北航七系机械学院机械原理大作业

机械原理课程机构设计

实验报告

题目：建筑垃圾破碎机的设计与分析小组成员与学号：

班级：

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建筑垃圾破碎机的设计与分析

摘要

本文简单介绍了建筑垃圾回收再利用的重要性，与工艺性，并自主设计了将颚式破碎机与反击式破碎机相结合的建筑垃圾破碎机。通过solidworks软件对设计机构进行建模，用adams进行仿真分析，验证所设计的机构均达到设计需要与可行性。

关键词：建筑垃圾破碎机、连杆机构、凸轮廓线设计

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1．机构的引出 (4)

1.1 建筑垃圾及其回收利用价值 (4)

1.2颚式破碎机和反击式破碎机各自的利弊分析 (4)

1.3设计新的建筑垃圾破碎机 (6)

2．机构的结构、功能介绍及建模 (7)

2.1 机构设计简图及各部分功能 (7)

2.2尺寸设计及建模 (8)

2.2.1主动轮和各从动轮的传动比 (8)

2.2.2凸轮廓线设计与挡板行程 ................................... 错误！未定义书签。

3．机构的仿真分析 (12)

3.1颚式破碎机的急回特性 (12)

3.2颚式破碎机的传动角验证 (14)

3.3停歇运动导杆机构所带动的下挡板往复运动的间歇性 (14)

4．总结 (17)

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1．机构的引出

1.1 建筑垃圾及其回收利用价值

二十一世纪是一个飞速发展的时代，随着城市人口的增加、新农村建设以及城市地铁的大规模扩建，建筑行业的新陈代谢全面加速，建筑垃圾的排放量也随之增加。然而，传统的方法处理建筑垃圾是将建筑垃圾运往乡村或郊外，露天堆放或掩埋。这样不仅破坏植被，降低土壤的生产能力，而且会让建筑垃圾中的有害物质渗入地下水层，污染环境，给人们的生活带来困扰。因此，如何实现建筑垃圾的高效、环保循环利用成为当今人们所面临的一个难题。

建筑垃圾的主要组成部分是废弃混凝土和砖块，而它们都是由水泥和天然砂石拌合而成的，这些都是砖块等建筑材料的重要组成部分。为了最大程度的利用建筑垃圾，首先应该解决的问题就是对其中的大块物料进行破碎，只有这样，破碎后的小快物料才能很好的还原天然砂石的性能，实现建筑垃圾的循环利用。

1.2颚式破碎机和反击式破碎机各自的利弊分析

目前应用较广的破碎机有颚式破碎机与反击式破碎机两种。

颚式破碎机的主体构造如图

图 1 颚式破碎机的主体构造

其工作原理为：轮①通过皮带和电机上的主动轮相连，①的转动带动杆②进而带动构件③的摆动（构件③的上端和机架铰接）。构件③通过摆动将体积较大

的物体挤压破碎，当经破碎后的的物体体积小到可以通过构件③下端和机架之间的缝隙时，经下方排出。

通过仔细观察颚式破碎机的构造不难发现，颚式破碎机在工作时产生的粉尘较少，但同时它也有破碎不够彻底的缺点，如图2。如果有一个砖块按照如图2所示的方式通过颚式破碎机，则它就能不被破碎而完整的通过颚式破碎机的排料口，造成对建筑废料的破碎的不彻底。

图2

建筑所用的回收砂石颗粒的粒形越接近多棱体，所制造出来的建筑材料（如水泥板、砌砖等）的性能就越好。颚式破碎机的结构特点决定了经它破碎的建筑废料的粒形多数为不规则形状或者是片状，所以经颚式破碎机破碎后的建筑废料不能直接用于建筑再生产。仍需要进一步加工。

反击式破碎机核心结构如图3。建筑废料经进料口由重力的作用落在撞锤轮②上，撞锤轮逆时针旋转，将建筑废料撞到撞击板A上，经剧烈碰撞之后撞击板A又将建筑废料反弹回撞锤轮，撞锤轮接着又将建筑废料撞向板B，建筑废料弹回后又被撞锤轮撞向板C，最终又由重力的作用落入排料口，如此通过反复的剧烈撞击来实现破碎坚硬的料的目的。

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图 3 反击式破碎机核心结构

反击式破碎机对建筑垃圾的破碎较为彻底，同时对经破碎后的废料的粒形有很好的控制，经它破碎的废弃砖块、水泥板可直接用于建筑生产。但与此同时，反击式破碎机在工作时易产生大量的粉尘污染，同时当建筑废料的体积过大时，就不能在撞锤轮②撞击板A、B、C之间往复撞击，从而不能实现破碎效果。这说明反击式破碎机无论是从环保上还是从可破碎的建筑垃圾的体积上都有一定的局限性。

1.3设计新的建筑垃圾破碎机

将颚式破碎机作为反击式破碎机的进料口，对长条形及板状的建筑垃圾进行预处理，便可将大块垃圾破碎成大小均匀的碎块，通过进料口。同时利用颚式破碎机周期性运动实现进料口的开闭，起到抑制粉尘的作用。

设计凸轮使三块挡板按设计需要的规律运动，能够使垃圾在挡板与转子之间多次碰撞、研磨，可使破碎过程进行得更加充分。三块挡板的行程不同，可是碎料依次进入挡板与转子之间的空间，不会造成堵塞。

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2．机构的结构、功能介绍及建模

2.1 机构设计简图及各部分功能

建筑垃圾破碎机的机构简图如图

图 4 建筑垃圾破碎机的机构简图

1进料处理

主动轮通过皮带的传动将运动传递到了从动轮①，撞锤轮②和从动轮③上，使两个从动轮和撞锤轮都产生逆时针的转动。从动轮①的转动带动了连接于其上的导杆摆动进而带动了防尘板的摆动，使其初步对建筑垃圾进行挤压破碎，然后将初步处理过的垃圾送入下一级的破碎机中。

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2出料处理

被碾碎的垃圾在研磨板移开之后进入到出料处理箱，此时安装在处理箱顶部的喷水口喷出水雾对细化了的垃圾进行防尘处理。最后打开处理箱底部的挡板，垃圾在重力作用下被排出破碎机，至此就可得到细化非常彻底的建筑材料。

2.2尺寸设计及建模

2.2.1主动轮和各从动轮的传动比

机器中的主动轮与发动机连接，逆时针转动。他将带着从动轮①、撞锤轮②、从动轮③三者作顺时针转动。

由课本第五章轮系的相关知识可以推测出，皮带传动的轮子之间的角速度之比等于其轮子半径的反比。设主动轮的角速度为ω，半径设为r （主动轮有三层，如图6。因此此处的r 不是定值，而是对应三个值）；轮①、②、③的角速度分别设为ω1、ω1、ω3 ，半径分别设为r1、r2、r3（r1、r2、r3三者分别为定值）。

