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推板式造波机的机械结构设计

摘要

二十一世纪是海洋的世纪，世界上各个国家越来越重视对海洋资源的开发，对船舶工程、海洋工程的研究也越来越多。在实验室相对稳定的情况下通过造波机对波浪进行模拟实验是目前最行之有效的研究海洋波浪的方法。通过在实验室的水池中模拟自然界中各种波形的波浪，然后对这些数据进行深入分析和研究，可以为工程建设提供可靠的理论依据。在众多的波浪模拟设备中，推板式造波机是当前最主流的一种，在很多的海洋工程实验室中发挥着非常重要的作用。本文通过对几种传动方式的比较，选定了滚珠丝杠作为传动装置，滚珠丝杠作为传动装置，运行平稳，可靠性高，非常适合用于推板式造波机。根据造波要求设计出整体的机械结构，对主要部件进行了校核及有限元分析，最终设计出完整的推板式造波机。

关键词：造波机；推板式；滚珠丝杠

Abstract

The 21st century is the century of ocean, many country pay more and more attention to the development of marine resources , as well as the study of marine engineering, marine engineering allover the world. Use the wave-making machine to simulate wave experiment in the laboratory relatively stablecondition is the most effective way to study the marine environment. Analog nature of various waveforms in a laboratory wave pool, and then conduct in-depth analysis of these data and research, can provide a reliable theoretical basis for the construction through. Among the wave simulation device, push-type wave machine is the most mainstream of a current, it plays a very important role in many of the marine engineering laboratory. This paper compares several transmission modes, selected as a ball screw drives, ball screw as gearing, smooth operation, high reliability, is well suited for push plate wave machine. According to design a whole wave-making machine structure, the main components of the check and finite element analysis, the final design of a complete push plate wave machine.
Key words: wave maker ; push-type; ball screw

目录
1 绪论 1
1.1 课题的提出及研究背景 1
1.2 课题的研究目的及实际应用价值 1
1.3 国内外研究现状 1
1.4 造波机的分类及其造波原理 3
1.5 课题研究的主要内容 4
1.6 课题研究的难点 4
1.7 本章小结 5
2 推板式造波机设计参数的计算 6
2.1 推板式造波机设计参数的计算流程 6
2.2 造波机设计参数的计算 7
2.2.1 推波板的最大行程的计算 8
2.2.2 推波板的最大运动速度的计算 9
2.2.3 造波板最大负载力的计算 9
2.2.4 造波机最大功率的计算 10
2.3 造波机设计参数的确定 11
2.4 本章小结 11
3 造波机的总体方案设计 12
3.1 方案比较与选择 12
3.2 总体方案设计 13
3.3 本章小结 14
4 造波机各部分的机械结构设计 15
4.1 推波板的设计 15
4.2 推波板支架的设计 16
4.3 推波板支架的连接及校核 18
4.4 传动装置的设计 20
4.4.1 滚珠丝杠副的计算与选型 20
4.4.2 直线导轨的选择 22
4.5 电机的选取 24
4.6 轴承和联轴器的选择 25
4.7 支撑装置的设计 25
4.7.1 支撑架结构设计 25
4.7.2 传动装置在机体上的安装 26
4.8 本章小结 28
总结 30
参考文献 31
致谢 32

