压力表设计说明书

目录 主要结果:TOC\o"1-5"\h\z1•弓1言 2\o"CurrentDocument"课程设计的目的 2\o"CurrentDocument"设计任务 2设计要求 3.正文 4设计方案 4标尺指针 4齿轮传动 4齿轮滑块结构 4弹簧管 4游丝 4\o"CurrentDocument"测量计算 4弹簧管 5弹簧管的强度校验 8齿轮传动机构 9曲柄滑块机构 10大小齿轮的设计 12表盘的设计 14指针的设计 14轴承的设计 15游丝的设计 17\o"CurrentDocument"仪表非线性设计误差计算 18\o"CurrentDocument".结论 20\o"CurrentDocument"4参考文献 215附录… 21word文档可自由复制编辑.引言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；⑵掌握机械工程设计的一般方法及过程；⑶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。设计任务设计普通型弹簧压力表，其技术要求为:测量下限为0，测量上限为6,单位为MPa(10kgf/cm2)(2)精度等级 1.5级(3)外形尺寸图1.1外形尺寸word文档可自由复制编辑

接头位置为径向；表壳无边；表壳公称直径D=100mm；H<60mm，B<100mm，a<25mm,d=M20x1.5，s=17o_028，L=20土0.52，h=5土0.30，4=6_0.30（4）标尺特性等分分度；标度角：270°；最小分度值为0.1MPa（x10kgf/cm2）表1.110.401测量上限值0.060.10.160.250.40.6最小分度值0.0010.0020.0050.0050.010.01测量上限值2.546101625最小分度值0.050.10.10.20.50.51.3设计要求（1）设计装配图1张（1#图纸，594x841）（2）设计说明书1份2.正文设计方案（机构图）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度；指针与小齿轮轴的连接结构。齿轮传动word文档可自由复制编辑中心距、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。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Di截面短轴2B量程上限p15mm1.35mm64mm5.8mm6mp弹性模量E纯中心角Y自由端长f分度数N机构组数n113000pa2105.46020泊松系数go自由端角g0.3215°表2.2基本尺寸表长半轴a短半轴b壁厚h参数X系数a系数P纯中心角Y9.45072.2251.350.5280.430.122210°word文档可自由复制编辑

簧管中径R自由端长f自由端角go管端位移Smax自由位移S'max连杆长l曲柄长r34.95.415°3.12453.20942.2617.5466偏距e角度差△q传动角Q。滑块夹角0。连杆夹角6初始角a。工作转角^a30.187-32.374.36°37.4°30.99°53°20°中心距a。中心距离^a。大轮齿数Z2小轮齿数Z1理论速比ig速比误差5ig模数m14.8340.01412301713.52900.002180.122.2.1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Smax弹簧自由端A的最大位移为Smax。它们之间的关系是：word文档可自由复制编辑\\\\\\\WY(y-siny)Y(y-siny)+(1-cosy)2，S=S

maxmax一""叫2+[1-cosy+fxyxcos012TOC\o"1-5"\h\zR)I R)(2.1)根据椭圆的性质，2x(2A—2B)+3.1416x(2B—h)=3.1416x(d—h) (2.2)外长轴半径A=(d-2B)x3.146/4+B=(15-2x2.9)x3.146/4+2.9 (2.3)=10.1mm簧管内长半轴a=A-h/2=10.1-1.35/2=9.45mm (2.4)簧管内短半轴b=B-h/2=2.9-1.35/2=2.225mm (2.5)弹簧中径 R=DJ2+B=2.9+64/2=34.9mm (2.6)X=RH/a2=34.9x1.35/9.45072=0.528 (2.7)word文档可自由复制编辑

1—cosy+连杆夹角连杆夹角。'=tg-1 fxyxcos日fxyxsin日5.4x3.6652xcos15。1—cos210o— fxyxcos日fxyxsin日5.4x3.6652xcos15。1—cos210o— =tg—1 2100—sin2100—34.95.4x3.6652xsin15。34.9=30.99。(2.8)弹簧管中心角相对变化量Ay .1—u2 R2——=p* * yEb*h(b2)*卜—晟J*,1—0.322 34.92 八=6x x x(1—1130002.225x1.350.432.22529.452(2.9)x 0.122+0.5282:0.01959自由端铰销中心8最大位移Smax-Smax-xRx、；'(y—siny)2+(1—cosy)2”二0.01959y=0.01959x34.9x、,'(3.6652—sin210。”+(1—cos2100)2=3.1245mm自由端A最大位移自由端A最大位移(2.10)Smaf3.1245mm/ . fysin日 fycos日、(y—siny— )2+(1—cosy+— —)2R Rmaxmax、:'(y-siny)+(1-cosy)maxmax=3.1245x(3.6652—sin210。—(1—cos210=3.1245x(3.6652—sin210。—(1—cos210o+5.4x3.6652xsin1534.9o—)2+5.4x3.6652xcos1534.9o—)2《(3.6652—sin2100)2+(1—cos210。”=3.209mm（2.11）word文档可自由复制编辑

