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38 附录： 结合振动测试与有限元分析估算 件的疲劳 寿命 元智大学机械工程学系，台湾桃园中坜元东路 135 号。 摘要 该 研究开发了一种方法，结合了振动故障测试，有限元分析（ ，并且从理论上计算电子元件 在 振动 载荷 下 的 疲劳寿命。 一种 特别设计的塑料球栅阵列（ 元件和 内置菊花链电路 一起 安装在印刷电路板（板） 做 为振动试验的测试 工具 。然后 用 频率等于基本频率和试验测试 器频率的 正弦振动 信号刺激 它，直到的 元 件失 效。 由于焊 球太小 而不能 直接测量其 压力 ， 用 有限元分析代替获取 压力 。 因此， 在进行 应力分析时 ，振动测试的真正位移 被 输入到有限元模型。 从而 ，获得 的 应力与失 效 周期（ 线与 焊球 压力和 振动试验 中 失 效 周期 的 数 值 相关。此外， 当测试元件 失败时 ， 定理 适用于计算 其 疲劳损伤指数。最后， 通过 所有 这些研究过程可以 推导出一个 适合估算元 件故障周期的公式。 而且在第一次估算 一个 元件 的疲劳失效周期 后 ，然后 对 同 一元件进行了振动试验 以验证估算 。证明实地测试结果是符合预期结果的。 可以相信 该方法 在预测 元件疲劳寿 命 时 是有效的 ，而且它 可用于进一步 提高电子系统的可靠性。 版权归 埃尔塞维尔有限公司 所有， 2007 年。 1 、 导言 近年来由于其输入 /输出（ I / O ）计数能力 强， 球栅阵列（ 封装，已成为一 种 主要的包装类型。通常是透过焊球或封装的引脚连接外部集成电路 和 这些封装。这样的结果是可靠性问题，因为大量焊球和引脚有一个较高的整体故障风险。 自从 研究人员 深入到 件的可靠性 研究，这几年 这个问题引起人们的注意。大多数研究都集中在热应力引起的可靠性问题，因为大 部分 热量 是 这种复杂 的 I / O 电路设计所产生的。电子设备 在 一动不动的环境中 使用 时 这种情况是没有争议的。但是，许多 现实 应用 中 ，除了热应力，电子系统常常受到动态 载荷 。最熟悉的例子是，电子产品从一个地方 运 到另一个地方 时， 总是 会 遇到振动。但是， 由于 应用涉及 运输工具 ，如汽车，船舶，和飞机振动诱导应力是最主要的应 力 ，并可能是不容忽视的。一般情况下，长期振动载荷通常 是导致 集成电路组件故障原因，电子系统的并必将影响可靠性。大量追查失 效 根源 的经验表明，在这种动态 载荷下， 焊关节可能是最 受压最大 和部件 的 主要故障点。采用 存在 几十，几百，甚至数以千计焊球 的 件，即使只有其中一个焊点失 效就 可能会出现一 个灾难性的失 效 。从我们的角度看种这问题 是 不寻常的，如 在 航空业 ， 电子模块故障， 将 导致灾难性的生命和财产损失。因此确保这些焊球 的 可靠性， 是 动态环境 中 使用 39 电子设备一的个关键问题。振动环境中使用的大多数电子系统受到随机 波而 不是谐波激励。其结果是，电子设备的质量保证，通常利用随机振动 作为 测试规范 进行设计 试验，筛选试验，可靠性鉴定测试。一般来说，这种测试可以只在原型制造进行。只有经过一段时间 产品才被许可 ， 在 今天 这种 快节奏的电子技术市场 这 往往被 视 为 是 不经济的。因此，建立一个准确和有效的方法估算振动 载荷 中 元件 的疲劳寿命已成 为一个紧迫需求。 以往的研究已经试图建立这种方法。王 1应 用莉曼森 关于 焊接材料的疲劳性能 的著作 4研究 点 在 随机振动环境的疲劳寿命。王 的研究 结果表明，确定在随机振动载荷 中的封装焊料 的 完整性 时， 验证模型是有效的。除了 验证 模型，理解振动 载荷 中元件 的 失败机 理 也是至关重要的。这个包括寻找失败的位置，并进一步改善电子元器件的薄弱环节 。 杨 5,6使用了平面扫描正弦振动测试评估的可靠性， 减少 封装振动疲劳。封装模块的横截面失 效测试 表明，在振动 载荷 中疲劳失效总是发生 在 封装模块焊球的角落 。 王 7 用 配和 配 进行了一系列振动疲劳试验，然后观察其失效模式差异。 然而， 在 现实负荷 时 ，振动疲劳失 效 试验 从容进行直到 完成 ，都没观察到元件失效 。在实验研究 时 ，使用 这种 振动载荷很长一段时间是不切实际的。因此， 为了在一个可以接受的期间 内 取得成果， 该 研究利用 了情况 最 严重 的振动共振 载荷 审查所有试 元 件 的 疲劳寿命。此外， 还应用了被 广泛使用的疲劳模型， 规则， 来估计 试 元 件的疲劳寿命。在审查焊球的疲劳失效 时 ， 压力和周期数据必须被记录下来。 不幸的是 ，在振动测试 中 大多数焊球太小 ，从而很难 准确 测量他们的 应力 。而是把震动测试的实际位移作为有限元分析的输入，间接地用 有限元分析得到了这一数据。执行可靠性评估 时 ，分析 得到的 焊球 的 这些 应力就和 振动试验 的 失 效 周期 数值建立起了联系 。 2 、 实验设置 为了 知道什么时候远件失效 ，一特别设计的内置菊花链电路的 件 被 使用 到 振动试验 中 。组件和相应的菊花链电路 如 图 1 所示 。该 件 （ 35 毫米 米 ）上用共晶溶胶 以 1 毫米间距安装 米直径的焊球。 由 203 毫米长 ， 63 毫米宽 ， 成的 。雏菊链电路连接 的 所有焊料球 ，并串联 在一起，其电阻在 整个测试 中被 不断监测。在振动试验 时 一旦一个焊球发起裂纹， 电 阻将会增加。