海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)（優(yōu)秀含CAD圖紙+設(shè)計(jì)說(shuō)明書）

海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì)（優(yōu)秀含CAD圖紙+設(shè)計(jì)說(shuō)明書）,海洋,平臺(tái),疲勞,測(cè)試,試驗(yàn)臺(tái),設(shè)計(jì),優(yōu)秀,優(yōu)良,cad,圖紙,說(shuō)明書,仿單 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)設(shè)計(jì) 摘 要 茫茫的海洋里蘊(yùn)藏著豐富的石油、天然氣等資源，而海洋平臺(tái)是開(kāi)發(fā)海洋資源的主要紐帶。然而，海洋平臺(tái)所處的環(huán)境非常復(fù)雜且惡劣，最上層有海風(fēng)侵襲，中間層有海浪拍打，最底層有海流腐蝕，在多個(gè)外載荷的影響下，海洋平臺(tái)的抗疲勞能力明顯下降。海洋平臺(tái)出現(xiàn)失效破壞會(huì)影響平臺(tái)的安全性和使用壽命，因此，對(duì)海洋平臺(tái)進(jìn)行實(shí)時(shí)檢測(cè)顯得至關(guān)重要。 本課題通過(guò)研究海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)，根據(jù)海洋平臺(tái)的實(shí)際尺寸，按規(guī)定比例縮放創(chuàng)建出海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)模型的總體結(jié)構(gòu)，模擬海洋平臺(tái)在惡劣的環(huán)境條件下，受到海風(fēng)力、海浪力以及海流力的共同作用而出現(xiàn)疲勞損失和結(jié)構(gòu)斷裂，記錄好數(shù)據(jù)以及發(fā)生的原因并及時(shí)進(jìn)行數(shù)據(jù)分析和處理。 總體提出了海風(fēng)、海浪、海流三層試驗(yàn)臺(tái)工作的方案，確定了旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)，校核了螺栓、鍵、懸臂梁和軸的強(qiáng)度，滿足設(shè)計(jì)要求。 為實(shí)際海洋平臺(tái)的安全監(jiān)測(cè)、設(shè)備維護(hù)、事故診斷提供實(shí)用的理論支持，對(duì)增強(qiáng)海洋平臺(tái)的可靠性和提高海洋平臺(tái)的使用壽命有著極大的幫助。 關(guān)鍵詞：海洋平臺(tái)；疲勞測(cè)試；試驗(yàn)臺(tái)；外載荷； Abstract The vast ocean is rich in oil, natural gas and other resources and it is the main link between the exploitation of marine resources.However，the offshore platform encounters a complex and bad environment，there is wind in its topmost and its intermediate layer is patted by the waves and its lowest level is corroded by the ocean current.Under the influence of a plurality of external loads, the resistance to fatigue of offshore platform decreases significantly,besides，structural elements of the platform will be a variety of aging because of service life. Therefore,it is very important to test the safety of offshore all the time. This study is to design a piece of equipment of offshore platform fatigue test platform，depending on the actual size of the offshore platform and according to the provisions of scaling to create the overall structure of the offshore platform fatigue test bench model. Simulating offshore platform in harsh environmental conditions and it is forced by the sea wind, waves and currents force which leads to fatigue damage and fracture structure.Recording the data as well as the cause and timely analyzing and processing it. The test bench program of work of sea level, sea level, ocean current layer are proposed，determining the rotation mechanism and the lifting mechanism and checking the strength of bolts, keys, cantilever and shaft that meets the designing requirements. It provides theoretical and practical support for the safety monitoring, equipment maintenance and accident diagnostics of the offshore platforms that it is very helpful to enhance the reliability and improve the life of offshore platforms. Key words: offshore platform；fatigue test ；test bench；external load； 目 錄 1 緒論...... 1 1.1 引言 1 1.1.1 研究背景和意義 2 1.1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 3 1.1.3 本文研究的內(nèi)容 4 2 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)研究方案 6 2.1 工作原理及方案 6 2.1.1 工作原理 6 2.1.2 方案一 7 2.1.3 方案二 8 2.2 最后采用方案 10 2.2.1 海風(fēng)層工作原理 10 2.2.2 海流層工作原理 11 2.2.3 海浪層工作原理 12 2.3 小結(jié) 13 3 海洋平臺(tái)主要外載荷計(jì)算 16 3.1 確定模型所受外載荷 16 3.1.1 風(fēng)載荷計(jì)算 16 3.1.2 海浪載荷計(jì)算 18 3.1.3 海流載荷計(jì)算 18 3.2 小結(jié) 19 4 各元件的選擇及計(jì)算 20 4.1 海風(fēng)層與海流層的液壓缸選擇 20 4.2 海浪層液壓缸選擇 21 4.3 電機(jī)的選擇 22 4.4 傳感器的選擇 23 4.5 小結(jié) 25 5 關(guān)鍵部位的強(qiáng)度校核 26 5.1 液壓缸強(qiáng)度校核 26 5.2 錐齒輪強(qiáng)度校核 27 5.3 平臺(tái)立柱強(qiáng)度校核 31 5.5 鍵連接的強(qiáng)度校核 34 5.6 螺栓強(qiáng)度校核 35 5.7 連接軸的強(qiáng)度校核 36 5.8 小結(jié) 39 結(jié)論與展望 40 參考文獻(xiàn) 41 致 謝 43 III 1 緒論 1 緒論 1.1 引言 目前，隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展和成熟，各個(gè)國(guó)家都更加注重海洋資源的開(kāi)發(fā)和利用，而更多地建立新型的海洋平臺(tái)是開(kāi)采海洋資源的主要渠道之一。