旁凸台半径 。 外箱壁至轴承座端盖面距离 ，取为47mm。 蜗轮顶圆与内机壁距离，取为11mm。 涡轮端面与内机壁距离，取为11mm。 箱盖、箱座肋厚 ，取为8.5mm，取为9.35mm。 凸缘式端盖 ，取为160mm。 嵌入式端盖 ，取为120mm。3.7.8求作用在蜗轮上的力 蜗轮分度圆的直径为圆周力径向力轴向力求两轴承的计算轴向力查手册得轴承派生轴向力，e为判断系数，其值由的大小来决定，但现轴承轴向力未知，取e=0.42.，轴承2放松，轴承1压紧 X1=0.4 Y1=1.4 X2=1 Y2=0因为中等冲击，所以P1P2 转换成年数，可用5年，故5年检修更换。三、设计总结 走的最快的总是时间，来不及感叹，大学生活已近尾声，四年多的努力与付出，随着本次论文的完成，将要划下完美的句号。经过堪比考试还艰难的几十天完成了这次毕业设计，体力透支是肯定的。每天就在数学的计算和力学的校核，以及空间的统筹中。本次我进行的翻转台的设计，从对它不知所云到整个结构都刻入脑海中，我花的心思与精力只有我自己才能体会到。计算是一个很枯燥的工作，数据繁杂，计算量很大，布置复杂，即使是再小的疏忽也会导致所有的工作前功尽弃。计算中我不敢疏忽，所有的答案都是自己经过严谨计算得出的。并且得出了正确答案。从课题选择到具体的写作过程，无不凝聚着老师的心血和汗水。老师要指导很多同学的论文，加上本来就有的教学任务和科研项目，工作量之大可想而知，她还在百忙之中抽出大量的时间来指导我们。她的循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪，她的渊博的专业知识，精益求精的工作作风，严以律己、宽以待人的崇高风范，将一直是我工作、学习中的榜样。在我的毕业论文写作期间，老师为我提供了种种专业知识上的指导和一些富于创造性的建议，没有这样的帮助和关怀，我不会这么顺利的完成毕业论文。在此向刘萍老师表示深深的感谢和崇高的敬意。同时，论文的顺利完成，离不开其它各位老师、同学和朋友的关心和帮助。在整个的论文写作中，各位老师、同学和朋友积极的帮助我查资料和提供有利于论文写作的建议和意见，让我把握了毕业论文答辩怎么写。在在他们的帮助下，论文得以不断的完善，终极帮助我完整的写完了整个论文。最后，也是最重要的，我要感谢我的父母，如果没有他们，就没有现在站在这里的我，是他们赐与我生命，赐与我大学的机会，是他们创就今天的我。对于你们，我充满无穷的感激。参考文献 1.机械设计实用手册编委会编. 机械设计实用手册. 北京: 机械工业出版社, 20092.吴宗泽主编. 机械设计师手册. 北京: 机械工业出版社, 20093.李红波. 箱体焊接万向翻转台研制J. 矿山机械，2008（10）：36-384.唐美健，占金林. 154吨自卸车车梁翻转台的研制J. 矿用汽车，1996（4）：10-135.Mechanical design and systems handbook. New York:McGraw-Hill Book Co., 19856.纪名刚.机械设计.高等教育出版社，2001 7.邓星钟.机电传动控制. 第3版.华中科技大学出版社，20018.林岗.机械制造自动化技术.机械工业出版社，20019.陆玉.机械设计课程设计. 第3版.机械工业出版社，200010.机械设计手册编委会.机械设计手册. 北京. 机械工业出版社.2007年2月11.陈立德.机械设计基础.高等教育出版社.2007年8月12.卢耀祖.机械结构设计.同济大学出版社，200413.胡家秀主编：简明机械零件设计实用手册，机械工业出版社，2006年1月第一版14.程志红、唐大放编著：机械设计课程上机与设计，东南大学出版社，2006 15.机械原理（第六版）孙桓、陈作模主编，高等教育出版 2001年6月致 谢在论文完成之际，我要特别感谢我的指导老师的热情关怀和悉心指导。许老师平日里工作繁多，但在我做毕业设计的每个阶段，从外出实习到查阅资料，设计草案的确定和修改，中期检查，后期详细设计，程序调试等整个过程中都给予了我悉心的指导。我的设计较为复杂烦琐，但是许老师仍然细心地纠正程序中的错误。除了敬佩老师的专业水平外，她的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。同时也要感谢和我一组的同学们，在论文的写作过程中，正是有了他们的帮助和指导，才使得我的毕业论文能够快速顺利的完成。 然后还要感谢所有关心、支持、帮助过我的良师益友。 最后，向在百忙中抽出时间对本文进行评审并提出宝贵意见的各位老师表示衷心地感谢！35对振动侦查和测量的一种实用方法物理原则和侦查技术 作者：John Wilson, 动态顾问, LLC这篇论文论述振动物理、弹簧质量系统的动力学，阻止、位移、速度和加速度，并且查出和测量这些物产传感器的操作原理。振动摆动由振动或作用在机构的力的变化引起振动的摆动。振动行动反向。由于我们将看到，这振荡可能是在经过若干时间有价值的周期连续不断的或者可能间断的。它可能是周期性或非周期性, 那就是说，它可能或者可能不呈现一规则的周期的重复。动摆的本质取决于力量的本质驾驶它和结构被驾驶。运动是一个矢量，呈现一个方向和一个量。振动的方向通常被描述依据一些独立的坐标系（典型地笛卡尔的或者直角的）其运动的方向被称作坐标轴。这些坐标轴的正交座标系的原点是被任意地被定义在一些适当的的位置。机构的多数振动的响应可以用当做单自由度弹簧质量系统模型，并且许多振动传感器使用他们的一个弹簧质量系统当做转导机构的机械部分。除外形尺寸之外，一个弹簧质量系统可以用弹簧的刚度K，和质量M，或者质量的重量W等性能参数来阿描述。这些特征不仅决定来这机构的静态特性（静变位d），而且决定来它的动态特性。如果g 是重力的加速度:F = MAW = MgK = F/d = W/dd = F/K = W/K = Mg/K一个弹簧质量系统的动力学一个弹簧质量系统的动力学的可以被体系的特性在自由振动及有效的振动表示。自由振动 自由振动被那情况情形哪里那弹簧是偏斜于是释放以及允许到自由地摇摆。例子包括一个跳板、一个跳簧跨接管，以及一个摆或摇摆偏斜以及留某事给自由地振动处理。两个特征特性应该注意。 第一、阻尼在那体系表示原因的那振幅的那振荡到减少将来。 那包括市区及郊区的那阻尼、那更快的那振幅随时间减小。（只要弹性极限不是超过），那频率或时期的那振荡无关原始的大小原始的偏转的的。 那自然地发生频率的那自由振动被呼叫那自然频率fn:受迫振动 受迫振动当能量是连续地被加到那弹簧质量系统由申请振动的力在一些受迫振动频率时的情形ff. 两个二例子连续地推一个孩子上去一个摇摆和一失衡旋转电机元件。