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新型卫生筷子盒总体方案与传动机构设计,新型,卫生,筷子,总体方案,传动,机构,设计
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湘潭大学兴湘学院毕业论文 题 目：新型卫生筷子盒总体方案与传动机构设计 学 院： 兴湘学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2010963013 姓 名： 江楚豪 指导教师： 唐新姿 完成日期： 2014年5月19日 湘 潭 大 学毕业论文（设计）任务书论文（设计）题目： 新型卫生筷子盒总体方案与传动机构设计 学号： 2010963013 姓名： 江楚豪 专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 唐新姿 系主任： 刘柏希 一、主要内容及基本要求 卫生筷子盒能定期消毒清洗，满足餐饮用具卫生要求，适合于食堂、餐馆等大型用餐场合，也适合于家庭小型用餐场合。目前市场现有产品中存在诸多问题，新型卫生筷子盒要求能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，实现避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；要求结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。因此，该课题具有很好的理论意义和工程应用价值。 本课题的主要研究内容为：对新型卫生筷子盒进行总体方案与传动机构设计。 总体方案设计部分主要内容为：根据产品功能要求，对机构原理进行方案设计与各部分结构初步设计。 传动机构部分主要研究内容为：对所采用的传动机构进行结构设计与计算。 基本要求为：以某型卫生筷子盒为设计计算实例，提交三维原理图与产品结构总装配图，传动机构零件图，毕业论文。 二、重点研究的问题 根据产品功能要求，对机构原理进行方案分析与选择，各部分结构初步设计，产品结构功能总装图设计，是本课题重点研究的问题。 三、进度安排序号各阶段完成的内容完成时间1资料收集3.172毕业设计开题3.173.203方案确定3.224设计计算4.155毕业设计中期检查4.154.206三维建模及性能分析5.57完善设计、翻译及论文撰写5.258毕业答辩5.306.10四、应收集的资料及主要参考文献 参考文献1 潘存云，唐进元.机械原理M.长沙：中南大学出版社，2011：41-692 濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006：22-36.3 王先逵.机械制造工艺学M.北京：机械工业出版社，2013：230-248.4 王湘江，何哲明.机械原理课程设计指导书M.长沙：中南大学出版社，201176-82.5 童秉枢，吴志军，李学志，冯涓.机械CAD技术基础M.北京：清华大学出版社，2008：131-163.6 姜勇，赵云伟，卢圣春.机械制图基础培训教程M.北京：人民邮电出版社，2010：1-200.7 娄建国.机械研究与应用J.按最佳传动角的曲柄滑块机构的优化设计.2003：8-11.8 赵又红，周知进.机械设计课程设计指导.M.长沙：中南大学出版社，2012：24-27.9 熊诗波，黄长艺.机械工程测试技术基础M.北京：机械工业出版社，2012：99-124.10 阎邦椿.机械设计手册（第5版）第2卷M.北京：机械工业出版社，2010：35-65.湘潭大学兴湘学院毕业论文（设计）评阅表学号 2010963013 姓名 江楚豪 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： 新型卫生筷子盒总体方案及其传动机构设计 评价项目评 价 内 容选题1.是否符合培养目标，体现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的；2.难度、份量是否适当；3.是否与生产、科研、社会等实际相结合。能力1.是否有查阅文献、综合归纳资料的能力；2.是否有综合运用知识的能力；3.是否具备研究方案的设计能力、研究方法和手段的运用能力；4.是否具备一定的外文与计算机应用能力；5.工科是否有经济分析能力。论文（设计）质量1.立论是否正确，论述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范；2.文字是否通顺，有无观点提炼，综合概括能力如何；3.有无理论价值或实际应用价值，有无创新之处。综合评 价该生在做毕业设计以来，一直都比较认真，积极，每周的会议也都按时到会，并且能按照要求按时按量完成任务，设计中的问题也都能积极解决，并且设计方案新颖，想法创新，设计的新型卫生筷子盒与生产、科研、社会等实际相结合，基本达到了该毕业设计的要求，完成了该毕业设计的任务。评阅人： 2010年5月 日湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）鉴定意见 学号： 2010963013 姓名： 江楚豪 专业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 59 页 图 表 4 张论文（设计）题目： 新型卫生筷子盒总体方案与传动机构设计 内容提要： 卫生筷子盒能定期消毒清洗，满足餐饮用具卫生要求，适合于食堂、餐馆等大型用餐场合，也适合于家庭小型用餐场合。目前市场现有产品中存在诸多问题，新型卫生筷子盒要求能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，实现避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；要求结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。因此，该课题具有很好的理论意义和工程应用价值。 本课题的主要研究内容为：对新型卫生筷子盒进行总体方案与传动机构设计。 总体方案设计部分主要内容为：根据产品功能要求，对机构原理进行方案设计与各部分结构初步设计。 传动机构主要研究内容为：根据产品功能要求，对机构原理进行方案设计与个部分结构初步设计。 基本要求为：以某新型卫生筷子盒为设计计算实例，提交三维原理图与产品结构总装配图，传动机构零件图，毕业论文。指导教师评语该生在毕业设计期间认真积极，态度端正，每周都按时参加会议，其毕业论文新型卫生筷子盒的总体方案设计思路正确，在一些设计中用到了很多不同的方法方式去进行比较，基本达到了论文要求，但论文整体水平还有改进的地方。同意其参加答辩，建议成绩评定为指导教师： 年 月 日答辩简要情况及评语 根据答辩情况，答辩小组同意其成绩评定为答辩小组组长： 年 月 日答辩委员会意见经答辩委员会讨论，同意该毕业论文（设计）成绩评定为答辩委员会主任： 年 月 日 目录一、引言.111.1课题背景与意义.11 1.2国内外研究现状.111.3课题研究内容.121.4本章小结.122、 总体方案设计.132.1初步方案设计与选择.13一、设计方案1.13 （一）储筷机构的设计.13 （二）分筷机构设计.13 （三）运输机构的设计.14二、设计方案2.15 （一）储筷盒和筷槽的配合设计.16 （二）箱体（底座）和紫外线灯管槽的设计.16 （三）传动机构的设计.162.2产品主要零部件设计.162.3新型卫生筷子盒总体装配.183、 传动机构设计.22 3.1 传动机构比较与分析.22一、齿轮传动.22二、带传动.22三、链传动.22四、涡轮蜗杆传动.233.2传动机构的选择与详细设计.233.2.1 曲柄滑块传动机构设计.23 （一）转轮的设计与尺寸.24 （二）摇把的设计与尺寸.25 （三）转轮挡圈的设计与尺寸.25 （四）螺栓的设计与尺寸.26 （五）连杆的设计与尺寸.27 （六）滑块的设计与尺寸.273.3传动机构的设计计算.28 （一）连杆长度与筷子长度的配合计算.28 （二）传动机构强度计算.294、 总结.305、 参考文献.316、 致谢.327、 英文翻译.33 新型卫生筷子盒总体方案与传动机构设计摘要：目前市场现有产品中存在诸多问题，新型卫生筷子盒要求能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，要求结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。因此，该课题具有很好的理论意义和工程应用价值。该论文介绍了新型卫生筷子盒的设计。论文中的新型卫生筷子盒能够通过曲柄滑块机构做为传动机构，一次准确出一双筷子，并能够通过紫外线灯管进行对筷子的消毒。在该新型筷子盒的设计中，传动机构的设计是难点之一，起初选择的传动机构是带传动，但此传动机构会很占筷子盒体积，且使筷子盒功能的实现变得更加复杂，因此，通过比较选用曲柄滑块作为传动机构。此种新型卫生筷子盒设计结构简单，造价成本较低，各个模块方便拆解，是一种健康，方便，卫生的新型筷子盒。