5000KN壓力試驗機的設計畢業(yè)設計.doc

濟南大學畢業(yè)設計 - i - 畢畢 業(yè)業(yè) 設設 計計 題題 目目 5000kn 壓力試驗機的設計 濟南大學畢業(yè)設計 - ii - 摘 要 液壓式壓力試驗機是一種用來檢測各種材料及其制品的機械性能和工藝性能等 是否符合工作要求的重要測試儀器與設備，其動力源是通過高壓油來實現的，測試 壓力比較大，一般在 200kn 以上。本課題所設計的壓力試驗機主要用于大型結構物 的力學性能試驗，試驗機性能的好壞，將直接影響到實際測試結果和工程的質量。 通過文獻查閱、車間實習及對現有壓力試驗機的整體框架及主要結構、動力系統的 功能實現方式進行了認真的分析和總結，再結合設計任務書的技術參數要求，完成 對本課題的設計，其中包括 1.主機的設計，包括油缸的設計、機架的設計、試驗空 間的調整方式設計等。2.油源的設計。3.送油閥、回油閥的設計。通過為期三個月的 設計計算，掌握液壓式壓力試驗機的結構，能夠掌握機械系統設計和液壓系統設計 初步入門的基本原則和方法，基本掌握傳動機構在實際系統中的應用。設計的試驗 機在結構和功用上都基本上能夠達到預定的設計要求。 關鍵詞：液壓；壓力；試驗機 濟南大學畢業(yè)設計 - iii - abstract hydraulic pressure testing machine is one kind of testing instruments and equipments ,which is used to detect a variety of materials and products which is composed of the above materials ,such as mechanical and process performance ,whether it can meet the requirements of the work . the high pressure oil is used to be the power source of the machine ,generally above 200kn. the pressure testing machine in this topics is mainly used for large-scale structure of the mechanical. the of properties of the test machine is good or bad will directly affect the actual test results and the quality of the projects. through literature review, workshop practice and a careful analysis of the way and summary of the overall framework and the main structure of the existing pressure testing machine, besides the achieve dynamic function of the system, combined with the technical parameters of the design requirements of the mission statement to complete the design of the project. these include 1. host design, including the fuel tank design, rack design, test design space adjustment method. 2. oil source. 3. send oil valve, oil return valve design. calculated by a three-month design, i can master the hydraulic pressure testing machine structure, and able to master the basic principles and methods of the mechanical system design and hydraulic system design , also about the use of basic transmission control system in practice. experimental design of the structure and function of the machine are basically able to achieve the desired design requirements. key words：hydraulic；pressure；machine； 濟南大學畢業(yè)設計 - iv - 目 錄 摘要.i abstract.ii 1 前言.1 1.1 設計背景和意義.1 1.1.1 設計背景1 1.1.2 設計意義1 1.2 設計內容.1 1.2.1 試驗機整體框架設計1 1.2.2 液壓動力系統的設計2 1.2.3 各部分的校核計算2 1.3 設計結果.2 2 液壓式壓力試驗機結構設計.3 2.1 液壓缸的設計3 2.1.1 液壓缸工作壓力的確定.3 2.1.2 液壓缸內徑 d 和活塞桿直徑 d 的確定.3 2.