如果提供充足的能量到克服那阻尼是，那动作就会延续长达那激励延续之久。受迫振动可以取自励的或外部地激发振动的形式。自激振动发生在激发力是产生在或上去那悬挂质量的时候；外部地激发振动发生在激发力作用于弹簧的时候。这是那情形、例如：、当那基础对此那弹簧附属于是移动时。传导能力 当基础正在振动，而且力整个弹簧被传输到中止的质量时候,质量的动作将会是来自基础的动作差积。 我们将会认为基础的动作是输入，I, 和质量的动作响应, R. 比率半径/我被定义为传输度,Tr:Tr = R/I共振 在力频率好低于体系的固有频率，RI, 和 Tr1。由于作用力的频率接近那固有频率，由于共振，所以传递率增加。共振是在机械系统中的量的存储。在力频率接近那固有频率、能量是存储和积聚、导致增加响应振幅。阻尼也增加由于增加响应振幅、然而，并且最后那能量为阻尼所吸收、每一周期、等于能量增加由激振力，并且平衡状态到达。我们发现当fffn.时最大传递率发生，这个情况被称作共振。隔振 如果激振力频率超过fn，R降低。当ff = 1.414 fn, R = I 或Tr = 1时，在比较高的频率R I 或Tr 1。在频率当0.1英寸，到使他们成为现实的。一束对准在一个反射面上光束在强度或者角度的的变化能被使用当做一距离指示从震源的角度之上方面。如果该探测仪器是足够快的，变化的距离也可以被测定。最灵敏的、准确的和精密的测定距离或位移的光学装置是激光干扰仪。利用这个仪器，一束反射激光束间杂有原来的入射光束。这由相位差形成的干涉图样可以测量位移下至1 MHz 震动加速度仪。最现代的PR传感器是用单个碎片硅制造的。一般说来，造型整体传感器的优点从一个单一的材料块是更好的稳定性，较少热量的失配在部分之间，并且较高的可靠性。欠阻尼的 PR 加速度仪容易不比 PE 装置高低不平。 单一晶体矽能有特别的降伏强度,特别地以高的应变率，但是它是然而一个脆的事物。 矽的内磨擦非常低，因此，谐振扩大可能是比较高的超过对于 PE 传动器。 两者的这些功能成为它的比较易脆性的因素, 虽然如果适当地设计而且安装他们被规律性用测量震动很好上述的 100,000 g 。他们通常有较宽的频带宽度胜于 PE 传动器 (比较相似实物大小范围的模型), 连同较小的非线性，零的移位和磁滞特性。 因为他们有直流电反应，他们在将要产生长期计量时才使用。在 PR 加速度仪的一个典型独石矽可察元件中,1 毫米角尺矽芯片合并整个的弹簧，质量和四个臂的 PR 应变计桥总成。 感知器经由各向异性的浸蚀和显微机械加工技术是利用一个单一晶体矽做成的。 应变计被本来平的矽一个杂物的图案造形。 沟流的后来浸蚀释放规并且同时地定义如只是最初厚度的矽区域的质量。桥路可以由放置并联补偿电阻或者级数用任何这木头支架平衡了，做相配的或者这阻抗值及价值的变化用温度的修正。补偿是一种艺术; 因为 PR 传动器能有非线性特性, 用激发来自它被制作或校正的条件差积操作它是不受劝告的。 举例来说， PR 灵敏度只有大约成比例激发, 通常是一个固定的电压或, 在一些外壳, 定流中有一些性能利益。因为热的性能将会大体上和激发电压的变化,在灵敏度和激发之间没有一个精密的比例。 另外的预防在处理电压驱动的桥方面, 特别地有低的电阻那些, 是确认桥拿适当的激发。 输入熔断丝的级数电阻担任一个分压器。注意这输入导线有低电阻，或者那一六线的大小是制成的（用读出线在这桥梁趋于允许这激励被校准）所以这桥梁获得这特有的激励。恒定电流激励工作没有这些用串联电阻的问题。然而， PR 传动器通常被补整傲慢的固定电压激发并且不可能用定流给被需要的性能。 PR 桥的平衡是它的健康最敏感衡量, 而且通常是传动器的总不确定度的占优势的功能。 平衡,有时叫做了偏向, 零偏位 , 或 ZMO( 零可测量产量,和 0 g 的产量),能被通常是热的特性或在内部或外面地诱导了感知器的应变变化的一些效应改变。传动器外壳设计尝试隔离来自外面的应变 , 像是热的暂态，基本的应变或固定转矩的感知器。 内部的应变变化,举例来说，环氧基树脂蠕升,容易成为长期的不稳定的因素。所有的这些比较对于锕加倍的装置因为他们在直流者加倍传动器的较宽频带中更时常发生，通常低周波效应对直流传动器是更重要的。一些PR设计，尤其是高灵敏度传感器，是设计有阻尼延长频带和过量程的能力。 阻尼系数0.7 是考虑过的理想。 如此的设计时常使用油或一些其他的粘滞液体。 二个特性听写技术是有用的只有在相对地低周波: 阻尼军队成比例流过速度,而且适当的流量速度被藉由用大的位移泵流体达到。 这是在那敏感的传动器的一个快乐的巧合他们在低的加速度频率操作位移足够大哪里。粘滞阻尼可以有效地除去共振放大率，延长过量程的能力，并且比加倍有效带宽。然而，因为缓冲液的粘性是一温度的强函数，传感器的有用的温度范围实质上是受限制的。可变电容 VC传感器是通常平行板空隙电容器其中的设计运动垂直于电镀层。在一些设计中屏从一个边缘被把建成悬臂式，因此，动作实际上是转动; 其他的屏在圆周的周围被支援, 当做在一个弹网中。 由于加速度的在 VC 元件的电容方面的改变被一对目前检波器感觉皈依者进入电压产量之内的变化。许多VC传感器是微电机一致地在一间隔一点点微米厚的趋于允许空气减震中间插进的腐蚀剂硅片。事实是空气粘度变化由只有一点百分比在一宽的工作温度范围提供一频率响应比是可完成的用油阻尼PR设计更坚固的上方。在一VC加速度记录器中，一个高频振荡器给VC元件提供必要的激励。电容变化被这检流器检测。输出电压与电容变化成正比因此，趋于加速度。这结合的超程停留在这间隔可以提高高低不平的在这灵敏的方向，虽然阻力趋于过量程的在横向必须信任单独地靠这悬浮的力量，按现状对全部的其他的传感器设计没有超程停止来说是正确的。一些设计可以继续存在极其大加速度过量程的工况是 1000倍的测量范围。一台典型微电机VC加速度记录器的传感器是由三硅元件胶合到一起形成的密封的装配。元件中的二个是空气介质，平行板积蓄器的电极。 中央的元件用化学被蚀刻造形被薄又易曲手指中止的一个硬的中央质量。 阻尼特性被位于质量之上的孔气体流量控制。VC传感器可以提供好传感器的特色测定类型论述初期的中许多：大的过量程的，直流电响应，低阻抗的输出端，和单纯的外部信号工况。缺点是成本并且以那在板子上调节的增加错综度按规定尺寸制作关联。 同时, 高频电容检波电路被用，而且一些高频载波通常在产量信号上出现。它是通常连达到（即，1000倍）比输出信号的频率高三数量级也不被注意到。伺服系统（力平衡） 虽然伺服加速度计是主要地使用在惯性制导系统，但是一些他们的工作特性必然使他们在一定的振动应用中是合乎需要的。所有的在先前被描述的加速度仪类型是开环装置在哪一产量由于可察元件的挠曲被直接地读。