关键词 ：卫生筷子盒；曲柄滑块；紫外线灯0 The overall program design and transmission of the new health chopsticks boxAbstract: At present ,the existing products currently on the market have many problems, the new health chopsticks box required to solve the existing problems, to rationalize the design features for the product, requiring a simple structure to avoid the cost of expensive; each module easy to disassemble, to achieve mass production, easy to spread. Thus, the subject has a good theoretical and engineering application. A new health chopsticks box design is introduced in this thesis. A new health chopsticks box can be used as the transmission mechanism through slider-crank mechanism, once a pair of chopsticks and accurate, and can be sterilized chopsticks by UV lamp. In the novel design chopstick case, the design of the drive mechanism is one of the difficulties, the drive mechanism is initially selected tape drive, but the drive mechanism will be the volume of the cartridge representing chopsticks and chopstick case so achieve more complex functionality, Thus, by comparing the selection of a slider-crank drive mechanism. Such a simple box design structure new health chopsticks have low cost, and it is easy to disassemble each module.So it is a healthy, convenient, new chopsticks box hygiene. Keywords: Health chopsticks box; crank slider; ultraviolet light 第一章 引言1.1 课题背景与意义卫生筷子盒能定期消毒清洗，满足餐饮用具卫生要求，适合于食堂、餐馆等大型用餐场合，也使用与家庭小型用餐场合。目前市场现有产品存在诸多问题，新型卫生筷子盒要求能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，实现避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；要求结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。因此，该课题具有很好的理论意义和工程应用价值。现实生活中，大部分中国家庭吃饭时都是用筷子的，而筷子卫生存在很大的健康隐患，如果长期使用不卫生的筷子，就容易染上消化道疾病，如肝炎、痢疾、急性胃肠炎等。而现在人们日常生活中常用的筷子盒中，大多数是塑料制品，结构简单、功能单一，显得既不环保又不卫生。1.2 国内外研究现状罗格率先引进来自德国的Nicoler空间消毒技术6，开创性的将空间消毒的概念引入餐具消毒领域。由于整个过程一直处于持续、不间断的灭菌状态，不仅能够彻底杀灭餐具上的乙肝病菌(芽胞)、金黄色葡萄球菌及大肠杆菌等细菌，经处理后的洁净空气能快速的循环流动，从而达到对餐具所处的整个环境持续净化。在传动设备方面，曲柄滑块作为机械设备中一种常见的传动机构，它由于具有结构简单，运动规律明确，可以实现旋转运动和直线运动之间的变换，并且具有急回运动等优点，使其在机械工程设备中得到广泛的应用。目前，国内外对曲柄滑块机构的优化设计及运动仿真研究有关课题的研究也不少。其中，娄建国8，采用几何解析方法设计偏置曲柄滑块机构，在满足给定的滑块行程和行程速比系数的前提下，借助计算机进行寻优设计，从而方便地求得具有最佳传动角的曲柄滑块机构。刘菊蓉、王旭飞9，运用MATLAB及其中的SIMULINK模块，对给出行程H，行程速比系数K和许用角进行设计分析。设计结果不但满足现代机械设计的要求，设计过程编程简单，而且得到曲柄在任意位置对应的其它参数。陈杰平，姚智华11，借助于功能强大的分析仿真软件，实现了机构性能分析和动态仿真，降低分析的难度，有效提高设计的工作效率、产品开发质量，降低开发成本。该新型卫生筷子盒的传动机构的选择是通过选用各种传动机构来进行比较，最终选定的的曲柄滑块机构，该传动机构具有机型小，运行平稳，可靠性高等特点，是新型卫生筷子盒体积更小，取筷更方便。1.3 课题研究内容 本课题的主要研究内容为：对新型卫生筷子盒进行总体方案与传动机构设计。 总体方案设计部分主要内容为：根据产品功能要求，对机构原理进行方案设计与各部分结构初步设计。 传动机构部分主要研究内容为：对所采用的传动机构进行结构设计与强度计算。1.4 本章小结 卫生筷子盒能定期消毒清洗，满足餐饮用具卫生要求，适合于食堂、餐馆等大型用餐场合，也适合于家庭小型用餐场合。目前市场现有产品中存在诸多问题，新型卫生筷子盒要求能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，实现避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；要求结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。因此，该课题具有很好的理论意义和工程应用价值。 第二章 总体方案设计设计目的与要求：新型卫生筷子盒能解决现存问题，针对产品功能进行合理化设计，实现避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；结构简单，避免造价成本昂贵；各个模块方便拆解，能实现批量生产，易于推广。2.1 初步方案设计与选择一、设计方案1：（一）储筷机构的设计：将筷子采用横放式，保证一把筷子能一根一根落下去，而不至于被堵在出筷口，在设计中我们起初设计了如图2.1所示的储筷机构。 图2.1 储筷机构（二）分筷机构设计：此机构主要由一根不锈钢轴和两个链轮组成，如图2.2所示。利用链轮上所具有的特殊齿形，使每个齿槽内只能容纳一根筷子，这样就能把一把筷子经过两个链轮的分拨作用，使筷子分成一根一根的的下落至运输机构。 图2.2 分筷机构（三）运输机构的设计：在此机构中，我们想到有许多机构可以实现，比如有带传动，链传动，蜗轮蜗杆传动等。由于链传动在传动中有一定的动载荷和冲击，传动平稳性差，因此我们不考虑。而蜗轮蜗杆在啮合处的相对滑动，发热量大，效率低，且涡轮造价高，我们考虑到成本以及传动中有相对滑动现象，也因此不采用此种运输方法。经过一些对比，我们最终考虑使用齿轮传动和带传动两种传动相结合的方式来完成筷子的运输工作。齿轮传动中传递力大，效率高，且寿命长，工作平稳，可靠性高，能保证恒定的传动比，能传递成任意夹角两轴间传动。而带传动它属于绕行传动，传动平稳，噪声小，可缓冲吸震。带传动允许较大的中心距，结构简单，制造、安装和维护较方便，且成本低廉，在带的选择上，我们采用同步带。同步带无相对滑动，传动比稳定，带薄而轻，强力层强度高，适用于高速传动，带的柔性好，可用直径较小的带轮，传动结构紧凑，能获得较大的传动比，传动效率高，同步带初拉力小，轴和轴承上所受的载荷小，因此，我们选用之。此运输机构如图2.3所示。 图2.3 运输机构缺点：在对设计方案一的后续设计中，我们发现设计方案一中的分筷机构和运输机构的设计是多余的，会使新型卫生筷子盒的整体体积变得过于庞大，且对于新型卫生筷子盒取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能的实现变得太复杂和冗余，过度复杂化了新型卫生筷子盒的设计，不符合我们新型卫生筷子盒结构简单，造价成本低，各个模块方便拆解，且不消耗大量电的设计理念，因此我们设计出了第二套方案。2、 设计方案2：（1） 储筷盒和筷槽的配合设计：作为新型卫生筷子盒来说，首先该筷子盒要有储存足量筷子的功能，为了实现这一功能，我们设计了一个储筷盒，该储筷盒能储存足量的筷子，满足顾客的需求。储筷盒为透明有机材料制成，搁置在箱体上，因此箱体也可称为底座。当筷子被放入储筷盒后，通过储筷盒底部的斜面，筷子能通过出筷口顺利滑落至筷槽。而储筷盒的出筷子口刚好能容纳两根筷子通过，中间有隔板隔开，隔板两边各自出一支筷子，则一次能准确地同时出一双筷子。筷槽被设计在底座上，筷槽中间也设计有隔板，刚好与储筷盒的出筷口相对应。该配合设计如图2.4所示。4321 1，筷槽 2，筷槽隔板 3，储筷盒隔板 4，储筷盒 图2.4 储筷盒和筷槽的配合设计图（二）箱体（底座）和紫外线灯管槽的设计：箱体（底座）上设置有3个紫外线灯管槽，分别位于筷槽的两边和筷槽的左端，灯管槽可以放置紫外线灯，抽出放置在箱体上的储筷盒后便可进行安装和更换灯管，非常方便。在筷子从储筷盒下落以及筷子从筷槽推出的过程中，紫外线灯可以对筷子进行全方位的消毒。实现了新型卫生筷子盒的自动消毒的功能，还实现了筷子盒的模块化。箱体（底座）和紫外线灯管槽的设计图会在下面产品主要零部件说明中有所展示。（三）传动机构的设计：箱体（底座）设计有足够的空间放置曲柄滑块传动机构，该曲柄滑块传动机构由一个摇把，一个转轮，一个连杆，一个滑块组成，摇把摇的一端设置在箱体外面另一端与转轮中心连接，连杆连接转轮与滑块，滑块被放置在筷子槽内，并且滑块可以在筷子槽内顺利滑动。当顾客摇动摇把时，摇把带动转轮转动，通过连杆，滑块会在筷子槽内左右滑动，当滑块向右移动时，筷子槽内的筷子会被滑块抵出箱体，这时顾客便可顺利抽出一双筷子。由此便实现了该新型卫生筷子盒一次准确出一双筷子的功能。曲柄滑块传动机构的结构示意如图2.5所示。12543 1，滑块 2，连杆 3，转轮 4，箱体（底座） 5，摇把 图2.5 曲柄滑块传动机构的结构示意图 2.2产品主要零部件设计1.箱体（底座），新型卫生筷子盒的主要外壳，用于固定各个零件及保持筷子盒 环境的密封性。1）紫外线灯管槽，设置在箱体上有3个灯管槽，与箱体互为一整体，方便紫外线灯管的安装和替换。2）筷槽，设置在箱体上，与箱体互为一整体，筷槽宽度能容纳两根筷子，中间设有一挡板隔开，两根筷子分别能在两道筷槽内滑动。