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算.4 2.1.4 最小導向長度的確定 4 2.1.5 缸體長度確定.5 2.1.6 穩(wěn)定性校核5 2.2 絲杠、絲母、橫梁與碟簧、推力軸承的計 算.6 2.2.1 絲杠的設計及校核.6 2.2.2 絲母的計算.10 2.2.3 橫梁與碟簧的計算.11 2.2.4 推力軸承的計算.11 2.3 橫梁升降傳動機構的計算.12 2.3.1 同步帶的設計計算.13 2.3.2 蝸輪蝸桿傳動的設計與計算.18 2.4 上下壓盤的設計22 3 液壓動力系統的設計24 3.1 液壓泵的選擇.24 3.2 電機的選擇計算24 3.3 油箱的設計計算.25 濟南大學畢業(yè)設計 - v - 4 結論. .26 參考文獻.27 致謝.28 濟南大學畢業(yè)設計 - 1 - 1 前言 1.1 設計背景和意義 1.1.1 設計背景 試驗機是用來檢測各種材料及其制品的機械性能、工藝性能等各種生產要求的 重要的科學儀器與設備。它被廣泛的應用于機械電子、冶金建筑、化工、汽車、宇 航與造船以及國防科技、大專院校等國民經濟的各個領域和部門，對滿足生產要求、 保障生產使用安全起著重要的作用。 隨著社會的不斷發(fā)展，科學技術的不斷進步，試驗機技術也得到了迅速的發(fā)展， 各種新型試驗機的測試方式、測試精度以及測量量程都得到了極大的發(fā)展。但是， 新型試驗機的價格昂貴，對于很多地方的購買力都是一種挑戰(zhàn)，所以老式試驗機仍 然在很多地方使用，進行各種測試實驗。由于老式試驗機的設計生產都要受到當時 的設計生產水平的影響，因此存在著測量精度低、人為因素多等缺陷和不足，測量 的參數難以滿足國家 2002 年頒布實施的（gbfi228-2002）中規(guī)定的各項測量要求， 嚴重阻礙著技術的進步和發(fā)展。 壓力試驗機的動力源一般可分為電子式和液壓式兩種，其中液壓式的試驗機是 以液壓油做動力源，力比較大，測量過程比較穩(wěn)定。一般 200kn 以上的試驗機大部 分都是液壓的，當然也有電子式的，但是價格較高。因此液壓式壓力試驗機廣泛地 應用于機械、建筑等行業(yè)，試驗機性能的好壞，將直接影響到實際測試結果和工程 的質量。 1.1.2 設計意義 由于原有的試驗機在測試方式、測試精度以及測試量程上都已不能滿足日益增 長的設計生產要求，所以選擇這個設計課題可以幫助自己更好的掌握這個方面的技 術，了解液壓式壓力試驗機的結構，初步掌握了液壓設計及其在設計中遇到各種問 題的解決方法。同時，通過這次的設計經歷，可以讓我對設計的總體流程有個初步 的了解，深刻的體會設計一臺機器的困難程度，總結出一套在以后的設計中可以借 鑒設計思路，為今后的發(fā)展進步打好基礎。 1.2 設計內容 本課題所設計的壓力試驗機主要用于大型結構物的力學性能試驗，試驗機性能 的好壞，將直接影響到實際測試結果和工程的質量。通過文獻查閱、車間實習及對 現有壓力試驗機的整體框架及主要結構、動力系統的功能實現方式進行了認真的分 析和總結，再結合設計任務書的技術參數要求，完成對本課題的設計，其中包括 1. 濟南大學畢業(yè)設計 - 2 - 主機的設計，包括油缸的設計、機架的設計、試驗空間的調整方式設計等。2.油源 的設計。3.送油閥、回油閥的設計。總結起來主要要進行以下幾個方面的設計：試 驗機整體框架設計、液壓動力系統的設計及各部件的校核計算。 1.2.1 試驗機整體框架設計 液壓式壓力試驗機要完成一次壓縮測試，首先需要有一對可以相互移動的壓盤， 下壓盤可以直接靠底部的結構支撐，而上壓盤就需要另找支撐方式。結合材料及實 地參觀實習，設計采用四立柱框架的結構，這種結構即穩(wěn)固又易于安裝，而且試件 裝卸方便，對于其他結構的裝夾和固定也比較容易實現。對于上壓盤，還應有上下 移動的動作，可以采用蝸輪蝸桿傳動來實現，動力源是電動機，安裝于上壓盤之上。 1.2.2 液壓動力系統的設計 對于液壓動力系統，它需要實現推動壓盤上下移動壓縮試件的功用，并且其加 載速率應平穩(wěn)可調。實現該功能的方法是控制流入液壓油的流量，這里我設計一個 由可調節(jié)流閥和保壓溢流閥組成的節(jié)流溢流閥，通過調節(jié)節(jié)流溢流閥即可實現定流 量輸送的功能，同時保持油路內壓力不會過大。對于工作油缸的選用，這里采用柱 塞缸的結構。