在倍力器中-控制, 或闭合回路，加速度仪, 挠曲信号被用当一个身体上地驱动或再平衡返回平衡位的质量电路的反馈。 倍力器加速度仪制造业者建议仰赖位移 (也就是,晶体和 piezoresistive 元件的绷皮操作) 时常生产一个产量信号的开环仪器引起非线性错误。在闭合回路中设计,内部的位移被试验过的质量电再平衡保持极端小,将非线性减到最少。 除此之外，闭合回路设计被说有较高的精确度胜于开环打字。 然而，期间精确度的定义改变。以传感器制造商校核。伺服加速度计可以使两个基本几何结构的其中任何一个：线的（例如，扩音器）和摆动的（仪表的测量机构）。振动的几何结构是商业的设计中应用最广泛的。直到最近，伺服机构是主要地以电磁原则为基础。力通常被藉由在一个磁场之前经过在质量上的线圈驾驶电流提供。 在和一个电磁的再平衡机构的下垂倍力器加速度仪中，下垂的质量发展对试验过的质量和那应用的加速度的产品转矩比例项。 质量的动作被位感知器 ( 典型地电容的感知器) 发现, 送一个误差讯号给伺服系统。 误差讯号引起对产量的倍力器放大器对转矩电动机的一个反馈电流,发展相等在量中到来自下垂的质量加速度产生的转矩一个反对转矩。输出端是激励电流它本身（或者交叉一输出端电阻器）作用的，与偏转环传感器相似，跟外加力成比例因此趋于加速度。和开环传感器的高低不平的弹簧元件相反，再平衡压入回路加速度记录器的箱体中主要地有关电的并且只有当有动力提供时存在。当能实行的和大多数的阻尼被提供透过电子学的时候，弹簧在敏感的方向中是如易坏的。不像独自地仰赖可察元件 (s) 的特性其他的直流- 响应加速度仪，它是闭合回路设计的反馈电子学控制使存偏见稳定性。因此伺服加速度计倾向于提供较少零点飘移，是我们在振动测量中使用他们的主要的理由。一般说来，他们有一个1000赫兹的有效带宽的并且被设计成以比较地低加速度级并且极低频元件方式使用在应用。 A Practical Approach to Vibration Detection and MeasurementPhysical Principles and Detection TechniquesBy: John Wilson, the Dynamic Consultant, LLCThis tutorial addresses the physics of vibration; dynamics of a spring mass system; damping; displacement, velocity, and acceleration; and the operating principles of the sensors that detect and measure these properties.Vibration is oscillatory motion resulting from the application of oscillatory or varying forces to a structure. Oscillatory motion reverses direction. As we shall see, the oscillation may be continuous during some time period of interest or it may be intermittent. It may be periodic or nonperiodic, i.e., it may or may not exhibit a regular period of repetition. The nature of the oscillation depends on the nature of the force driving it and on the structure being driven. Motion is a vector quantity, exhibiting a direction as well as a magnitude. The direction of vibration is usually described in terms of some arbitrary coordinate system (typically Cartesian or orthogonal) whose directions are called axes. The origin for the orthogonal coordinate system of axes is arbitrarily defined at some convenient location.Most vibratory responses of structures can be modeled as single-degree-of-freedom spring mass systems, and many vibration sensors use a spring mass system as the mechanical part of their transduction mechanism. In addition to physical dimensions, a spring mass system can be characterized by the stiffness of the spring, K, and the mass, M, or weight, W, of the mass. These characteristics determine not only the static behavior (static deflection, d) of the structure, but also its dynamic characteristics. If g is the acceleration of gravity:F = MAW = MgK = F/d = W/dd = F/K = W/K = Mg/KDynamics of a Spring Mass SystemThe dynamics of a spring mass system can be expressed by the systems behavior in free vibration and/or in forced vibration. Free Vibration. Free vibration is the case where the spring is deflected and then