1 绪论
1.1 课题的提出及研究背景
海洋占据着地球面积的71%，其中蕴含着丰富的自然资源，但是目前人类对于海洋的认识程度并不够深入，对于海洋资源的开发也只是停留在初级阶段。世界上很多国家投入越来越多的人力物力对海洋中的资源进行开发，对于海洋工程、船舶工程的研究也越来越多。
波浪，是一种非常普遍的自然现象，对航海有着重要的影响，不管是建设海港、制造船舶，或者是进行海洋资源的开发，都要去研究波浪。对于海上波浪的研究，目前主要有三种手段：1.到现场进行实地检测；2. 通过理论对波浪研究或者数值模拟；3.在实验室内用人工水槽研究模拟波浪。由于海浪的复杂多变性以及自然界中各种各样的不稳定因素，在实地研究波浪成本非常高，几乎不能实现。运用理论研究对非正弦波进行数值分析时很难实现精确分析[1][2]。综合分析看来，在室内实验室没有干扰的情况下通过造波机产生人工波浪并进行分析是成本最低而且能行得通的研究波浪的方法。
1.2 课题的研究目的及实际应用价值
作为产生人工波浪的重要装置，造波机在船舶的设计制造、海洋平台的设计等领域扮演着重要角色。在实验水池制造出各种波形的波浪，对其进行研究得到相关数据，然后根据这些数据深入分析，这样，以后进行工程建设时，就有了可以依靠的理论依据。在建设海港、设计船舶之前，在实验室内进行模拟，得到可靠的实验数据，等实际实施项目时便可以保证工程质量。
本课题主要就是对造波机的机械结构进行探究，分析当今主流的造波机结构，对重要部件进行设计校核，设计出能够应用在实验室中的造波机。
1.3 国内外研究现状
为了能更好地研究波浪，国内外的很多专家学者早就开始了对造波机的研究开发工作，目前已经有了多种形式的造波机问世，并被应用于实际中。
最早出现的的造波机使用了曲柄连杆结构，这种造波机结构简单，成本低廉，功能也相对简单，只能造出普通的规则波。随着液压技术的发展，人们开始将液压系统应用于造波机，这样一来，能产生不规则波的造波机出现了。1957年，荷兰瓦格宁根大学设计制造的世界上第一座耐波性水池（图1-1）正式投入使用[3]。美国人在1958年建造的泰勒矩形水池使用了空气式造波机（图1-2），此水池可以对不规则长峰波进行模拟[4]。1957年，英国人设计了使用冲箱式造波机的实验室，能够模拟长峰规则波和不规则波。20世纪80年代开始，用直流伺服电机进行控制的造波系统开始被使用 [5]。到了90年代，造波系统中广泛使用交流伺服电机。

图1-1 荷兰瓦格根宁水池

图1-2 空气式造波机 图1-3推板式造波机
在国内，造波机的发展还是比较早的，大概从20世纪50年代开始，不过由于当时国内比较落后，大部分的技术都是从国外引进的。改革开放以后，一些科研机构逐渐开始开发造波产品，不过这个时期的造波机非常简陋，只能制造出正弦波。随着经济的发展，国家对科研的投资越来越多，我国的不规则波造波系统的自主研发工作才逐渐开始进行。我国的第一台不规则波造波机产生于南京水利科学研究院 [6]。造波机的控制系统也随着造波技术一步步发展，从最初的模拟信号控制到80年代末的软件控制再到后来的电子计算机控制。
90年代以后，国内外的造波机都已经完全实现了计算机控制，造波技术的研究进入了一个全新的领域。
1.4 造波机的分类及其造波原理
依据不同的分类标准，造波机有很多种分类方法。根据驱动方式的不同，造波机可以分为三种：电机驱动、液压驱动和气压驱动。
(1) 电机驱动是当今最主流的方式，优点有很多：启动迅速，易于控制转速，进给精度高、占空间小等。不过电机驱动一个很明显的缺点是负载能力较差，一般来说无法适用于大型造波机。
(2) 液压驱动是一种成本很高的方式，由于需要使用液压油，相应的对密封性要求很高，另外容易造成污染，维护也比较麻烦。系统中的液压油既能起到润滑作用，又能通过循环降低机器的温度，延长使用寿命。液压驱动反应较为迅速、能承受较大负载，精度也较高[1][7]。
(3)气压驱动直接使用空气做为工作介质，启动非常快，而且空气介质与大气进行循环非常方便，需要的设备也比较简单。由于空气压缩性比较大，不能保证高精度，也不能承受较大负载，这种驱动只能在较低负载的条件下使用。
根据造波机与水体相互作用的情况来看，可以将造波机分为气压式和机械式两种。气压式造波机能够通过改变空气压力从而改变水体状态使之产生波浪。机械式造波机通过机械部件运动来改变水体的状态产生波浪。目前主流的机械式造波机分为4种：摇板式、推板式、冲箱式和转筒式。
(1)摇板式造波机：这种造波机的运动部件（造波板）下端被约束在轴上，可以绕轴转动一定角度，这种前后摆动会使水体状态产生变化。造波板的摆动幅度决定了产生波浪的波高，造波板的摆动频率决定了波浪的频率和波长。
(2)推板式造波机主要原理是通过一定的机械结构使造波板沿着直线导轨进行周期性往复运动，这种周期性往复运动可以推动水体，使水体状态产生变化从而产生波浪。造波板的最大行程和速度决定了波高，造波板的运动频率决定了波浪的周期。
(3)冲箱式造波机：作用部件是具有特殊截面的柱体，工作时造波部件沿着垂直于水面的方向做往复运动从而制造出波浪。造波部件的运动频率决定了波长。
(4)空气式造波机：这种造波系统需要使用风机做为气源，风机吹出的气体通过管道作用到一定的水域，通过控制空气阀来使空气压力发生周期性变化，这样一来气体作用的那一片水域的水体状态将会发生变化，从而产生波浪。
以上几种造波机的原理简图如图2-1至图24。