321 1，箱体（底座） 2，紫外线灯管槽 3，筷槽 图2.6 箱体（底座）和紫外线灯管槽2，储筷盒。1）存放筷子的储筷盒为透明有机玻璃材料制成，方便观察储筷盒内筷子的数量一旦储筷盒内的筷子不能满足顾客的需要，便可及时发现并向里面添加筷子，同时也可以通过紫外线对储筷盒内的筷子进行消毒。2）储筷盒与箱体分开，直接搁在箱体上，实现了模块化，也方便拆解与清洗。储筷盒内设有挡板，因为筷子长短不一，在放长一点的筷子时可以将挡板向前滑，在放短一点的筷子时将挡板向后滑，保证筷子下落至筷槽时更加整齐。3）储筷盒中间设有很多隔板，隔板间的距离刚好为一根筷子的宽度，并保证筷子能顺利滑下，储筷盒底部为斜面，能使筷子顺利滑下至筷槽。1234 1，储筷盒盒体 2，隔板 3，挡板 4，储筷盒盒盖图2.7 储筷盒3，转轮。作为曲柄滑块传动机构的转动机构，转轮能通过人力转动摇把来带动转轮的转动，转轮中心设计有六个齿，这是为了在转轮与摇把的链接及转动中防止打滑，这保证转轮能顺利，不打滑的跟着摇把转动，摇把转动一圈，转轮就转动一圈，从而能带动连杆及滑块运动。 图2.8 转轮4，连杆。在该曲柄滑块传动机构中，连杆链接转轮与滑块，当转轮通过摇把转动，连杆便会被转轮带动，连杆一端会绕着转轮作圆周运动，而另外与滑块相连的一端则会推动滑块左右运动，从而完成整个传动。 图2.9 连杆5，滑块。滑块，与连杆相连，通过转轮的转动，连杆会推动滑块在筷子槽里面左右运动，从而将筷槽内的筷子抵出箱体，方便人们取出。 图2.10 滑块6，紫外线灯管。紫外线灯管，安装在箱体上，在筷子从储筷盒下落至筷槽，再从筷槽被推出的这段运动过程中，对筷子进行卫生消毒。 图2.11 紫外线灯管2.3新型卫生筷子盒总体装配新型卫生筷子盒体积不能过大，要尽量节省空间，不占太多地方，因此我们把箱体作为底座的形式，并且在箱体上做出筷槽和灯管槽。把储筷盒做的大一点，这样是为了能多放一些筷子，不用时时往里面加筷子，所以更加方便。储筷盒搁在箱体上，储筷盒底部的两个斜面刚好与箱体的两个斜面互相对应，防止储筷盒左右滑动，也方便储筷盒取下清洗和消毒。在箱体内设计有曲柄滑块传动机构，在箱体的最左端，由摇把，转轮，连杆，滑块组成，摇把摇的一端设置在箱体外面另一端与转轮中心连接，连杆连接转轮与滑块，滑块被放置在筷子槽内，并且滑块可以在筷子槽内顺利滑动。当顾客摇动摇把时，摇把带动转轮转动，通过连杆，滑块会在筷子槽内左右滑动，当滑块向右移动时，筷子槽内的筷子会被滑块抵出箱体，这时顾客便可顺利抽出一双筷子。 图2.12 新型卫生筷子盒总体三维装配图 图2.13 新型卫生筷子盒三维剖切图 第三章 传动机构设计在新型卫生筷子盒的设计中，传动机构的选择与设计十分重要，传动机构，可以将动力所提供的运动的方式、方向或速度加以改变，被人们有目的地加以利用。在本设计中，传动机构的设计既不能太过复杂同时又要实现新型卫生筷子盒的各项功能。因此，在传动机构的选择上，我们经过了各种对比，其中有齿轮传动，带传动，链传动和涡轮蜗杆传动。3.1 传动机构比较与分析一、齿轮传动齿轮传动是指用主、从动轮轮齿直接传递运动和动力的装置。在所有的机械传动中，齿轮传动应用最广，可用来传递相对位置不远的两轴之间的运动和动力。齿轮传动的特点是：齿轮传动平稳，传动比精确，工作可靠、结构紧凑、效率高、寿命长，使用的功率、速度和尺寸范围大。例如传递功率可以从很小至几十万千瓦；速度最高可达300m/s；齿轮直径可以从几毫米至二十多米。但是制造齿轮需要有专门的设备，啮合传动会产生噪声。二、带传动带传动是利用张紧在带轮上的柔性带进行运动或动力传递的一种机械传动。根据传动原理的不同，有靠带与带轮间的摩擦力传动的摩擦型带传动，也有靠带与带轮上的齿相互啮合传动的同步带传动。带传动具有结构简单、传动平稳、能缓冲吸振、可以在大的轴间距和多轴间传递动力，且其造价低廉、不需润滑、维护容易等特点，在近代机械传动中应用十分广泛。摩擦型带传动能过载打滑、运转噪声低，但传动比不准确（滑动率在2%以下）；同步带传动可保证传动同步，但对载荷变动的吸收能力稍差，高速运转有噪声。 带传动除用以传递动力外，有时也用来输送物料、进行零件的整列等。（1） 优点：传动平稳、结构简单、成本低、使用维护方便、 有良好的挠性和弹性、过载打滑。（2）缺点：瞬时传动比不准确、带寿命低、轴上载荷较大、传动装置外部尺寸大、效率低。因此，带传动常适用于大中心距、中小功率、带速v =525m/s，i7的情况。3、 链传动链传动是通过链条将具有特殊齿形的主动链轮的运动和动力传递到具有特殊齿形的从动链轮的一种传动方式。其特点与带传动相比，链传动没有弹性滑动和打滑，能保持准确的平均传动比；需要的张紧力小，作用于轴的压力也小，可减少轴承的摩擦损失；结构紧凑；能在温度较高、有油污等恶劣环境条件下工作。 与齿轮传动相比，链传动的制造和安装精度要求较低；中心距较大时其传动结构简单。瞬时链速和瞬时传动比不是常数，因此传动平稳性较差，工作中有一定的冲击和噪声。链传动平均传动比准确,传动效率高，轴间距离适应范围较大，能在温度较高、湿度较大的环境中使用；但链传动一般只能用作平行轴间传动，且其瞬时传动比波动，传动噪声较大。 由于链节是刚性的，因而存在多边形效应（即运动不均匀性），这种运动特性使链传动的瞬时传动比变化并引起附加动载荷和振动，在选用链传动参数时须加以考虑。链传动广泛用于交通运输、农业、轻工、矿山、石油化工和机床工业等。4、 蜗轮蜗杆传动蜗轮蜗杆机构常用来传递两交错轴之间的运动和动力。蜗轮与蜗杆在其中间平面内相当于齿轮与齿条，蜗杆又与螺杆形状相似。其特点是：（1）可以得到很大的传动比，比交错轴斜齿轮机构紧凑。（2）两轮啮合齿面间为线接触，其承载能力大大高于交错轴斜齿轮机构。（3）蜗杆传动相当于螺旋传动，为多齿啮合传动，故传动平稳、噪音很小。（4）具有自锁性。当蜗杆的导程角小于啮合轮齿间的当量摩擦角时，机构具有自锁性，可实现反向自锁，即只能由蜗杆带动蜗轮，而不能由蜗轮带动蜗杆。如在起重机械中使用的自锁蜗杆机构，其反向自锁性可起安全保护作用。（5）传动效率较低，磨损较严重。蜗轮蜗杆啮合传动时，啮合轮齿间的相对滑动速度大，故摩擦损耗大、效率低。另一方面，相对滑动速度大使齿面磨损严重、发热严重，为了散热和减小磨损，常采用价格较为昂贵的减摩性与抗磨性较好的材料及良好的润滑装置，因而成本较高。（6）蜗杆轴向力较大。蜗轮及蜗杆机构常被用于两轴交错、传动比大、传动功率不大或间歇工作的场合。3.2传动机构的选择与详细设计通过综合比较分析，最终决定采用曲柄滑块作为新型卫生筷子盒的传动机构。3.2.1 曲柄滑块传动机构设计 箱体（底座）设计有足够的空间放置曲柄滑块传动机构，该曲柄滑块传动机构由一个摇把，一个转轮，一个连杆，一个滑块组成，摇把摇的一端设置在箱体外面另一端与转轮中心连接，连杆连接转轮与滑块，滑块被放置在筷子槽内，并且滑块可以在筷子槽内顺利滑动。当顾客摇动摇把时，摇把带动转轮转动，通过连杆，滑块会在筷子槽内左右滑动，当滑块向右移动时，筷子槽内的筷子会被滑块抵出箱体，这时顾客便可顺利抽出一双筷子。由此便实现了该新型卫生筷子盒一次准确出一双筷子的功能。 图3.2.1 曲柄滑块传动机构三维设计图（一）转轮的设计与尺寸在该新型卫生筷子盒的设计中，转轮是通过人力转动摇把来带动转轮的转动，转轮中心设计有六个齿，这是为了在转轮与摇把的链接及转动中防止打滑，这保证转轮能顺利，不打滑的跟着摇把转动，摇把转动一圈，转轮就转动一圈，从而能带动连杆及滑块运动。在转轮上设置有2厚度毫米的挡圈槽，这样能防止摇把在转动过程中左右移动。 图3.2.2 转轮的设计与尺寸（二）摇把的设计与尺寸摇把左端伸出箱体外，右端与转轮中心链接，摇把上还设有6毫米厚的挡圈，和摇把互为一体，目的是为了限制摇把的左右方向运动。同样在与转轮连接处设计有六个齿，齿长为10毫米，在与转轮的链接中，摇把的齿与转轮上的齿槽相配合，保证摇把在转动过程中能带动转轮转动且不打滑。 图3.2.3 摇把的设计与尺寸（3） 转轮挡圈的设计与尺寸转轮挡圈厚度为2毫米，与转轮上开的挡圈槽厚度刚好对应，挡圈大圆直径为24毫米，小圆直径为6毫米。挡圈的作用是为了防止摇把在摇的过程中左右滑动。 图3.2.4 转轮挡圈的设计与尺寸（四）螺栓的设计与尺寸六角头螺栓M610，用来连接转轮和摇把。 图3.2.5 六角头螺栓M610六角头螺栓M3.513，用来连接滑块与连杆。 图3.2.6 六角头螺栓M3.513（5） 连杆的设计与尺寸连杆用来连接转轮与滑块，当转轮通过摇把转动，连杆便会被转轮带动，连杆一端会绕着转轮作圆周运动，而另外与滑块相连的一端则会推动滑块在筷子槽内左右运动，从而完成整个传动。连杆共设计有三个尺寸，形状厚度都相同，分别为70毫米连杆，80毫米连杆和100毫米连杆。以下仅给出70毫米连杆示意图。 图3.2.7 连杆的设计与尺寸（6） 滑块的设计与尺寸首先在滑块的上沿处为一个光滑斜面，采用光滑过渡。筷子一般都有粗的一端和细的一端，当筷槽内落有一双筷子时，筷子细的一端会刚好抵在滑块的凹槽内，在滑块向右移动的过程中筷子粗的一端会被抵出箱体外，被人取走。当筷槽内落有两双筷子时，第一层的一双筷子被抵出箱体，第二层的一双筷子会随滑块的运动而沿滑块光滑弯曲斜面滑动到滑块顶部，直到第一层的一双筷子被人取走，第二层的筷子才会掉下来被滑块抵出。 图3.2.8 滑块的设计与尺寸3.3传动机构的设计计算（1） 连杆长度与筷子长度的配合计算在日常生活中，筷子的种类多种多样，其中筷子的长短也不相同，为了保证新型卫生筷子盒能使用于不同长短的筷子，我们设计了不同长度的连杆，当使用长筷子时，更换短一点的连杆，当使用短筷子时，便更换长一点的连杆，这样设计的目的就是为了保证使用不同长短的筷子时，筷子伸出箱体的长度既不会使筷子掉出箱体也方便客人取走。 图3.2.9 最长连杆与最短筷子的尺寸配合示意图如图3.2.9所示，假设最短筷子长度为200，已知连杆长为100，筷槽总长度为262，筷槽隔板长为172，转轮直径为50，如图所示，当连杆左端在转轮最左端时，滑块与筷槽内筷子保持最远距离，这时滑块距离筷槽最左端距离为sin811005010=39，这时滑块与筷子距离为26220039=23，因此，当连杆最左端运动到转轮最左端时，既虚线所示位置，滑块在筷槽内运动了50，因此滑块将筷子抵出箱体的长度为5023=27毫米。 