試驗機的壓縮動作實現后，最重要的我們還應知道作用在試件上的壓 力大小，因此設計一由柱塞缸節(jié)流閥和單向閥組成的測力計油箱，通過它實時測試 作用于試件壓力的大小。在完成測試以后，我們需要把系統內的油液快速排出，因 此需要一電磁換向閥，來起到快速回油的作用。 1.2.3 各部分的校核計算 各部分的校核計算包括 1. 油缸尺寸的確定：油缸結構形式采用的是柱塞缸， 通過供油壓力計算得到油缸的尺寸，然后在進行缸筒強度的計算；2. 絲杠、絲母、 橫梁、等得計算；3. 橫梁上升降傳動的機構的計算；4. 油源路線的計算；5. 送油 閥的設計計算；6. 其他各個方面的設計計算。 1.3 設計結果 液壓技術的應用給壓力試驗機帶來了更為廣闊的發(fā)展空間。通過液壓技術的應 用大大降低了成本，提高了作業(yè)平穩(wěn)性、靈活性，并具有重量輕、體積小、運動慣 性小、反應速度快，操縱控制方便，可實現大范圍的無級調速等優(yōu)點。一般采用礦 物油作為工作介質，相對運動面可自行潤滑，使用壽命長。很容易實現直線運動， 且很容易實現機器的自動化。液壓式壓力試驗機的開發(fā)研制可以代替人的部分操作， 不僅能大大減輕勞動強度，提高產品質量和生產效率而且保證了人生安全。 在查閱了大量的理論知識資料和參觀工廠具體制造過程的基礎上，同時將四年 來所學的機械方面的理論知識綜合運用,設計出合理可行的液壓式壓力試驗機。使自 濟南大學畢業(yè)設計 - 3 - 己能夠做到學有所用，學以致用。 2 液壓式壓力試驗機結構設計 2.1 液壓缸的設計 液壓缸結構形式為柱塞缸 2.1.1 液壓缸工作壓力的確定 液壓缸內的工作壓力主要是根據液壓設備的類型及設計要求來確定的，根據 5000kn的設計要求及在液壓式壓力試驗機的設備要求，通過類比法，取工作壓力為 25mpa。 2.1.2 液壓缸內徑 d 和活塞桿直徑 d 的確定 圖 2.1 如上圖 2.11 所示，為柱塞缸簡圖,則有 （2-1）2 . 0 1025 105000 4 6 3 2 p f d 代入數據，可解的d=505mm，故可取d=500mm. 式中 p液壓缸工作壓力，由上面可知取p=25mpa； f液壓缸需要提供的工作壓力，f=5000kn； d活塞桿直徑； 由于工作壓力比較大，活塞直徑也比較大，為了便于密封，以及使液壓缸的總 體尺寸不會過大，這里去液壓缸內徑的大小d=500mm. 活塞缸直徑d的校核 濟南大學畢業(yè)設計 - 4 - 活塞缸直徑按下式進行校核，其中活塞缸的材料為鑄鋼 = （mm） （2-2） f d 4 3 . 252 10100 1050004 6 3 式中 f活塞桿上的作用力； 缸筒材料的許用應力。鑄鋼：=100mpa110mpa； 因此可以把活塞桿做成空心的形式，從而減少材料的用量，降低成本，并且降 低試驗機的整體質量。結合公式2.1-2和公式2.1-3，把活塞桿中間挖空，使其壁厚為 120mm，這樣按照截面積折合成實心桿件的直徑為427mm，仍然滿足使用要求。 2.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 液壓缸的壁厚要由液壓缸內的工作強度和液壓缸的材料來確定，這里我取缸體 和活塞桿的材料都為鑄鋼。 要選擇液壓缸的壁厚，首先要確保它能夠滿足強度的要求，測試缸體的強度滿 足情況，就要去缸體結構中最薄處得厚度進行計算。 壁厚按下式進行強度校核 （mm） （2-3） 71 101102 5 . 025 . 1 1025 2 6 6 dpy 取，故缸體的外徑為mm75 1 d （mm） （2-4）6502 1 dd 式中液壓缸壁厚（m）； d液壓缸內徑（m） ； 試驗壓力，取其為最大壓力的1.25倍（mpa）； y p 缸筒材料的許用應力。鑄鋼：=100mpa110mpa； 2.1.4 最小導向長度的確定 當活塞桿外伸到最大程度時，從活塞與缸體接觸面中點到缸蓋與活塞的接觸面 中點的距離 h 稱為最小導向長度，如下圖2.1.2所示。如果導向長度過短，那么液壓 缸的初始撓度將會增大，這樣便會對活塞缸的穩(wěn)定性造成威脅，因此設計時要注意 濟南大學畢業(yè)設計 - 5 - 保證一定的最小導向長度。 對于一般的液壓缸，求其導向長度可以采用一下公式進行計算 （mm） （2-5）260 2 500 20 200 220 dl h 圖 2.2 2.1.5 缸體長度確定 液壓缸缸體內部長度理論上應等于活塞行程和活塞寬度之和，本次設計所采用 的缸體結構為柱塞缸，活塞行程為200mm，再考慮到最小導向長度如圖2.1.2所示， 此外進出油及密封裝置的位置都應列入考慮的范圍，在畫圖過程中綜合比較得出缸 體長度為940mm，其中缸底厚度為100mm。 2.1.6 穩(wěn)定性校核 在壓縮試驗中，活塞桿必定要受到軸向載荷，它所承受的軸向力f不應超過能 夠使它保持穩(wěn)定工作所允許的臨界負載，從而避免其發(fā)生縱向彎曲，破壞了液壓 k f 缸的正常工作。