失 效所定标准的研究 遵行 准 8， 通过检查菊花链 电 阻 ，是否 超过初步 电 阻 20 ，并连续发生 5 次 。数据采集系统是用来记录并计算出瞬时菊花链 电 阻。当电阻超过规定的失 效电 阻 ，且 事件已连续录得五 次，则认为元件实效并停止 测试。 为了 执行振动疲劳寿命测试， 件和 件用夹子的一边 固定，而另一保持自由。然后 用 131 赫兹 的谐波 刺激 ，即是测试 工具 的第一自然频率。振动振动筛 上 的测试组件的 安装 图 如 2 所示 。 40 3 、 应力分析 正如前面所述，振动试验是用来初 步 检查 在 指定下的 元件 的激励故障时间。然而，也有必要 在 进行 元件 的疲劳寿命评估时 测试 焊球 的应力 。在这项研究中，有限元分析用于 件 焊球的应力分析， 其 边界条件的设定 与 振动试验所使用的相同 。 在有限元模型 如 图 3 所示，是用 商业通信计算机软件 建 的 。对称有限元模型 之所以被应用 ， 是 因为 其有 几何对称性和相应的边界条件。此外，边界条件的两个相边缘 之一设置为 固定，另一个保持活动 以反映 测试工具 真正的优势条件。那 些 有限元模型 中 所使用的材料特性，其中包括那些板，焊球，衬底，芯片和 成型化合物列出 在 表 1 中 。 它也指出 ， 网格密度将 对 有限元分析的结果具有强烈影响。因此，应用该模型不同的网格密 41 度的以审查分析结果频率的收敛性。图 4 的结果表明，一个焊球 1152 个 要素已经汇聚 总网。 为了 核查有限元模型， 用模版检测方法 检查测试 工具的 固有频率 ， 然后比较 其 结 42 果与那些从有限元分析 的来的。 图 5 显示了测试设置模态测试方法 ，这里 试验样品是由夹子 固定的 ，且 其频率响应函数 由 所附加速 计 获得。图 6 描绘了的通过模态试验测试 出的夹子的 频率响应函数（ 。 的 前 三个高峰表明，测试 工具 的 前三个 自然频率 43 分别是在 131 赫兹 ， 398 赫兹 和 769 赫兹。表 2 给出了模态试验和有限元分析自然频率的 比较。 如该表的 最后一栏 所示， 相对于模态测试结果 的 所有的前三个自然频率错误率都在 3 以内。一旦有限元模型 被 验证，该模型 和 进一步 的 分析 就开始 进行 来研究 振动激发 下 件 的 响应 。同样地 如 图 7 所示， 为有限元分析模型的侧视图，表 3 所列位移谐波 对夹子的两边发出 频率 为 131 赫兹的频率，以便 产生响应 。第一模式的模态形状相应 地 显示 于 图 7。 4 、 讨论 发展中的 线 为了建立共晶锡球 的 应力与疲劳失效周期曲线（ 线 ） ， 通过 每次 改变激励 位移，共进行了 6 个不同的振动试验。所有的测试元件测试，直至他们菊花链电路已经失 效 ，以及记录由此产生的故障周期。失 效的 溶胶 焊 球相应的应力， 这时也 通过谐波 激励的 有限元分析计算 出来 。表 3 列出了一些实验失 效 周期和相应焊接球的最大压力。输入 到混合器 的 相关的 振动加速度和位移，也 如 上表中所列。 可以通过 这些曲线拟合实验数据 ，列出 3） 中的 线 。 1）和（ 2）是共晶焊料的曲线 别由 曼森 4和斯坦伯格 9提供。 当所有这三个曲线在图 8 绘制一起 ， 我 们 观察到 目前 研 究的曲线位于斯坦伯格曲线和曼森 曲线之间 。这个数字有趣的结果包括 ： 具有一定的疲劳周期，斯坦伯格的应力曲线 几乎 位于其他两个 的 两倍。此外，该曲线 与曼森曲线 和目前研究的 曲线 比他们 与 斯坦伯格 曲线 更接近。重要的是要注意到，文献中所列两条曲线 的 所有结果 都来自对 焊锡材料本身 的分析 。然而，目前的研究测试 的 焊球位于实际 元件中 。正如 1）和 3）所示，在 线中 压力和失败的周期的关系是 0 6 6 ，而在本研究中是 0 7 1 。比 较这两个公式，很明显，代表率曲线 下降率的斜率 几乎是一样的，只是各自的常数 有不同。这种 微小的 差异科学解释了为什么这两个结果非常接近。通过对比，相应的推导出斯坦0 0 0 6 6 9 44 伯格方程是 0 1 0 9 ，如 2） 所示 。它有一个常系数 远远大于梅森的 或目前研究的。这意味着在相同的应力水平 下，按 2）计算 的失效 周期总 始终是所有这三项研究 中 最高 的 。 而且极小的斜率 有利于解释为什么这个曲线并不 像其他两个 那样 陡。 振动 载荷下 焊球 的 应力分 布 基于有限元分析，振动负荷时 元件上 焊球 的应力如 图 9 所示 ， 同时 也显示了 元件上焊球相应的物理布局。如有限元分析结果所示， 可以检测出 每一个焊球 上的局部最大应力 。此外， 件的 每一列和行方向的 焊 球 的 最大应力位于角落。这就是说，焊球在这个位置 承受 最 大压力 ，并应当用来 判断 失 效 。焊球的每一个 列 和行的压力 ， 分别 如图 10 和11 所示 。 如 图 9 所示 ，第一列的 焊球的局部最大应力 远高于 第二列的 。 比如 说，第一 列 焊球 的 最大的压力是 帕，但只 第二列的只有 有 帕。 在所有这 30 个焊球中 这些压力差异几乎增加了一倍 （ 图 10） 。 同样第一行和第二行的局部最大应力也表示在图 11 中， 这两行 的总体最大应力 分别 是 是， 45 行之间的应力差别远远大于 列 之间的。 比如 说，前两个 焊 球压力 比同一行 其他的 都高 。除了最后一个外， 第三个 和其后的 焊料球没有很大的差别。这是由于 元件本身加强了整个组件的强度。 