released and allowed to vibrate freely. Examples include a diving board, a bungee jumper, and a pendulum or swing deflected and left to freely oscillate.Two characteristic behaviors should be noted. First, damping in the system causes the amplitude of the oscillations to decrease over time. The greater the damping, the faster the amplitude decreases. Second, the frequency or period of the oscillation is independent of the magnitude of the original deflection (as long as elastic limits are not exceeded). The naturally occurring frequency of the free oscillations is called the natural frequency, fn: (1) Forced Vibration. Forced vibration is the case when energy is continuously added to the spring mass system by applying oscillatory force at some forcing frequency, ff. Two examples are continuously pushing a child on a swing and an unbalanced rotating machine element. If enough energy to overcome the damping is applid, the motion will continue as long as the excitation continues. Forced vibration may take the form of self-excited or externally excited vibration. Self-excited vibration occurs when the excitation force is generated in or on the suspended mass; externally excited vibration occurs when the excitation force is applied to the spring. This is the case, for example, when the foundation to which the spring is attached is moving. Transmissibility. When the foundation is oscillating, and force is transmitted through the spring to the suspended mass, the motion of the mass will be different from the motion of the foundation. We will call the motion of the foundation the input, I, and the motion of the mass the response, R. The ratio R/I is defined as the transmissibility, Tr:Tr = R/I Resonance. At forcing frequencies well below the systems natural frequency, RI, and Tr1. As the forcing frequency approaches the natural frequency, transmissibility increases due to resonance. Resonance is the storage of energy in the mechanical system. At forcing frequencies near the natural frequency, energy is stored and builds up, resulting in increasing response amplitude. Damping also increases with increasing response amplitude, however, and eventually the energy absorbed by damping, per cycle, equals the energy added by the exciting force, and equilibrium is reached. We find the peak transmissibility occurring when fffn. This condition is called resonance.Isolation. If the forcing frequency is increased above fn, R decreases. When ff = 1.414 fn, R = I and Tr = 1; at higher frequencies R I and Tr 1. At frequencies when R 0.1 in., to make them practical.The change in intensity or angle of a light beam directed onto a reflective surface can be used as an indication of its distance from the source. If the detection apparatus is fast enough, changes of distance can be detected as well.The