图2-1 摇板式造波机工作示意图 图2-2推板式造波机工作示意图

图2-3冲箱式造波机工作示意图 图2-4气压式造波机工作示意图
1.5 课题研究的主要内容
本课题主要针对推板式造波机的机械结构进行研究，研究的主要内容如下：
1. 推板式造波机机械结构的总体设计。
2. 造波机各部分零件（推波板、支架、连接架、机体、支撑架等）的设计、选型、受力分析及校核。
3. 绘制两张零号幅面的整套图纸。
1.6 课题研究的难点
1. 波浪理论数学模型的选择；
2. 现有的造波机通常采用经验设计，设计保守，影响波浪精度，需要进行分析、优化；
3. 驱动方式的选择及部件设计；
4. 造波系统在水槽中的安装方式选择；
5. 各部件之间的连接方式的选择。
1.7 本章小结
本章通过检索、查阅中外文献，对课题的研究背景进行了初步研究，对于造波机的研究意义、实际价值做了介绍，并且对造波机的发展现状进行了调查。明确了课题研究的主要内容，认识到自己要完成的任务，对任务进行梳理、细化，明确任务的重点、难点，为下一步工作做好铺垫。

2 推板式造波机设计参数的计算
2.1 推板式造波机设计参数的计算流程
早期的造波理论大多是欧美国家的学者提出的，自20世纪70年代末以来,国内的一些学者整理了西方国家的造波理论,后来国内的学者在开发类似产品时大多参考了这些理论。
从如今的大多数实际案例来看，当前所使用的造波机设计参数的计算公式是线性造波理论，只适用于规则波。而不规则波的实现，实际上采用的方案是将不同周期下不同的规则波组合而成的，因此线性造波理论同样适用于不规则波。
推板式造波机的设计参数可以按照下图进行计算。

图 2-5 造波机系统设计参数计算流程图
图中各变量代表的意义如下：
h：水深；
T：波浪周期；
d：推波板宽度；
m：推波板质量；
Hmax：最大波高；
Smax：推波板的最大行程；
DA、mA：中间参数；
Fmax:最大负载力；
Pmax：最大功率。
在设计、制造一套造波系统之前，首先要明确这套系统的工作环境，从设计要求中可以得知水槽的深度、宽度、拟造波浪的波高、周期等参数。有了造波机工作环境的参数（最大水深h、波浪周期T、造波机运动机构的质量m和推波板的宽度d），便可以根据以上计算流程计算出造波机的设计参数。
2.2 造波机设计参数的计算
计算造波机的设计参数需要明确这些初始参数：水深h（范围数据），波的周期 T（范围数据），推波板宽度 d 和推波板运动机构的初设质量m。
根据课题设计的要求： 1.工作环境：实验室，水槽的基本尺寸为：水槽宽度5.0m, 水槽高度1.0m, 造波机工作最大水深0.6m；2.试验拟造波：最大波高0.4m，周期0.6～2.2s。
水槽宽度为5m，用一个单元负载较大，不宜制造，应该采用模块化设计，取每个单元的板宽为0.8m，每个造波机模块的运动结构质量为250kg，共6个单元（考虑到造波机与水槽的间隙）。参照前人计算方法[1]，计算时将水深h、周期T按一定范围划分以方便计算。
最终确定的参数如下：
h=0.2、0.3、0.4、0.5、0.6（m）；
T=0.5、0.6、0.8、1、1.2、1.5、1.8、2、2.2（s）；
d=0.8m；
m=250kg。

2.2.1 推波板的最大行程的计算
根据式（2-1）可以计算出不同的水深、周期下的最大波高Hmax[8]
Hmax=0.142λtanh(kh) （2-1）

式中：
λ——波长,λ=(gT2/2π)tanh(2Ph/λ) ；
k ——波数,即 k= 2P/λ；
h ——波槽水深。
计算结果如表2-1所示。考虑设计要求, Hmax=44.94cm能满足课题要求。
表2-1 各种水深周期下的波高Hmax(cm)