图 5 主动轮

故有：

312123,,,r r r r r r ωωωωωω===

上面三个式子所对应的r 值各不相同。由下面的这幅截图即可看出，

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图 6

从动轮③（ω3）所对应的r 值最小，撞锤轮②（ω2）所对应的r 值次之，从动轮①（ω1）所对应的r 值最大；由这幅截图也可以看出各从动轮的半径相对于主动轮半径的大小比较。由此即可推出上面三个等式的等号右边1r r 、2

r r 、3r r 的值分别为：大于1；小于1；大于1。从而实现当主动轮的角速度ω恒定时，从动轮①、撞锤轮②、从动轮③三者的角速度ω1、ω2、ω3分别远小于、远大于、远小于主动轮的角速度ω；同时从轮①上的销钉尽可能的接近轮轴，如图10。

图7

如此设计的理由是：

（1）对于由从动轮①带动的颚式破碎机机构压碎大块的建筑垃圾需要很大的压力，因此杆②需要给构件③施加尽可能大的压力。

图8

按照上面所设计的传动比，主动轮的速度远大于从动轮①的速度。根据等功率条件（在忽略能量损失的情况下），主动轮传入从动轮①的功率和从动轮①传给颚式破碎机的功率相等。

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设主动轮受到电机驱动的力偶是M1,从动轮①施加给颚式破碎机的力偶是M2，则有：

112M M ωω=

ω1远小于ω，因此M2远大于M1。

在颚式破碎机工作时的一个工作周期里，真正用力挤压建筑垃圾的时刻是机构处于如下图所示状态的时刻（图中棕色的大轮即是从动轮①，其逆时针转动；如图所示状态瞬时从动轮①上的销钉恰处于其轮轴的正上方）：

图 9

所以选该时刻进行研究。因为轮①始终匀速转动，因此其所受的合力偶为零。设从动轮①上的销钉与其轴心的距离为rx ，则有：

F 杆rx = 2M

根据此公式既可以看出，rx 越小，杆②对从动轮①的作用力F 杆越大。由于杆②是二力杆，仅起到传递力的作用，因此rx 越小颚式破碎机在破碎建筑垃圾的时候所能提供的压力也就越大。

综上，可得如下公式：

11x M F r ωω=杆

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在主动轮所连的电机的性能一定的情况下，由公式可得1ω

ω越大，销钉与其轴心的距离为rx 越小，从动轮①通过杆②提供给颚式破碎机的力就越大。这就是设计的时候要让从动轮①的角速度ω1远小于主动轮的角速度ω、同时从动轮①上的销钉尽可能的接近轮轴的原因。

（2）、对于由撞锤轮②带动的反击式破碎机机构

撞锤轮撞开坚固的建筑垃圾需要巨大的动能，使其在撞锤轮和撞击板上往复碰撞，因此撞锤轮需要有足够大的速度，根据公式

22r

r ωω=

得知r/r2越大ω2就越大。所以设计的时候应该尽可能的增大r/r2。

（3）、对于由从动轮③带动的停歇运动导杆机构

对于电机，其转动的速度都是很高的，但由从动轮③带动的停歇运动导杆机构并不需要很高的转速，相反，若转速过高的话，则会带来销轮等该部分机构不必要的磨损和破坏。因此需要调节主动轮和从动轮③的传动比，在一定范围内尽可能的降低从动轮③的速度。根据公式

33r r ωω=

得知r/r3越小ω2就越小。所以设计的时候应该尽可能的减小r/r2。

3．机构的仿真分析

3.1颚式破碎机的急回特性

颚式破碎机部分可以等效成平面四连杆机构，如图20。

图10

此处利用了平面四杆机构的急回特性，当杆②推着构件③向左运动挤压建筑垃圾的时候，构件③的角速度较大，用较大的惯性将体积较大的建筑垃圾挤碎；当杆②拉着构件③向右运动的时候，构件③的角速度较小，从而让经破碎后的建筑垃圾有足够的时间落下，进入反击式破碎机的腔内。

接下来通过Adams仿真来验证颚式破碎机的急回特性：

图11

图21是机构中颚式破碎机部分构件③的角速度大小随时间的变化曲线，结合生成的仿真视频，忽略图15中一开始的那一段（也即从角速度第一次为零的那一点开始研究起），可以得出角速度第一次为零时杆②达到最左端，接下来就要拉着构件③向右运动，直到角速度再次为零，杆②达到最右端（称此阶段为第一阶段），接下来就要推着构件③向左运动，直到再次达到最左端（称此阶段为第二阶段）。

由Adams生成的构件③角速度随时间的变化曲线得知，第一阶段构件③角速度比较小，第二阶段构件③角速度比较大，说明该机构的颚式破碎机的设计实现了预期效果。

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3.2颚式破碎机的传动角验证

图12

图13

图22是颚式破碎机的平面四杆机构传动角γ（图B中的∠AOB）的大小随时间的变化曲线。根据课本上的知识，在机构的运动过程中为了保证机构具有良好的传力性能，通常使γmin≥40°；对于高速和大功率的机械，应使γmin≥50°。通过图22可知，γmin=70°，说明颚式破碎机的传动角γ符合要求。

3.3停歇运动导杆机构所带动的下挡板往复运动的间歇性

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图14

图15

图24、25显示的是停歇运动导杆机构，目的是让下挡板闭合一段时间后再打开，如此周期往复。由于撞锤轮的下方有足够的空间来存储下挡板闭合时机器所生成的物料，所以挡板不必时刻打开，而只需要隔一段时间打开一次。这样设计可以极大地减少粉尘从机器的排料口的外扬。同时延长被撞碎的废料在喷水口下所处的时间，使喷水更充分（当机器正常工作时，机器的进料口由正在进入机器内部的建筑垃圾挡着，所以不必担心粉尘从进料口外扬，参考图26）

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图16

接下来用Adams验证下挡板的运动规律是否符合要求：

图17

图18

图27是下挡板上的某一点速度（沿其运动方向的）随时间的变化曲线，图28是下挡板上某一点位移（沿其运动方向的）随时间的变化曲线。根据这两幅图即可确定下挡板已经实现了间歇运动。

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不过，下挡板在一定时间内开启的次数如果过于频繁，依旧会造成较大的粉尘污染。为了更进一步的减少粉尘的排放量，可以适度增大撞锤轮下方的空间以让其可以容纳更多物料，同时增大下连杆（图29）中的圆弧所对应的角度以延长下挡板闭合的时间。