的值與活塞的材料、截面形狀、直徑和長度以及液壓缸的安裝方 k f 式等都有關系。 活塞桿的穩(wěn)定性校核按下式進行 濟南大學畢業(yè)設計 - 6 - （2-6） k k n f f 式中 安全系數，一般取=24. k n k n 因為活塞桿的細長比 l/，且=20120，故其的值可以按 k r 21 21 k f 照下式來進行計算， （2-7） 2 2 )(1 k k r l fa f 式中 l安裝長度，l=890mm； 活塞桿截面的最小回轉半徑，取427mm； k r 柔性系數，其值為90； 1 由液壓缸支承方式決定的末端系數，其值為0.2； 2 f 由材料強度決定的實驗值，其值為3.4；值為； 8 10 7500 1 帶入數據計算得滿足穩(wěn)定性要求。 2.2 絲杠、絲母、橫梁與碟簧、推力軸承的計算 2.2.1 絲杠的設計及校核 絲杠的的設計計算，首先要分析絲杠的受力情況。在本設計中，絲杠起到承重 和導向的雙重作用，對于導向作用，要求安裝的的四根絲杠的軸線平行度要小，從 而保障橫梁保持水平狀態(tài)，也有利于橫梁結構傳動的平穩(wěn)性和效率。對于絲杠的承 重，在 濟南大學畢業(yè)設計 - 7 - 圖 2.3 上下壓盤的之間的試件進行壓縮試驗時，作用的試件上的5000kn力通過上壓盤、橫 梁、絲母傳遞到絲杠，由四個絲杠來承重，如圖2.2.1所示，其簡化受力圖如下圖所 示， 圖 2.4 圖中 f=5000kn，f 是四根絲杠分別承受的拉力。由上圖可以看出，由于四個絲 杠是關于橫梁對稱分布的，而且總受力 f 作用于橫梁的中心，故可知絲杠的受力 f 為 濟南大學畢業(yè)設計 - 8 - f=(n) (2-8) 6 3 1025 . 1 4 105000 4 f 絲杠的材料選用45號鋼 絲杠承受的軸向應力應滿足下列條件 （2-9） na p b 1 式中 p絲杠承受的軸向拉力，故p=f=1.25n； 6 10 絲杠承受的拉應力； a絲杠的最小截面積； 絲杠材料的許用抗拉應力，45 號鋼為 600mpa； b n安全系數，一般取35.這里取為n=4； 設絲杠的最小截面直徑為 d，那么最小截面積a=，將該式帶入公式2.2-2 2 4 d 可得d103mm，所以絲杠截面積最小處，去直徑也應大于103mm，具體尺寸還要結 合其他裝配零件的尺寸來確定。 絲杠的螺紋部分采用梯形螺紋導程為14mm，如下圖所示 圖 2.5 對于螺紋連接的強度計算，首先要根據其連接方式確定其螺紋桿的受力情況， 濟南大學畢業(yè)設計 - 9 - 然后就可以按照相應的強度據算公式來計算螺桿最危險截面的直徑（螺紋小徑） ，而 在上面選擇絲杠直徑的計算中，我們已經對絲杠的危險截面進行了相應的拉應力校 核，下面只需在進行彎矩校核就可以了。對于螺桿的其他部分如螺紋、絲母等的結 構尺寸，都是根據等強度條件或者以前的設計經驗來決定的，這種情況下，通常無 需再進行相應的校核計算，所以下面只對絲杠的彎矩進行校核。 首先在把橫梁模型近似理想化的情況下，可以求出絲杠的彎矩情況如下式 m=f l=1.25 10=0.8（mpa） （2-10） 622 5 . 04 . 0 6 10 當絲杠承受彎矩時，必然會有最大正拉力點和最大正壓力點，其校核方法基本 相同，但是一般材料的抗壓強度都遠大于其抗拉強度，故只要對其抗拉強度進行校 核即可，只要抗拉強度滿足了使用要求，抗壓強度也必將滿足條件。 圖 2.6 上圖為絲杠承受彎矩處得最小截面，下面對絲杠大最大拉力點進行校核，校核 公式如下所示， （2-11） b y b i xm max 濟南大學畢業(yè)設計 - 10 - 式中在受拉一邊最大的拉應力（pa）; 彎矩，即； b mmmb xmax截面邊緣到中性軸的距離（m） ； i 截面對y-y的抗彎慣性矩（） ； y 4 m 材料的抗拉許用應力（pa） ； b 其中 i 可用下式來求得； y i = （2-12） y 64 4 d 式中 d最危險截面的直徑 d=2r； 代入數據，聯立公式（2.2-4）和(2.2.-5)可得到絲杠滿足使用條件的要求 2.2.2 絲母的計算 如圖 2.2.1 所示，絲杠并不能和橫梁、蝸桿等直接接觸，需要通過如圖所示的絲 母來實現以下功能，在進行壓縮試驗時，橫梁受到來自上壓盤的作用力 f，此力 f 必將傳遞給其固定件絲杠，這樣就需要給絲母設計成如圖所示的軸肩形式，這種結 構就會是絲母承受剪切應力，下面下對其進行校核。 有裝配圖可知，軸肩的高度為 56mm，并且絲母的材料為 q600-2，其抗剪切強 度高于抗拉伸強度，而其抗拉伸強度為 600mpa，故只要證明其剪切應力小于 600mpa 即可。 切應力公式如下所示， （2-13） a fs 式中 f 絲母所受的剪切力，其值等于f=1.25n； s 6 10 a切應力作用的豎向面積； a=（m ） （2-14）032 . 0 056 . 0 18 . 0 2 濟南大學畢業(yè)設計 - 11 - 將公式（2.2-7）帶入(2.2.-6)計算可得切應力的大小為mpa，可見其值遠低 5 . 