东北大学精密仪器弹簧压力表格课程设计说明手册

课程设计报告设计题目：弹簧管压力表班级：测控技术与仪器姓名：赵徐行（画图）党云丽（说明书）指导教师：孟红记梅国晖设计时间：2012年7月7日-2012年7月12日目录TOC\o"1-5"\h\z第一章课程说明3-课程设计的目的::.3-课程设计的内容：：.3…课程设计的要求二.4…\o"CurrentDocument"第二章课程内容...5…\o"CurrentDocument"设计方案：.：：5…二5…二5…5::5・计算及测量:.67…'dZ…•.…:dB二16…二伤…:.……….19…::…：•：.•.20仪表非线性设计误差计算.•.………21立体截图.•.•二24

结论...•.：：：..27参看文献.：:……28•附录.:28…设计内容计算结果第一章课程说明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；“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；止确进行设计计算、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)测量范围测量下限制为0,测量上限制为0.6,单位为MPa(10kgf/cm2)(2)精度等级：1.5级(3)外形尺寸接头位置为径向；表壳无边；表壳公称直径D=100mm；H60mm,052B100mm,aM201.5,s170.28L200,h50.30,d160.30(4)标尺特性等分分度；标度角：270;最小分度值为0.01MPa(10kgf/cm2)设计内容设计内容 计算结果设计内容设计内容 计算结果设计内容计算结果(5)仪表结构图图1.1图1.2图1.31.3设计要求(1)设计装配图1张(A3图纸，594841)(2)零件图2张(A，图纸，297420)(3)设计说明书1份设计内容设计内容 计算结果设计内容设计内容 计算结果第二章课程内容方案标度角、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度；指针与小齿轮轴的连接结构。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。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。弹簧管弹簧的中心角，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。游丝外径、内径、剖面厚度及宽度、圈数及内外端连接方法。2.22.2测量计算2.22.2测量计算一、原始参数的设定毛胚外径d壁厚h簧管内径Di截面短轴2B量程上限P15mm0.5mm64mm4.9mm0.6Mpa弹性模量纯中心角自由端k分度数机构组数EfNn112700Pa2505.0mm6025、基本尺寸设定表2.2.2基本尺寸设定长半轴a短半轴b壁厚h参数X系数a10.1325mm2.2mm0.5mm0.16780.43系数［3纯中心角Y簧管中径R自由端kf自由端角即0.122250034.45mm5.0mm管端位Smax自由位移Smax连杆长l曲柄长r偏距e2.6873mm2.7278mm24.4103mm9.7641mm11.7169mm压力角传动角加滑块夹角连杆夹角初始角柒2.2.1弹簧管弹簧管是一根弯成270度圆弧的具有扁圆形或椭圆形截面的空心弹性元件。管子的一端封死为自由端，另一端固定在传压管的接头上。当被测液体流入弹簧管内时，其密封自由端产生弹性位移（受大于大气压的压力作用时向外扩张，受小于大气压的压力作用时向内收）。然后经过传动放大机构带动指针偏转，指示出压力的大小。弹簧管的自由端钱销中心B的最大位移为Smax弹簧自由端A的最大位移为Smax。max设计内容设计内容 计算结果Smax和Smax的关系如图2.1图2.1结构草图弹簧管的相关数据计算如下：.弹簧管的尺寸规格根据椭圆的性质，2(2A2B)3,1416(2Bh)3.1416(dh)(221)外长轴半径A(d2B)3.1416/4B(1522.45)3.1416/42.45(2.2.2)10.3825mm簧管内长半轴aAh/210.38250.5/210.1325mm(2.2.3簧管内短半轴bBh/22.450.5/22.2mm(2.2.4)弹簧中径参数.弹簧管中心角相对变化量,2c2,2一P1——(1吗rPEbh(la2)X2(2.2.7)cc10.3234.452d2.220.612-=1127002.20.510.132520.43_20.1220.16782=0.01426A=10.3825mma=10.1325mmb=2.2mmR=34.45mmX=0.1678)设计内容计算结果Smax=2.6873mm3.(1)自由端较销中心Smax=2.6873mm图2.2传动草图(2)自由端A的最大位移(3)Smax,S’mafe切线t-t的夹角分别为：,11costan0sin(fcos1costanLR-fsinsinR,…54.3633cos101cos250tan134.45(),54.3633sin104.3633sin25034.4520.734.弹簧管的强度校验弹簧管壁的法向应力n和切向应力t按下式计算cR2“b232……nP2122(2212)a2a2X2XR2b232-tP12’122n(2213)a2a2X2X式中和需要从表中查出。“十”对应于弹簧管外壁，“一”对应于弹簧管内壁。设计内容计算结果