波高H与行程S之比为
HS=4sinh2khsinh2kh+2kh (2-2)
根据表2.1 和式(2-2) , 能够计算出不同周期、不同水深条件下推波板的最大行程。
表2-2 各种水深周期和波高下推波板的最大行程Smax(cm)

2.2.2 推波板的最大运动速度的计算
根据式（2-3）可以计算出推波板的最大运动速度按
Vmax=ωS2 (2-3)
式中:
Vmax——推波板的运动速度；
S——推波板的行程；
ω——波浪的圆频率,ω= 2π/ T。
根据式（2-3）可以计算出推波板的最大运动速度，如表2-3。
表2-3 不同水深周期下推波板的最大速度Vmax (cm/s)

2.2.3 造波板最大负载力的计算
在造波机的工作工程中,推波板做的是直线往复运动, 其位移、速度、加速度分别为[8]：
x=S2sinωt
x=ωS2cosωt
x=-ω2S2sinωt
造波机的负载可以按照式(2-4)来计算:
Ft=-12ω2Sm+2mAlsinωt+ωSDAlcosωt+Rf （2-4）
将速度、加速度带入得：
Ft=m+2mAlxt+2DAlxt （2-5）
表 2-4 各种水深、周期下的推波板最大推力Fmax（N）

2.2.4 造波机最大功率的计算
因为推力：
Ft=-12ω2Sm+2mAlsinωt+ωSDAlcosωt
那么功率：
Pt=Ft∙Vt
即： Pt=ωS2-12ω2Sm+2mAsinωt∙cosωt+ωSDAlcos2ωt （2-8）

表 2-5 各种水深、周期下的推波板最大功率Pmax(w)

2.3 造波机设计参数的确定
根据上述计算，取整之后确定的设计参数如下：
Smax=0.6m；
Vmax=0.85m/s；
Fmax=3500N；
Pmax=3000w。
2.4 本章小结
经过前期的文献阅读整理、资料的搜寻等工作，已经对造波机的工作原理及造波机的设计流程有了比较深入的了解，并找到了详细的计算方法。由于造波机有很多种类，其设计参数的计算也对应着多种不同的计算方法，不同学者专家也提出了在不同工作情况下的计算模型，这就需要通过对不同工作状况进行对比选择最适合本课题的一种计算方案。确定好最适合的工作方案后，将需要用到的工作情况的参数与课题所给参数进行比较，课题中明确给定的条件可以直接使用，对于一些课题中没有给定的条件，需要进行粗略估算以便顺利的进行设计参数的计算。通过一系列的计算，已经将造波机的设计参数确定，有了这些参数，接下来将进行具体零部件的设计或者选型。

3 造波机的总体方案设计
3.1 方案比较与选择
推板式造波机需要实现的运动主要是推波板的直线往复运动。能够实现直线往复运动的机械结构有很多，比如简单的曲柄滑块机构,可以将转动转换为直线运动,只不过这种方式只能实现简单的规则(正弦)摆动,所以只能使造波机产生规则波，不能模拟非规则波。

图3-1 曲柄滑块驱动 图3-2 液压伺服驱动
液压伺服驱动也可以实现直线往复运动,这种驱动启动快，能承受大负载,但维护起来不是很方便，使用时容易造成环境污染。
当前最主流的造波驱动系统是伺服电机驱动,这种驱动方式安装调试方便,控制精度高,不污染环境，只是输出功率比较小,相对于液压伺服驱动来说更适宜应用于模块式的实验室水槽不规则造波。目前的伺服电机式造波机一般采用交流伺服电机驱动,通过滚珠丝杠将电机绕轴的转动转化为推波板沿直线的运动[9]。
图3-3 伺服电机驱动
通过对三种方案的对比，可以发现，采用伺服电机驱动最符合本课题要求，接下来将按照交流伺服电机这种方案进行设计。
3.2 总体方案设计
一般来说，造波机主要包含三个部分：驱动装置、机械结构和控制系统。本课题主要研究的是推板式造波机的机械结构的设计。机械结构主要包括推波板、支架、工作台、机体、导轨等组成，这些零部件大部分是金属结构的，这些零件的具体尺寸和使用的材料主要根据实际的工作情况和课题要求来设计。
推波板的直线往复运动是由交流伺服电机轴的转动带动滚珠丝杠旋转,通过丝杠的螺母变为直线运动。
滚珠丝杠副是一种传动效率非常高的精密零件，使用这种零件的机械一般来说可靠性高、运行稳定、寿命较长。直线运动机构主要由工作台、 导轨、滑块、滚动轴承等零件组成。滚珠丝杠采取两端固定的安装方式,刚性高,且两端使用双列轴承,能够适应高速重载的工况。导轨和滑块分别固定在刚性好的U型钢上,受力变形小, 经去除应力处理,变形小，尺寸和形状稳定。
经过对现有造波机的调研分析，以及与本课题的实验环境相比较之后，确定了适合本课题要求的方案，并绘制出了方案装配图。