39 于剪切應力許用值。在這種連接件的剪切面上，其實際的應力情況其實是比較復雜 啊，它不可能是單純的均勻分布，而通過上式所得的切應力只是理想化的平均切應 力，它只是一個名義上的切應力而已，它并不能真實的代表絲母所受的切應力，所 以這里我們要給它加上一定的安全系數 n，n 一般取值 24，但是顯然即使如此， 絲母仍然能夠滿足使用要求。 對于絲母的長度設計，由于在調節(jié)橫梁上下移動的過程中，是通過電機帶動蝸 桿蝸輪傳動、絲母絲杠傳動來實現的，絲母上下通過軸肩和推力軸承來帶動橫梁的 上下移動。故絲母的長度要受到橫梁尺寸的影響，參照現有產品的橫梁一般尺寸從 而選定絲母的尺寸，具體結構和尺寸見裝配圖所示。 2.2.3 橫梁與碟簧的計算 在上面絲母的計算中，已經說明，橫梁的設計時參照現有產品的結構和尺寸通 過類比的方法選擇的，具體的尺寸需要在裝配圖中結合其他的零件（如碟簧、推力 軸承、絲母、碟簧壓緊螺母等）的尺寸來確定、 對于碟簧尺寸的確定，是參照國標gb/t 1972-2005來確定的，具體尺寸見圖 圖 2.7 2.2.5，圖中各個字母標注所代表的尺寸分別為 碟簧內徑d=182mm； 碟簧高度 h =27mm； o 碟簧厚度 t =17.5mm； o 碟簧外徑d=355mm； 此外圖中所標高度 h =9.5mm； o 2.2.4 推力軸承的計算 濟南大學畢業(yè)設計 - 12 - 如圖2.2.1所示，絲母向下移動時，通過軸肩的作用就可以帶動橫梁也向下移動， 從而實現上壓盤的下移動作，但是絲母的下端不能夠在設計軸肩這種結構了，需要 尋找一種替代結構，并且我們可以看出它還必須要在保障絲母的轉動不受影響，又 能承受純軸向力，所以采用推力球軸承，根據國標gb/ 301-1995查的選用型號為 51136的推力球軸承。 2.3 橫梁升降傳動機構的計算 對于升降傳動機構的設計，首先要選擇其運動的動力源，根據設計任務書的要 求，這里我們選用型號為y160l-6的y系列三相異步電動機其額定功率為11kw，滿 載轉速為970r/min。對于橫梁的上下移動需要在四根絲杠絲母傳動的協調配合下實現， 如果其中有一根絲杠的傳動較快或較慢都會影響橫梁的上下移動及位置狀態(tài)，進而 影響到整個試驗機的測試性能。所以必須保證四根絲杠與絲母的同步傳動，為此， 我們采用雙輸出軸電機來實現 圖 2.8 電機水平安置在橫梁，這樣就又會出現一個問題，那就是要把電機主軸的水平 運動轉換絲杠絲母的豎直方向上的運動。為了解決這一問題，我們采用蝸輪蝸桿結 構。 這樣首先電機的主軸上裝有同步帶輪與蝸桿軸上的帶輪通過同步帶傳動將運動傳遞 給蝸桿軸，然后處于同一側的兩蝸桿軸通過連接套連接在一起，并一起以相同的轉 速進行進行轉動，最后安裝在蝸桿軸上的蝸桿與安裝在絲母上的蝸輪實現傳動，如 上圖所示。 下面對各傳動件的傳動比進行計算 已知電機的轉速為970r/min，而設計要求橫梁的移動速度為150mm/min，又已知 絲杠的導程為14mm，故絲母的轉動速度為150/14（r/min），所以從電機到絲母的總傳 濟南大學畢業(yè)設計 - 13 - 動比為 （2-15）90 150 14 970i 總的傳動比為90，需要通過兩次減速裝置來實現，即同步帶傳動和蝸輪蝸桿傳 動經過綜合比較和布局分析可以得出其合適的傳動比分布如下式 （2-16）90 2 3 1 60 i 即蝸輪蝸桿的傳動比為60:1，蝸桿為單頭，所以蝸輪的齒數為60，初定安裝在 電機主軸上的同步帶輪齒數為18，安裝在蝸桿軸上的帶輪齒數為27 。下面先進行 同步帶傳動的設計計算。 2.3.1 同步帶的設計計算 圖 2.9 濟南大學畢業(yè)設計 - 14 - 下面開始設計計算同步帶傳動，此時已知的條件有：小帶輪的轉速，大小帶輪 的傳動比，傳遞的額定功率。設計的內容包括設計功率、選定帶型和節(jié)距、小齒輪 的齒數、小帶輪節(jié)圓的直徑、大帶輪的齒數、大帶輪節(jié)圓的直徑帶速、軸間距、帶 長及其齒數、小帶輪嚙合齒數、基本額定功率、帶寬。 1.設計功率的計算，按以下公式計算 d p = （2-17） d ppka 式中p傳遞的功率，p=11kw； 載荷修正系數，查表“載荷修正系數”得=1.1； a k a k a k 代入數據求得其結果為=12.1kw； d p 2.選定帶型、節(jié)距 根據和由梯形齒同步帶選型圖選取帶型和節(jié)距，經過比較選擇及查閱相應 d p 1 n 資料得出選用 h 型標準同步帶，其節(jié)距=12.7mm，如下圖所示。 b p 圖中各參數的含義如下： 帶型：h 節(jié)距：12.700 b p 齒形角 2:40 齒根厚 s：6.12 齒高：2.29 t h 帶高：4.3 s h 濟南大學畢業(yè)設計 - 15 - 圖 2.10 齒根圓角半徑：1.02 r r 齒頂圓角半徑：1.02 a r 3.小帶輪齒數的選擇計算 1 z 對于帶輪齒數的選擇，首先應該滿足的條件，對于值見表“小帶 1 z min z min z 輪的最小齒輪” ，在滿足上述要求的情況下，選擇=18. min z 1 z 4.