最大当量应力d为d7n22tnt(2214)弹簧管的dmax位置决定于弹簧管尺寸比例，有以下几种情况：(1)当12时，dm,、在短轴上；b(2)当2a4,XJh0时，须按公式计算各点的d,做d2ba的分布图，方能确定dmax及其位置；(3)当a4,XJh0.4时，强度危险点出现在长轴上。当bau=0.3时，最大的当量应力d按下式计算：22cR2,b22.66/c…、dP—12T(2.2.15)a2a2X2有基本尺寸知:a=10.1325mmb=2.2mm查表知：0.593并且强度危险点出现在长轴上，取u=0.3o则最大的当量应力d:心.、2.66।dp2(12)v2aaX八八34.452彳2.222.66八c门、0.6120.593(2.2.16)10.1325210.132520.1220.1678269.425Mpa弹簧管的安全系数S=-p2.15dpSd2.1569.425149.264Mpa()设计内容计算结果设计内容设计内容 计算结果根据所计算出的149.264我们选定锡磷青铜Qsn4-0.3硬材料作为弹簧管的铸造材料其材料比例极限为 p600MPa2.2.2齿轮传动机构根据所计算出的149.264我们选定锡磷青铜Qsn4-0.3硬材料作为弹簧管的铸造材料其材料比例极限为 p600MPa2.2.2齿轮传动机构参考文献选择齿轮速比，计算齿轮相关参数如下:.选择速比.计算出扇形齿轮工作转角aw；aw -()ig式中，一标度角,270则aw27013.520选定小齿轮的齿数，在一般情况下为了避免根切现象的发生，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18则，根据igZ2得g乙Z2igZ113.518243()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26.0356则m2^3560.1995()乙Z218243在标准中选取齿轮模数m=0.2.精算中心距__1_一-八a—mZ1Z2—0.21824326.1()2.扇形齿轮的扇形角扇形齿轮的扇形角2按下式确定：2702.~—igig()2也2013.5所以取扇形角2302.2.3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。对曲柄滑块机构的相关参数计算如下：.曲柄长、2rSmax/(sin0sinmaxy(cos0)\：2(cosmax)2)()2.7278/sin13sin(3)\2.52cos131.2242.52cos31.229.7641mm2.连"lr2.59.764124.4103mm()er1.29.764111.7169mm设计内容计算结果x=14.8038mmx=14.8038mmy=21.4178mma=26.0359mm.滑块夹角().传动角0900090135.165982.1570()5.O'点坐标TOC\o"1-5"\h\z。、点横坐标'.'xRfsinlsin0rsin0034.455sin1024.4103sin5.156920.73()9.7641sin82.15705.156920.7314.8038mm。、点纵坐标''yfcoslcos0rcos005cos1024.4103cos5.156920.73()9.7641cos82.15705.156920.7321.4178mm6.齿轮中心距aOO'&^14.80382~~21.4178226.0359mm()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0.011523%,符合要求。综合上述计算结果，可画出如下机构图：图曲柄滑块机构草图设计内容计算结果齿轮基本参数：模数m=0.2压力角a=20°大轮齿数Z2=243小轮齿数乙二18参数C0.35h1齿轮相关尺寸计算如下：.分度圆直径dimZi0.2183.6mm(2.2.31).齿顶圆高一*一一一一haham10.20.2mm(2.2.32).齿根高hfhacm10.350.20.27mm(2.2.34)(正常齿h1模数m00.15时C0.35).齿全高hhahf0.20.270.47mm(2.2.35).齿根圆直径df2Z22ha2cm2432120.350.248.06mm(2.2.36)6.齿顶圆直径・-—・*，-一，-一，da1Z12hm18210.24mma*()da2Z22hm243210.249mma227.基圆直径dbidaicos4cos203.7588mm—-(2.2.38)db2da2cos49cos2046.0449mm.周节Pm3.14160.20.628(2.2.39).齿厚cm3.14160.2八-…S220.3142mm(2.2.40).齿问宽m3.14160.2八一…八e0.3142mm(2.2.41)2211.中心距1_a—d1d2-3.648.626.1mm(2.2.42)2.顶隙_*________，、Ccm0.350.20.07mm().齿轮传动速比ig0270/270/2013.5(2.2.43)S=0.3142mme=0.3142mma=26.1mmC=0.07mm设计内容计算结果设计内容设计内容 计算结果设计内容设计内容 计算结果仪表工作时，其构件有的转动，有的移动，有的作复杂运动。为保持机构作确定的相对运动，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QSN66—3轴承间隙是靠选择适当的基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HZof7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2.00mm轴承的直径为2.2mm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=f•N式中f——摩擦系数。轴承的总支反力R为：R=/N—F7=N^1―彳又根据轴颈离平衡条件有：Q=R轴承中的摩擦力矩Tm为:d,因f《1,故上式可间化为：Tm=f,Q--N-mm2式中dz轴颈白直径，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