图19

4．总结

建筑垃圾破碎机对建筑垃圾的破碎直接有效，可以把不同类型、不同体积的建筑垃圾同时粉碎，同时保障了粒形的优良性，使生产出来的再生砂石拥有和天然砂石一样的优良性能，不必再进行某些特殊的加工，这保证了机器的实用性；与此同时，整个机器设计的过程中注重环保，尽可能地减轻了粉尘等对环境的影响；另外，这台机器实现了建筑垃圾的循环利用，在减少废弃的建筑垃圾对环境的污染的同时节省了开采天然砂石的费用，节约了天然砂石资源，可谓是一举多得。

这台机器拥有着广阔的应用前景，如果在整个机器中添加分选机构，对经过破碎后的建筑垃圾中的钢筋、碎石块以及木屑布条等轻质杂物进行分类，让破碎不彻底的较大块状物返回破碎机进行二次破碎，这样的话建筑垃圾破碎成小的骨

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料之后就可以直接利用，用于砌筑砂浆、打混凝土垫层，制作砌砖、铺道砖等建筑制品，真真切切的改善人们的生活环境，实现建筑垃圾的后续开发利用。

参考文献

[1]郭卫东.虚拟样机技术与ADAMS应用实例教程[M].北京：北京航空航天大学出版社，2009年

[2]裴旭，于靖军，毕树生，宗光华.一维远程运动中心机构的型综合[J].机械工程学报，2009，45(2)：144-148.

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机械原理大作业

机械原理大作业 This model paper was revised by the Standardization Office on December 10, 2020

机械原理大作业三课程名称：机械原理设计题目：齿轮传动设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间： 1、设计题目机构运动简图机械传动系统原始参数

2、传动比的分配计算电动机转速min /745r n =，输出转速m in /1201r n =，min /1702r n =， min /2303r n ，带传动的最大传动比5.2max =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4m ax =d i 。根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。设带传动的传动比为5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i 、、，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比令 4max 1==v v i i 则可得定轴齿轮传动部分的传动比为滑移齿轮传动的传动比为设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为 3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数： 35,18,39,14,43,111098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=* a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 51'=。

北航最优化方法大作业参考

1 流量工程问题 1.1 问题重述定义一个有向网络G=(N,E)，其中N是节点集，E是弧集。令A是网络G的点弧关联矩阵，即N×E阶矩阵，且第l列与弧里(I,j)对应，仅第i行元素为1，第j行元素为-1，其余元素为0。再令b m=(b m1,…,b mN)T，f m=(f m1,…,f mE)T，则可将等式约束表示成： Af m=b m 本算例为一经典TE算例。算例网络有7个节点和13条弧，每条弧的容量是5个单位。此外有四个需求量均为4个单位的源一目的对，具体的源节点、目的节点信息如图所示。这里为了简单，省区了未用到的弧。此外，弧上的数字表示弧的编号。此时，c=((5,5…,5)1 )T， ×13 根据上述四个约束条件，分别求得四个情况下的最优决策变量x=((x12,x13,…,x75)1× )。 13 图 1 网络拓扑和流量需求

1.2 7节点算例求解 1.2.1 算例1（b1=[4;-4;0;0;0;0;0]T）转化为线性规划问题： Minimize c T x1 Subject to Ax1=b1 x1>=0 利用Matlab编写对偶单纯形法程序，可求得: 最优解为x1*=[4 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0]T 对应的最优值c T x1=20 1.2.2 算例2（b2=[4;0;-4;0;0;0;0]T） Minimize c T x2 Subject to Ax2=b2 X2>=0 利用Matlab编写对偶单纯形法程序，可求得: 最优解为x2*=[0 4 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 0]T 对应的最优值c T x2=20 1.2.3 算例3（b3=[0;-4;4;0;0;0;0]T） Minimize c T x3 Subject to Ax3=b3 X3>=0 利用Matlab编写对偶单纯形法程序，可求得: 最优解为x3*=[4 0 0 0 4 0 0 0 0 0 0 0 0]T 对应的最优值c T x3=40

哈工大机械原理大作业凸轮 - 黄建青

H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y 机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构设计院系：能源学院班级： 1302402 设计者：黄建青学号： 1130240222 指导教师：焦映厚陈照波设计时间： 2015年06月23日

凸轮机构设计说明书 1. 设计题目设计直动从动件盘形凸轮机构，机构运动简图如图1，机构的原始参数如表1所示。图1 机构运动简图表1 凸轮机构原始参数

计算流程框图： 2. 凸轮推杆升程，回程运动方程及推杆位移、速度、加速度线图 2.1 确定凸轮机构推杆升程、回程运动方程设定角速度为ω=1 rad/s (1) 升程：0°<φ<50° 由公式可得 )]cos(1[20 ?π Φh s -=

)sin( 20 1 ?π ωπΦΦh v = )cos(20 2 2 12?π ωπΦΦh a = (2) 远休止：50°<φ<150° 由公式可得 s = 45 v = 0 a = 0 (3) 回程：150°<φ<240° 由公式得： ()()22 0000200000002200000 0,2(1)(1)1,12(1)(1),2(1)s s s s s s s s s Φhn s h ΦΦΦΦΦΦn Φn ΦΦn h n s h ΦΦΦΦΦΦn Φn n ΦΦΦn hn s ΦΦΦΦΦn Φn ??????'?=---+<≤++?'-? ???''-? =----++ <≤++???'-??? ?'---?'=-++<≤++'-?? 201 00000010002001 000 00n (),(1)(1)n ,(1)(1)n (1),(1)s s s s s s s s Φh v ΦΦΦΦΦΦn Φn ΦΦn h v ΦΦΦΦn Φn n ΦΦΦn h v ΦΦΦΦΦn ΦΦn ω??ω??ω??'=- --+<≤++?'-? ?''-? =- ++<≤++?'-? ?'---'?=--++<≤++''-??

专业点题北航机械原理

一、齿轮传动的基本概念渐开线齿轮的啮合特点：(1)渐开线齿廓能够保证定传动比;(2)渐开线齿廓之间的正压力方向不变;(3)渐开线齿廓传动具有可分性。齿轮机构的特点是：传动平稳、适用范围广、效率高、结构紧凑、工作可靠、寿命长。但制造和安装精度高、制造费用大，且不适合于距离较远的两轴之间的传动。齿轮传动可以用来传递任意轴间的运动和动力。齿轮传动按照一对齿轮传递的相对运动分为平面齿轮传动和空间齿轮传动，平面齿轮传动又分为直齿圆柱齿轮传动、斜齿圆柱齿轮传动和人字齿轮传动;按照工作条件可以分为开式传动、半开式传动和闭式传动。齿轮传动的基本要求是：传动准确、平稳;承载能力强。二、齿轮传动的设计与计算齿廓曲线与齿廓啮合基本定律：在啮合传动的任一瞬时，两轮齿廓曲线在相应接触点的功法线必须通过按给定传动比确定的该瞬时的节点。渐开线齿轮啮合的正确条件：啮合轮齿的工作侧齿廓的啮合点必须总是在啮合线上，即两齿轮的模数和压力角应该分别相等。齿轮传动的无侧隙啮合及标准齿轮的安装：一个齿轮节圆上的齿厚等于另一个齿轮节圆上的齿槽宽是无侧隙啮合的条件;外啮合齿轮的标准中心距为，内啮合是标准中心距为。