most sensitive, accurate, and precise optical device for measuring distance or displacement is the laser interferometer. With this apparatus, a reflected laser beam is mixed with the original incident beam. The interference patterns formed by the phase differences can measure displacement down to 1 MHz in some PR shock accelerometers.Most contemporary PR sensors are manufactured from a single piece of silicon. In general, the advantages of sculpting the whole sensor from one homogeneous block of material are better stability, less thermal mismatch between parts, and higher reliability. Underdamped PR accelerometers tend to be less rugged than PE devices. Single-crystal silicon can have extraordinary yield strength, particularly with high strain rates, but it is a brittle material nonetheless. Internal friction in silicon is very low, so resonance amplification can be higher than for PE transducers. Both these features contribute to its comparative fragility, although if properly designed and installed they are used with regularity to measure shocks well above 100,000 g. They generally have wider bandwidths than PE transducers (comparing models of similar full-scale range), as well as smaller nonlinearities, zero shifting, and hysteresis characteristics. Because they have DC response, they are used when long-duration measurements are to be made.In a typical monolithic silicon sensing element of a PR accelerometer, the 1 mm square silicon chip incorporates the entire spring, mass, and four-arm PR strain gauge bridge assembly. The sensor is made from a single-crystal silicon by means of anisotropic etching and micromachining techniques. Strain gauges are formed by a pattern of dopant in the originally flat silicon. Subsequent etching of channels frees the gauges and simultaneously defines the masses as simply regions of silicon of original thickness.The bridge circuit can be balanced by placing compensation resistor(s) in parallel or series with any of the legs, correcting for the matching of either the resistance values and/or the change of the values with temperature. Compensation is an art; because the PR transducer can have nonlinear characteristics, it is inadvisable to operate it with excitation different from the conditions under which it was manufactured or calibrated. For example, PR sensitivity is only approximately proportional to excitation, which is usually a constant voltage or, in some cases, constant current, which has some performance advantages. Because thermal performance will in general change with excitation voltage, there is not a precise proportionality between sensitivity and excitation. Another precaution in dealing with voltage-driven bridges, particularly those with low resistance, is to verify that the bridge gets the proper excitation. The series