估计累积损伤指数（ 累积损伤指数被广泛应用于估计在不同的负载条件 下的元件寿命 。该方程可列为： 12C D I = . . 这里 1n 是应力循环积累的实际 值 ， 1N 是 失效 需要 的 周期， 表 累积损伤指数。当 时 ，会出现故障。为了检查 用曼森原理和先前的测试所的来的 线得 是否 适用于预测振动负荷下 元件的使用寿命 ，设计 了 两套专门的实验 对其 进行验证。表 4 对实验进行了简要说明。 同前实验 一样 ，在这里振动筛再次 用 正弦 位移激励 。 最低的三个应力如表 3 所示， 即 帕 、 帕 、 15 兆帕， 它们 被选中再次振动试验 ，其 持续较长一段时间后 最终 失 效 。对应于这三个应力水 平，所需 输入的 激发位移分别是 米 和 米。详细 的实验 和相应 果可以归纳 如 表 4 所示，用于测试设置 1 的 应力水平等于 15试 装置 2 ，应力水平设置分别为 15 过 4）所列 的 算 确定失效 ，有必要由 3）为这三个指定应力水平检查失 效 周期和每个现场测试 的 实际测试周期。相应的结果列在 表 4 的最后一栏 。 值得注意的是，这两个计算 出的 恰好 大约等于 1。这同意这一事实 在测试 时元件 已经被破坏。这些验证测试表明 ， )推导出 的 线 在 预 测 劳寿命 时 是可靠的。 5 、 结论 这项研究旨在结合 实 验和模拟测试预测电子元件振动疲劳寿命。 其 主要困难 在于 测量焊球 的失效应力 。另一 个 遇到的问题 是 确定 用于 分析材料的 固有 性能。 然而 ， 现有的理论提供了可供选择的 方法来克服这些困难。基于研究的结果，可以得出结论认为： 1 、 通过一系列的模拟与实验， 可以获得 件上 焊球的 线。 获得的 应力 环关系的准确性 和 文献数据进行了比较，甚至 做了 进一步 的 失 效 测试 进行 核实。 46 结果表明， 用 该模型预测疲劳寿命是足够正确的。 2 、对所有焊接求进行的 应力分布的 测试 表明，最大应力发生在 件 焊球 的 角落。详细结果表明，每个焊球 上的最大局部应力 位于焊球 与 印刷电路板之间的 接触面上 。 湘潭大学 兴湘学院 毕业设计说明书 题 目： 万能材料试验机 学 院： 兴湘 学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2006183914 姓 名： 肖威红 指导教师： 周后明 完成日期： 2010. 05 目录 摘 要 .一章 概述 . 3 料试验机概述 . 3 第二章 设计方案 . 10 案简述 . 10 案一 . 10 案二 . 10 案三 . 11 案四 . 12 种方案比较 . 12 第三章 设计中有关计算 . 14 动机的选择 . 14 动装置总传动比的计算及其分配 . 14 轮蜗杆传动系统的设计与校核 . 15 齿轮的传动设计 . 19 动轴的设计与校核 . 26 算蜗轮传动轴 . 26 锥齿轮传动轴 . 28 珠丝杠传动的设计与校核 . 29 作压强计算 . 30 载荷计算 . 31 杆强度 . 31 命计算 . 31 结论 . 35 致谢 . 36 参考文献 . 37 附录 . 38 47 , e 135, 007 1 007 he a of s is on a as It is by a of of is in to EA SN) is by on of in s is in a of is It is by of a a to be It is is in s be in of _ 2007 1. he a in to I/O) or in is a of of GA in of 48 of in ,in to to is is is to as be In C of of in GA or of a of of is as to of in of is a in in to of a of as of be is is a of is as in s of an of of an to a 13 s 4 on to in a s is in of In to is of in 5,6 to of of of 49 at of 7 a of a in a to on is In it is to a of to an of in of a s is to of of to be of is by in as To on of in 2. n to a a is in 1. 35 35 is .6 mm of mm CB is R4 03 mm in 63 mm in a .6 on in a is a is in of as in PC 8 by it 0%, A is to is as is To WB is on of is It is a 31 of of on is 2. 50 3. s is to to a it is to on a of In is of on to in EA as 3 is EA of is of in of as is to of in EA of . It is a on EA in in in to of 4 a 152 on a of EA of 5 of is by is 6 of as on RF of 31 98 69 of as in As in of to of %. EA is is to of As 7 of EA as on of an 31 Hz so of on of is 4. 