小帶輪節(jié)圓直徑的設計與計算 對于小帶輪節(jié)圓直徑的設計計算，可以按照以下公式進行計算 （2-18） b pz d 1 1 式中 小帶輪的齒數，如上所定取為18； 1 z h 型標準同步帶的節(jié)距，=12.7mm； b p b p 代入數據求得小帶輪節(jié)圓直徑=72.8mm，然后查閱表“標準同步帶輪的直徑” 1 d 可取=71.39mm。 1 d 5.大帶輪齒數的計算 濟南大學畢業(yè)設計 - 16 - 對于大帶輪齒數的計算按照下式進行 2 z =i=1.5 （2-19） 2 z 1 z2718 式中 i大小帶輪的傳動比，在已知中已列出，i=1.5； 小帶輪的齒數，如上所定取為18； 1 z 6.大帶輪節(jié)圓直徑的設計與計算 對于大帶輪節(jié)圓直徑的設計計算，可以按照以下公式進行計算 （2-30） b pz d 2 2 式中大帶輪的齒數，已經計算得出取為 27； 2 z h 型標準同步帶的節(jié)距，=12.7mm； b p b p 代入數據求得大帶輪節(jié)圓直徑=109mm，然后查閱表“標準同步帶輪的直徑” 2 d 可取=107.78mm。 2 d 7.帶速的計算 對于帶速 v 的計算按下式進行 =0.07139=3.625m/s (2-31) 11n dv 60 970 求得v=3.625m/s，滿足 v的條件，通常對于 h 型同步帶 v=40m/s。 max v max 8.初定軸間距 a 結合裝配圖中其他零件的尺寸，以及在橫梁的上的合理布局，選定軸間距 a=248mm。顯然它滿足條件 0.7（d） （2-32） 21 d)(2 21 dda 9.帶長 l 及其齒數 z 的計算 濟南大學畢業(yè)設計 - 17 - 帶長 l 的計算按照下式進行 l=2a+ （2-33） a dd dd 4 )( )( 2 2 12 21 式中a前面初定的軸間距，a=248mm； 小帶輪的直徑，=71.39mm； 1 d 1 d 打打論的直徑，=107.78mm； 2 d 2 d 代入數據可求得 l=535mm，根據表“梯形齒同步帶的節(jié)線長系列及極限偏差”可 知，帶長選為535mm合適。那么帶輪的齒數就可由下式求得： z= （2-34）42 7 . 12 535 b p l 式中選定的h型同步帶的節(jié)距，=12.7mm； b p b p 所以由上式可知帶輪的齒數為42，那么初定的軸間距合適，最終兩帶輪的軸間 距就為248mm。 10.小帶輪的嚙合齒數 z 的計算 m 下面計算在同步帶運行過程中小帶輪的嚙合齒數 z ，按照下式來計算 m z =ent （2-35） m )( 22 12 2 11 zz a zpz b 式中可以?。?2 2 1 20 1 小帶輪的直徑，=71.39mm； 1 d 1 d 打打論的直徑，=107.78mm； 2 d 2 d a 兩帶輪的軸間距，a=248mm； 選定的h型同步帶的節(jié)距，=12.7mm； b p b p 濟南大學畢業(yè)設計 - 18 - 代入數據解的 z =8.58. m 11.基本額定功率 p 的計算 0 基本額定功率是指前面選擇的 h 型同步帶的基準寬度 b的額定功率，b的值 0s0s 可以通過表“同步帶的基準寬度 b”查的為 76.2mm，基本同步功率的計算按照下 0s 式進行 p （2-36） 1000 )( 2 0 vmvta 式中 t 寬度為 b的帶的許用工作拉力（n） ，查表“基準寬度同步帶的許 a0s 用工作拉力 t 和單位長度的質量”可查的 t =2100.85n； aa 式中m寬度為 b的帶單位長度的質量（kg/m），查表“基準寬度同步帶的 0s 許用工作拉力 t 和單位長度的質量”可查的m=0.448（kg/m）； a 式中v同步帶的帶速，v=3.625m/s； 帶入數據可以求出 p =7.59kw； 0 12.帶寬的計算 經過上面的計算，下面通過如下公式來進行帶寬的計算 （2-37） 0 s0 14. 1b pk p b z b s 式中 k 嚙合齒數系數，因為 z =8.58查表可得 k =1； zmz 帶入數據到上式中然后查表“梯形齒同步帶寬度”取=60mm； s b s b 2.3.2 蝸輪蝸桿傳動的設計與計算 對于蝸輪蝸桿的傳動的設計計算，要設計的主要參數有模數m、壓力角、蝸 桿頭數 z 以及蝸桿的直徑，蝸輪的齒數以及分度圓直徑等。 2 濟南大學畢業(yè)設計 - 19 - 圖 2.11 1.首先選擇蝸輪蝸桿傳動的傳動類型 根據gb/t100851988的推薦，本設計中的蝸輪蝸桿傳動采用漸開線蝸桿（zi） 。 2.選擇蝸輪蝸桿的材料 在本次設計的課題中，蝸桿所承受的傳動功率并不是很大，傳動所要求的速度 也很慢，故蝸桿選用的材料為45鋼，蝸桿螺旋齒面要進行淬火，硬度為 45 55hrc；對于蝸輪的材料，參照機械設計課本中的推薦材料選用鑄造錫磷青銅 zcusn10p1，金屬模鑄造。 