為了適應(yīng)復(fù)雜多變，更加危險(xiǎn)的深海區(qū)域，海洋平臺(tái)的種類也在逐步變化，縱觀海洋平臺(tái)的發(fā)展歷程，海洋平臺(tái)的發(fā)展會(huì)經(jīng)歷簡(jiǎn)單到復(fù)雜再到簡(jiǎn)單的過(guò)程。不僅結(jié)構(gòu)變化，海洋平臺(tái)建造時(shí)所采用的材料也在變化，從木材建造到鋼材建造，再到鋼筋混泥土建造；結(jié)構(gòu)形式由固定式到移動(dòng)式，作業(yè)水深由淺水發(fā)展到幾千米深的海域。 按照用途分，海洋平臺(tái)可分為[1]：1.石油鉆井平臺(tái) 2.海上石油儲(chǔ)存平臺(tái) 3.油氣處理平臺(tái) 4.生活用以及船舶停靠平臺(tái)。 按照能否移動(dòng)可分為：移動(dòng)式和固定式海洋平臺(tái)。前者還能分為坐地式海洋平臺(tái)、自升式海洋平臺(tái)、半潛式海洋平臺(tái)，而后者也可以分為導(dǎo)管架海洋平臺(tái)、混泥土重力式海洋平臺(tái)、張力腿式海洋平臺(tái)和牽索塔式海洋平臺(tái)。 按照材質(zhì)則可以分為：木質(zhì)平臺(tái)、鋼質(zhì)平臺(tái)、鋼筋混泥土平臺(tái)和混搭式平臺(tái)。 不管是哪種海洋平臺(tái)，它都處于一個(gè)及其復(fù)雜，難以預(yù)估的環(huán)境當(dāng)中，這種沒(méi)有規(guī)律的外界干擾極大影響了海洋平臺(tái)的安全性。在海洋平臺(tái)建造和使用的過(guò)程中，歷史上也發(fā)生了很多次重大事故，這些事故發(fā)生的直接原因無(wú)非就以下幾種:1.結(jié)構(gòu)構(gòu)件的強(qiáng)度不足，2.浮力儲(chǔ)備和結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性不夠，3.平臺(tái)管理和生產(chǎn)操作不當(dāng)， 結(jié)構(gòu)破壞的形式又分為：⑴屈服失效破壞，⑵疲勞失效，⑶脆性斷裂失效[1]。 這些事故發(fā)生的原因通常情況不會(huì)是瞬間就發(fā)生的，而是長(zhǎng)期積累的結(jié)果，是需要一個(gè)發(fā)展過(guò)程的，如果我們能夠在事故發(fā)生之前，通過(guò)一套裝置來(lái)檢測(cè)到平臺(tái)存在的危險(xiǎn)情況，對(duì)于現(xiàn)有的災(zāi)難性問(wèn)題，就能及時(shí)提出更好的解決方案，從而降低事故的發(fā)生率，經(jīng)濟(jì)的損失和人員傷亡也會(huì)及時(shí)得以控制。 當(dāng)今，國(guó)內(nèi)外對(duì)海洋平臺(tái)疲勞失效的實(shí)時(shí)檢測(cè)沒(méi)有深入的研究，一方面，研究的問(wèn)題復(fù)雜多變，無(wú)規(guī)律；另一方面，需要大量的經(jīng)濟(jì)來(lái)源和技術(shù)支持；所以，開(kāi)發(fā)一套能實(shí)時(shí)檢測(cè)平臺(tái)安全狀況的裝置迫在眉睫，并具有實(shí)用性和極大的價(jià)值意義。 1.1.1 研究背景和意義 近年來(lái)，隨著社會(huì)的發(fā)展，各種各樣的機(jī)器如汽車、飛機(jī)、船舶、工業(yè)設(shè)備農(nóng)業(yè)機(jī)器等得到了普及。然而，這些交通工具或其他機(jī)械設(shè)備也需要越來(lái)越多的能源，陸地上的石油、天然氣、煤炭等資源已經(jīng)不能完全滿足人類的需求，因?yàn)榇蟛糠值年懮嫌吞镩_(kāi)采量已經(jīng)超過(guò)可開(kāi)采儲(chǔ)量的70%，可以說(shuō)，大陸架油氣資源的開(kāi)發(fā)已經(jīng)度過(guò)黃金期。為了更好地促進(jìn)和保持社會(huì)的平穩(wěn)發(fā)展，向海洋開(kāi)采更多的資源已經(jīng)亟不可待。 在地球上，有70%的面積屬于海洋，它蘊(yùn)藏著豐富的能源資源，據(jù)估計(jì)，海底石油的總含量約有1350億噸，占據(jù)了世界石油總儲(chǔ)量的2/3。另外，海底約有140萬(wàn)億平方米的天然氣，約是世界總天然氣的1/3。陸地的石油開(kāi)采程度已將近尾期，多數(shù)地區(qū)的石油資源已變得枯竭，開(kāi)采環(huán)境變得極其惡劣，開(kāi)采成本不斷上升或者依靠現(xiàn)有的技術(shù)和設(shè)備根本無(wú)法開(kāi)采。種種原因，不得不使人們想方設(shè)法向海洋這個(gè)大資源市場(chǎng)進(jìn)軍，各種開(kāi)采和利用海洋資源的工具設(shè)備被創(chuàng)造出來(lái)，如水下機(jī)器人、波浪能發(fā)電機(jī)、水下自主航行器、潮汐能發(fā)電機(jī)、海洋鉆井平臺(tái)、海底探測(cè)器等。 海洋平臺(tái)是海上資源開(kāi)發(fā)的橋梁，在海上實(shí)施鉆井、開(kāi)采石油、集中運(yùn)輸、海上觀測(cè)、遠(yuǎn)距離導(dǎo)航等各種海上作業(yè)都需要依靠海洋平臺(tái)。世界許多國(guó)家如日本、韓國(guó)、美國(guó)、英國(guó)、挪威等都是與海洋相鄰，擁有很多海洋領(lǐng)域，這些國(guó)家都看重海洋資源的開(kāi)發(fā)和利用。因此，建造更多的海洋平臺(tái)或者開(kāi)創(chuàng)更先進(jìn)的海洋平臺(tái)已經(jīng)成為這些國(guó)家的重點(diǎn)項(xiàng)目之一。所以，確保海洋平臺(tái)的安全性、可靠性、經(jīng)濟(jì)性和實(shí)用性不僅能夠避免重大事故的發(fā)生，而且還能夠順利、方便、快捷、高效地利用海上資源。 疲勞試驗(yàn)機(jī)應(yīng)用廣泛，通常對(duì)車輛、船舶、飛機(jī)、管道和機(jī)床的關(guān)鍵部位進(jìn)行疲勞試驗(yàn)，確保零件的耐用性、可靠性和安全性等。統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，機(jī)械零件在工作時(shí)，大部分的零件失效是疲勞導(dǎo)致的，而最后出現(xiàn)的結(jié)果往往會(huì)產(chǎn)生極大的危害。因此，通過(guò)實(shí)驗(yàn)研究金屬材料抗疲勞的性能是有實(shí)際意義的。 海洋平臺(tái)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，體積龐大，并且它處在一個(gè)惡劣的海洋環(huán)境當(dāng)中，同時(shí)受到多種隨機(jī)載荷，包括海風(fēng)力、海浪力、海流力、 海冰、地震等聯(lián)合作用；海洋生物粘附，海水腐蝕，地基土壤沖刷以及材料老化、機(jī)械損傷和疲勞磨損積累等不利因素，直接影響海洋平臺(tái)的安全性和使用壽命[2]。 本課題通過(guò)研究海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)，提出解決問(wèn)題的可行方案，為實(shí)際海洋平臺(tái)的安全監(jiān)測(cè)、設(shè)備維護(hù)、事故診斷提供實(shí)用的理論支持，保證海洋平臺(tái)能夠處于一個(gè)良好的工作狀態(tài)。 1.1.2 國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)的工作原理與一般的疲勞測(cè)試試驗(yàn)機(jī)的工作原理大致相同。疲勞測(cè)試試驗(yàn)機(jī)有機(jī)械式、超聲波式、電磁諧振高頻疲勞式等種類，隨著科技的進(jìn)步，計(jì)算機(jī)技術(shù)的逐步成熟，液壓控制系統(tǒng)的日臻完善,如今，良好的頻率跟隨性是電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)的特點(diǎn)之一，它擁有以下的優(yōu)點(diǎn)： 1.