51 N n to SN a of by on of on to in N as q. (3) be of 1) 2) N of as 4 9, r 66:3 2 r 109:6 0 r 75:1 2 8, it is of is s s. on a s is as of s to s. It is to as in in on q. (1) q. (3), is r = s, is r = in it is of in 5.1 so By as is r = as q. (2). It a q. (2) is as as of 52 on EA of on 9, of As in EA on of be In is on in of on is to at be of of 10 1,As 9, on in of Pa on of , is Pa on on . 10) of in 11. in of Pa of in on do to of is to of to of of of s is to be 1 t 2 t . . . ni is of i is of a DI DI is to to N as of s of of 53 . As in is by a as , 5 so a of to to WB of DI be . As in Pa 5. in , Pa 5 To DI as q. (4), it is to q. (3) of in of in . It is of DIs to be to N as q. (3) is in 5. he to of by in of is of on A is of an to on of it be 1. By a of N be of is in is 2. of on at of on of is at 54 1 E, A, M, W. GA 1999. p. 14954. 2 E, W, A, S, M, GA 2000. p. 10838. 3 E, W, S. GA 002 on in 2002. p. 9616. 4 S. a com 1 万能材料试验机 摘 要 :试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。近年来，试验机行业技术突飞猛进。试验机向着两个方向即超微外力检测与超大外力检测发展。高检测精度、高灵敏度、运动平稳、易于操纵 是目前 试验机 的主要发展方向 。 本文首先概述了试验机的基本定义、分类与国内外一些重要生产商的成果。第二部分论述了所想到的 四 种 方案并对这些方案优缺点作了 分析和 对比。 前三种方案均为利用滚珠丝杠，最后一种则利用液压。在彼此比较后决定选第一种方案。 第三部分则是说明了试验机的主要机械传动部分的设计以及对它们的校核过程。 试验机的传动部分主要由蜗轮蜗杆、锥齿轮、滚珠丝杠三部分组成。经过校核后所有设计均符合要求。用 件完成试验机的三维总装图，然后得到了整个试验机的二维装配图和蜗轮蜗杆、锥齿轮、轴等二维零件图。 在文章的最后简明的介绍了做本次毕业设计的一些心得体会。 关键词 : 试验机；蜗轮蜗杆；锥齿轮；滚珠丝杆； 2 in in as of as In of is of of of is s of as as of of is In is of of of of by as so In in 3 第一章 概述 验机概述 材料 试验机是在各种条件、环境下测定金属材料、非金属材料、机械零件、工程结构等的机械性能、工艺性能、内部缺陷和校验旋转零部件动态不平衡量的精密测试仪器，可以对材料进行拉伸、压缩、弯曲、剪切、扭转、冲击、疲劳、蠕变、持久、松弛、磨损、硬度等试验。在研究探索新材料、新工艺、新技术和新结构的过程中，试验机是一种不可缺少的重要测试仪器。广泛应用于机械、冶金、石油、化工、建材、建工、航空航天、造船、交通运输、等工业部 门以及大专院校、科研院所的相关实验室。对有效使用材料、改进工艺、提高产品质量、降低成本、保证产品安全可靠等都具有重要作用。 材料 试验机的种类很多，有多种不同的分类方法。按加荷方法分类 : 静负荷试验机(静态 )和动负荷试验机 (动态 )。其中静态试验机一个主要组成部分万能试验机又可分为液压万能试验机 、电液伺服万能试验机 和电子万能试验机。 现状 中国材料试验机的现状验机制造行业在旧中国是空白，中华民共和国成立后，党和政府十分重视 我国计量检测事业的历史悠久，但试 计量检测技术的发展，采取了许多重要措来 发展仪器仪表工业。经过五十多年的努力，我国材料试验机的制造，从无到有从小到大，从单参数到多参数，从静态到动态，逐步发展成初具规模，具有能生产静负荷试验机（如拉、压万能试验机、扭转试验机、松弛试验机、持久强渡试验机、蠕变试验机、复合应力试验机等）和动负荷试验机（如冲击试验机和疲劳试验机等）的能力，有效地促进了国民经济建设和国防建设的发展。 长期以来，试验机也一直是欧美对我国尖端科研课题限制出口的产品。我国的国防科技工业和其它部门的科产业，就必须走自主创新的道路。在新三思集团 研院所不能直接进口某些关键材料试验的 仪器设备。所以，要发展中国的试验机 公司为首的中国试验机民营企业的不断努力下，中国试验机的技术水平得到了长足的进步，国内与国外的试验机技术水平的差距正在逐步的缩小。 本文章版权归新三思集团公司及原作者所有，转载必究。 