图3.2.10 最短连杆与最长筷子的尺寸配合示意图如图3.2.10所示，假设最长筷子长为230，换取长为70的连杆时，滑块距离筷槽最左端的距离为Sin78705010=8，这时滑块与筷子距离2622308=24，因此当连杆最左端运动到转轮最左端时，既虚线所示位置，滑块同样在筷槽内运动了50，因此滑块将筷子抵出箱体长度为5024=26毫米。所以，通过计算，该新型卫生筷子盒适用于不同长度的筷子，筷子长度不同，可以更换不同长度的连杆，这样能保证任何种类任何长度的筷子都能伸出箱体二十几毫米以上，这样的长度，能保证筷子既不会掉出箱体也方便客人取走。（2） 传动机构强度计算在此新型卫生筷子盒的设计中，传动机构均使用PVC材料，查得该材料密度为=1385kg/m实体转轮：半径r1=25mm=0.025m 厚度h=12mm=0.012m体积v1=r12h=3.140.0250.012=0.00002355mM1=v1=13850.00002355=0.033kg转轮孔半径r2=0.007m则v2=r22h=3.140.0070.012=0.00000184632mM2=v2=13850.00000184632=0.0026kg转轮总质量M=0.0330.0026=0.0304kg假设人转动摇把一圈耗时1秒转动惯量J=（mr）/2=（0.03040.025）/2=0.0000095（kg.m）线速度v=23.140.025/1=0.157（m/s）转矩T=Jv/r=（0.00000950.157）/1=0.0000014915（N.m） 第四章 总结此篇论文主要介绍了新型卫生筷子盒的设计，该新型卫生筷子盒卫生筷子盒能定期消毒清洗，满足餐饮用具卫生要求，适合于食堂、餐馆等大型用餐场合，也适合于家庭小型用餐场合。新型卫生筷子盒能解决现存问题，针对产品功能进行了合理化设计，实现了避免大量电消耗、取筷子时筷子不直接与外界接触、一次准确出一双筷子等功能；结构简单，造价成本低；各个模块方便容易拆解，能实现批量生产，易于推广。在新型卫生筷子盒的设计中，我主要进行了新型卫生筷子盒的总体方案设计与传动机构的设计，在设计传动机构的过程中，我首先想到的是筷子先放入一个储筷盒，再一根一根的落到传送机构上面，在传送运输的过程中由紫外线对筷子进行消毒，然后通过传送机构将筷子传送到出筷机构，最后将筷子推出箱体为，供认取走。为了实现这一想法，在传动机构的选择上，我选用了带传动作为筷子的传送机构，但在后来的设计与画图中，我发现带传动很占地方，需要把整个筷子盒做得很大，而且还要使用电动机，非常耗电也非常麻烦与复杂，因此，我没有采用这种想法，在后来也尝试了很多方法，但都觉得不够理想，没有采用。最后，受到老师的启发，我选用曲柄滑块作为传动机构，该曲柄滑块传动机构由一个摇把，一个转轮，一个连杆，一个滑块组成，摇把摇的一端设置在箱体外面另一端与转轮中心连接，连杆连接转轮与滑块，滑块被放置在筷子槽内，并且滑块可以在筷子槽内顺利滑动。当顾客摇动摇把时，摇把带动转轮转动，通过连杆，滑块会在筷子槽内左右滑动，当滑块向右移动时，筷子槽内的筷子会被滑块抵出箱体，这时顾客便可顺利抽出一双筷子。由此便实现了该新型卫生筷子盒一次准确出一双筷子的功能。在设计总体方案的过程中，因为要实现模块化，于是我将储筷盒与箱体做分开，将箱体做成底座的形式，在箱体上做出筷槽与紫外线灯管槽，方便安装更换灯管。而储筷盒为透明有机玻璃材料制成，方便观察储筷盒内筷子的数量，也可以通过紫外线对筷子进行消毒。储筷盒直接搁在箱体上，方便拆解与清洗。储筷盒内设有挡板，因为筷子长短不一，在放长一点的筷子时可以将挡板向前滑，在放短一点的筷子时将挡板向后滑，保证筷子下落至筷槽时更加整齐。储筷盒中间设有很多隔板，隔板间的距离刚好为一根筷子的宽度，储筷盒底部为斜面，能使筷子顺利滑下至筷槽，再由曲柄滑块传动机构将筷子推出，供人取走使用。在本次设计中，也有一些不足之处，在强度方面的计算上，我做的不够好，计算能力比较差，只会计算轴和齿轮的一些强度计算，其他的就计算得比较差，今后我一定会加紧学习，多想老师同学请教，希望能扩充知识面，开阔眼界，活跃思维，在机械这条路上越走越好。 参考文献1 潘存云，唐进元.机械原理M.长沙：中南大学出版社，2011：41-692 濮良贵，纪名刚.机械设计M.北京：高等教育出版社，2006：22-36.3 王先逵.机械制造工艺学M.北京：机械工业出版社，2013：230-248.4 王湘江，何哲明.机械原理课程设计指导书M.长沙：中南大学出版社，201176-82.5 童秉枢，吴志军，李学志，冯涓.机械CAD技术基础M.北京：清华大学出版社，2008：131-163.6 姜勇，赵云伟，卢圣春.机械制图基础培训教程M.北京：人民邮电出版社，2010：1-200.7 娄建国.机械研究与应用J.按最佳传动角的曲柄滑块机构的优化设计.2003：8-11.8 刘菊蓉，王旭飞.机械研究与应用J.偏置式曲柄滑块机构的优化设计及运动分析.2005：10-14.9 赵又红，周知进.机械设计课程设计指导.M.长沙：中南大学出版社，2012：24-27.10 陈杰平，姚智华.中文科技期刊数据库J.基于MATLAB的曲柄滑块机构仿真研究.2005：31-34.11 熊诗波，黄长艺.机械工程测试技术基础M.北京：机械工业出版社，2012：99-124.12 阎邦椿.机械设计手册（第5版）第2卷M.北京：机械工业出版社，2010：35-65.致谢在此次毕业论文的设计与撰写中，我首先要感谢的就是我的论文指导老师唐新姿唐老师，她给了我很多有建设性的意见与建议，让我在做毕业设计的过程中更加顺利，同时也开发了我的思维，拓宽了知识面，学到了很多有价值的东西，使我觉得整个毕业设计并不是我在完成一项作业的过程，而是我一个学习的过程。在为期三个月的毕业设计中，每周唐老师都会在星期一带领我们进行开会讨论，向她交流设计思想，一旦有难题和考虑不周的地方，唐老师都会对我们进行悉心教育与指导，十分严谨认真，一丝不苟。因此，我们对待毕业设计也十分的认真积极，不抱怨，不畏难，我觉得这正是老师的认真负责感动了我们。希望这次的毕业设计能顺顺利利，能带给老师些许安慰。另外我要感谢的是赵裕同学，在设计的过程中，他给了我很多新的想法和帮助，没有他的鼓励与支持，我完成毕业设计也没有那么顺利，因此，我十分感谢他。 最后，衷心地感谢在百忙之中评阅论文和参加答辩的各位专家、教授，你们辛苦了！ 英文原稿Application of Stress-based Finite Element Method to a Flexible Slider Crank Mechanism（Y.L.Kuo University of Toronto W.L.Cleghorn University of Canada）AbstractThis paper presents a new procedure to apply the stress-based finite element method on Euler-Bernoulli beams.An approximated bending stress distribution is selected,and then the approximated transverse displacement is determined by integration.The proposed approach is applied to solve a flexible slider crank mechanism.The formulation is based on the Euler-Lagrange equation,for which the Lagrangian includes the components related to the kinetic energy,the strain energy,and the work done by axial loads in a link that undergoes elastic transverse deflection.A beam element is modeled based on a translating and rotating motion.The results demonstrate the error comparison obtained from the stress-and displacement-based finite element methods.Keywords:stress-based finite element method;slidercrank mechanism;Euler-Lagrange equation.1.IntroductionThe displacement-based finite element method employs complementary energy by imposing assumed displacements.This method may yield the discontinuities of stress fields on the inter-element boundary while employing low-order elements,and the boundary conditions associated with stress could not be satisfied.Hence,an alternative approach was developed and called the stress-based finite element method,which utilizes assumed stress functions.Veubeke and Zienkiewicz1,2were the first researchers introducing the stress-based finite element method.After that,the method was applied to a wide range of problems and its applications3-5In addition,there are various books providing details about