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3P+X3P+X2S' =3.209mmmax式中Q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。最大当量应力od为o=O2+O2-oxo (2.14)d n tnt弹簧管的O 位置决定于弹簧管尺寸比例，有以下几种情况dmax（1）当a<2时，o 在短轴上；TOC\o"1-5"\h\zb dmax（2）当2<a<4,X=RXh<0.4时，须按公式计算各点的b a2Od,做Od的分布图，方能确定Odmax及其位置；（3）当a>4,X=3>0,4时，强度危险点出现在长轴上。b a2当u=0.3时，最大的当量应力od按下式计算：（2.15（2.15）P+X2Q要由查表得出。由于我们所选用的：a=9.45 b=2.225贝Ua=4.25，由此查表2.3，可知bQ=-0.575，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o：d表2.3。值word文档可自由复制编辑

a/b1.52345Q—0.446—0.494—0.547—0.575—0.593a/b678910Q—0.605—0.613—0.60—.0625—0.629334.92

=6x x9.452(1-V(1-V2.66X 0.122+0.5282二294.992.2252)9.452Jx0.575规定安全系数S二0p=2.15od则o=Sxod=2.15x294.99=634(2.16)根据所计算出的。=634我们选定QSn6.5〜6.1硬材料作为p弹簧管的铸造材料其材料比例极限为。=686P2.2.3齿轮传动机构参考文献查找齿轮传动的速比选择速比\=13.5计算出扇形齿轮工作转角aw;(2.17)式中270°——二20°i13.5

god=294.99o=634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word文档可自由复制编辑

小齿轮的齿数为20。, Z.一则，根据％=幺得gZ1Z2=iZ1=13.529X17=230 (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m=2a0=2X凤834=0.12 (2.19)Z1+Z2 17+230在标准中选取齿轮模数m=0.12精算中心距a= Km(Z+Z)=1x0.12x(17+230)=14.82mm/2 1 2 2(2.20)扇形齿轮的扇形角。2按下式确定：。＞1=27°1=20。 (2.21)2i13.5所以取扇形角1=65.54。22.2.4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。由相对连杆长九=l/r=42.261/7.5466=5.6及相对偏距£=e/r=30.187/7.5466=4.0差近似线性传动规律参数表可知a=33。,a。=53。。曲柄长a=20。a=14.82mm12=65.54。word文档可自由复制编辑

r=S/[sina—sina -JX2一(cosa-s)2+J九2一(cosa -s)2]max 0 max 0 max 3.209 sin53o-sin33。一舟2-(cos530-4)2+J5.62-(cos330-4)2=7.5466mm连杆长l=Xxr=5.6x7.5466=42.216mme=sxr=4x7.5466=30.187mm滑块夹角o .e-rxcosa .30.187-7.5466xcos53°«,cp=arcsin o=arcsin =37.400 l 42.216传动角。0=900-a0+P0=900-530+37.40=74.40 (2.25)O,点横坐标X=R-fsinR-1sin(P+4')-rsin(4-P-4')=34.9-5.4xsin15。-420.216xsin(3740+30.99。) 小(2.26)-7.5466xsin(74.40-37.40-30.990)=-6.4870、点纵坐标Y=fcosR+1cos(P+①')-rcos(W-P-①')=5.4xcos150+47.4xcos(37.40+30.990) (227)-7.5466cos(74.40-37.40-30.990) ^=13.367中心距00、a01=XX2+Y2=,(-6.487)2+13.3672=14.8361mm(2.28)r=7.5466mml=42.216mme=30.187mmp0=37.40。0=74.40X=-6.487mmY=13.367mmword文档可自由复制编辑

Aa=|ao1—a02=14.834—14.8361|=0.0021mmAa=|ao1—a02=14.834—14.8361|=0.0021mm （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0.0003%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a=20。Z齿数1Z2二17二230分度圆直径d=mZ=0.12义17=2.04mmd2=mZ2=230*0.12=27.6mm齿顶圆高h-h*xm-1x0.12=0.12mmaa齿根高h-(h*+C*)m-(1+0.25)x0.12-0.15mmfa(正常齿h*-1模数m=0.12时C*-0.35)d-2.04mm1d-27.6mm2齿全高h-h+hf=0.12+0.15-0.27mmh-0.12mmah=0.15mm齿顶圆直径d=(Z+2h*)m=(17+2x1)x0.12-2.28mma1 1ad2=(Z2+2h*)m=(230+2x1)x0.12-27.84mmword文档可自由复制编辑