3.按照齒面的接觸疲勞強度進行設計計算 參照機械設計課本的設計過程，首先按照齒面接觸疲勞強度進行計算，對于傳 動的中心距應滿足一下公式的要求 （2-38） 3 2 2 )( h pez z kta （1）首先計算電機通過同步帶作用在蝸輪上的轉矩t 取蝸桿的頭數為1，傳遞效率估取為0.8，則有 濟南大學畢業(yè)設計 - 20 - t=9549= 2 23 10 n p in p / 109549 1 3 =9549n mm=7.8 n mm （2-39） 60/ 7 . 646 8 . 011 103 5 10 （2）確定載荷系數 k 在本設計中的蝸輪蝸桿傳動工作載荷比較穩(wěn)定，可以取載荷分布不均勻系數 k =1；選取使用系數 k =1.15；蝸輪蝸桿在工作中的轉速不高，承受的沖擊不大， a 故可取動載荷系數 k =1.05；那么有 v k= (2-40)21 . 1 05 . 1 15 . 1 1 va kkk (3)選擇彈性影響系數 ze 參照課本，因為選用的蝸輪材料為鑄錫磷青銅，蝸桿的材料為45鋼，故可以取 z =160mpa。 e 2 1 （4）接觸系數 z 的確定 p 假設蝸桿分度圓的直徑 d 與蝸輪蝸桿傳動的中心距 a 的比值為0.45，查閱機械 1 設計課本圖11-18 可知 z=2.65. p （5）許用接觸應力的確定 h 因為蝸輪的材料采用了鑄錫磷青銅zcusn10p1,鑄造方法為金屬模鑄造，查表 “鑄錫青銅蝸輪的基本許用接觸應力”可得=268mpa。 h h 1 因此應力循環(huán)次數可以按照下式來計算 n=60jn=601.3 (2-41) h l 2 20000 60 7 . 646 1 7 10 壽命系數為 （2-42）9684 . 0 103 . 1 10 8 7 7 hn k 濟南大學畢業(yè)設計 - 21 - 那么有 = （2-43） h mpak hhn 2609684 . 0 268 1 （6）確定中心距 136mm； （2-44） mma 3 25 ) 260 65 . 2 160 (108 . 721 . 1 取中心距為 160mm，查表“普通圓柱蝸桿基本尺寸和參數及其與蝸輪參數的匹 配”可得模數m=4，蝸桿分度圓直徑 d =80mm。此時，從圖“圓柱蝸桿傳動 1 5 . 0 1 a d 的接觸系數 z ”查的 z 1=2.6，小于之前的2.65，所以以上計算成立。 pp 4 確定蝸桿蝸輪的主要參數與幾何尺寸 （1）蝸桿 蝸桿的軸向齒距為 p =mm；其直徑系數q=20；齒頂圓直徑為 a 57.12m d=88mm；齒根圓直徑為 d=70.4mm；分度圓導程角為 3. al1f 1 13 （2）蝸輪 蝸輪的齒數為z=60；變位系數x=0.125mm 蝸輪分度圓直徑d=mz=4x60=240mm 蝸輪齒根圓直徑 d230.4mm f 蝸輪齒頂圓直徑 d =248mm a 取蝸輪的厚度h=40mm 5.齒根彎曲疲勞強度的校核計算 對于齒根彎曲疲勞強度的校核要應用一下公式進行 （2-45） yy mdd kt faf2 21 53 . 1 f 要計算上式，首先求出蝸輪的當量齒數 濟南大學畢業(yè)設計 - 22 - =60.3 （2-46） 13 3cos 60 cos 33 2 2 z zv 然后根據已知的條件：變位系數為0.125，當量齒數為60.3查閱圖“蝸輪的齒形 系數”可得齒形系數24 . 2 2 fa y 一局一下公式求得其螺旋角系數 y 為 y =1-0.977 （2-47） 140 其許用彎曲應力為 （2-48） fnff k 因為蝸輪的材料為鑄錫磷青銅 zcusn10p1，查閱表“蝸輪的基本許用彎曲應力” 可得=56mpa。 f 其壽命系數可以按下式求得 0.752 （2-49） 9 7 6 103 . 1 10 fn k 所以=42.113mpa fnff k 所以=37.228mpa yy mdd kt faf2 21 53 . 1 所以彎曲強度是滿足的。 2.4 上下壓盤的設計 關于上下壓盤的設計，設計任務書中的要求是：上下壓盤的尺寸為 600 800mm，上下壓盤的間距為 01500mm，因此這里對于上下壓盤的尺寸就首先確 定為 600 800mm，而上下壓盤的間距的設計應該與絲杠的設計放在一起，結合試驗 機的其他各部件在絲杠上的安裝情況及其尺寸，確定絲杠的總長度，并要保證上下 濟南大學畢業(yè)設計 - 23 - 壓盤的間距為 1500mm，對于下壓盤的結構就是 600 800 70 的一普通長方體壓板即 可。只是在其下表面的中心處有一定位槽與活塞背帽上的定位槽通過一定位塊相配 合，確保下壓盤的位置精確度。但是在對上壓盤的結構設計中，就需要考慮到受壓 縮的試件其表面不能保障絕對的水平，這樣一來，在進行壓縮試驗時，就可能導致 試件的承重部位受力過大，即影響了試驗的精度，又可能會對事件造成破壞。因此 我們在上壓盤上設計一球面與球面座，然后使上壓盤與球面座的連接通過彈簧來實 現，這種結構的優(yōu)點就在于在進行壓縮試驗中，上壓盤在與試件接觸后可以相對于 豎直方向在任何方向上有一定量的角度變化，從而解除以上問題。 