上海百贺仪器科技有限公司 （下图 1公司的产品） 4 图 1电子万能材料试验机 (双柱落地式 )主要用于金属、非金属 材料的拉伸、压缩、弯曲等力学性能测试和分析研究。可自动求取 可根据 电子万能试验机 (双柱落地式 )性能特点： 电子万能试验机 (双柱落地式 )采用高强度光杠固定上横梁和工作台面，使之构成高刚性的门式框架结构。采用伺服电机驱动 ,伺服 电机通过传动机构带动移动横梁上下移动 ,实现试验加载过程 本机采用先进的 用计算机进行试验过程及试验曲线的动态显示，并进行数据处理，试验结束后可通过图形处理模块对曲线放大进行数据再分析编辑，产品性能达到国际先进水平。 （下图 1 图 1 5 液压 万能试验机 合标准87、 228 2002、 可恨据用户要求定制特殊的试验方法。测量方式采用的是高精度压力传感器、高精度位移传感器、高线性低杂信的信号处理及放大模块，人机交互方式分析计算测试材料的 机械性能指标，试验结束时自动计算弹性模量、屈服强度、非比例延伸应力等，在自动分析的基础上，还可以人工修正分析结果提高分析的准确性。 液压 万能试验机 可配置专用于材料试验机的闭环控制和数据采集的电液控制器 (可以根据客户要求配置进口控制器，如： 它具备强大的功能，叉兼有十分优异的性能价格比。适用于科研单位、大专院校、质监部门及检测中心进行检测、科研、仲裁及特殊试验的需要。 一、 液压万能试验 机 1、控制模式：等速率活塞行程控制、等速率力控制、等速率应力控制、等速率应变控制、力保持控制、定应力转定应变控制。 2、试验力量程自动转换功能：若达到容量的 90%自动转换到较大容量 3、自动夹持：采用液压自动夹紧，夹持可靠，不打滑。 4、多重保护：具有软件、硬件过载和位置保护， 5、自动校准：负荷、变形、位移可按标准值自动校准 6、自动停机：实验结束后活塞自动停止工作 二、 液压万能试验机 1、最大试验力： 100、测量范围： 1、 负荷测量精度： 1% 4、试验速度 mm/0、变形精度：示值的 内 6、位移精度：示值的 内 7、应变速率范围： 2、应变速率范围： s 9、活塞行程： 1500、拉伸钳口间最大距离（包括活塞行程）： 5201、圆试样夹持直径：直径 6122、扁试样夹持厚度 00 13、压板尺寸 径 120 14、主柱间距离： 4006 15、试样直径： 106、弯曲支承最大距离： 3007、移动电机功率： 8、电压： 380V 19、油泵功率： 图 1 图 1 电液伺服万能试验机 要用于预应力混凝土钢绞线的拉伸试验，适用于冶金、建筑、轻工、航空、航天、材料、大专院校、科研单位等领域。试验操作和数据处理符合 5224应力混凝土钢绞线的要求。 电液伺服万能试验机 术参数： 1、最大试验力 ( 600。 2、试验力测量范围 ( 12 3、试验机级别： 1级。 4、试验力示值相对误差： 1%。 5、位移测量分辨力 ( 6、位移示值相对误差： 1%。 7、最大拉伸试验空间 ( 1200 7 8、活塞行程 ( 250。 9、变形测量范围： 2%S。 10、引伸计示值相对误差： 1%。 11、活塞移动速度 (mm/ 70。 12、钢绞线夹持直径范围 ( 13、夹紧方式 独立式液压加紧。 14、伺服 /夹紧油泵电机功率 ( 15、横梁升降电机功率 ( 16、主机最大外形尺寸 ( 11807503440。 17、控制柜外形尺寸 ( 6007001100。 2国外材料试验机的现状 岛津公司 （ 下图 1 图 1产品详细介绍 列立式电子 万能试验机 是日本岛津苏州工厂组装的最先进的电子 万能试验机 ，现 已在国内的机械、电子、大学、研究院所等行业得到广泛的应用。该系列立式电子 万能试验机 已经取得国际 一电子 万能试验机 的特点 合各种特性材料的测试数据的真实 性。 短下次试验的准备时间，提高试验效率。 合多种样品的试验要求。 二电子万能试验机的规格 8 100示值的 （保证精度范围：载荷传感器容量的 100%） 1 、 2 、 5 、 10 、 20 、 50 、 100 七个量程自动转换 1000mm/三电子万能试验机的用途 1各种金属材料、非金属材料、复合材料的拉伸试验、压缩、弯曲试验 2机械部件、电子部件的拉伸、剥离、焊接强度试验 3控制或循环试验 4应力松弛或蠕变试验 （ 下图 1 图 1岛津液压万能试验机 列是以电子控制液压驱动的伺服式万能试验机，试验载荷采用高精度压力传感器，被广泛的应用在钢铁、建材等行业。 一岛津液压万能试验机的用途 1各种金属材料的拉伸试验、压缩、弯曲试验 2木 材、纤维板的压缩、弯曲试验 3上述材料的载荷保持试验 4沥青、混凝土的压缩试验 二岛津液压万能试验机的特点 以显示试验曲线，操作方便、可视性好。 现高速数据采集。 三岛津液压万能试验机的规格 9 20030050010002000300004000 示值的 。 1 、 2 、 5 、 10 、 20 、 50 六个量程自动转换。 移控制： 大试验速度。 80%/ 10 第二章 设计方案 电动机产生动力由 涡杆传到涡轮轴 ，然后 通过蜗轮传至锥齿轮 ， 再通过锥齿轮传动系统传 递到丝杠。 与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上 ，至此完成试验。 如图 2示 ： 图 2案 一 示意图 案 二 电动机产生动力后输出到减速器，然后进入涡轮蜗杆传动系统，进一步减速并改变运动旋转方向后，通过链传动系统传递到丝杠。由链轮的转动带动丝杠转动。与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动横梁上下运动，而下夹具则是固定在试验台上，至此完成试验。