d,2综上所述：Tm=fQ1-1=0.2x0.03x_|=0.006N•mm__d,__2Tm=fQ2拳=0.2X0.24X2=0.048N-mmTm1=0.006NmmTm2=0.048NmmT=0.00995Nmm游丝的功能是保持仪表传动系统单向接触，Tm1=0.006NmmTm2=0.048NmmT=0.00995Nmm选择材料为磷青铜E=120000MPab=600MPa选定游丝外径D1=11mmf丝内径D2=4mmh=0.092mmb=0.56mml=235.62mm,n=10。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。因此，本设计取S=20,=90%由上面可知，Tm=0.006N-mmml2=0.048N-mm式中T一小齿轮上的当量摩擦力矩，S—安全系数，Tmin=S-Tf=3-0.009951000=29.8i12一齿轮传动的速比i12=—=Z2,2Zl一齿轮传动的效率，Tm1、Tm「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，然后冲怫，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。设计内容设计内容 计算结果1.表盘的设计表盘旋转度数为2700,最大量程为0.6MPa,最小分度值为0.1MPa,所以每一分度值所对应的角度为4.5o分度尺寸：l45/180453.53分度数：n=60分度化AmaxAmin0.6——0.01MPa60n=60b=7.07mmc=11.45mma=0.35mmB=1.75mmL=10.605mm短分度线长度b可取为分度尺寸l的2倍左右，即b2l23.537.07长分度线长度c取为c1.62b11.45mm(2.2.50)分度线的宽度：当三10%时，平均读数误差最小，取a0.1l0.35l2.指针的设计指针所选材料为SQn6-3—3L=1.5Xb=1.5X7.07=10.605mm指针略图2.3仪表非线性设计误差计算弓单簧管压力表标尺为线形分度，弓母管为线性特性，齿轮传动的速比是常数，但是曲柄滑块机构的理论特性s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/、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卜式计算：doj'jjj'j———-100%()n式中，——曲柄又t应于每1分度的线性转角_0max,()nn——标尺的分度数max——曲柄最大位置角0—一曲柄初始位置角j对应于S'jjS的曲柄实际位置角，按曲柄滑块机构的位移方程计算：..il2e2r2H2+1e()'jsin1—tg-U2rve2H2HS'j、l2(ercos0)2rsin0()S对应于每一分度的皎销中心B的最大位移。1.个分度非线性原理误差计算方法：(1)曲柄线性转角j0()-'(2)曲柄实际转角'jfSmax,fs()n(3)非线性绝度误:差jj()'(4)非线性相对误差」—L100%()(5)第j个分度的非线性误差0maxd0j'jjj'jL-——L100%n设计内容计算结果序号分度值线性转角aj曲柄实际转角非线性绝对误差非线性相对误差10.0112.733312.73190.00140.00900020.0212.466712.46390.00280.01720030.0312.200012.19610.00390.02450040.0411.933311.92840.00500.03090050.0511.666711.66080.00590.03660060.0611.400011.39340.00660.04150070.0711.133311.12600.00730.04560080.0810.866710.85880.00790.04910090.0910.600010.59170.00830.051800100.110.333310.32470.00860.053900110.1110.066710.05780.00890.055300120.129.80009.79100.00900.056200130.139.53339.52430.00900.056500140.149.26679.25770.00900.056200150.159.00008.99110.00890.055400160.168.73338.72470.00860.054200170.178.46678.45830.00840.052500180.188.20008.19190.00810.050400190.197.93337.92570.00760.047800200.207.66677.65950.00720.045000210.217.40007.39330.00670.0418220.227.13337.12720.00610.0382230.236.86676.86120.00550.0345240.246.60006.59510.00490.0304250.256.63336.62910.00420.0262260.266.06676.02320.00350.0218270.275.80005.79720.00280.0172280.285.53335.53130.00200.0126290.295.26675.26540.00130.0078300.305.00004.99954.8290e-40.003310.314.73334.7336-2.8918e-4-0.0018续表续表1.续表续表1.设计内容 设计内容 计算结果设计内容 设计内容 计算结果序号分度值线性转角aj曲柄实际转角非线性绝对误差非线性相对误差320.324.46674.4677-0.0011-0.0066330.334.20004.2018-0.0018-0.0014340.343.93333.9359-0.0026-0.0161350.353.66673.6700-0.0033-0.0207360.363.40003.4040-0.0040-0.0251370.373.13333.1380-0.0047-0.0294380.382.86672.8720-0.0053-0.0334390.392.60002.6060-0.0060-0.0372400.402.33332.3399-0.0065-0.0408410.412