濟南大學畢業(yè)設計 - 24 - 3 液壓動力系統的設計 對于液壓動力系統的設計計算，參照油路原理圖可以看出，在此液壓系統中所 使用的個構件都是成品，在這里只完成對液壓泵和電機的選擇以及油箱的設計計算。 3.1 液壓泵的選擇 通過設計任務書的要求可以知道，工作臺的移動速度為200mm/min，即在正常工 作狀態(tài)下，油缸活塞的移動速度為200mm/min，即 v=3.33m/s。 3 10 而活塞的橫截面積為 a= （3-1） 222 196 . 0 5 . 0 44 md 那么液壓缸在正常運行時的流量為 q=va=3.33=3.92=39.2l/min （3-2） 3 1060196 . 0 2 10min/ 3 m 根據以上的計算結果，查看機械設計手冊可得選用外嚙合齒輪泵，型號為p， 其排量20ml/r，轉速為2400r/min。容積效率。0.9 n 下面對液壓泵的流量進行校核： q=20 （3-3） n qnmin/ 2 . 439 . 02400l 顯然滿足使用條件 3.2 電機的選擇計算 電機的選擇可以用以下公式來計算 （3-4） ss p qp q n n 濟南大學畢業(yè)設計 - 25 - 式中液壓系統供油壓力，取為 25 mpa s p 液壓泵流量，為 48 l/minq 液壓驅動系統效率，取 0.95 代入數據求得 n=21.74kw 查閱機械設計手冊，選擇型號為 y180m-2 三相異步電動機。 3.3 油箱的設計計算 選擇油箱的容積量與液壓系統的流量有關系，其容量的設計與選擇可以從散熱 角度進行考慮?？荚賾]冷卻散熱后，可以從熱平衡角度計算出油箱容量，則有 (3-5)vq 式中液壓泵額定流量q 與系統壓力有關的經驗數字，高壓系統可取=9 液壓油箱有效容積v 所以 v=9432l48 對于油箱的外形可以選擇型號為 bex-250，其外形尺寸為 1000、650、680. 濟南大學畢業(yè)設計 - 26 - 4 結 論 在機械行業(yè)飛速發(fā)展的進程中，液壓式壓力試驗機被廣泛的應用于各個行業(yè)。 這次的課題設計內容就是完成 5000kn 液壓式壓力試驗機的設計，為了完成設計任務， 需要在進行了大量的試驗機文獻查閱、相應的車間實習及對現有壓力試驗機的整體 框架及主要結構、動力系統的功能實現方式進行了認真的分析和總結之后，結合設 計任務書的技術參數要求，完成對本課題的設計，其中包括 1.主機的設計，包括油 缸的設計、機架的設計、試驗空間的調整方式設計等。2.油源的設計。3.送油閥、回 油閥的設計。 液壓式壓力試驗機的的設計過程包括了機械設計任務和液壓設計任務兩個重要 的方面，是一次綜合性的設計，此次設計的主要內容充分運用了我在過去四年中所 學過的各門課程，其中有我熟知的也有我比較模糊的知識點，總結起來一般有以下 幾點： （1）通過液壓式壓力試驗機的設計，幫助我把在以往的學習過程中所獲得的理 論知識在這次的實際設計中得到了充分的運用，使我對這些知識的理解與應用方面 都有了很大程度上的鞏固和進步，使我把理論知識和具體的生產實踐的結合起來。 可以說，這次液壓式壓力試驗機的設計會為我今后職業(yè)打下了堅實的基礎。 （2）通過液壓式壓力試驗機的設計，充分鍛煉了自己獨立自主地進行機械設計 和液壓設計的能力，有了初步的入門知識，形成了一套適合自己的設計思路，特別 是掌握了對液壓閥塊、油箱、液壓泵及電機等液壓元件的設計與應用，為今后的設 計工作打下良好的基礎。 （3）在設計過程中，我需要查找大量的資料，學習或穩(wěn)固大量的知識，比如對 于之前一直都不太明白的回火、退火、調制、淬火等鋼的常用熱處理方法都有了一 定的系統新認識。 當然在設計的整體過程中也遇到了大量的問題和困難，比如對壓力試驗機的整 體的結構及運行方式都不是很了解，對于四年內所學的理論知識大量的遺忘，對于 各種資料的搜集與查閱都找不到地方?？偨Y起來就導致自己在設計的初期不知道從 哪里開始設計，也不知道每天到底該干些什么，了解與引用那些方面的知識。簡單 的來說就是對于畢業(yè)設計的入門比較困難，以至于之前浪費了很多寶貴的時間，因 此我建議學校在以后的課程安排中加大對學生查閱資料的能力的提升，多安排一些 相關的課題學習。另外，我感覺我對液壓技術的學習還遠遠不夠，而且對于這方面 的學習還遠遠不夠，因此建議學校應該增加一些對液壓知識應用方面的活動，比如 濟南大學畢業(yè)設計 - 27 - 針對液壓技術方面的課程設計或設計大賽等等。 參 考 文 獻 1 孫善欽，項祖豐. 300kn 恒加荷壓力試驗機控制系統的研究j.電腦與信息技術， 2005，13（4）：16-18. 2 費千，徐發(fā)淙，王寶軍，劉永生.軸承試驗機液壓加載裝置性能分析j.大連海事大學學報， 2001，27（3）：103-109. 3 褚連娣.軸承變載荷壓力試驗機液壓加載系統設計j.機床與液壓,2010，38（12）：