图3.4三维装配图
从图中可以看出，造波机推波板的直线往复运动主要依靠滚珠丝杠副将伺服电机的旋转运动转化为工作台的直线往复运动，推波板通过螺栓组及支架与工作台相连接，工作台的直线往复运动带动着推波板进行直线往复运动来产生波浪。工作台通过直线导轨约束在机器的U型槽上，另外运动部件的重力也都是由U型槽来承担，滚珠丝杠只承担轴向载荷。
3.3 本章小结
本章通过对三种驱动方案的比较，仔细分析了各种驱动方案的优缺点，选择了最适合本课题的驱动方案，根据选定的伺服电机驱动进行了造波机的结构设计。将总体结构分为几个部分，明确每一部分都有哪些零件，以及每部分零件在整个造波机中的作用。

4 造波机各部分的机械结构设计
4.1 推波板的设计
推波板是造波过程中主要依靠的零件，波浪的产生主要靠推波板的往复运动。根据课题要求（水槽宽5米，深1.0米），还有模块化的设计思路，将推波板的尺寸定为高1.0米，宽0.8米，厚度为0.008米（8毫米）。考虑到推波板的工作环境（水槽），故推波板材料选不锈钢，牌号为0Cr18，Rm≥520MPa，硬度≤187HBS。
因为造波机是模块化设计，则必须考虑两个造波单元之间的连接问题。每块推波板都是通过焊接在支撑杆上然后连在一起的，支撑杆与支架通过铰连接连在一起，支撑杆顶部有螺钉，可以拆卸。
推波板受到波浪的推力可以当做均布力来处理，然后用软件进行有限元分析，分析结果如图4-1。

图4-1 推波板有限元分析
分析报告如下：

图4-2 推波板有限元分析
由报告可知，最大应力为2.22×103MPa，远小于材料的许用应力，符合设计的要求。
4.2 推波板支架的设计
推波板作为造波活动的执行部件，必须通过支架来支撑，支架与造波板铰接，支架通过螺栓组与滑块连接。支架的设计必须考虑其对推波板的承受能力，因为支架的截面并不是规则图形，其所受弯矩计算起来比较麻烦，故采用计算机软件进行有限元分析，对其进行校核。
支架在工作时处在水中，考虑材料的防腐要求，支架材料同样选取牌号为0Cr18的不锈钢，查找资料得知其密度为7850kg/m3,通过UG可以测出推波板的质量为61.3930kg，重量为602.0597N，将此重力加载到支架上并进行有限元分析。有限元分析如图4-3所示。
通过报告可以看出，推波板支架所受的最大主应力为1.84MPa，远小于材料的许用应力520MPa（GB 1220-1984），符合要求。

