压力表设计说明书(共21页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录 2.2.9游丝的设计.17015附录.211引言1.1课程设计的目的 课程设计是仪表机构零件课程设计的最后一个教学环节，是综合应用所学知识来解决一个简单工程问题的的实践性环节。通过本课程设计达到以下目的：(1)培养理论联系实际的正确设计思想，培养独立分析、解决工程问题的能力；(2)掌握机械工程设计的一般方法及过程；(3)训练机械设计的基本技能，包括正确使用有关国家标准及技术规范，设计资料及设计手册；正确进行设计计算、绘图、编写设计说明书等等。1.2设计任务设计普通型弹簧压力表，其技术要求为：（1）测量范围 测量下限为0，测量上限为6，单位为MPa()（2）精度

2、等级 1.5级（3）外形尺寸图1.1 外形尺寸接头位置为径向；表壳无边；表壳公称直径D=100mm；， （4）标尺特性等分分度；标度角：270；最小分度值为0.1MPa表1.1测量上限值0.060.10.160.250.40.611.6最小分度值0.0010.0020.0050.0050.010.010.020.05测量上限值2.5461016254060最小分度值0.050.10.10.20.50.5111.3设计要求（1）设计装配图1张（1#图纸，）（2）设计说明书1份2正文2.1设计方案（机构图）2.1.1标尺指针 标度角、分度角、分度尺寸、标线尺寸、；指针形状和剖面、指针与标线的重合长

3、度；指针与小齿轮轴的连接结构。2.1.2齿轮传动中心距、模数、小齿轮齿数，大齿轮的扇形角，齿轮付的初始啮合位置，小齿轮轴的结构，扇形齿轮的结构。2.1.3齿轮滑块结构可调节环节的结构；曲柄长度调节范围；连杆长度；弹簧管自由端的结构；机构初始位置的调节范围。2.1.4弹簧管弹簧管的中心角，中心曲率半径，剖面形状及长轴、短轴半径。固定端及自由端的结构。2.1.5游丝外径、内径、剖面厚度及宽度、圈数及内外端连接方法。全面了解仪表各零件的功用、结构及互相之间的连接方法。2.2测量计算原始设定参数：见表2.1表2.1 原始设定参数毛外径d壁厚h簧管内径截面短轴2B量程上限p15mm1.35mm64mm5

4、.8mm6mp弹性模量E纯中心角自由端长f分度数N机构组数n pa2105.46020泊松系数。自由端角0.3215表2.2 基本尺寸表长半轴a短半轴b壁厚h参数X系数系数纯中心角9.45072.2251.350.5280.430.122210簧管中径R自由端长f自由端角。管端位移Smax自由位移Smax连杆长l曲柄长r34.95.4153.12453.20942.2617.5466偏距e角度差 传动角 。滑块夹角。连杆夹角初始角。工作转角30.187-32.374.3637.430.995320中心距 a。中心距离a。大轮齿数小轮齿数理论速比速比误差模数m14.8340.0141230171

5、3.52900.002180.122.2.1弹簧管根据弹簧管的简单工作原理，弹簧管的一端封闭，另一端连接进液管。当液体流入弹簧管时，由于压力的作用使得弹簧管产生形变，以指示仪表盘产生测量结果。弹簧管的自由端铰销中心B的最大位移为弹簧自由端A的最大位移为。它们之间的关系是：图2.1 机构图 （2.1）根据椭圆的性质， （2.2） （2.3）簧管内长半轴 （2.4）簧管内短半轴 （2.5）弹簧中径 （2.6） （2.7） （2.8）弹簧管中心角相对变化量 （2.9）自由端铰销中心B最大位移 （2.10） 自由端A最大位移 （2.11）2.2.2弹簧管的强度校验弹簧管壁的法向应力和切向应力按下式计算

6、 （2.12） （2.13）式中和需要从表中查出“+”对应于弹簧管外壁，“”对应于弹簧管内壁。最大当量应力为 （2.14）弹簧管的位置决定于弹簧管尺寸比例，有以下几种情况（1） 当时，在短轴上；（2） 当.4时，须按公式计算各点的，做的分布图，方能确定及其位置；（3） 当时，强度危险点出现在长轴上。当u=0.3时，最大的当量应力按下式计算： （2.15）要由查表得出。由于我们所选用的：a=9.45 b=2.225 则，由此查表2.3，可知，并且强度危险点出现在长轴上。取u=0.3，则最大的当量应力：表2.3 值a/b1.523450.4460.4940.5470.5750.593a/b6789