the method6,7.The operation of high-speed mechanisms introduces vibration,acoustic radiation,wearing of joints,and inaccurate positioning due to deflections of elastic links.Thus,it is necessary to perform an analysis of flexible elasto-dynamics of this class of problems rather than the analysis of rigid body dynamics.Flexible mechanisms are continuous dynamic systems with an infinite number of degrees of freedom,and their governing equations of motion are modeled bynonlinear partial differential equations,but their analytical solutions are impossible to obtain.Cleghorn et al.8-10included the effect of axial loads on transverse vibrations of a flexible four-bar mechanism.Also,they constructed a translating and rotating beam element with a quintic polynomial,which can effectively predict the transverse vibration and the bending stress.This paper presents a new approach for the implementation of the stress-based finite element method on the Euler-Bernoulli beams.The developed approach first selects an assumed stress function.Then,the approximated transverse displacement function is obtained by integrating the assumed stress function.Thus,this approach can satisfy the stress boundary conditions without imposing a constraint.We apply this approach to solve a flexible slider crank mechanism.In order to show the accuracy enhancement by this approach,the mechanism is also solved by the displace-based finite element method.The results demonstrate the error comparison.II.Stress-based Method for Euler-Bernoulli BeamsThe bending stress of Euler-Bernoulli beams is associated with the second derivative of the transverse displacement,namely curvature,which can be approximated as the product of shape functions and nodal variables:Where is a row vector of shape functions for the ith element; is a column vector of nodal curvatures,y is the lateral position with respect to the neutral line of the beam,E is the Youngs modulus,and is the transverse displacement,which is a function of axial position x.Integrating Eq.(1)leads to the expressions of the rotation and the transverse displacement as Rotation： Transverse displacement: Where and are two integration constants for the ith element,which can be determined by satisfying the compatibility.Substituting Eqs.(2)and(3)into(1),the finite element displacement,rotation and curvature can beexpressed as: where the subscripts(C),(R)and(D)refer to curvature,rotation and displacement,respectively.By applying the variational principle,the element and global equations can be obtained11-13.Table 1:Comparison of the displacement-and the stress-based finite element methods for anEuler-Bernoulli beam elementIII.Comparisons of the Displacement-and Stress-based Finite Element MethodsThe major disadvantage of the displacement-based finite element method is that the stress fields at the inter-element nodes are discontinuous while employing low-degree shape functions.This discontinuity yields one of the major concerns behind the discretization errors.In addition,it might use excessive nodal variables while formulating stiffness matrices.The stress-based method has several advantages over the displacement-based finite method.First of all,the stress-based method produces fewer nodal variables (Table 1).Secondly,when employing the stress-basedfinite method,the boundary conditions of bending stress can be satisfied,and the stress is continuous at theinter-element nodes.Finally,the stress is calculated directly from the solution of the global system equations.However,the only disadvantage of the stress-based finite method is that the integration constants are different for each element.IV.Generation of Governing EquationThe slider crank mechanism shown in Fig.1 is operated with a prescribed rigid body motion of the crank,and the governing equations are derived using a finite element formulation.The derivation procedure of the finite element equations involves:(1)deriving the kinematics of a rigid body slider crank mechanism;(2) constructing a translating and rotating beam element based on the rigid body motion of the mechanism;(3)defining a set of global variables to describe the motion of a flexible slider crank mechanism;(4)assembling all beam elements.Finally,the global finite element equations can be obtained,and the time response of a flexible slider crank mechanism can be obtained by time