图4-3 推波板支架的有限元分析
分析报告如下：

图4-4 有限元分析报告
4.3 推波板支架的连接及校核
推波板的支架通过螺栓组连接在机架上，设计螺栓组连接时，需要首先选择螺栓的数目及布置方式；然后确定螺栓连接的结构尺寸；再根据安装方式及实际受载情况进行受力分析和强度校核[10]。
推波板的安装使用了4个支架，每个支架都是用4个螺栓来连接，螺栓承受载荷的作用线与螺栓轴线相互垂直，并通过其对称中心。
1) 螺栓受力分析
通过UG软件的仿真测算得出：螺栓组受到的总剪切力的大小为FΣ=726N，对于铰制孔用螺栓连接，可以近似认为每个螺栓所承担的工作载荷是均等的，因此每个螺栓所受的工作剪力为：
F=FΣz=726N4×4=45.375N (4-1)
式中，z为螺栓数目。
对于普通螺栓，必须保证预紧后连接平面最大摩擦力大于或等于横向载荷。假设每个螺栓需要的预紧力均为F0，螺栓数目为z，其平衡条件为
fF0zi≥KsFΣ (4-2)
由此得预紧力F0为
F0≥KsFΣfzi (4-3)
式中：f——结合面摩擦系数（查技术手册）
i——结合面数
Ks——防滑系数，Ks=1.1~1.3
在本螺栓组中，已知FΣ=726N，Ks取1.2，f取0.30，z=16,i=1.
所以：
F0≥KsFΣfzi=726×1.21×16×0.30=181.5N
如图4-5所示，此连接是利用铰制孔螺栓来承受剪切载荷F的，螺栓杆与孔壁无间隙，受挤压力，在结合面处，螺栓杆受剪切力。计算时假设螺栓杆与孔壁表面上的压力分布是均匀的，又因在此处的连接中预紧力是很小的，故不考虑预紧力和螺纹摩擦力矩的影响[10]。

图4-5 螺栓受剪力图
螺栓杆与孔壁的挤压强度条件为
σP=Fd0Lmin≤σP (4-4)
螺栓杆的剪切强度条件为
τ=Fπ4d02≤τ (4-5)
式中：F-螺栓杆所受的工作剪力，N；
d0——螺栓剪切面的直径，mm;
Lmin——螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，mm；
σP——螺栓或孔壁材料的许用挤压应力，MPa；
τ——螺栓的许用剪切力，MPa。
选择材料为Q235、性能等级为4.6的螺栓，查找手册知其屈服极限为σs=240MPa，查得安全系数为S=2.0，故材料许用应力为τ=σsS=2402.0MPa=120MPa。
按粗牙普通螺纹标准(GB/T 196—2003)，考虑到实际安装情况等因素，选用螺纹公称直径d=8mm(螺纹小径d1=6.647)。
根据式(4-5),求得螺栓杆所受的剪切力为
τ=Fπ4d02=45.3750.785×82MPa=0.92MPa<τ
单个螺栓受到的剪切力为0.92Mpa，远小于螺栓所选用材料的许用应力，符合设计的要求。

4.4 传动装置的设计
4.4.1 滚珠丝杠副的计算与选型
1） 导程精度选择
造波机并非精密仪器，对精度要求并不需要特别高，根据丝杠螺纹长度并参考技术手册[11],可以选择导程精度等级为C5，其容许误差最大为18μm。
2）丝杠导程
丝杠导程Ph由式(4-6)得到

Ph≥Vmaxi×Nmax×60=11.68mm （4-6）
式中:
i ——传动比,一般取1；
Vmax——造波机最大运动速度；
Nmax——电机最高转速。
对计算结果取整, 选择12mm导程的丝杠。
3）螺杆轴径
螺杆轴径 D 由式(4-7) 确定:
D≥Nmax×S2f×10-7=18.4mm (4-7)
式中：
f——丝杠安装系数, 取15.6[11]；
Nmax——电机最高转速；
S——最大行程。
根据实际规格，选择轴径为30mm。
4）螺帽的选择
螺帽的选择需考虑精度、螺杆轴径、长度等因素，因为造波机对精度要求并不太高，螺杆轴径也不是很大，综合考虑技术要求及经济性，选取内循环法兰型螺帽，型号为FDDC，珠卷数B×3。
5）滚珠丝杠长度
滚珠丝杠的长度 L 由式(4-8) 确定:
L = Smax+L1+L2+L3 = 600 + 142 + 30 +60= 832mm （4-8）
式中:
L1——螺帽长度,142mm；
L2 ——轴与联轴器的连接长度,30mm；
L3——与轴承连接的长度，取为60mm。
滚珠丝杠最短为832mm，考虑到一定的轴端预留量，可将丝杠长度选定为900mm。
6）型号的选定
综合考虑以上几点，最终选定的滚珠丝杠的型号：R30-12B3-FDDC-800-900-0.018，滚珠丝杠材料为50CrMo4，硬度58-62HRC，螺帽材料为SCM420H，硬度58-62HRC。安装方式为两端固定的方式。