齿轮及其变位的相关计算：相关参数为齿数、模数、分度圆压力角、齿顶高系数和顶隙系数及标准直齿轮的几何尺寸计算，包括分度圆直径、齿顶高、齿根高、齿全高、齿顶圆直径、齿根圆直径、基圆直径、齿距、齿厚、齿槽宽、中心距、顶隙以及变位齿轮的变位系数等。渐开线齿轮的根切现象：用展成法加工齿轮式，若刀具的齿顶线或齿顶圆与啮合线的焦点超过被切齿轮的极限点，则刀具的齿顶会将被切齿轮的齿根的渐开线齿廓切去了一部分。避免根切的最小齿数，用标准齿条刀具切制标准齿轮时，因为，最少齿数为17。三、机构的组成构件指独立的运动单元，两个构件直接接触组成仍能产生某些相对运动的连接叫运动副。运动副按照相对运动的范围可以分为平面运动副和空间运动副;按运动副元素分为：低副-面接触、应力低;高副-点接触或线接触，应力高。其中运动副元素是只形成运动副的组建之间直接接触的部分。四、机构自由度的计算机构相对于机架所具有的独立运动的数目，叫机构的自由度。设一个平面机构由N个构件组成，其中必定有一个构件为机架，其活动构件数为n=N-1.设机构共有个低副、个高副，因为在平面机构中每个低副和高副分别限制两个自由度和一个自由度，故平面机构的自由度为。在计算平面机构的自由度时，应该注意三种特殊情况：(1)复合铰链：三个或更多的构件在同一处联接成同轴线的两个或更多个转动副，就构成了复合铰链，计算自由度时应该按照两个或更多个运动副计算。(2)局部自由度：在有些机构中，为了其他一些非运动的原因，设置了附加机构，这种附加机构的运动是完全独立的，对整个

哈工大机械设计大作业

哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005 姓名: 刘璐日期: 2016.11.12

哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目：轴系部件设计设计原始数据：图1 表 1 带式运输机中V带传动的已知数据方案d P （KW） (/min) m n r(/min) w n r 1 i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L 工作环境 5.1. 2 4 960 100 2 180 3年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产

目录一、带轮及齿轮数据 (1) 二、选择轴的材料 (1) 三、初算轴径d min (1) 四、结构设计 (2) 1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2) 2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。 3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。 4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。五、轴的受力分析 (4) 1. 画轴的受力简图 (4) 2. 计算支承反力 (4) 3. 画弯矩图 (5) 4. 画扭矩图 (5) 六、校核轴的强度 (5) 七、校核键连接的强度 (7) 八、校核轴承寿命 (8) 1. 计算轴承的轴向力 (8) 2. 计算当量动载荷 (8) 3. 校核轴承寿命 (8) 九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9) 十、参考文献 (9)

北航计算机控制系统大作业

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计算机控制系统大作业姓名：陈启航学号：教师:周锐日期:2016年6月1日

综合习题1 已知: 4 4)(+= s s D , 1）试用 Z 变换、一阶向后差分、向前差分、零极点匹配、Tus ｔｉn 变换和预修正的Tus ｔin （设关键频率＝4）变换等方法将D （s)离散化，采样周期分别取为０.１s 和 0.4s; ２）将Ｄ（z ）的零极点标在Z 平面图上 3）计算D （j ω)和各个Ｄ(e j ωT )的幅频和相频特性并绘图,ｗ由０~ 20r ad ，计算40 个点,应包括=4 点,每个T 绘一张图（Z 变换方法单画) 4）计算 D(s)及T=0．1,T=０.4 时D （z ）的单位脉冲响应，运行时间为4 秒 5) 结合所得的结果讨论分析各种离散化方法的特点 6) 写出报告，附上结果。解：（1） Z 变换法: a.离散化： T =0.1s 时， D (z )= 4z z ?0.6703； T =0.4s 时, D (z )= 4z z ?0.2019 ；ｂ.D (z )的零极点 c. D (jω)和D(e jωT )幅频相频特性曲线连续系统: -1 -0.8-0.6-0.4-0.200.20.40.60.81 -1-0.8-0.6-0.4-0.200.20.40.60.81 零点 T=0.1s 时极点T=0.4s 时极点

T=0.1s时 T=0.4s时

哈工大机械原理大作业凸轮机构第四题

Harbin Institute of Technology 机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构设计姓名：李清蔚学号：1140810304 班级：1408103 指导教师：林琳

一.设计题目设计直动从动件盘形凸轮机构，其原始参数见表 1 表一：凸轮机构原始参数升程（mm ) 升程运动角（o）升程运动规律升程许用压力角（o）回程运动角（o）回程运动规律回程许用压力角（o）远休止角（o）近休止角（o） 40 90 等加等减速30 50 4-5-6- 7多项式 60 100 120

二.凸轮推杆运动规律（1）推程运动规律（等加速等减速运动）推程F0=90° ①位移方程如下： ②速度方程如下： ③加速度方程如下：（2）回程运动规律（4-5-6-7多项式）回程，F0=90°，F s=100°，F0’=50°其中回程过程的位移方程，速度方程，加速度方程如下：

三.运动线图及凸轮线图本题目采用Matlab编程，写出凸轮每一段的运动方程，运用Matlab模拟将凸轮的运动曲线以及凸轮形状表现出来。代码见报告的结尾。 1、程序流程框图开始输入凸轮推程回程的运动方程输入凸轮基圆偏距等基本参数输出ds,dv,da图像输出压力角、曲率半径图像输出凸轮的构件形状结束

2、运动规律ds图像如下：速度规律dv图像如下：加速度da规律如下图：

3.凸轮的基圆半径和偏距以ds/dfψ-s图为基础，可分别作出三条限制线（推程许用压力角的切界限D t d t,回程许用压力角的限制线D t'd t'，起始点压力角许用线B0d'')，以这三条线可确定最小基圆半径及所对应的偏距e,在其下方选择一合适点，即可满足压力角的限制条件。得图如下：得最小基圆对应的坐标位置O点坐标大约为（13，-50）经计算取偏距e=13mm，r0=51.67mm.