如图 2示 ： 11 图 2案 二 示意图 案 三 电动机产生动力后输出到减速器，然后由直齿轮带动丝杠转动。丝杠转动同 时两个丝杠螺母同步背向或相向运动，两个连杆同时远离或靠近。这就使下夹具所在试验台向上或向下运动。上面横梁可以固定，也可以在液压、丝杠等外力驱动下上下运动，至此完成试验。如图 2示 ： 图 2 示意图 12 本方案与上述两种文件有所不同，本方案是由油泵驱动油缸里的活塞提供外部试验力。油泵输出油经进油管达到液压缸，然后经回油管路流回回油缸再次利用。此方案要求液压系统要有较精确的控制阀的配合才能实现试验目的。而目前液压控制阀与计算机控制联系越来越密切，国外在计算机控制领域取得了较大进 展，可惜的是我国控制系统方面还较薄弱。如图 2示 ： 图 2案 四 示意图 种方案比较 方案一：滚珠丝杠 丝杠与螺母的滑动摩擦传动变为滚动摩擦传动。滚珠丝杠 1）传动精度高，运动平稳，无爬行现象 滚动丝杠传动基本上是滚动摩擦，摩擦阻力小，摩擦阻力的大小几乎与运动速度完全无关，这样就可以保证运动的平稳性，且不会出现爬行现象（其静摩擦系数与动摩擦系数相差极小）。（ 2）有可逆性 滚珠丝杠摩擦 损失小，可以从旋转运动转换为直线运动，也可以从直线运动转换为旋转运动。（ 3）成本高 滚珠丝杠和螺母等元件的加工精度要求较高，光洁度要求也较高，故制造成本高。（ 4）不能能自锁 特别是垂直丝杠，由于自重惯性力的关系，运动部件在运动停止后不能自锁，需加制动装置。 方案一： 采用滚珠丝杆传动 ,并且蜗杆传动带有自锁作用，可以实现丝杆自锁； 蜗杆传动有两个输出轴，并且转向相同，所以丝杆螺纹旋向要相反，才能使丝杆螺母 运动方向一致。 13 方案二 ： 虽然链传动的制造与安装精度要求较低 ， 成本也低。远距离传动 时，其结构比齿轮传动轻便 得多。但是只能实现平行轴间链轮的同向传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后易发生调齿；工作是有噪声、 振动冲击 。 方案 三 ：（ 1）丝杠水平放置利于自锁。水平状态下不受自重惯性力，故运动停止较为容易。（ 2）采用涡轮驱动丝杠，由于涡轮尤其是单头涡轮传动效率低，传动精确度也较差。同时涡轮一般采用较为贵重的减摩材料（如青铜）制造，从而增加了制造成本。（ 3）工作台有两个连杆驱动所承受力较小。在较大试验力时，连杆安全性降低，必须增大连杆尺寸，这就使得试验机所需较大的外功率来驱动。 方案 四 ：由于采用了液压驱动，故有以下 特点：液压传动能够实现无级变速，工作平稳；同功率时液压装置体积小、质量轻；液体为工作介质易泄露，造成污染；油液可压缩故传动比不准确；传动过程中损失较大，效率较低；液压传动对油温和负载变化极为敏感，对外部环境要求较高；液压元件精度高，造价高；液压传动一旦出现故障时不易追查原因，不易迅速排除。 综合上述 四 种方案的优缺点以及目前市场上主流试验机形式，最后决定选择第一种方案为本设计所采取的最终方案。 14 第三章 设计中有关计算 由设计要求及已知条件可知，假设试验机横梁设计速度为 120mm/验机所施加的外力为 100 3 1201 0 0 1 0 2 0 01 0 0 0 6 0P F V W (3 式中： F 试验机输出力， N； V 丝杠速度， m/s。 电机功率在传递过程中必然有一定的损失。参阅机械工程手册可知，丝杠与丝杠螺母间传动效率为 锥齿 轮之间传动效率为 轮蜗杆间传动效率为 他联结件传动效率为 0 . 9 0 . 9 4 0 . 8 0 . 9 0 . 6 0 9 丝总 锥 蜗 其 所以 200 2 8 . 40 . 6 0 9 w 电 机总(3上式中 P 试验机有效功率； 总 试验机总效率。 查阅电机手册结合实际情况选择合适型号为 的额定功率为 载转速为 1390r/图 3示。 图 3已知横梁速度以此求得丝杠转速5 120 1 5 m i (3式中： V 丝杠速度， m/s； P 丝杠螺距， 电动机选定后，按照电动机的满载转速计算出传动装置的总传动比。 1390 9 2 . 6 715n (3i i i 锥 蜗 再按照常用传动机构性能及适用范围，初步选择各个出动部分传动比如下：2 0 1 蜗 锥， 。 杆 传动系统的设计与校核 由设计要求可以知， 蜗轮输入功率 P 0 . 7 5 0 . 8 0 . 8 5 0 . 5 1 2蜗轮输入转速 2 1390 6 9 . 5 m i 传动比 20i 预期寿命 15000h 故蜗杆选用 45 钢，表面硬度 45轮材料采用 属模 铸造。 1按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。 由传动中心距 11 3 . 1 4 6 3 1 3 9 0 4 . 6 7 36 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1s m s (1)确定作用在蜗轮上的转矩2z ，则 662229 . 5 5 1 0 0 . 5 19 . 5 5 1 0 7 0 0 7 9 . 1 46 9 . 5 2)确定载荷系数 K 16 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 1K ，由表 11 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 ；则 1 . 1 5 1 1 . 