7、100.6050.6130.60.06250.629 （2.16）规定安全系数S=则根据所计算出的我们选定QSn6.56.1硬材料作为弹簧管的铸造材料其材料比例极限为2.2.3齿轮传动机构参考文献查找齿轮传动的速比选择速比计算出扇形齿轮工作转角; （2.17）式中，标度角，则选定小齿轮的齿数，在一般情况下为了避免跟切现象的发生，我们一般选用齿轮齿数大于17的齿轮，这里我们所选用的小齿轮的齿数为20。则，根据得 （2.18）根据所设计的压力表表身的尺寸来进一步设计直齿圆柱齿轮与扇行齿轮的中心距，初步设定其中心距为14.834则 （2.19）在标准中选取齿轮模数m=0.12精算中心距a= （2.2

8、0）扇形齿轮的扇形角按下式确定： （2.21） 所以取扇形角2.2.4曲柄滑块机构由于弹簧管具有线性特征，齿轮传动放大机构具有恒定的速比，只有曲柄滑块机构的速比也是固定的，才能得到均匀分度标尺。虽然曲柄滑块机构的速比是机构尺寸和位移的函数，但是只要合理选择各杆长度和机构出事位置及工作范围，可得到近似于常数的速比。由相对连杆长及相对偏距差近似线性传动规律参数表可知。曲柄长 （2.22）连杆长 （2.23）滑块夹角 （2.24）传动角 （2.25）O点横坐标 （2.26）O点纵坐标 （2.27）中心距OO （2.28） （2.29）在曲柄滑块中所设计的a与齿轮机构所设计的a大致相符误差为0.000

9、3%符合要求。图2.2 曲柄2.2.5大小齿轮的设计模数m=0.12压力角齿数分度圆直径 （2.30） 齿顶圆高 （2.31）齿根高 （2.32）（正常齿模数m=0.12时）齿全高 （2.33）齿顶圆直径 （2.34）齿根圆直径 （2.35）基圆直径 （2.36）周节 （2.37）齿厚 （2.38）齿间宽 （2.39）中心距 （2.40）顶隙 （2.41）齿轮传动速比 （2.42）误差 （2.43）2.2.6 表盘的设计表盘旋转度数为，最大量程为6 MPa，最小分度值为0.1 MPa，所以每一分度值所对应的角度为。分度尺寸： （2.44）分度数：n=60分度值： MPa （2.45）短分度线长

10、度b可取为分度尺寸的2倍左右，即mm （2.46）长分度线长度c取为mm （2.47）分度线的宽度：当平均读数误差最小，取 （2.48） 2.2.7指针的设计指针所选材料为SQn633B=5a=50.2687=1.3435mm （2.49）L=1.5b=1.55.374=8.061mm （2.50）图2.3指针图2.4机构图2.2.8轴承的设计仪表工作时，其构件有的转动，有的移动，有的作复杂运动。为保持机构作缺定的相对运动，各相临机构之间必须用支撑和导轨连接。本设计所选用的支撑为圆柱支撑。为了适应压强大、转速高的场合，我们选取的有具备良好的减摩、耐摩性能好的QSN663轴承间隙是靠选择适当的基

11、孔制间隙配合保证的。轻载、转速高、精度较高的轴承一般选用。所选的青铜的摩擦系数为0.2，所选取小齿轮的重量为0.03N，大齿轮的重量为0.24N。选取轴承的轴径的直径dZ为4mm，轴承的直径为2mm分析轴承的力矩情况：当轴颈未转动时，轴颈与轴承在最低点接触。轴承的支反力N与轴颈的径向负荷Q相平衡。当轴径受驱动力作用后，开始转动，由于接触处有摩擦，轴径沿轴承孔内表面滚至点偏离最低点的其他位置。这时，该点除作用有轴承的法向支反力N外，还有摩擦力F：F=fN。式中f摩擦系数。轴承的总支反力R为：R=N又根据轴颈离平衡条件有：Q=R N=轴承中的摩擦力矩Tm为：Tm=F=fN=f （2.51）因1，故