机械原理大作业

机械原理大作业二、题目（平面机构的力分析）在图示的正弦机构中,已知l AB =100 mm,h1=120 mm,h2 =80 mm,W1 =10 rad/s(常数)，滑块2和构件3的重量分别为G2 =40 N和G3 =100 N,质心S2 和S3 的位置如图所示，加于构件3上的生产阻力Fr=400 N，构件1的重力和惯性力略去不计。试用解析法求机构在Φ1=60°、150°、220°位置时各运动副反力和需加于构件1上的平衡力偶M 。 b Array 二、受力分析图

三、算法 (1)运动分析 AB l l =1 滑块2 22112112/,/s m w l a s m w l v c c == 滑块3 21113113/cos ,sin s m l w v m l s ??== 212 113/sin s m w l a ?-= (2)确定惯性力 N w l g G a m F c 2 1122212)/(== N w l g G a m F 121133313sin )/(?-== (3)受力分析 i F F i F F x R D R x R C R 43434343,=-= j F j F F R R R 232323-==

j F i F j F i F F R x R y R x R R 2121121212--=+= j F F F y R x R R 414141+= 取移动副为首解副 ① 取构件3为分离体，并对C 点取矩由0=∑y F 得 1323F F F r R -= 由0=∑x F 得 C R D R F F 4343= 由 ∑=0C M 得 2112343/cos h l F F R D R ?= ②取构件2为分离体由0=∑x F 得 11212cos ?R x R F F = 由0 =∑y F 得 1123212sin ?F F F R y R -= ③取构件1为分离体，并对A 点取矩由0=∑x F 得 x R x R F F 1241= 由0 =∑ y F 得 y R y R F F 1241= 由0=A M 得 1132cos ?l F M R b = 四、根据算法编写Matlab 程序如下： %--------------已知条件---------------------------------- G2=40; G3=100; g=9.8; fai=0; l1=0.1; w1=10; Fr=400; h2=0.8; %--------分布计算，也可将所有变量放在一个矩阵中求解------------------- for i=1:37 a2=l1*(w1^2); a3=-l1*(w1^2)*sin(fai); F12=(G2/g)*a2;

北航航空工程大型通用软件应用大作业样本

航空科学与工程学院《航空工程大型通用软件应用》大作业机翼结构设计与分析组号第3组小组成员11051090 赵雅甜 11051093 廉佳 11051100 王守财 11051108 刘哲 11051135 张雄健 11051136 姜南 6月

目录一 CATIA部分....................................... 错误!未定义书签。( 一) 作业要求..................................... 错误!未定义书签。( 二) 作业报告..................................... 错误!未定义书签。 1、三维模型图................................... 错误!未定义书签。 2、工程图....................................... 错误!未定义书签。二 FLUENT部分...................................... 错误!未定义书签。( 一) 作业要求..................................... 错误!未定义书签。( 二) 作业报告..................................... 错误!未定义书签。 1、计算方法和流程............................... 错误!未定义书签。 2、网格分布图................................... 错误!未定义书签。 3、气动力系数................................... 错误!未定义书签。 4、翼型表面压力曲线............................. 错误!未定义书签。 5、翼型周围压力云图............................. 错误!未定义书签。 6、翼型周围x方向速度云图....................... 错误!未定义书签。 7、翼型周围y方向速度云图....................... 错误!未定义书签。 8、翼型周围x方向速度矢量图..................... 错误!未定义书签。 9、翼型周围y方向速度矢量图..................... 错误!未定义书签。 10、流线图...................................... 错误!未定义书签。三 ANSYS部分....................................... 错误!未定义书签。( 一) 作业要求..................................... 错误!未定义书签。( 二) 作业报告..................................... 错误!未定义书签。 1、机翼按第一强度理论计算的应力云图............. 错误!未定义书签。 2、机翼按第二强度理论计算的应力云图............. 错误!未定义书签。 3、机翼按第三强度理论计算的应力云图............. 错误!未定义书签。 4、机翼按第四强度理论计算的应力云图............. 错误!未定义书签。

机械设计制造专业课程设计大作业

机械设计制造专业课程设计大作业题目共四个，任选其一。最重要一点：不得抄袭！具体要求在后面一、某小型乘用车的基本参数如下：整车尺寸大致为4300mm×1800mm×1500mm 驱动形式：4×2前轮驱动轴距：2600mm 整备质量：1100 kg 最大功率/转速：74/5800 kW/rpm 最大转矩/转速：150/4000 N·m/rpm 公路行驶最高车速：190 km/h 1. 设计符合其使用的一台离合器要求：(1)通过调查研究提出离合器设计方案； (2)进行总体方案设计，并附上离合器结构示意图； (3)对你所设计的离合器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因； (4)完成至少6000字的设计说明书。 2. 设计符合其使用的一台变速器要求：(1)通过调查研究提出变速器设计方案； (2)进行总体方案设计，并附上变速器结构示意图； (3)对你所设计的变速器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因； (4)完成至少6000字的设计说明书。

二、一辆用于长途运输固体物料、载重质量为20t的重型运输汽车整车尺寸大致为12000mm×2100mm×3400mm 轴数：4 轴距：6500mm 额定载质量：20000kg 整备质量：12000kg 公路行驶最高车速：100km/h 最大爬坡度：≥30% 1. 设计符合其使用的一台离合器要求：(1)通过调查研究提出离合器设计方案； (2)进行总体方案设计，并附上离合器结构示意图； (3)对你所设计的离合器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因； (4)完成至少6000字的设计说明书。 2. 设计符合其使用的一台变速器要求：(1)通过调查研究提出变速器设计方案； (2)进行总体方案设计，并附上变速器结构示意图； (3)对你所设计的变速器方案选择原则进行理由阐述，即选择该方案的原因； (4)完成至少6000字的设计说明书。三、课程大作业要求 1.手写或打印均可； 2.联系电话：王磊

北航计算机控制系统大作业

计算机控制系统大作业姓名：陈启航学号：教师：周锐日期：2016年6月1日综合习题1 已知: 4 4 )(+= s s D ， 1）试用 Z 变换、一阶向后差分、向前差分、零极点匹配、Tustin 变换和预修正的Tustin （设关键频率＝4）变换等方法将D(s)离散化，采样周期分别取为和； 2）将 D(z)的零极点标在Z 平面图上 3）计算D （j ω）和各个D(e j ωT )的幅频和相频特性并绘图,w 由0~ 20ra d ，计算40 个点，应包括＝4 点，每个T 绘一张图（Z 变换方法单画） 4）计算 D(s)及T=，T= 时D(z)的单位脉冲响应，运行时间为4 秒 5）结合所得的结果讨论分析各种离散化方法的特点 6）写出报告，附上结果。解：（1） Z 变换法： a.离散化： T =0.1s 时， D (z )=4z z ?0.6703 ； T =0.4s 时， D (z )=4z z ?0.2019 ； b.D (z )的零极点 c. D (jω)和D(e jωT )幅频相频特性曲线连续系统： T =0.1s 时 T =0.4s 时

d. D(s)和D(z)单位脉冲响应 D(s)单位脉冲响应： D(z)单位脉冲响应： T=0.1s时 T=0.4s时（2）各种离散化方法： a.离散化后的D(z) 1、一阶向后差分： T=0.1s时 D(z)= 0.2857z z?0.7143 T=0.4s时 D(z)= 0.6154z z?0.3846 2、一阶向前差分：T=0.1s时 D(z)= 0.4 z?0.6 T=0.4s时 D(z)= 1.6 z+0.6 3、零极点匹配T=0.1s时 D(z)=0.1648(z+1) z?0.6703 T=0.4s时 D(z)=0.3991(z+1) z?0.2019 4、Tustin变换T=0.1s时 D(z)=0.1667(z+1) z?0.6667 T=0.4s时 D(z)= 0.4444(z+1) 5、预修正的Tustin变换（设关键频率=4） T=0.1s时 D(z)=0.1685(z+1) z?0.6629 T=0.4s时 D(z)=0.5073(z+1) z+0.0146 b.D(z)的零极点 1、一阶向后差分