0 5 1 . 2 1 K K (3)确定弹性影响系数 12160 P。 (4)确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆 直径1a 的比值 1 ，从图 11 。 (5)确定许用接触应 力 H根据蜗轮材料为 采用 属模 铸造 ，蜗杆齿面硬度 45从表 11 268。 应力循环次数 726 0 6 0 6 9 . 5 1 5 0 0 0 6 . 2 5 1 0hN j n L 寿命系数 78 710 0 . 7 9 5 26 . 2 5 1 0则 0 . 7 9 5 2 2 6 8 2 3 1 . 1 3H H N H P (6)计算中心距 2 233 2 1 6 0 2 . 91 . 2 1 7 0 0 7 9 . 1 4 6 9 . 7 32 3 1 . 1 3 T 中心距 125a ,因 20i ，故从表 11取模数 5m 杆分度圆直径1 50d 。这时 1 ，从图 11可查询接触系数 ，因为 ，因此以上计算结果可 用。 2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 (1)蜗杆 轴向齿距 1 5 径系数 10q 齿顶圆直径11 2 6 0ad d m 17 齿根圆直径11 2 . 4 3 8fd d m 分度圆导程角 11 18 36 ； 蜗杆轴向齿厚1 7 2 (2)蜗轮 蜗轮齿数2 41z ；变位系数2 ； 验算传动比2141 2 0 z ，这时传动比误差为 2 0 . 5 2 0 0 . 0 2 5 2 . 520 ，是允许的。 蜗轮分度圆直径 22205d m z 轮喉圆直径 22 2 2 1 5ad m z 轮齿根圆直径 22 2 . 4 1 9 3fd m z 轮咽喉母圆半 径 221 1 7 . 52a d 2 2121 . 5 3F F a Yd d m当量 齿数 22 3 41 4 3 . 4 8c o s c o s 1 1 . 3 1v 根据2 ，2 ，从图 11可查得齿形系数2 。 螺旋角系数 1 1 . 3 11 1 0 . 9 1 9 21 4 0 1 4 0Y 许用弯曲应力 F F F 从表 11查得由 造的蜗轮的基本许用弯曲应力 56。 寿命系数 69 710 0 . 6 3 26 . 2 5 1 0 5 6 0 . 6 3 2 3 5 . 3 7 1 . 5 3 1 . 2 1 7 0 0 7 9 . 1 42 . 8 7 0 . 9 1 9 2 3 . 3 3 86 3 2 5 8 . 3 6 . 3 18 弯曲强度是满足的 。 t a 9 5 0 . 9 6 t a n v 已知 11 18 36 ； ； 1 0 0 8 9 1 9 8 8G B T f 与相对滑动速度 11 3 . 1 4 5 0 1 3 9 0 3 . 76 0 1 0 0 0 c o s 6 0 1 0 0 0 c o s 1 1 . 3 1s m s 从表 11用插值法查得 0 . 0 2 3 5 1 . 1 8 6 7、；代入式中得 ，大于原估计值，因此不用重算。 从 1 0 0 8 9 1 9 8 8G B T 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f ,标注为 8f 1 0 0 8 9 1 9 8 8G B T 。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。 由于蜗杆 滑动速度较低，产生热量较少，故可以不进行温度验算。试验机利用频率较低，故可以不润滑，或者偶尔喷油润滑即可。 按照上述设计与校核做出蜗轮蜗杆三维图如图 33示。 图 3杆三维示意图 19 图 3轮三维示意图 齿轮的传动设计 由设计要求可以知， 锥齿轮 输入功率 2 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 5P P k w 3锥齿轮 输入转速 32 6 9 . 5 m i nn n r传动比 预期寿命 15000h 说明锥齿轮的传动设计的这部分全参照实用机械设计，下面涉及的就不再说明了。 一、 选材、热处理、选 z 1 注意点 (1)大小齿轮选材，热处理不同，小齿轮比大齿轮齿面硬度高 3 0 5 0H B S H B S； (2)一般用锻钢毛坯，尺寸太大可用铸钢； (3软尺面适用中载中速； (4)尽可能用优质碳素钢； (5)热处理后切齿，精度可达 89级左右； 2按表 0 04处理，由表 4计后由 20 4由表 5 小齿轮 45钢，调质 21755中间值 236齿轮 45钢，正火16317中间值 1908级精度。 3确定齿数 z,校核 5 (1)选123 5 z 1 . 5 3 5 5 2 . 5z 、取2z 53； (2)计算12 53 1 . 5 135u z z ； (3) 1 . 5 1 1 . 5 51 . 5u 。 二、按接触强度计算1算 1 43130 . 59 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 6 . 8 7 1 06 9 . 5PT n N 计算 K K K (1)由表 4(2)试选动载荷系数(3)取R值（一般 ）， u 值，则 2 211 0 . 3 1 . 5 1 10 . 3 22 2 0 . 3 (4)由图 4得齿向载荷分布系数 21 (5)计算 因v 试选） 1 1 . 1 8 1 . 