頻率范圍廣、功能強(qiáng)大，控制系統(tǒng)的性價(jià)比高 2.負(fù)荷變化廣、可靠性高 3.可加載各種波形，如正弦波、方波、三角波等及任意函數(shù)波 4.響應(yīng)速度快，測(cè)量以及控制負(fù)荷、行程的速度快，而且精度高 5.通過(guò)配有上位機(jī)，可進(jìn)行復(fù)雜的程序控制，數(shù)據(jù)存儲(chǔ)、處理分析，打印和顯示結(jié)果 以上這些優(yōu)點(diǎn)，正好可以滿足模擬海風(fēng)力、海流力和海浪力的輸出。 目前，擁有生產(chǎn)這種先進(jìn)電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)能力的國(guó)家主要有美、英、日、德等國(guó)，這些國(guó)家制造的電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)具有高精度，功能強(qiáng)大，性能良好，性價(jià)比高的優(yōu)點(diǎn)。電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)是集機(jī)械、電子、計(jì)算機(jī)技術(shù)、液壓技術(shù)為一體的設(shè)備，可以準(zhǔn)確完成測(cè)試試驗(yàn)力、變形、位移等變化并進(jìn)行數(shù)據(jù)分析處理，顯示試驗(yàn)結(jié)果。為了滿足工程材料的高頻疲勞測(cè)試，美國(guó)研制出了電液高頻疲勞試驗(yàn)臺(tái)如圖1-1，最大的加載力達(dá)到25KN，試驗(yàn)的工作頻率高達(dá)1000HZ；日本在研制疲勞試驗(yàn)機(jī)方面也是世界一流的，不僅研制了超高頻試驗(yàn)機(jī)，該頻率可達(dá)15000HZ—30000HZ，最大應(yīng)力可達(dá)65Kg/m2，同時(shí)還推出了極具代表性的超聲波疲勞試驗(yàn)機(jī)如圖1-2，超聲波疲勞試驗(yàn)機(jī)的創(chuàng)建大大縮短了試驗(yàn)周期，不僅節(jié)省了試驗(yàn)成本，還在短時(shí)間內(nèi)得出試驗(yàn)結(jié)果，為工程的建造贏得了寶貴的時(shí)間。 國(guó)內(nèi)的疲勞試驗(yàn)機(jī)相對(duì)外國(guó)來(lái)說(shuō)，起步比較晚，技術(shù)落后，性能差，但發(fā)展快。在20世紀(jì)50年代，國(guó)內(nèi)采用的疲勞試驗(yàn)機(jī)仍是機(jī)械式振動(dòng)臺(tái)；到70年代，國(guó)內(nèi)引進(jìn)了英國(guó)研制的1603型電磁諧振高頻疲勞試驗(yàn)機(jī)如圖1-3，并借鑒了其中的一些先進(jìn)技術(shù)，研制出新型的高頻疲勞試驗(yàn)機(jī)。在2014年9月，在廣西桂林舉行了第十七屆全國(guó)疲勞與斷裂學(xué)術(shù)會(huì)議”，會(huì)議上還展出了國(guó)家科技部重大科儀專項(xiàng)“”產(chǎn)品電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)如圖1-4，說(shuō)明我國(guó)的電液伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)的生產(chǎn)技術(shù)提升了一個(gè)高度。 從疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)的各個(gè)種類可以知道，都是通過(guò)測(cè)試單個(gè)零件，然后根據(jù)測(cè)試結(jié)果，得出相應(yīng)理論，并確定該零件是否適合運(yùn)用于某個(gè)工程上。然而，對(duì)于海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)，是利用應(yīng)變片、聲發(fā)射檢測(cè)儀等傳感器對(duì)整個(gè)平臺(tái)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)，但測(cè)試系統(tǒng)也往往比較復(fù)雜；在國(guó)內(nèi)外，現(xiàn)有的技術(shù)成果較少，相關(guān)的研究又需要大量的經(jīng)費(fèi)，同時(shí)還會(huì)受到復(fù)雜多變的環(huán)境問(wèn)題的影響，平臺(tái)受到的載荷往往是不規(guī)律的，多因素造成的，另外，要對(duì)整個(gè)海洋平臺(tái)進(jìn)行實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)，也是具有很大難度的，這些都給研發(fā)帶來(lái)了巨大的困難。 圖 1-1 MTS公司的電液高頻疲勞試驗(yàn)臺(tái) 圖 1-2 日本的超聲波疲勞試驗(yàn)機(jī) 圖 1-3 電磁諧振高頻疲勞試驗(yàn)機(jī) 圖 1-4 電液伺服動(dòng)態(tài)疲勞試驗(yàn)機(jī) 1.1.3 本文研究的內(nèi)容 本課題主要研究的目的是設(shè)計(jì)一套測(cè)試海洋平臺(tái)疲勞特性的模型實(shí)驗(yàn)裝置，主要的研究?jī)?nèi)容包括，海風(fēng)層、海浪層和海流層動(dòng)力輸出裝置的液壓回路結(jié)構(gòu)、海洋平臺(tái)的模型、轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)、升降機(jī)構(gòu)和四層圓環(huán)形鋼板結(jié)構(gòu)以及傳感器和電機(jī)的選擇。 1. 擬解決的關(guān)鍵問(wèn)題： （1）模擬海風(fēng)層的動(dòng)力輸出裝置的液壓結(jié)構(gòu)； （2）模擬海浪層的動(dòng)力輸出裝置的液壓結(jié)構(gòu)； （3）模擬海流層的動(dòng)力輸出裝置的液壓結(jié)構(gòu)； （4）海洋平臺(tái)的模型，尺寸計(jì)算，強(qiáng)度校核； （5）傳感器的選取、電機(jī)的選取，包括傳感器的原理，電機(jī)的參數(shù)等； （6）四層圓環(huán)形鋼板結(jié)構(gòu)的確定，各動(dòng)力輸出裝置在相對(duì)應(yīng)鋼板層的安裝問(wèn)題； (7) 轉(zhuǎn)動(dòng)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)的確定。 43 2 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)研究方案 2 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)研究方案 2.1 工作原理及方案 2.1.1 工作原理 海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)平臺(tái)主要由動(dòng)力裝置、傳動(dòng)裝置、執(zhí)行裝置、工作對(duì)象和控制裝置五部分組成，其原理框圖如圖2-1： 圖 2-1 試驗(yàn)臺(tái)工作原理框架圖 各個(gè)實(shí)驗(yàn)層均由液壓回路控制，電機(jī)或氣動(dòng)馬達(dá)作為動(dòng)力源，通過(guò)液壓回路中的各個(gè)元件如液壓泵、換向閥、溢流閥和壓力繼電器等進(jìn)行控制，改變壓力的大小、流量的多少和方向來(lái)實(shí)現(xiàn)所需要求。液壓缸作為動(dòng)力輸出的執(zhí)行機(jī)構(gòu)，作用在固定的試驗(yàn)臺(tái)上，根據(jù)實(shí)際的外載荷情況，模擬載荷按照一定規(guī)律輸出。同時(shí)，海洋平臺(tái)上安裝有傳感器，實(shí)時(shí)檢測(cè)海洋平臺(tái)的變形和內(nèi)部結(jié)構(gòu)的變化，采用上位機(jī)作為控制裝置，上位機(jī)的控制原理如圖2-2，把檢測(cè)到的信號(hào)輸送到上位機(jī)，上位機(jī)對(duì)這些信號(hào)進(jìn)行分析、處理和保存。 