resistance of the input lead wires acts as a voltage divider. Take care that the input lead wires have low resistance, or that a six-wire measurement be made (with sense lines at the bridge to allow the excitation to be adjusted) so the bridge gets the proper excitation.Constant current excitation does not have this problem with series resistance. However, PR transducers are generally compensated assuming constant voltage excitation and might not give the desired performance with constant current. The balance of the PR bridge is its most sensitive measure of health, and is usually the dominant feature in the total uncertainty of the transducer. The balance, sometimes called bias, zero offset, or ZMO (zero measurand output, the output with 0 g), can be changed by several effects that are usually thermal characteristics or internally or externally induced shifts in strains in the sensors. Transducer case designs attempt to isolate the sensors from external strains such as thermal transients, base strain, or mounting torque. Internal strain changes, e.g., epoxy creep, tend to contribute to long-term instabilities. All these generally low-frequency effects are more important for DC transducers than for AC-coupled devices because they occur more often in the wider frequency band of the DC-coupled transducer.Some PR designs, particularly high-sensitivity transducers, are designed with damping to extend frequency range and overrange capability. Damping coefficients of 0.7 are considered ideal. Such designs often use oil or some other viscous fluid. Two characteristics dictate that the technique is useful only at relatively low frequencies: damping forces are proportional to flow velocity, and adequate flow velocity is attained by pumping the fluid with large displacements. This is a happy coincidence for sensitive transducers in that they operate at the low acceleration frequencies where displacements are adequately large. Viscous damping can effectively eliminate resonance amplification, extend the overrange capability, and more than double the useful bandwidth. However, because the viscosity of the damping fluid is a strong function of temperature, the useful temperature range of the transducer is substantially limited.Variable Capacitance. VC transducers are usually designed as parallel-plate air gap capacitors in which motion is perpendicular to the plates. In some designs the plate is cantilevered from one edge, so motion is actually rotation; other plates are supported around the periphery, as in a trampoline. Changes in capacitance of the VC elements due to acceleration are sensed by a pair of current detectors that convert the changes into voltage output. Many VC sensors are micromachined as a sandwich of anisotropically etched silicon wafers with a gap only a few microns