图4-6 滚珠丝杠的固定-固定式安装
7）滚珠丝杠强度校核
σ=FA=Fmaxπd2/4=4.396×106N/m2 (4-9)
τT=TWT=Fl/2πηπd3/16=1.48×107N/m2 (4-10)
σca=σ2+4τ2=1.54×107N/m2 (4-11)
50CrMo4的抗拉强度为1.1×108N/m2,屈服强度为0.9×108N/m2，所以此滚珠丝杠的最大应力小于材料的抗拉强度和屈服强度，是安全的。
丝杆轴容许压缩负荷计算
P=απ2NEIL2=mdr4L2×103=15000kgf （4-12）
式中：α——安全系数（取0.5）；
E——纵弹性系数（E=2.1×104kgf/mm2）；
I——截面的二次力矩（I=πdr4/ 64 mm4）；
dr——丝杆牙底直径；
L——安装距离（mm）
m、N——安装系数（m=20.3，N=4）
P=15943kgf=1.56×105N，大于造波机轴向最大负载3268.9N，故滚珠丝杠能承受最大轴向负载。
4.4.2 直线导轨的选择
波浪的产生主要依靠的是推波板的往复运动，滚珠丝杠作为传动装置可以将电机的圆周运动转化为直线运动，但是滚珠丝杠主要承受的是轴向负载，不能承受径向负载，工作台以及推波板等部件需要安装在直线导轨上来实现直线运动，这些部件的重力必须通过其他的结构来承载。考虑到重载的工作情况，直线导轨需选择重载型，通过对几家厂商的产品型号进行比较，最终选择银泰科技的重载荷型MSA系列，如图4-7。

图4-7 MSA直线导轨
根据负载的大小以及支撑架的尺寸，选取MSA 20LS型直线导轨，其数据如图4-8。

图4-8MSA S/LS尺寸
4.5 电机的选取
通过查找资料得知，与直流伺服电机，交流伺服电机无论在精度、可控性还是可靠性都有相对比较大的的优势，所以在本课题选取交流伺服电机。
对于交流伺服电机的选择, 主要考虑转矩、惯量和功率这3个参数。
1）滚珠丝杠承受的最大转矩Tm必须小于电机的额定转矩Tn。滚珠丝杠轴上的最大转矩Tm为：
Tm=Fmax×Ph2πη+T1+T2 (4-13)
式中:
Fmax——丝杠上的最大轴向负载力；
Ph ——丝杠导程；
η——丝杠的机械效率；
T1 ——滚珠丝杠摩擦转矩，取0.3Nm；
T2——轴承摩擦转矩,取 0.1Nm。
根据前面计算的参数, 代入式(4-10) , 可求得最大负载转矩Tm=5.89Nm, 因此电机的额定转矩应满足Tn≥5.89Nm。

2）电动机的转子惯量Jm应与造波机负载惯量JL匹配
造波机负载惯量可由式(4-14) 来计算:
JL=mPh2π2+ρπld432+J3 （4-14）
式中：
m——运动机构的质量；
ρ——丝杠密度；
l——丝杠长度；
d——丝杠轴径；
J3——联轴器转动惯量；
经计算求得造波机的惯量为13.02kg•cm2,因此电机惯量应满足Jm≥JL/3=4.34kg•cm2。

2） 功率
第二节中计算得要求的造波机最大功率为3000W，故电机的额定功率必须大于此功率。
最后选择的电机型号为MOTEC公司α系列SEM120型电机，具体型号为120D3030，额定功率为3000W，额定转矩9.55Nm，适配驱动器型号为SED-3033/30，额定转速为3000rpm，最高转速为5000rpm，转动惯量为17.2×10-4kg∙m2，完全满足使用要求。
4.6 轴承和联轴器的选择
1） 轴承
因轴承主要承受轴向载荷（最大为3500N），同时丝杠的转速较高（3000rpm），可以选择接触角较大的角接触球轴承，既可以承受轴向载荷，又可以在较高转速下工作。经查表（GB/T 292-2007），选择代号为7004AC的角接触球轴承，尺寸参数为d×D×B=20mm×42mm×12mm，额定载荷为5.78KN，符合工作要求。
2） 联轴器
根据最大转矩以及最高转速选择北京维恩公司的MOL微型十字滑块弹性联轴器，型号为MOL-50，参数如图（4-8）