圖 2-2 上位機(jī)控制原理圖 2.1.2 方案一 對(duì)于一種機(jī)械設(shè)備來(lái)說(shuō)，通常有不同的設(shè)計(jì)方案，那么就需要根據(jù)需要滿足的功能，制造成本，現(xiàn)有技術(shù)等條件，分析各個(gè)方案的優(yōu)缺點(diǎn)，最后取長(zhǎng)補(bǔ)短，得出最佳方案。對(duì)于設(shè)計(jì)海洋平臺(tái)疲勞測(cè)試試驗(yàn)臺(tái)，重點(diǎn)是設(shè)計(jì)疲勞試驗(yàn)臺(tái)而并非海洋平臺(tái)，試驗(yàn)層應(yīng)該滿足兩個(gè)功能：第一，實(shí)際的外載荷方向不定，液壓缸輸出載荷時(shí)，應(yīng)盡可能在各個(gè)角度工作，即可以旋轉(zhuǎn)；第二，外載荷的作用點(diǎn)也不確定，試驗(yàn)層應(yīng)該滿足升降功能。 圖 2-3 圓弧導(dǎo)軌 圖 2-4 齒輪齒條升降機(jī)構(gòu) 方案一所采用的圓弧導(dǎo)軌旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)原理如圖2-3，液壓缸穩(wěn)穩(wěn)地安裝在圓弧導(dǎo)軌滑塊上，滑塊能夠順著圓弧導(dǎo)軌旋轉(zhuǎn)，并在不同位置上定位。 采用的升降機(jī)構(gòu)如圖2-4，整個(gè)機(jī)構(gòu)主要由電機(jī)、齒輪、齒條、液壓缸組成，齒輪由電機(jī)帶動(dòng)，并使大齒條帶動(dòng)平臺(tái)實(shí)現(xiàn)上升和下降功能，液壓缸起鎖緊作用。 2.1.3 方案二 方案二的旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)如圖2-5，機(jī)構(gòu)由三個(gè)輪子、錐齒輪、滑塊架和電機(jī)組成，電機(jī)帶動(dòng)錐齒輪，錐齒輪通過(guò)軸驅(qū)動(dòng)輪子運(yùn)轉(zhuǎn)并繞著圓弧試驗(yàn)臺(tái)旋轉(zhuǎn)，推動(dòng)滑塊架一起轉(zhuǎn)動(dòng)，液壓缸固定于滑塊架上，這樣就可以讓液壓缸在不同的角度位置停留固定。 圖 2-5 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu) 1-試驗(yàn)臺(tái) 2-滑塊架 3-液壓缸 4-電機(jī) 5-錐齒輪1 6-錐齒輪2 7-連接軸 8-滾輪 圖 2-6升降機(jī)構(gòu) 1-套筒1 2-液壓缸 3-小電機(jī) 4-齒輪 5-齒條 6-套筒2 升降機(jī)構(gòu)如圖2-6，由液壓缸、小電機(jī)、齒輪齒條組成，升降時(shí)，上套筒的齒輪旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)齒條，把與齒條焊接的鎖緊桿拔出，液壓缸工作，到某個(gè)位置并停止，則鎖緊桿又往回運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)鎖緊。接著，下套筒的鎖緊桿慢慢拔出，之后，試驗(yàn)臺(tái)上升到指定位置，鎖緊桿恢復(fù)原來(lái)狀態(tài)，實(shí)現(xiàn)鎖緊固定。 （1） 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)仿真 對(duì)旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，可以更好地理解這兩個(gè)主要機(jī)構(gòu)的工作過(guò)程。如圖2-7、圖2-8、圖2-9、圖2-10分別是旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的工作位置一、位置二、位置三和位置四。所有位置的過(guò)程如下：滑塊架固定——液壓缸活塞桿伸出工作——液壓缸停止工作——電機(jī)、錐齒輪旋轉(zhuǎn)工作——滑塊架固定。 圖 2-7 位置一 圖2-8位置二 圖 2-9 位置三 圖2-10位置四 升降機(jī)構(gòu)的仿真工作過(guò)程如圖2-11、圖2-12、圖2-13、圖2-14、圖2-15、圖2-16代表動(dòng)作一、動(dòng)作二、動(dòng)作三、動(dòng)作四、動(dòng)作五、動(dòng)作六。整個(gè)工作流程是周而復(fù)始的，依次順序是：上面的小電機(jī)和齒輪動(dòng)作，齒條拔出——液壓缸和套筒1上升——上面的小電機(jī)和齒輪動(dòng)作，齒條插入鎖緊——下面的小電機(jī)和齒輪動(dòng)作，齒條拔出——試驗(yàn)臺(tái)和套筒2上升——下面的小電機(jī)和齒輪動(dòng)作，齒條插入鎖緊。 圖 2-11 動(dòng)作一 圖 2-12 動(dòng)作二 圖 2-13 動(dòng)作三 圖 2-14 動(dòng)作四 圖 2-15 動(dòng)作五 圖 2-16 動(dòng)作六 2.2 最后采用方案 從兩個(gè)方案來(lái)看，各有優(yōu)缺點(diǎn)，經(jīng)過(guò)對(duì)比分析可知道，方案一的優(yōu)點(diǎn)：1.可以實(shí)現(xiàn)精確定位；2.升降機(jī)構(gòu)的升降行程大，穩(wěn)定性高。 不足之處：旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)的一些零件加工困難，質(zhì)量重，成本高。 方案二的優(yōu)點(diǎn)：1.加工簡(jiǎn)單，質(zhì)量輕，成本低；2.控制方便，裝配、拆卸等簡(jiǎn)單。 不足：定位的精確度沒(méi)有方案一高。 本次設(shè)計(jì)的目的是做出模型，并可以順利工作；從優(yōu)缺點(diǎn)對(duì)比可知，方案二的設(shè)計(jì)不僅可以節(jié)約大量成本，節(jié)約資源，還能滿足模型的各種功能要求，所以，決定選擇方案二。 2.2.1 海風(fēng)層工作原理 海風(fēng)層工作原理如圖2-17，海風(fēng)層動(dòng)力輸出裝置為脈沖力氣動(dòng)裝置，其包括氣馬達(dá)1、電磁換向閥2、壓力繼電器3、氣缸4，開(kāi)啟后，電磁換向閥的左位工作，同時(shí)氣馬達(dá)工作為整個(gè)工作回路加壓，當(dāng)壓力達(dá)到預(yù)定值時(shí)壓力繼電器工作，導(dǎo)致氣缸瞬間輸出一個(gè)可控的脈沖力，然后電磁換向閥換到右位工作，整個(gè)工作回路卸載，完成一次動(dòng)作。 圖 2-17 海風(fēng)層動(dòng)力輸出裝置原理 2.2.2 海流層工作原理 海流層工作原理如圖2-18，海流層動(dòng)力輸出裝置為恒力液壓裝置，其包括過(guò)濾器、單向定量液壓泵、三位四通電磁換向閥、單作用式液壓缸。定量液壓泵工作回路中的液壓油經(jīng)過(guò)濾器進(jìn)入該回路中，三位四通電磁換向閥的左位工作，導(dǎo)致單作用式液壓缸工作而輸出一個(gè)恒力，單作用式液壓缸工作完成后三位四通電磁換向閥的右位工作，工作回路卸載完成一次動(dòng)作。 圖 2-18 海流層動(dòng)力輸出裝置原理 2.2.3 海浪層工作原理 海浪層工作原理如圖2-19，海浪層動(dòng)力輸出裝置為正弦液壓裝置，此正弦液壓裝置有快進(jìn)、慢進(jìn)、工進(jìn)和快退四種工作模式，具體的工作順序如下： a.快進(jìn):按下啟動(dòng)開(kāi)關(guān)，電磁鐵1YA得電，三位四通換向閥左位工作，形成差動(dòng)回路以實(shí)現(xiàn)快進(jìn)。 進(jìn)油路：油箱→過(guò)濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→行程閥→三位四通換向閥→液壓缸左腔 此快進(jìn)過(guò)程中，溢流閥起安全閥作用，由于采用定量泵，所以液壓缸活塞桿勻速前進(jìn)。 b.慢進(jìn):當(dāng)液壓缸活塞桿伸出到規(guī)定行程，行程閥被觸動(dòng)，右位工作。 