齿根圆直径d=(Z—2h*-2C*)m=(17—2xl—2x0.35)x0.12=1.716mmf1 1 ad=(Z-2h*-2C*)m=(230-2x1-2x0,35)x0.12=27.276mmf2 2 a基圆直径d=dcosa=2.04xcos20。=1.9169mmd=dcosa=27.6xcos20°=25.935mm周节P=九m=3.1416x0.12=0.3769mm (2.37)齿厚c冗m3.14x0.12cyccl /ccc、S= = =0.1885mm (2.38)2 2齿间宽e=nm=3-4x0.12=0.1885mm (2.39)2 2中心距a=1(d+d)=1(2.04+27.6)=14.82mm (2.40)2122顶隙C=C*m=0.35x0.12=0.042mm (2.41)齿轮传动速比i0=270/Aa=270/20=13.5 (2.42)h=0.27mmd=2.28mmd=27.84mmdI=1.716mmd=27.276mmf2d=1.9169mmb1d=25.935mmb2P=0.3769mmS=0.1885mme=0.1885mma=14.82mmword文档可自由复制编辑

误差i-i13.529-13.55=3—以=। x100%=0.21%(2.43)C=0.042mmig ig013.52.2.6表盘的设计表盘旋转度数为240。,最大量程为6MPa,最小分度值为0.1MPa,所以每一分度值所对应的角度为3.5。。分度尺寸：- 3.50 , 、Al=9-r=——x兀x44=2.687mm （2.44）1800分度数：n=60 八一八 6分度值：AA=max min=一=0.1MPa （2.45）n 60知分度线长度b可取为分度尺寸Al的2倍左右，即i0=13.55.=0.21%b=2Al=2x2.687长分度线长度c取分度线的宽度：当a=0.1Al=0.26872.2.7指针的设计指针所选材料,B=5Xa=5X0.L=1.5Xb=1.5-.□巴=5.374mm为c^1.62b=1.62x5.374=8.705mm土氏10%时，平均读数误差最小，取Al为SQn6—3—32687=1.3435mmX5.374=8.061mm£3clmm'v\f(2.46)(2.47)(2.48)(2.49)(2.50)Al=2.687mmAA=0.1MPabx5.374mmcx8.705mmB=1.3435mmL=8.061mmword文档可自由复制编辑图2.3指针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QSN6—6—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H7。f7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。word文档可自由复制编辑

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=、加2+F2=NJ1+f2又根据轴颈离平衡条件有：Q=Rn=jQv11+f2轴承中的摩擦力矩Tm为：T=F•dz=f・N・dz=Qfdz (2.51)m2 2J1+f2 2因f2《1,故上式可简化为：T=f・Q-4N・mmm 2式中d 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。.一… d 07综上所述：Mf1=FQ1±=0.2X0.03X07=0.0021N•mm2 2d 07Mf2=FQ2dz=0.2X0.24X07=0.0168N•mm2 22.2.9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Mmin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=110000MPa 。j600MPa选定游丝外径D1=11mm,游丝内径D2=5mm,h=0.15mm,b=1mm,l=400mm,n=9.1一般取S=10~20是为了获得稳定的弹性和减小残余变形，以提高word文档可自由复制编辑

Mf2=0.0168N,mmMf=0.003483N,mm仪表的精度。因此，本设计取S=20,Mf2=0.0168N,mmMf=0.003483N,mm由上面可知，Mf1=0.0021N-mmMf2=0.0168N•mmMf=叫+普 （2.52）=0.0021+0.0168=0.003483N•mm13.5x90%式中Mf一小齿轮上的当量摩擦力矩，S—安全系数，i一齿轮传动的速比i=驾=幺，12 123Zn一齿轮传动的效率，Mf1、Mf2一小齿轮、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，但是曲柄滑块机构的理论特性a=aQ）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：8=d0—ia-a：=a—a：小。％ （2.53）J n-Aa a3式中，Aa一一曲柄对应于每1分度的线性转角Aa=a0%nword文档可自由复制编辑

(2.54)n——标尺的分度数amax——曲柄最大位置角a0——曲柄初始位置角aj——对应于S；=j-AS的曲柄实际位置角，按曲柄滑块机构的位移方程计算：a-sin-112一G2T2-H2+次_1土 (2,54)j 2r«e2+H2 HH=S'.+ql