机械原理大作业

机械原理大作业三课程名称: 机械原理级: 者: 号: 指导教师: 设计时间: 1.2机械传动系统原始参数设计题目：系: 齿轮传动设计 1、设计题目 1.1机构运动简图 - 11 7/7777777^77 3 UtH TH7T 8 'T "r 9 7TTTT 10 12 - 77777" 13 ///// u 2

电动机转速n 745r/min ,输出转速n01 12r/mi n , n02 17r /mi n , n°323r/min，带传动的最大传动比i pmax 2.5 ,滑移齿轮传动的最大传动比 i vmax 4，定轴齿轮传动的最大传动比i d max 4。根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。设带传动的传动比为i pmax 2.5，滑移齿轮的传动比为9、心、「3，定轴齿轮传动的传动比为i f，则总传动比 i vi i vmax 则可得定轴齿轮传动部分的传动比为滑移齿轮传动的传动比为设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为 3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、 7、8 9和10为角度变位齿轮，其齿数: Z5 11,Z6 43,Z7 14,Z8 39,Z9 18,乙。35 ；它们的齿顶高系数0 1，径向间隙

系数c 0.25，分度圆压力角200，实际中心距a' 51mm。根据定轴齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮11、12、13和14为角度变位齿轮，其齿数：Z11 z13 13，乙 2 z14 24。它们的齿顶高系数d 1，径向间隙系数c 0.25，分度圆压力角200,实际中心距 a' 46mm。圆锥齿轮15和16选择为标准齿轮令13,乙 6 24，齿顶高系数 h a 1，径向间隙系数c 0.20，分度圆压力角为200（等于啮合角’）。 4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算 4.1滑移齿轮5和齿轮6

机械设计课程大作业(螺旋千斤顶说明书)

机械设计课程作业设计说明书题目：螺旋传动设计班级：学号：姓名：

目录 1、设计题目 (2) 2、螺纹、螺杆、螺母设计 (2) 3、耐磨性计算 (2) 4、自锁性校核 (3) 5、螺杆强度校核 (3) 6、螺母螺纹牙强度校核 (3) 7、螺杆的稳定性校核 (4) 8、螺母外径及凸缘设计 (5) 9、手柄设计 (5) 10、底座设计 (6) 11、其余各部分尺寸及参数（符号见参考书） (6) 12、螺旋千斤顶的效率 (6) 13、参考资料 (7)

1、设计题目螺旋千斤顶已知条件：起重量Q=37.5KN ，最大起重高度H=200mm ，手柄操作力P=200N 。 2、螺纹、螺杆、螺母设计本千斤顶设计采用单头左旋梯形螺纹传动，单头螺纹相比多头螺纹具有较好的自锁性能，且便于加工，左旋符合操作习惯。由于螺杆承受载荷较大，而且是小截面，故选用45号钢，调质处理。查参考文献得σs=355MPa, σb =600MPa ，S=4，［P ］=20MPa 。剖分式螺母不适用于此，所以选用整体式螺母。由于千斤顶属于低速重载的情况，且螺母与螺杆之间存在滑动磨损，故螺母采用强度高、耐磨、摩擦系数小的铸铝青铜ZCuAl10Fe3。查参考文献得［τ］=35MPa ，b δ［］=50MPa 。托杯和底座均采用HT250材料。 3、耐磨性计算查参考文献得[p]=18~25MPa ，取[p]=20MPa 。按耐磨性条件选择螺纹中径，选用梯形螺纹。由参考文献查得5.2~2.1=ψ，取 ψ=2.0。由耐磨性条件公式： 2d ≥ 式中2d ——螺杆中径，mm; Q ——螺旋的轴向力，37.5KN ； ψ——引入系数，ψ=2.0 ; [p]——材料的许用压力，20MPa; 代入数值后有224.5d mm ≥。查参考文献，优先选用第一系列，取公称直径d=28mm ，螺距P =8mm ，中径d2=25.5mm ，小径d1=22.5mm ，内螺纹大径D4=28.5mm 。

北航七系机械学院机械原理大作业

机械原理课程机构设计实验报告题目：建筑垃圾破碎机的设计与分析小组成员与学号：班级：第1页

建筑垃圾破碎机的设计与分析摘要本文简单介绍了建筑垃圾回收再利用的重要性，与工艺性，并自主设计了将颚式破碎机与反击式破碎机相结合的建筑垃圾破碎机。通过solidworks软件对设计机构进行建模，用adams进行仿真分析，验证所设计的机构均达到设计需要与可行性。关键词：建筑垃圾破碎机、连杆机构、凸轮廓线设计第2页

目录 1．机构的引出 (4) 1.1 建筑垃圾及其回收利用价值 (4) 1.2颚式破碎机和反击式破碎机各自的利弊分析 (4) 1.3设计新的建筑垃圾破碎机 (6) 2．机构的结构、功能介绍及建模 (7) 2.1 机构设计简图及各部分功能 (7) 2.2尺寸设计及建模 (8) 2.2.1主动轮和各从动轮的传动比 (8) 2.2.2凸轮廓线设计与挡板行程 ................................... 错误！未定义书签。 3．机构的仿真分析 (12) 3.1颚式破碎机的急回特性 (12) 3.2颚式破碎机的传动角验证 (14) 3.3停歇运动导杆机构所带动的下挡板往复运动的间歇性 (14) 4．总结 (17) 第3页