進(jìn)油路：油箱→過(guò)濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→調(diào)速閥→油箱 由于調(diào)速閥的作用而實(shí)現(xiàn)慢進(jìn)。 c.工進(jìn):當(dāng)液壓缸活塞桿到達(dá)受力體后，液壓缸左腔積壓，第一壓力繼電器動(dòng)作，此時(shí)3YA，4YA同時(shí)動(dòng)作，I電流信號(hào)經(jīng)過(guò)電流放大器輸入，第一、第二電磁換向閥、分別下位、右位工作。在保證油路安全的條件下，調(diào)節(jié)直動(dòng)式溢流閥溢流壓力始終大于先導(dǎo)式溢流閥的溢流壓力。 進(jìn)油路：油箱→過(guò)濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→液壓缸左腔 回油路：液壓缸右腔→第二電磁換向閥→油箱 工進(jìn)時(shí)，先導(dǎo)式溢流閥的調(diào)定壓力由其先導(dǎo)閥的開(kāi)關(guān)量大小決定，將溢流閥的遙控口連接到比例溢流閥，輸入電流經(jīng)電流放大器來(lái)控制閥的溢流量大小從而控制閥的溢流量大小，最終達(dá)到調(diào)節(jié)P處壓力的目的，這樣就可以通過(guò)編程控制電流的變化來(lái)獲得液壓缸輸出不斷變化的壓力。 d.快退:按下快退按鈕，電磁鐵2YA通電，3YA斷電，4YA斷電，三位四通換向閥右位工作，第二換向閥左位工作，第一換向閥上位工作，此時(shí)，溢流閥的遙控口與比例溢流閥斷開(kāi)。 進(jìn)油路：油箱→過(guò)濾器→單向定量液壓泵→三位四通換向閥→單向閥→液壓缸右腔 回油路：液壓缸左腔→三位四通換向閥→油箱 當(dāng)活塞桿退回原位置后，液壓缸右腔積壓，第二壓力繼電器動(dòng)作，整個(gè)裝置停止工作，恢復(fù)到原始狀態(tài)，系統(tǒng)卸荷。 圖 2-19海浪層動(dòng)力輸出裝置原理 整個(gè)裝置按照裝配來(lái)分，可以分為海洋平臺(tái)、試驗(yàn)臺(tái)、升降機(jī)構(gòu)、旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和動(dòng)力輸出裝置如圖2-20，海洋平臺(tái)與試驗(yàn)臺(tái)通過(guò)圓柱套和立柱套固定在地面上，旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)上的液壓缸工作時(shí)作用在平臺(tái)上，海風(fēng)層和海浪層的液壓元件如圖2-21和海浪層的液壓元件如圖2-22。 2.3 小結(jié) 本章節(jié)在傳統(tǒng)的疲勞測(cè)試試驗(yàn)機(jī)的測(cè)試原理基礎(chǔ)上，確定了各動(dòng)力輸出裝置的工作原理，采用電液伺服控制系統(tǒng)相對(duì)機(jī)械式、電磁式的控制或驅(qū)動(dòng)方式來(lái)說(shuō)，有明顯的優(yōu)勢(shì)。另外，通過(guò)比較借鑒齒輪齒條的升降原理以及圓弧導(dǎo)軌的滾動(dòng)方式，得出了旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和升降機(jī)構(gòu)的最終方案，滿足了整個(gè)裝置升降和在任意角度工作的要求的設(shè)計(jì)。 圖 2-20 三維裝配圖 1-海風(fēng)層和海流層的液壓元件 2-旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu) 3-海洋平臺(tái) 4-試驗(yàn)臺(tái) 5-升降機(jī)構(gòu)6-海浪層液壓元件 圖 2-21 海風(fēng)層和海流層的液壓元件 圖 2-22 海浪層液壓元件 3 海洋平臺(tái)主要外載荷計(jì)算 3 海洋平臺(tái)主要外載荷計(jì)算 3.1 確定模型所受外載荷 海洋平臺(tái)受到的外載荷通常是多種多樣且不規(guī)律的，如風(fēng)載荷、海流載荷、海浪載荷和冰載荷，在特殊情況下，還可能受到地震載荷和外來(lái)的撞擊載荷。在這里，為了方便模擬，僅僅計(jì)算主要的載荷:風(fēng)載荷、海浪載荷和海流載荷。 3.1.1 風(fēng)載荷計(jì)算 海洋平臺(tái)所受風(fēng)載荷采用模塊化的計(jì)算方法，也就是把整個(gè)結(jié)構(gòu)分散成各個(gè)易于計(jì)算的標(biāo)準(zhǔn)化構(gòu)件模塊，最后把各構(gòu)件所受的載荷疊加在一起得到總載荷。模塊化計(jì)算法得到的載荷是一個(gè)范圍值，如果要得到較準(zhǔn)確的值，則需要進(jìn)行風(fēng)洞試驗(yàn)。 標(biāo)準(zhǔn)化構(gòu)件受到的風(fēng)載荷可以用公式[3]: （3-1） 公式中：P0為基本風(fēng)壓，Ch為平臺(tái)距離水平面的高度系數(shù)，Cx為平臺(tái)的形狀系數(shù)，A為平臺(tái)各標(biāo)準(zhǔn)化構(gòu)件的垂直投影面積 （3-2） 公式中：g是重力加速度g=9.8m/s2，r是空氣比重r=12N/m3，V是設(shè)計(jì)風(fēng)速V=51.5m/s 由（3-1）和（3-2）得[3]: （3-3） 表3-1 海上風(fēng)壓高度變化系數(shù)Ch 海平面以上高度，m ≤2 5 10 15 20 30 40 Ch 0.64 0.84 1.00 1.10 1.18 1.29 1.37 海平面以上高度，m 50 60 70 80 90 100 150 Ch 1.43 1.49 1.54 1.58 1.62 1.64 1.79 表3-2 模型物理量的轉(zhuǎn)換關(guān)系 表3-3 風(fēng)壓的系數(shù)K值 構(gòu)件形狀 Cx 球形 0.4 圓柱形 0.5 大的平面 1.0 甲板室或類似結(jié)構(gòu) 1.1 鋼索 1.2 鉆機(jī)井架 1.25 甲板下面積 1.30 獨(dú)立的結(jié)構(gòu)形狀 1.50 表3-4 實(shí)際風(fēng)載荷與模擬風(fēng)載荷 序號(hào) 模塊名稱 高度系數(shù) Ch 形狀系數(shù) Cx 垂直投影面積m2 實(shí)際載荷N 模擬載荷N 1 海洋平臺(tái) 1.18 1 120 230217.5 230.218 2 甲板室1 1.18 1 89 170744.6 170.745 3 甲板室2 1.18 1 16.5 31654.9 31.655 4 井架1 1.1 1.25 41.74 92706.9 92.707 5 井架2 1.18 1.25 67.49 161847.7 161.878 6 井架3 1.29 1.25 28.8 75503.6 75.504 7 固樁室 1.1 1.1 163.2 321055.8 321.056 8 樁腿1 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 9 樁腿2 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 10 樁腿3 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 11 樁腿4 1 0.5 195.2 158681.0 158.681 12 起重機(jī)底座 1.1 0.5 9.12 8155.2 8.155 13 起重機(jī)把桿 1.1 1.25 30.72 27470.0 27.470 14 起重機(jī)1 1.18 1.5 21.6 62158.8 62.159 15 起重機(jī)2 1.29 1.25 43.2 113255.3 113.255 16 直升機(jī)甲板 1.18 1.25 8.64 20719.6 20.720 17 直升機(jī)甲板支撐座 1.18 1.25 6.50 15587.7 15.588 總計(jì) 1998421.6 1998.422 由此可知：模型樁腿受到的風(fēng)載荷為158.681N 3.1.2 海浪載荷計(jì)算 小尺度結(jié)構(gòu)的海洋平臺(tái)，其單位長(zhǎng)度上的波浪載荷通常用莫里森公式[3](3-4)計(jì)算，主要計(jì)算拖拽力和慣性力，繞射力可以忽略不計(jì)， （3-4） 公式中：ρ為海水密度取值1.025g/cm3，Cv為拖拽力系數(shù)取值0.7，Cm為慣性力系數(shù)取值2.0，u為水質(zhì)點(diǎn)水平速度，因?yàn)闀r(shí)正時(shí)負(fù)，所以用絕對(duì)值|u|u來(lái)代替正負(fù)，?