thick to allow air damping. The fact that air viscosity changes by just a few percent over a wide operating temperature range provides a frequency response more stable than is achievable with oil-damped PR designs.In a VC accelerometer, a high-frequency oscillator provides the necessary excitation for the VC elements. Changes in capacitance are sensed by the current detector. Output voltage is proportional to capacitance changes, and, therefore, to acceleration. The incorporation of overtravel stops in the gap can enhance ruggedness in the sensitive direction, although resistance to overrange in transverse directions must rely solely on the strength of the suspension, as is true of all other transducer designs without overtravel stops. Some designs can survive extremely high acceleration overrange conditions-as much as 1000 full-scale range .The sensor of a typical micromachined VC accelerometer is constructed of three silicon elements bonded together to form a hermetically sealed assembly. Two of the elements are the electrodes of an air dielectric, parallel-plate capacitor. The middle element is chemically etched to form a rigid central mass suspended by thin, flexible fingers. Damping characteristics are controlled by gas flow in the orifices located on the mass.VC sensors can provide many of the best features of the transducer types discussed earlier: large overrange, DC response, low-impedance output, and simple external signal conditioning. Disadvantages are the cost and size associated with the increased complexity of the onboard conditioning. Also, high-frequency capacitance detection circuits are used, and some of the high-frequency carrier usually appears on the output signal. It is generally not even noticed, being up to three orders of magnitude (i.e., 1000 ) higher in frequency than the output signals. Servo (Force Balance). Although servo accelerometers are used predominantly in inertial guidance systems, some of their performance characteristics make them desirable in certain vibration applications. All the accelerometer types described previously are open-loop devices in which the output due to deflection of the sensing element is read directly. In servo-controlled, or closed-loop, accelerometers, the deflection signal is used as feedback in a circuit that physically drives or rebalances the mass back to the equilibrium position. Servo accelerometer manufacturers suggest that open-loop instruments that rely on displacement (i.e., straining of crystals and piezoresistive elements) to produce an output signal often cause nonlinearity errors. In closed-loop designs, internal displacements are kept extremely small by electrical rebalancing of the proof mass, minimizing nonlinearity. In addition, closed-loop designs are said to have higher accuracy than open-loop t