第4页 1．机构的引出 1.1 建筑垃圾及其回收利用价值二十一世纪是一个飞速发展的时代，随着城市人口的增加、新农村建设以及城市地铁的大规模扩建，建筑行业的新陈代谢全面加速，建筑垃圾的排放量也随之增加。然而，传统的方法处理建筑垃圾是将建筑垃圾运往乡村或郊外，露天堆放或掩埋。这样不仅破坏植被，降低土壤的生产能力，而且会让建筑垃圾中的有害物质渗入地下水层，污染环境，给人们的生活带来困扰。因此，如何实现建筑垃圾的高效、环保循环利用成为当今人们所面临的一个难题。建筑垃圾的主要组成部分是废弃混凝土和砖块，而它们都是由水泥和天然砂石拌合而成的，这些都是砖块等建筑材料的重要组成部分。为了最大程度的利用建筑垃圾，首先应该解决的问题就是对其中的大块物料进行破碎，只有这样，破碎后的小快物料才能很好的还原天然砂石的性能，实现建筑垃圾的循环利用。 1.2颚式破碎机和反击式破碎机各自的利弊分析目前应用较广的破碎机有颚式破碎机与反击式破碎机两种。颚式破碎机的主体构造如图 1 图 1 颚式破碎机的主体构造其工作原理为：轮①通过皮带和电机上的主动轮相连，①的转动带动杆②进而带动构件③的摆动（构件③的上端和机架铰接）。构件③通过摆动将体积较大

北航涡轮泵大作业

学号姓名成绩《冲击式涡轮和反力式涡轮的设计计算》总结：对冲击式涡轮和反力式涡轮进行设计计算，得到计算结果，具体见表1 和表2。表1 反力式涡轮的计算结果表2 冲击式涡轮的计算结果

根据计算结果，我们对比可以得到冲击式涡轮和反力式涡轮的相同点是：冲击式涡轮和反力式涡轮在计算功率时，均由泵的功率决定，由 T P N N =∑ 计算。不同点具体见表3. 表3 反力式涡轮和冲击式涡轮的比较 1. 冲击式涡轮出口压力值取决于涡轮排气是直接排入周围环境还是导入辅助喷管，但两种情况下出口压强和反力式相比均很小。而反力式涡轮通常用于补燃式的液体火箭发动机中的涡轮泵中，所

以在不记喷注器压降的条件下，涡轮的出口压力等于燃烧室的压力。 2.在计算反力式涡轮的参数时，由于反力度容易确定，在分析过程中广泛采用热力反力度。

反力式涡轮的设计计算一.反力式涡轮参数的选择在具有冲击式涡轮的供应系统(无补燃发动机系统)中，由燃气发生器产生的富燃燃气驱动涡轮，涡轮不冷却，富燃燃气的温度在1000～1200K 的范围内，比富氧燃气的允许温度(600～800K)高得多。另外，富燃燃气的气体常数比富氧燃气的气体常数大一些，这些都有利于减小需通过涡轮的燃气流量。涡轮流量m t q 是具有冲击式涡轮的供应系统的主要参数之一。m t q 值越小，发动机的比冲就越高。涡轮流量m t q 可由泵和涡轮的功率平衡： T Pf Po N N N =+ 泵的需用功率降低，可减小通过涡轮的燃气流量，因此应尽量提高泵的效率。选定泵的结构并确定其效率后，可根据功率平衡求出所需的涡轮燃气流量，由此确定涡轮的效率。涡轮入口压力(燃气发生器压力)取决于氧化剂泵的出口压力。当用燃料冷却推力室时，燃料泵出口压力比氧化剂泵的出口压力高。涡轮出口压力之值取决于涡轮排气是直接排入周围环境还是导入辅助喷管。冲击式涡轮计算的原始数据为： (1)涡轮的设计功率：涡轮功率T N 由泵所需的功率决定，由涡轮泵装置设计任务给定：其中，T N —涡轮的设计功率，又称涡轮的轴功率； Pf N —燃料泵的轴功率； Pf N —氧化剂泵的轴功率。 (2)涡轮的设计角速度：涡轮的设计转速ω由泵不发生汽蚀时允许的最大角速度确定； (3)涡轮工质的物理常数和温度：涡轮进口总压*0P 、进口总温*0T 、和出口静压2P ；涡轮工质的绝热指数k 和气体常数R 。二.反力式涡轮参数的选择

哈工大机械原理大作业凸轮

机械原理大作业二课程名称： _______ 设计题目：凸轮机构设计院系： ------------------------- 班级： _________________________ 设计者： ________________________ 学号： _________________________ 指导教师： ______________________ 哈尔滨工业大学 Harbin I nstituteof Techndogy

设计题目如右图所示直动从动件盘形凸轮机构，选择一组凸轮机构的原始参数, 据此设计该凸轮机构。凸轮机构原始参数二.凸轮推杆升程、回程运动方程及推杆位移、速度、加速度线图凸轮推杆升程运动方程：冷3唱—亦（中］ 156 12 .. v 」1 - cos()] 兀1 5 374.4 2 12 ? a 1si n( ) 兀 1 5 % t 表示转角， s 表示位移 t=0:0.01:5*pi/6; %升程阶段 s= [(6*t)/(5*pi)- 1/(2*pi)*si n(12*t/5)]*130; hold on plot(t,s);

t= 5*pi/6:0.01:pi; %远休止阶段 s=130; hold on plot(t,s); t=pi:0.01:14*pi/9; %回程阶段 s=65*[1+cos(9*(t-pi)/5)]; hold on plot(t,s); t=14*pi/9:0.01:2*pi; %近休止阶段 s=0; hold on plot(t,s); grid on % t表示转角，令3 1=1 t=0:0.01:5*pi/6; %升程阶段v=156*1*[1-cos(12*t/5)]/pi hold on plot(t,v); t= 5*pi/6:0.01:pi; %远休止阶段

哈工大机械原理大作业

连杆的运动的分析一．连杆运动分析题目图1-13 连杆机构简图二．机构的结构分析及基本杆组划分 1.。结构分析与自由度计算机构各构件都在同一平面内活动，活动构件数n=5, PL=7,分布在A、B、C、E、F。没有高副，则机构的自由度为 F=3n-2PL-PH=3*5-2*7-0=1 2．基本杆组划分图1-13中1为原动件，先移除，之后按拆杆组法进行拆分，即可得到由杆3和滑块2组成的RPR II级杆组，杆4和滑块5组成的RRP II级杆组。机构分解图如下：