為水質(zhì)點(diǎn)的加速度。 A為單位長(zhǎng)度投影面積，若為圓形，則A=Dx1=D m2，D為圓形構(gòu)件直徑取值為5m。 則作用于單個(gè)圓柱件上的波浪載荷[3]： （3-5） S為最大浪高。 用Stokes波浪理論方程（3-6）和（3-7）確定水質(zhì)點(diǎn)速度u及w，公式如下： （3-6） （3-7） 得到模型海浪載荷為408.23N。 3.1.3 海流載荷計(jì)算 作用在圓形樁腿單位長(zhǎng)度上的海流力[3]： （3-8） 公式中：ρ為海水密度取值1.025g/cm3，A為單位長(zhǎng)度投影面積，若為圓形，則A=Dx1=D m2， D為圓形構(gòu)件直徑取值為5m，CD為阻力系數(shù)取值為1.05，u2c為自海底以上高度為Z出的海流速度。 則海流力[3]： （3-9） （3-10） 公式中：d為海水深度，取值為122m，U為海面的海流速度值0.77m/s，Z為距離海底的高度，所以： 則轉(zhuǎn)化為模擬海流載荷為255.31N。 3.2 小結(jié) 本章節(jié)的工作主要是通過(guò)弗勞德相似原則確定計(jì)算了模型的主要尺寸以及運(yùn)用相關(guān)的公式如莫里森公式，計(jì)算了模型受到的外載荷，計(jì)算是基于實(shí)際的平臺(tái)受到的外載荷經(jīng)過(guò)簡(jiǎn)化外界影響因素而縮放得到的結(jié)果，在一定程度上，具有足夠的可靠性，同時(shí)，確定了液壓缸工作的加載規(guī)律。 4 各元件的選擇及計(jì)算 4 各元件的選擇及計(jì)算 4.1 海風(fēng)層與海流層的液壓缸選擇 海風(fēng)層的液壓缸，需要的最大負(fù)載為F1=158.681N，相對(duì)來(lái)說(shuō)，負(fù)載比較小，所以初步選擇液壓缸的進(jìn)口壓力為P1=0.2MPa?；赜蛪毫榇髿鈮篜2=0.101325MPa，由公式[7]： （4-1） （4-2） （4-3） 公式中：A1為無(wú)桿腔的有效面積，A2為有桿腔的有效面積，D為液壓缸缸筒直徑，d為活塞桿直徑，所以： （4-4） 令 （4-5） 則d=0.5345，求得D=34.4mm d=18.37mm。圓整為標(biāo)準(zhǔn)尺寸，取D=40mm，d=20mm， 此時(shí)： 為了滿足輸出力的大小，現(xiàn)在取P1=0.3MPa，壓力損失為0.02MPa。 此時(shí)F=281.49N>158.681N(符合要求），同時(shí)F=281.49N>255.31N 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H的確定： 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度是指活塞桿完全伸出時(shí)活塞支撐面中點(diǎn)到導(dǎo)向套滑動(dòng)面中點(diǎn)的距離。液壓缸的初始撓度會(huì)因過(guò)短的導(dǎo)向長(zhǎng)度而增大，此時(shí)，液壓缸的工作性能和穩(wěn)定性也受到影響。所以，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)該確保液壓缸有一個(gè)合適的最小導(dǎo)向長(zhǎng)度H如圖4-1。 圖 4-1 液壓缸 最小導(dǎo)向長(zhǎng)度計(jì)算公式： （4-6） 公式中:L--最大工作行程,D--缸筒內(nèi)徑。 液壓缸的最大升起高度為300mm，依據(jù)課本《液壓與氣壓傳動(dòng)》第二版表3-4選取液壓缸工作行程為：L=160mm。 故L=0.8m,D=0.08m,代入公式(4-6)得： 活塞寬度B的計(jì)算： 取B=30mm。 導(dǎo)向套滑動(dòng)面的長(zhǎng)度A=（0.6~1.0）d，由已知的數(shù)據(jù)，d=20mm，故取，取A=15mm。 中隔圈K的長(zhǎng)度C，由公式 （4-7） 得：。 另外，管接頭選擇扣壓式，油管采用塑料管或低壓橡膠管，用O型密封圈。 4.2 海浪層液壓缸選擇 海浪層的液壓缸有快進(jìn)、慢進(jìn)、工進(jìn)、快退四個(gè)工作階段，為滿足快進(jìn)和快退的速度相等，選用單出桿式活塞缸，快進(jìn)時(shí)用差動(dòng)連接的方式，設(shè)液壓缸的兩個(gè)有效面積為A1和A2。且A1=2A2，即d=0.707D。 取慣性負(fù)載為40牛，重力負(fù)載為0，摩擦阻力10N，液壓缸機(jī)械效率為0.9，啟動(dòng)加速時(shí)F=（40+10）/0.9=55.56N， 快進(jìn)F=10/0.9=11.1N，工進(jìn)F=（408.23+10）/0.9=464.7N，快退F=11.1N，取回油背壓P2=0.25Mpa，而液壓缸快退時(shí)背壓取0.18MPa，壓力損失為0.1MPa，取最大負(fù)載時(shí)的工作壓力為0.4MPa。 液壓缸內(nèi)徑： 對(duì)D圓整取D=50mm，由，經(jīng)過(guò)圓整得d=36mm，所以A1=19.325cm2，A2=10.174cm2 工進(jìn)時(shí)采用的調(diào)速閥調(diào)速，其最小穩(wěn)定流量,根據(jù)設(shè)計(jì)要求最低工進(jìn)速度,滿足要求。 表4-1海浪層四個(gè)工作模式 工作循壞 計(jì)算公式 負(fù)載F/N 回油背壓P2/MPa 進(jìn)油壓力P1/MPa 輸入流量q1/L/min 輸入功率 P/W 快進(jìn) 啟動(dòng)加速 55.6 P2=P1+0.1 0.172 —— —— 恒速 11.1 P2=P1+0.1 0.123 5.49 11.25 工進(jìn) 464.7 0.25 0.372 0.038~0.232 0.23~1.41 快退 啟動(dòng)加速 55.6 0.1 0.244 —— —— 恒速 11.1 0.1 0.200 6.10 20.41 系統(tǒng)的泄漏系數(shù)取K=1.2，則 選額定流量為8L/min,快退時(shí)，功率最大，壓力損失為0.1MPa，所以此時(shí)壓力為3.008MPa，液壓泵總效率為ηp=0.8，則液壓泵驅(qū)動(dòng)快退快進(jìn)的功率P。 為滿足要求，電機(jī)與海風(fēng)層的相同即可。 4.3 電機(jī)的選擇 電機(jī)作為動(dòng)力源，對(duì)整個(gè)裝置有較大的影響，選擇電機(jī)時(shí)，主要根據(jù)整個(gè)輸出機(jī)構(gòu)的功率，扭矩，轉(zhuǎn)速等參數(shù)來(lái)計(jì)算電機(jī)的參數(shù)。如果電機(jī)的功率過(guò)大，則會(huì)造成不必要的能源浪費(fèi)，但電機(jī)功率過(guò)小，有不能滿足所需，所以，必須選擇正確的電機(jī)。 （1）海風(fēng)層與海流層的電機(jī)選擇 在海風(fēng)層與海流層中，液壓缸的工作速度取3m/min,啟動(dòng)換向時(shí)間t=0.2s，液壓缸機(jī)械效率為0.9，全程壓力損失0.2MPa，則進(jìn)入無(wú)桿腔的流量 （4-8） 得 泄漏系數(shù)取K=1.1，則液壓泵的理論流量值 選型GB-B4，額定流量為6L/min，轉(zhuǎn)速為1450r/min。 理論功率： 則電機(jī)功率： 為滿足要求，選擇型號(hào)為YS5614，功率p=60W，轉(zhuǎn)速n=1400r/min的電機(jī)。 （2）其他小電機(jī)的選擇 帶動(dòng)錐齒輪的小電機(jī)選擇型號(hào)-XD-37GB520，DC12V，功率為60W，空載速度n=30r/min,額定轉(zhuǎn)速為21r/min，扭矩T=12Kg.cm。帶動(dòng)小齒輪的小電機(jī)選擇型號(hào)為37GB90-500.功率為10W，轉(zhuǎn)速70r/min,扭矩7Kg/cm。 4.4 傳感器的選擇 傳感器是準(zhǔn)確采集系統(tǒng)信息的首選零件，是完成測(cè)量和自動(dòng)控制的主要階段。