12、上式可简化为：Tm=fQ Nmm式中 轴颈的直径，mm。该式表明，轴承的摩擦力矩与摩擦系数、轴颈直径和负荷成正比。综上所述：Mf1=FQ1=0.20.03=0.0021 Nmm Mf2=FQ2=0.20.24=0.0168 Nmm2.2.9 游丝的设计游丝的功能是保持仪表传动系统单向接触，消除齿轮。铰销消除产生的回差。游丝的最小弹性力矩能克服仪表传动系统的阻力、驱动传动机构。选择材料为磷青铜 E=MPa =600MPa选定游丝外径D1=11mm，游丝内径D2=5 mm，h=0.15mm，b=1mm，l=400mm，n=9.1一般取S=1020是为了获得稳定的弹性和减小残余变形，以提高仪表的精度

13、。因此，本设计取S=20，=90%。由上面可知，Mf1=0.0021Nmm Mf2=0.0168Nmm （2.52）=0.0021+=0.Nmm式中 Mf小齿轮上的当量摩擦力矩， S安全系数， i齿轮传动的速比i=， 齿轮传动的效率， Mf1、 Mf2小齿轮、大齿轮轴的摩擦力矩，根据齿轮轴部件的重量计算，在装配草图设计后进行。 游丝在工作时，内端置于套环端面的槽中，然后冲铆，使槽闭和夹紧游丝。游丝外部用圆锥销将游丝外端楔紧在基体的空中，是可拆卸连接，允许改变游丝的长度，以调节游丝的刚度。2.3仪表非线性设计误差计算弹簧管压力表标尺为线形分度，弹簧管为线性特性，齿轮传动的速比是常数，但是曲柄滑块

14、机构的理论特性是超越函数，这必然造成仪表设计原理上的非线性误差。应按标尺分度尺寸逐点计算其非线性误差，其值应不超过仪表精度允许值的三分之一。第j个分度的非线性误差按下式计算： （2.53）式中，曲柄对应于每1分度的线性转角 （2.54）n标尺的分度数曲柄最大位置角曲柄初始位置角对应于的曲柄实际位置角，按曲柄滑块机构的位移方程计算： （2.54）H= （2.55）对应于每一分度的铰销中心B的最大位移。列出各分度非线性误差表：表2.4 误差分析表理论值MPa相对误差%0.200.016500.400.029640.600.039620.800.046671.000.051051.200.05310

15、1.400.052821.600.050611.800.046642.000.041182.200.034492.400.026782.600.018302.800.009333.000.000053.200.00917续表2.4 误差分析表3.400.018243.600.026893.800.034834.000.041774.200.047514.400.051784.600.054284.800.054785.000.053005.200.048535.400.041375.600.031095.800.017386.000.00001图2.5 分度非线形误差曲线图3结论课程设计是综合

16、应用所学知识来解决一个简单工程问题的实践性环节。通过课程设计培养理论联系实际的正确设计思想，培养独立分析及解决工程问题的能力。通过对设计的综合思考掌握机械工程设计的一般方法及过程，能够根据设计任务来拟定设计的每段时间，安排好设计行程。训练机械设计的基本技能，能够正确使用有关国家标准及技术规范，设计资料及设计手册；正确进行设计计算、绘图、编写设计说明书等等。培养画图能力和独立思考的能力。培养自己的耐力，合理运用所学知识进行设计。4.参考文献（1） 施立亭仪表机构零件课程设计指导书M东工印刷厂，1986年10月（2）天津大学精密机械零件手册M高等教育出版社，1984年（3）施立亭仪表机构零件.冶金工业出版社M1984年（4）沈阳压力表一厂：压力表图纸（5）天津大学精密机械零件M 人民教育出版社，1980年（6） 东北工学院机械零件设计手册M.冶金工业出版社，1979年 5.附录A3大图一张.主要结果：a=14.82mmX =-6.487mmY=13.367mmh=0.27mmP=0.3769mmS=0.1885mme=0.1885mma=14.82mmC=0.042mmB=1.3435mmL=8.061mmMf2=0.0168 NmmMf=0. Nmm 专心-专注-专业