integration.A.Element equation of a translating and rotating beamConsider a flexible beam element subjected to prescribed rigid body translations and rotations.Superimposed on the rigid body trajectory,a finite number of deflection variables in the longitudinal and transverse directions is allowed.The Euler-Lagrange equation is used to derive the governing differential equations for an arbitrarily translating and rotating flexible member.Since elastic deflections are considered small,and there is a finite number of degrees of freedom,the governing equations are linear and are conveniently written in matrix form.The derivation of the element equations has been precisely presented in 8-10,and this section provides a brief summary.In view of high axial stiffness of a beam,it is reasonable to consider the beam as being rigid in its longitudinal direction.Hence,the longitudinal deflection is given as where u1 is a nodal variable,which is constant with respect to the x direction shown in Fig.2.The transverse deflection can be represented asThe velocity of an arbitrary point on the beam element with a translating and rotating motion is given aswhere is the absolute velocity of point O of the beam element shown in Fig.2;?is the angular velocity of the beam element; are the longitudinal and transverse displacements of an arbitrary point on the beam element,respectively;x is a longitudinal position on the beam element shown in Fig.2.If we letbe the mass per unit volume of element material;A,the element cross-sectional area,and L the element length,then the kinetic energy of an element is expressed asThe flexural strain energy of uniform axially rigid element with the Youngs modulus,E,and second moment of area,I,is given asThe work done by a tensile longitudinal load,(i)P,in an element that undergoes an elastic transverse deflection is given by14Longitudinal loads in a moving mechanism element are not constant,and depend both on the position in the element and on time.With the longitudinal elastic motions neglected,the longitudinal loads may be derived from the rigid body inertia forces,and can be expressed aswhere PR is an external longitudinal load acting at theright hand end of an element,andox(i )ais the absolute eacceleration of the point O in the x direction shown in Fig.2.The Lagrangian takes the formSubstituting Eqs.(5-10)into(12),and employing the Euler-Lagrange equations,the governing equations of motion for a rotating and translating elastic beam can be expressed in the following matrix form:whereMe,CeandKeare mass,equivalent damping,and equivalent stiffness matrices of a element,respectively;Feis a load vector of an element.When formulating the mass matrix of the coupler,the mass of the slider should be taken into account.B.Global equations of slider crank mechanism For the proposed approach to solve a flexible slider crank mechanism,the global variables are the curvatures on the nodes.For assembling all elements,it is necessary to consider the boundary conditions applied to the mechanism.Since a prescribed motion applied to the base of the crank,there is a bending moment at point O shown in Fig.1,i.e.,the curvature at point O exists.For points A and B shown in Fig.1,we presume that both points refer to pin joints.Thus,the bendingmoments and the curvatures at both points are zeros.Since Eq.(13)is a matrix-form expression in terms of the vector of global variables,the global equations can be obtained by directly summing up all of element equations,which can be expressed aswhereM,C,Kare global mass,damping and stiffness matrices,respectively;Fis a global load vector.V.Numerical simulation based on steady stateThe rotating speed of the crank is operating at 150rad/s(1432 rpm),and the system parameters of a flexible slider crank are as follows:R2=0.15(m),R3=0.30(m),A=0.225(kg/m),EI=12.72(N-m2),mB=0.03375(kg)where R2 and R3 are the lengths of the crank and coupler,respectively;mB is the mass of the slider.The analytical results of this paper are presented by plotting steady state transverse displacements and bending strains of midpoints on crank and coupler throughout a cycle of motion.The steady state can be obtained by adding a physical damping matrix,namely Rayleigh damping whereandare two constants,which can be determined from two given damping ratio that correspond to two unequal frequencies of vibration15. In