其應(yīng)用領(lǐng)域廣泛，在工業(yè)生產(chǎn)、海洋探測(cè)、航天航空、環(huán)境監(jiān)測(cè)、醫(yī)學(xué)診斷等領(lǐng)域中都被高度重視。傳感器的檢測(cè)原理流程圖如圖4-2： 圖 4-2 傳感器檢測(cè)流程 傳感器的種類相當(dāng)多，在本次設(shè)計(jì)中，采用的傳感器是應(yīng)變花和聲發(fā)射檢測(cè)儀。 應(yīng)變花也叫應(yīng)變片，它通常貼在被測(cè)的物體上，在被測(cè)物體發(fā)生應(yīng)變時(shí)一起伸縮變化，而讓應(yīng)變片里的金屬箔材料伸長(zhǎng)或縮短，金屬箔材料的微小變形都會(huì)引起電阻的變化，外力作用于物體而產(chǎn)生的應(yīng)力通過(guò)測(cè)量應(yīng)變來(lái)計(jì)算： （4-9） K為比例常數(shù)，由材料而定，R為電阻值,通常為以質(zhì)量，ΔR為變化值 只要能測(cè)出電阻的微小變化，就可以知道物體的應(yīng)變，從而算出應(yīng)力。檢測(cè)電阻的微小變化一般用惠斯通電橋，如圖4-3所示，R1、R2、R3和R4四個(gè)電阻組成電橋的橋臂。流過(guò)R1的電流： (4-10) R1兩端的壓差： (4-11) R3兩端的壓差： (4-12) 則電橋的輸出電壓： (4-13) 由該公式可知：當(dāng)R1R4=R2R3時(shí)，U0=0，此時(shí)，電橋處于平衡狀態(tài)。ΔR1、ΔR2、ΔR3、ΔR4是處于平衡狀態(tài)的電橋各橋臂的電阻增量，則電橋輸出的電壓： (4-14) 圖 4-3 電橋原理 聲發(fā)射檢測(cè)的原理如圖4-4，是采用聲發(fā)射儀器接收采集來(lái)自聲發(fā)射源的聲波信號(hào)，并對(duì)這些信號(hào)進(jìn)行分析處理，顯示達(dá)到檢測(cè)出聲發(fā)射源的目的。聲發(fā)射源有裂紋開(kāi)裂聲信號(hào)/機(jī)械故障聲信號(hào)/泄漏聲信號(hào)等。 圖 4-4 聲發(fā)射檢測(cè)框圖 4.5 小結(jié) 該章節(jié)依據(jù)液壓缸輸出外載荷時(shí)所需的功率及壓力的大小，通過(guò)計(jì)算，得到各元件的基本參數(shù)從而選擇了電機(jī)、液壓缸和傳感器等重要的標(biāo)準(zhǔn)元件，節(jié)約了設(shè)計(jì)成本，同時(shí)，確保裝置工作可靠，安全。 5 關(guān)鍵部位的強(qiáng)度校核 5 關(guān)鍵部位的強(qiáng)度校核 5.1 液壓缸強(qiáng)度校核 液壓缸的強(qiáng)度校核包括活塞桿強(qiáng)度校核和彎曲穩(wěn)定性校核兩方面，在此之前，應(yīng)該確定液壓缸的壁厚和螺栓。按照每個(gè)試驗(yàn)層的工作情況，液壓缸最大的輸出力為408.23N。 缸筒的長(zhǎng)度L取300mm，假設(shè)壁厚δ為3mm，壁厚應(yīng)該滿足D/δ≥10， （5-1） 公式中：δ--缸筒的壁厚，--缸筒的內(nèi)徑，Pmax--缸筒試驗(yàn)壓力，當(dāng)液壓缸的額定壓力Pn≤16MPa時(shí)，Pmax=1.5Pn，額定壓力Pn>16MPa時(shí)，Pmax=1.25Pn,[δ]--材料許用應(yīng)力。 σb為材料的抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù),n=3.5~5,在這取n=5。材料選45，并調(diào)質(zhì)241-285HB，45號(hào)鋼的抗拉強(qiáng)度為σb=530-598MPa，現(xiàn)取σb=598MPa，故： 因液壓缸的最大工作壓力P=0.3MPa<16MPa,故，Pmax=1.5Pn=0.45MPa,所以 因?yàn)?mm>0.075mm，故強(qiáng)度足夠。取固定螺栓直徑取ds=6mm。 液壓缸活塞桿的受力分析如圖5-1： 圖 5-1 液壓缸受力分析 (1) 活塞桿強(qiáng)度校核 由公式: （5-2) 式中：F-活塞桿上的作用力，d-活塞桿的直徑，σ-材料許用應(yīng)力，σ=σb/n，σb為材料的抗拉強(qiáng)度，n為安全系數(shù)，取n≥1.4。 45號(hào)鋼的許用應(yīng)力， 所以，已知，即活塞桿滿足強(qiáng)度要求。 （2）按彎曲穩(wěn)定性校核 當(dāng)活塞桿完全伸出后，起外端到液壓缸支撐點(diǎn)的距離l>10d時(shí)，應(yīng)進(jìn)行穩(wěn)定性校核。 當(dāng)一根受壓直桿的軸向載荷超過(guò)臨界受壓載荷Fk時(shí)，即可能改變?cè)兄本€狀態(tài)的平衡，稱為失穩(wěn)，其穩(wěn)定條件為: (5-3) 式中:F-最大輸出力,Fk-臨界受壓載荷,取穩(wěn)定安全系數(shù)nk=2-4。 活塞桿和缸體的材料、剛度、長(zhǎng)度以及兩端支撐狀況會(huì)影響液壓缸臨界受壓載荷Fk。Fk的計(jì)算如下公式： (5-4) 式中:l-活塞桿的計(jì)算長(zhǎng)度，n-端點(diǎn)安裝形式系數(shù)，兩端固定，故n=4,E-材料的彈性模量，鋼材的；J--活塞桿的橫截面轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，實(shí)心桿的。而，l=300mm， 故 ， 當(dāng)取4時(shí)，， 所以，活塞桿彎曲穩(wěn)定性符合要求。 5.2 錐齒輪強(qiáng)度校核 設(shè)計(jì)的錐齒輪參數(shù)（模數(shù)m=3，齒數(shù)z=21，）齒形角=20度。錐齒輪采用1:1的傳動(dòng)比，即不改變轉(zhuǎn)速，只改變傳動(dòng)方向，假設(shè)摩擦系數(shù)u=0.1，傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的總重量G=100N，則f=u·G=10N，取圓錐齒輪的傳動(dòng)效率為0.92，被驅(qū)動(dòng)的輪子半徑R=30mm，轉(zhuǎn)速n1=20r/min,所以速度： (5-5) 通常情況下，啟動(dòng)的力較大，即啟動(dòng)扭矩要比傳遞扭矩大，為滿足要求，假設(shè)啟動(dòng)力為F1=500N。 表 5-1 錐齒輪參數(shù) 各部分名稱 代號(hào) 公式 結(jié)果 分錐角 45 分度圓直徑 d 63 齒頂高 =m 3 齒根高 3.6 齒頂圓直徑 da 68.20 齒根圓直徑 df 57.91 齒寬 B 15 齒根角 4.6 頂隙 c 0.6 分度圓齒厚 s 4.71 錐距 R 44.547 選擇小電機(jī)型號(hào)-XD-37GB520，DC12V，功率為60W，空載速度n=30r/min, 額定轉(zhuǎn)速為21r/min，扭矩T=12Kg.cm，電機(jī)效率取n2=0.84。 則輸出力F=Pn1n2/V1=60x0.9x0.84/0.0628=722.48N>F1=500N，滿足啟動(dòng)要求。 錐齒輪的受力分析如圖5-2，傳動(dòng)時(shí)錐齒輪之間會(huì)有各種疲勞現(xiàn)象如齒根彎曲疲勞，齒面接觸疲勞，力的作用是相互的，則；； 圖 5-2 錐齒輪受力分析 （1）齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 校核公式[8]： (5-6) 錐齒輪的載荷系數(shù)為，KA可由《機(jī)械設(shè)計(jì)》 查得KA=1.5，動(dòng)載荷系數(shù)Kv可由《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版圖10-8中低一級(jí)的精度線和速度查取Kv=1.1，齒間載荷分配系數(shù)Kα和Kβ可取1，所以K=1.65。 YFa和Ysa分別是齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)Zv查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5得： 滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求。