1 1 . 2 9t A K K 3弹性系数 8 9 P a4节点系数5许用应力 l i m 1H (1)由图 4i m 1 l i m 25 7 0 4 6 0 a M P a、(2)由已知条件计算 711N 6 0 6 0 1 1 5 0 0 0 6 9 . 5 6 . 2 2 5 1 0n r t 712 . 1 4 1 0u (3) 由图 4 N 2Z = 1 Z = 1、(4)由表 4(5)由图 41(6)计算 l i m 11 570 1 1 5 7 01H M P l i m 22 460 1 1 4 6 01H M P 代入小值计算。 (7)计算1d 21 7 ) 1 0 9 . 4 9( 1 0 . 5 )t u 22 三、校核1能与实 际不符 1模数11z取标准值 111 0 9 . 4 93 . 1 235z 取 2按几何关系计算1 . 2 5 2 5 1 1 3 . 7 5d m z 1 ( 1 0 . 5 ) 1 1 3 . 7 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 9 6 . 7 圆周速度) 11 3 . 1 4 9 6 . 7 6 9 . 5 3 . 5 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0mm m s (2) 计算 1 3 . 5 2 3 5 1 . 2 3 21 0 0 1 0 0由 11004校对1 . 2 3 1 0 9 . 4 9 1 1 0 . 3 91 . 2v 与1须重算。 四、校核齿根弯曲强度 1计算公式 13 2 2 214 . 7(1 0 . 5 ) 1F a S K T Y 43 22 2 24 . 7 1 1 . 2 9 6 . 8 7 1 0 2 . 2 4 1 . 7 82 . 6 2 1 0 0 . 63 5 0 . 3 (1 0 . 5 0 . 3 ) 1 . 5 1 1 1 9 0 a 23 2计算当量齿数 11 l i m 21 2 . 4 1 . 6 6 0 . 0 1 7 3 2 1 9 0230F a S a P a (1)1 221 . 5 1c o s 0 . 8 3 3 71 1 . 5 1 1 、 1 2 2211c o s 0 . 5 5 2 21 1 . 5 1 1u 、 2 (2)11135 4 1 . 9 8c o s 0 . 8 3 3 7 、 22 253 9 5 . 9 8c o s 0 . 5 5 2 2 3由当量齿数、2 ，查得 4、2 。 4确定 (1)查图 4m 1 230F M P a 、li m 2 190F M P a (2)查图 4(3)查图 44)查表 4(5)计算 l i m 1 11 230F M P 、 l i m 2 22 190F M P (6)比较 111 222 24 小齿轮 111 2 . 4 1 . 6 6 0 . 0 1 7 3 2230F a S 大齿轮 222 2 . 2 4 1 . 7 8 0 . 0 2 0 9 9190F a S 取大齿轮代入计算 5校核弯曲强度 412 23 2 2 2 3 2 2 214 . 7 4 . 7 1 1 . 2 9 6 . 8 7 1 0 2 . 2 4 1 . 7 8 1 0 0 . 6( 1 0 . 5 ) 1 3 . 2 5 3 5 0 . 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 . 5 1 1F a S Y Y M P am z u 按弯曲强度计算的模数记为41 332 2 2 2 2 214 . 7 4 . 7 1 1 . 2 9 6 . 8 7 1 0 2 . 2 4 1 . 7 8 2 . 6 2( 1 0 . 5 ) 1 3 5 0 . 3 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 1 . 5 1 1 1 9 0F a S K T Y 而按接触强度计算的1 ，111 1 3 . 7 5 3 . 2 535z 。 五 、几何尺寸计算 1分度圆直径 d 11 3 . 2 5 3 5 1 1 3 . 7 5d m z 2 3 . 2 5 5 3 1 7 2 . 2 5d m z 节锥角 11235a r c t a n a r c t a n 3 3 . 4 3 9 853 、 219 0 5 6 . 5 6 0 2 3节锥距 R 25 111 1 3 . 7 5 1 0 3 . 42 s i n 2 s i n 3 3 . 4 3 9 8 齿宽、 0 . 3 1 0 3 . 4 3 1 . 0 2 取整 32b 5齿顶高1 1 2( 1 ) 3 . 2 5m X h 齿根高1 1 2(1 . 2 ) 3 . 2 5 1 . 2 3 . 9m X h 齿顶圆直径 1 12 c o s 1 1 3 . 7 5 2 3 . 2 5 c o s 3 3 . 4 3 9 8 1 1 9 . 1 7d h 2 2 22 c o s 1 7 2 . 2 5 2 3 . 2 5 c o s 5 6 . 5 6 0 2 1 7 5 . 8 3d h 如图 33锥齿轮的三维示意图 图 3小锥齿轮 26 图 3大锥齿轮 核 轮传动轴 如图 3图 3动轴的结构示意图 此传动轴下部分与涡轮相连接2 6 9 .5 m 2 上部分为两个小链轮受到拉力为 8088N