图二图一图三三．各基本杆组的运动分析数学模型图一为一级杆组， ? c o s l A B x B =， ? sin lAB y B = 图二为RPR II 杆组， C B C B j j B E j B E y y B x x A A B S l C E y x S l C E x x -=-==-+=-+=0000 )/a r c t a n (s i n )(c o s )(?? ? 由此可求得E 点坐标，进而求得F 点坐标。图三为RRP II 级杆组， B i i E F i E F y H H A l E F A l E F y y l E F x x --==+=+=111)/a r c s i n (s i n c o s ??? 对其求一阶导数为速度，求二阶导数为加速度。

lAB=108; lCE=620; lEF=300; H1=350; H=635; syms t; fai=(255*pi/30)*t; xB=lAB*cos(fai); yB=lAB*sin(fai); xC=0; yC=-350; A0=xB-xC; B0=yB-yC; S=sqrt(A0.^2+B0.^2); zj=atan(B0/A0); xE=xB+(lCE-S)*cos(zj); yE=yB+(lCE-S)*sin(zj); a=0:0.0001:20/255; Xe=subs(xE,t,a); Ye=subs(yE,t,a); A1=H-H1-yB; zi=asin(A1/lEF); xF=xE+lEF*cos(zi); vF=diff(xF,t); aF=diff(xF,t,2); m=0:0.001:120/255; xF=subs(xF,t,m); vF=subs(vF,t,m); aF=subs(aF,t,m); plot(m,xF) title('位移随时间变化图像') xlabel('t(s)'),ylabel(' x') lAB=108; lCE=620; lEF=300; H1=350; H=635; syms t; fai=(255*pi/30)*t; xB=lAB*cos(fai); yB=lAB*sin(fai); xC=0;

北航机械设计试题

北京航空航天大学学年第一学期期末《机械设计A4》考试 A 卷班级______________学号 _________姓名______________成绩 _________ 年月日

班号学号姓名成绩《机械设计A4》考试卷注意事项： 1、所有题目按步给分，非标准合理答案适当给分，但不超过该步骤的二分之一，计算过程纯计算错误不重复扣分。 2、本试卷共8页，所有题目均在本试题册上作答，拆页或少页本试题册无效。题目：一、填空 ……………………………………………………………( 25 分) 二、选择填空 …………………………………………………………( 5 分) 三、简答 ……………………………………………………………( 20 分) 四、分析计算 ……………………………………………………………( 35 分) 五、结构设计 ……………………………………………………………( 15 分) 题号 1 2 3 4 5 成绩

一．填空 ………………………………………………… (共25分，每空0.5分) 1．轴上零件的固定主要是将轴与轴上零件在，和方向上以适当的方式固定。 2．按轴负担的载荷分类，自行车的中轴属于轴；前轴属于轴；后轴属于轴。 3．带传动的主要失效形式为和，其传动比不稳定主要是由引起的。 4．闭式软齿面齿轮设计时，考虑到其主要失效形式为所以一般按照强度进行设计，按照强度进行校核。 5．当滚动轴承在基本额定动载荷作用下运行时，其所能达到的基本额定寿命为，此时滚动轴承的工作可靠度R为。 6．齿轮强度计算中的齿形系数主要取决于和。 7．设计中提高轴的强度可以采用、等方法，提高轴的刚度可以采用等方法。 8．斜齿轮传动与直齿轮相比较，其优点为、和，开式齿轮传动与闭式齿轮传动比较，其不足之处有。9．形成流体动力润滑的条件是，，及。10．三角形螺纹的牙型角α= ，适用于是因为其；矩形螺纹的牙型角α＝，适用于是因为其。 11．螺纹防松是要防止之间的相对运动；常用方法有如，如，如。 12．斜齿轮传动的标准模数是，圆锥齿轮传动的标准模数是，加工标准直齿轮不发生根切的最小齿数是。 13．代号为71208的滚动轴承，该轴承的类型为,轴承的宽度系列为，内径尺寸为 mm，精度等级为级。 14．普通平键连接的工作面为，用于轴与轴上零件的固定，传递。

结构优化设计大作业(北航)

《结构优化设计》大作业报告实验名称: 拓扑优化计算与分析 1、引言大型的复杂结构诸如飞机、汽车中的复杂部件及桥梁等大型工程的设计问题，依靠传统的经验和模拟实验的优化设计方法已难以胜任，拓扑优化方法成为解决该问题的关键手段。近年来拓扑优化的研究的热点集中在其工程应用上，如: 用拓扑优化方法进行微型柔性机构的设计，车门设计，飞机加强框设计，机翼前缘肋设计，卫星结构设计等。在其具体的操作实现上有两种方法，一是采用计算机语言编程计算，该方法的优点是能最大限度的控制优化过程，改善优化过程中出现的诸如棋盘格现象等数值不稳定现象，得到较理想的优化结果，其缺点是计算规模过于庞大，计算效率太低;二是借助于商用有限元软件平台。本文基于matlab软件编程研究了不同边界条件平面薄板结构的在各种受力情况下拓扑优化，给出了几种典型结构的算例，并探讨了在实际优化中优化效果随各参数的变化，有助于初学者初涉拓扑优化的读者对拓扑优化有个基础的认识。

2、拓扑优化研究现状结构拓扑优化是近20年来从结构优化研究中派生出来的新分支，它在计算结构力学中已经被认为是最富挑战性的一类研究工作。目前有关结构拓扑优化的工程应用研究还很不成熟，在国外处在发展的初期，尤其在国内尚属于起步阶段。1904 年Michell在桁架理论中首次提出了拓扑优化的概念。自1964 年Dorn等人提出基结构法，将数值方法引入拓扑优化领域，拓扑优化研究开始活跃。20 世纪80 年代初，程耿东和N. Olhoff在弹性板的最优厚度分布研究中首次将最优拓扑问题转化为尺寸优化问题，他们开创性的工作引起了众多学者的研究兴趣。1988年Bendsoe和Kikuchi发表的基于均匀化理论的结构拓扑优化设计，开创了连续体结构拓扑优化设计研究的新局面。1993年Xie.Y.M和Steven.G.P 提出了渐进结构优化法。1999年Bendsoe和Sigmund证实了变密度法物理意义的存在性。2002 年罗鹰等提出三角网格进化法，该方法在优化过程中实现了退化和进化的统一，提高了优化效率。目前常使用的拓扑优化设计方法可以分为两大类：退化法和进化法。结构拓扑优化设计研究，已被广泛应用于建筑、航天航空、机械、海洋工程、生物医学及船舶制造等领域。 3、拓扑优化建模（SIMP）结构拓扑优化目前的主要研究对象是连续体结构。优化的基本方法是将设计区域划分为有限单元，依据一定的算法删除部分区域，形成带孔的连续体，实现连续体的拓扑优化。连续体结构拓扑优化方法目前比较成熟的是均匀化方法、变密度方法和渐进结构优化方法。变密度法以连续变量的密度函数形式显式地表达单元相对密度与材料弹性模量之间的对应关系，这种方法基于各向同性材料，不需要引入微结构和附加的均匀化过程，它以每个单元的相对密度作为设计变量，人为假定相对密度和材料弹性模量之间的某种对应关系，程序实现简单，计算效率高。变密度法中常用的插值模型主要有:固体各向同性惩罚微结构模型(solidisotropic microstructures with penalization，简称SIMP)和材料属性的合理近似模型(rational approximation ofmaterial properties，简称RAMP)。而本文所用即为SIMP插值模型。