又因?yàn)椋? (5-7) (5-8) (5-9) 所以：ΦR=0.3代入（5-8）公式中可得： 設(shè)計(jì)計(jì)算公式，其中u=3.2 (5-10) 所以 而m=3mm，符合要求。 （2）齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的計(jì)算公式為[8]： (5-11) 對(duì)于α=20度的直齒錐齒輪，ZH=2.5，則有 符合要求。 (5-12) 而d=63mm>51.26mm，所以，滿足要求。 上述公式中：σF 和[σF]的單位均為MPa，m和d1的單位均為mm。 為了更好地得出錐齒輪工作時(shí)的所受的應(yīng)力，對(duì)錐齒輪進(jìn)行簡(jiǎn)單的有限元分析，檢驗(yàn)實(shí)際的受力狀況如圖5-3、圖5-4和圖5-5。 圖 5-3 應(yīng)力-單元節(jié)點(diǎn) 圖 5-4 剪切應(yīng)力圖 5-5 反作用力 5.3 平臺(tái)立柱強(qiáng)度校核 假設(shè)平臺(tái)上的載荷G=1000N,平臺(tái)長(zhǎng)80cm寬64cm，高0.5cm，平臺(tái)自重 g-重力加速度取g=9.8m/s2，所以總重量G=1201.16N，在這里取1300N，平臺(tái)立柱高度為2.4m。 在工程或一般的機(jī)械機(jī)構(gòu)中，最常見(jiàn)的，是桿件的拉伸或壓縮，在這里，很明顯，立柱受到壓縮，平臺(tái)的總載荷的作用線方向與桿件的軸線方向重合。 壓桿受到的壓力不足以使其失去穩(wěn)定性時(shí)，壓桿處于穩(wěn)定平衡的狀態(tài)，隨著壓力的增大，壓桿穩(wěn)定性不足，發(fā)生變形，此時(shí)，壓力是極限壓力，壓桿的直線形狀開(kāi)始轉(zhuǎn)變?yōu)榍€形狀，稱為桿件失穩(wěn)，壓桿的受力如圖5-6。壓桿的材料均為Q235，壓桿的臨界壓力統(tǒng)一公式： (5-13) 其中E-彈性模量E=210GPa，I-慣性矩 (5-14) u是長(zhǎng)度因子，l是桿件長(zhǎng)度， 在這里是一端固定，一端自由的情況，D-外徑40mm，d-內(nèi)徑30mm，所以 穩(wěn)定的安全系數(shù)，臨界壓力比實(shí)際最大壓力，為壓桿的工作安全因數(shù)，即，規(guī)定的穩(wěn)定安全因數(shù),則圓形立柱滿足穩(wěn)定要求。 圖 5-6 壓桿受力分析 （1）試驗(yàn)臺(tái)的固定校核： 表 5-2 長(zhǎng)度因子 壓桿的約束條件 長(zhǎng)度因子u 兩端鉸支 1 一端固定、另一端自由 2 兩端固定 0.5 一端固定、另一端鉸支 0.7 試驗(yàn)臺(tái)與圓柱的連接方式為懸臂梁連接，懸臂梁長(zhǎng)0.2m，寬0.04m，高0.01m，受力如圖5-7： 圖 5-7 懸臂梁受力分析 每個(gè)試驗(yàn)臺(tái)的重量： ， 試驗(yàn)臺(tái)是圓形，外徑為1.4m，內(nèi)徑1.2m，所以導(dǎo)軌質(zhì)量： 試驗(yàn)臺(tái)的總質(zhì)量： 加上滑塊（包括電機(jī)，錐齒輪，滾子和滾輪的質(zhì)量），所以，取G=300N 其中E-彈性模量E=210GPa，慣性矩： (5-15) （因?yàn)樵囼?yàn)臺(tái)由四根立柱支撐，所以取平均每根立柱的受力F1=0.5F=150N，彎矩M=F1l=150x0.2N·m=30N·m） 撓線方程 (5-16) 轉(zhuǎn)角方程 (5-17) 最大的撓度： 抗彎截面系數(shù)： (5-18) 最大撓度，通常取w/l=1/250~1/1000。 則，，即滿足剛度要求。 對(duì)懸臂梁進(jìn)行有限元分析，其分析結(jié)果如圖5-8、圖5-9、圖5-10，可以看出懸臂梁在受到200N力的情況下，其最大的節(jié)點(diǎn)位移在右端為0.177mm，最大的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力和最大的反作用力均在左端，分別為15.77MPa和215.81N。這些極限位移和應(yīng)力均在安全范圍內(nèi)，說(shuō)明懸臂梁的設(shè)計(jì)方案可以采用。 圖 5-8 位移-節(jié)點(diǎn) 圖 5-9 應(yīng)力-節(jié)點(diǎn) 圖 5-10 反作用力-節(jié)點(diǎn) 5.5 鍵連接的強(qiáng)度校核 在這里，主要校核關(guān)鍵部位設(shè)計(jì)到的鍵連接，鍵的受力分析如圖5-11所示，此次采用圓頭普通平鍵，材料是45或，取，其強(qiáng)度條件[8]： (5-19) 式中：T為傳遞的扭矩，T=Fd/2,N·m，為滿足啟動(dòng)要求，取F=100N，K-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，一般k=0.5h，h為鍵的高度，mm；l鍵的工作長(zhǎng)度mm，對(duì)于圓頭平鍵，l=L-b，L為公稱長(zhǎng)度，b為鍵寬度，單位均為mm，d為軸的直徑，由設(shè)計(jì)可知道，d=30mm，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》第八版表6-1得到鍵的尺寸，b=8，h=7，L=（1.5~2）d，取L=45mm。 則 由此可知，鍵滿足強(qiáng)度要求。 圖5-11 鍵的受力分析 5.6 螺栓強(qiáng)度校核 螺栓連接的強(qiáng)度校核，可分為四種情況，第一種,松連接僅受軸向載荷F；第二種，松連接受橫向載荷F；第三種，緊連接僅受預(yù)緊力F0；第四種，緊連接受軸向力F作用。在這里，螺栓與試驗(yàn)臺(tái)和套筒連接時(shí)需預(yù)緊力，同時(shí)受到較小的軸向力，螺栓受力如圖5-12所示： 圖5-12 螺栓受力分析 螺栓采用的材料是35，其屈服極限：，抗拉強(qiáng)度極限：，取安全系數(shù)，，則螺栓的許用剪切應(yīng)力為： 螺栓的許用擠壓應(yīng)力為： 這次校核的螺栓直徑d=12mm，則螺栓的預(yù)緊力 (5-20) 式中：σs是材料的屈服極限，A是螺栓危險(xiǎn)截面面積，，則 擰緊力矩用公式計(jì)算，對(duì)于普通螺栓連接，應(yīng)保證連接預(yù)緊后，結(jié)合面產(chǎn)生的最大摩擦力滿足以下公式[8]： (5-21) 式中：z為螺栓數(shù)目，在這里取z=2，f是接合面的摩擦系數(shù)，取f=0.06，i為接合面數(shù)，i=2，Ks-防滑系數(shù)，Ks=1.1~1.3，取Ks=1.3，力的作用是相互的，已知液壓缸的最大作用力為， 所以，預(yù)緊力 螺栓受到重力的作用，方向與軸向相同，F(xiàn)=G=300N。 Cb、Cm-螺栓和被連接件的剛度，取 則總拉力 螺栓危險(xiǎn)截面的拉伸強(qiáng)度條件公式為 (5-22) 則 螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件 (5-23) 所以 綜上計(jì)算，所選螺栓滿足強(qiáng)度要求。 5.7 連接軸的強(qiáng)度校核 軸受到不同的載荷和應(yīng)力情況，有不同的計(jì)算方法。如果軸只承受扭矩，就按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算；如果軸只承受彎矩，就按彎曲強(qiáng)度計(jì)算；如果兩者都承受，則采用彎扭合成強(qiáng)度計(jì)算。 軸的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件通常應(yīng)用在只受到扭矩或者同時(shí)受到不大彎矩的情況，公式[8]: (5-24) 式中：τT為扭矩切應(yīng)力，MPa，T為軸受到的扭矩，N·mm，WT軸的抗扭截面系數(shù)，mm3，n為軸的轉(zhuǎn)速，r/min，P為軸的傳遞功率，d為計(jì)算截面處軸的直徑，單位mm，[τT]為許用扭矩切應(yīng)力，MPa，軸的材料是45號(hào)鋼，取[τT]=25MPa，許用應(yīng)力， 軸的受力分析如圖5-13和扭矩、彎矩如圖5-14所示，電機(jī)功率P=60W；轉(zhuǎn)速n=21r/min, 取錐齒輪的傳動(dòng)效率η=0.97軸的輸出功率 扭矩 受力是Fr=100N，F(xiàn)=500N， Xy平面內(nèi)