this paper,the values ofandare determined based on the first two natural frequencies.By adding physical damping to the equations of motion,the analytical solution is obtained by performing the constant time-step Newmark method over twenty cycles of motion.The initial conditions are set to zeros when performing numerical time integration.The error indicator is defined as where QFE and QRef are two quantities based on a finite element solution and a reference solution,respectively.Generally,they are functions of time,and they can be arbitrarily selected,such as energy,displacement,bending strain,etc.t1 and t2 refer to the interval of timeintegration,which are usually one cycle after steady-state condition has been reached.Since an exact solution is not available,a reference solution is obtained by the displacement-based finite element method based on twenty elements per link with quintic polynomials in this paper.Fig.3.Time responses of the total energy,mensionless midpoint deflection of the coupler,andhe midpoint strain of the coupler at the steady state conditionVI.Numerical SimulationsIn the section,we consider the mechanism with a rigid crank.The coupler is the only flexible link.Based on the beam element constructed in Section IV.,the beam element has a rigid axial motion,but it has a transverse deflection.When we implement the stress-based finite elementmethod proposed in Section III.,it is necessary to consider the boundary conditions of the modeled links and the approximated degree of shape functions.In this example,we select a linear function along the axial axis to approximate the strain distribution of the coupler,and the boundary conditions of the coupler are considered without zero bending moment.Thus,it is impossible to model the coupler with one element.In the example,we consider the coupler discretized as two,three,four,and five elements,and its curvature distribution is approximated by a linear function asAnd then,the time responses and the errors of the total energy,the midpoint deflection of the coupler,the midpoint strain of the coupler is obtained by the stress-based finite element method.Also,the first natural frequency is evaluated.The rotating speed of the crank is operating at 150rad/s(1432 rpm),and the system parameters of a flexible slider-crank are as follow16:R2=0.15(m),R3=0.30(m),A=0.225(kg/m),EI=12.72(N-m 2),mB=0.03375(kg)where R2 and R3 are the lengths of the crank and coupler,respectively;mB is the mass of the slider.In order to compare the errors obtained by the displacement-based finite element method,we also use it to solve the mechanism,and its results are based on Ref.17.Table 2.Errors of the first natural frequency by both finite element methodsFig.3.shows the time responses of the total energy,the dimensionless midpoint deflection of coupler,and the midpoint strain of the coupler on the steady state condition.Tables 2 to 5 show the error comparisons of the first natural frequency,the total energy,the midpoint deflection of the coupler,and the midpoint strain of the coupler by the stress-and the displacement-based finite element methods.The error calculation is based on Eq. (16).The results show that the errors from the stress-based finite element method are greater than the errors from the displacement-based finite element method,when we consider the same number of elements for both methods.However,when the number of degrees of freedom is the same,the errors from thestress-based finite element method is much smaller than the errors from the displacement-based finite element method.Also,we notice that except for the errors of the first natural frequency,the errors from the stress-based finite element method are smaller than the errors from the displacement-based finite element method under the same number of elements.It illustrates that the stress-based finite element method can provide much accurate approximated solutions for kineto-elasto-dynamic problems.VII.ConclusionsThis paper proposed a new approach to implement the stress-based finite element method to Euler-Bernoulli beam problems.Especially,this approach can be applied to kineto-elasto-dynamic problems.The proposed approach is to approximate the curvature of a beam. Then,we can obtain the transverse deflection and the stress distribution by integrating the approximate curvature distribution.During the