图4-9 MOL微型十字滑块弹性联轴器参数
从表中可以看出，其额定扭矩、最大转速符合要求。
4.7 支撑装置的设计
4.7.1 支撑架结构设计
造波机整体需要通过支撑架安装在水槽中，支撑架的设计首先需要考虑其制造材料，通过查阅工程材料相关书籍，综合考虑造波机支架需要承受的载荷、经济成本、制造工艺等，拟选用普通结构钢作为其制作材料。普通结构钢冶炼简单，成本低，并且具有相当的力学性能，能满足造波机支撑架需要的良好焊接性、韧性等性能要求。通过对不同结构钢的成分、性能和用途进行比较，支撑架的材料选择Q235.
钢材厚度定为20mm，根据水深（最大0.6m），推波板最大行程（0.6m），推波板宽度（0.8m）等条件，确定支撑架的尺寸为：长1.0m，宽0.9m，高1.0m。对其进行有限元分析，受力符合材料要求。如图4-9、图4-10。 图4-10机体有限元分析

图4-11机体有限元分析报告
4.7.2 传动装置在机体上的安装
机体的顶面是板材结构，传动装置（包括导轨、滚珠丝杠等）安装在U型槽上，U型槽的底板与支撑架通过螺栓组连接，由于U型槽只有一部分与机体连接，另一部分伸出，并且工作台和推波板的重力都施加在这一部分，所以伸出的这一部分相当于外伸梁，需对其进行校核，由于其截面形状较复杂，不易计算，故用计算机绘图软件进行有限元分析，分析的主要步骤为设置材料属性、材料分配，绘制网格，设置载荷和约束。
图4-12 U型槽与机体的螺栓组连接
1） 螺栓组校核
螺栓组受倾覆力，螺栓受到的最大载荷为
Fmax=MLmaxi=1zLi2 （4-15）
式中：
z——螺栓个数；
Li——螺栓轴线到中心线的距离；
Lmax——Li的最大值。
Li分别为25mm，75mm，125mm，M为1989Nm，z=12，经计算，Fmax=1877N,
σ=FA=Fmaxπd2/4=23.9MPa (4-16)
螺栓材料为Q235，屈服极限为240MPa，所以螺栓组符合要求
2） U型槽有限元分析
首先通过三维图对零部件进行仿真，设置好材料的密度，用软件测量出相关零部件的质量。经测量及计算，施加在U型槽上的力为2253N，考虑到安全因素，可以取整为2500N。使用软件对零件设置材料属性，然后再设置材料的分配，下一步是画出网格，最后在软件上给U型槽设置约束，施加载荷，模拟结果如图4-12，通过导出的报告可以看出，向对于主轴的最大应力为7.6×103MPa，符合材料的属性要求。

图4-13 U型槽有限元分析
分析报告如下

图4-14有限元分析报告
4.8 本章小结
本章是课题最重要的一部分，方案确定后便开始了具体针对每一个部分以及每一个零件的设计。首先是推波板及其附件的设计，这一部分主要依据工作环境（水槽）来设计，根据水槽尺寸确定推波板的尺寸，然后逐步设计推波板与工作台的连接方案，设计连接件。传动装置是整个系统最重要的，这一部分的设计主要依据产品的技术手册，根据参数以及手册的公式进行计算，选取具体的产品型号。整机的支撑架主要是板材为主，尺寸依据推波板及水槽尺寸设计。

总结
经过两个多月的努力，毕业设计即将接近尾声。本课题设计的是推板式造波机的机械结构，设计完成的造波机可以实现在实验室中的水槽（宽5m，深1m）产生符合要求（最大波高0.4m，周期0.6~2.2s）的规则波浪，所选方案结构合理，成本较低，符合当今造波技术的主流，可以广泛应用于海工及船舶实验室，具有较高的实用价值。本文主要完成的工作有：
1） 根据造波要求及实际工作环境选取传动方案，对几种方案进行比较，选取适合的传动方案。
2） 根据造波理论计算造波机的设计参数，以便选取或设计各部分零件。
3） 对各部分的零部件进行设计计算，分析校核，对部分截面复杂的零件进行有限元分析。
4） 使用UG绘制三维效果图，使用AutoCAD绘制二维图。
由于设计者水平有限，并且实践经验不足，设计过程中难免有不足或错误之处，希望以后可以对设计进行优化，达到更好效果。

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