integration procedure, it is necessary to make the boundary conditions of a beam element satisfied,which can derive the integration constant.In this paper,we apply the proposed approach to solve a flexible slider crank mechanism operating a high-speed motion.The results illustrate that the errors from the stress-based finite element method are much smaller than the errors from the conventional approach, the displacement-based finite element method,when we compare the errors under the same degrees of freedom. Also,some errors show that the stress-based finite element method can provide more accurate solutions under the same number of elements.References1B.Fraeijs de Veubeke,“Displacement and equilibrium models in the finite element method”,Stress Analysis,edited by O.C.Zienkiewicz,Wiley,New York,1965.2B.Fraeijs de Veubekd and O.C.Zienkiewicz,“Strain-energy bounds in finite-element analysis by slab analogy”,J.Strain Analysis,Vol.2,pp.265-271,1967.3Z.Wieckowski,S.K.Youn,and B.S.Moon,“Stressed-based finite element analysis of plane plasticity problems”,Int.J.Numer.Meth.Engng.,Vol.44,pp.1505-1525,1999.4 H.Chanda and K.K.Tamma,“Developments encompassing stress based finite element formulations for materially nonlinear static dynamic problems”,Comp.Struct.,Vol.59,No.3,pp.583-592,1996.5M.Kaminski,“Stochastic second-order perturbation approach to the stress-based finite element method”,Int.J.Solids and Struct.,Vol.38,No.21,pp.3831-3852,2001.6O.C.Zienkiewicz and R.L.Taylor,The Finite Element Method,McGraw-Hill,London,2000.7R.H.Gallagher,Finite Element Fundamentals,Prentice-Hall,Englewood Cliffs,1975.8W.L.Cleghorn,1980,Analysis and design of high-speedflexible mechanism,Ph.D.Thesis,University of Toronto.9W.L.Cleghorn,R.G.Fenton,and B.Tabarrok,1981,“Finite element analysis of high-speed flexible mechanisms”,Mechanism and Machine Theory,16(4),407-424.10W.L.Cleghorn,R.G.Fenton,and B.Tabarrok,1984,“Steady-state vibrational response of high-speed flexible mechanisms”,Mechanism and Machine Theory,19(4/5)11Y.L.Kuo,W.L.Cleghorn and K.Behdinan,“Stress-based Finite Element Method for Euler-Bernoulli Beams”,Transactions of the Canadian Society for Mechanical Engineering,Vol.30(1),pp.1-6,2006.12Y.L.Kuo,W.L.Cleghorn,and K.Behdinan“Applications of Stress-based Finite Element Method on Euler-Bernoulli Beams”,Proceedings of the 20th Canadian Congress ofApplied Mechanics,Montreal,Quebec,Canada,May 30-Jun2,2005.13Y.L.Kuo,Applications of the h-,p-,and r-refinements of the Finite Element Method on Elasto-dynamic Problems,Ph.D.Thesis,University of Toronto,2005.14L.Meirovitch,1967,Analytical Methods in VibrationsMacmillan,New York,436-463.15K.J.Bathe,1996,Finite Element Procedures,Prentice Hall Englewood Cliffs,NJ,USA.16A.L.Schwab and J.P.Meijaard,2002,“Small vibrations superimposed on prescribed rigid body motion”,Multibody System Dynamics,8,29-49.17Y.L.Kuo and W.L.Cleghorn,“The h-p-r-refinement FiniteElement Analysis of a High-speed Flexible Slider Crank Mechanism”,Journal of Sound and Vibration,in press. 英文翻译应力为基础的有限元方法应用于灵活的曲柄滑块机构（多伦多大学：Y.L. Kuo .L. Cleghorn加拿大）摘要:本文在欧拉一伯努利梁基础上提出了一种新的适用于以应力为基础的有限元方法的程序。先选择一个近似弯曲应力的分布，然后通过一体化确定近似横位移。该方法适用于解决灵活滑块曲柄机构问题，制定的依据是欧拉-拉格朗日方程，而拉格朗日包括与动能，应变能有关的组件，并通过弹性横向挠度构成的轴向负荷的链接来工作。梁元模型以翻转运动为基础，结果表明以应力和位移为基础的有限元方法。关键词：应力为基础的有限元方法，曲柄滑块机构，拉格-朗日方程1.前言以位移为基础的有限元方法通过实行假定位移补充能量。这种方法可能由内部因素产生不连续应力场，同时由于采用了低阶元素，边界条件与压力不能得到满足。因此，另一种被成为以应力为基础采用假定应力的有限元方法得到了应用和发展。Veubeke和Zienkiewicz1-2首先对应力有限元素进行了研究。之后，这种方法被广泛用于解决应用程序中的问题3-5。此外，还有各种书籍提供更加详细的方法6.7。这一高速运作机制采用振动，声辐射，协同联结，和挠度弹性链接的准确定位。因此，有必要分析灵活的弹塑性动力学这一类的问题，而不是分析刚体动力学。 灵活的机制是一个由无限多个自由度组成的连续动力学系统，其运动方程是由非线性偏微分方程建立的模型，但得不到分析解决方案。Cleghorn et al8-10 阐述了横向振动上的轴向荷载对灵活四杆机构的影响。并且通过能有效预测横向振动和弯曲应力的五次多项式建立了一个翻转梁单元。本文提出了一种新的方法来执行建立在欧拉一伯努利基础上的以应力为基础的有限元方法。改进后的方法首先选定了假定应力函数。然后通过整合假定应力函数得到横向位移函数。当然，这种方法能解决没有强制制约因素的应力集中问题。我们可以通过这种方法解决灵活曲柄滑块机构体系中存在的问题。目的是通过这种方法提高准确性，该系统存在的问题也可以通过取代基有限元方法来解决。结果可以证明偏差比较。2.以应力为基础的欧拉一伯努利梁欧拉一伯努利梁的弯曲应力与横向位移的二阶导数相关，也就是曲率，可以近似的看做是形函数和交点变量：这里(i)N(c)是连续载体的形函数；(i)e 是列向量的交点函数，y是关于中性线的横向定位，E是杨氏模量，（i）v是横向位移，x轴向定位函数。由方程（1）可以推导出横向位移转换方程： 横向位移：这里 (i)C1和(i)C2是两个一体化常数，可以通过满足兼容性来确定。将方程（2）和（3）代入（1），可以得到有限元位移和回转曲率，如下所示：这里下标（C），（R）和（D）分别代表曲率，自转和位移。运用变分原理，可以得到这些方程11-13。表1 分别比较以位移和应力为基础的有限元方法的欧拉-伯努利梁元素以位移为基础的有限元方法以应力为基础的有限元方法近似横向位移自由度立方米立方米近似弯曲应力线性线性交点变量两端位移和回转两端曲率边界应力满足条件位移，回转位移，回转，弯曲应力自由度数量四二3.以位移和应力为基础的有限元方法的比较 主要区别在于以位
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