5000kn压力试验机的设计毕业设计(编辑修改稿)

5000kn压力试验机的设计毕业设计(编辑修改稿)内容摘要：

强度满足了使用要求，抗压强度也必将满足条件。 图 上图为丝杠承受弯矩处得最小截面，下面对丝杠大最大拉力点进行校核，校核公式如下所示， byb IXM   m ax （ 211） 式中  —— 在受拉一边最大的拉应力（ Pa）。 济南大学毕业设计 10 bM —— 弯矩，即 MMb ； Xmax—— 截面边缘到中性轴的距离（ m）； Iy —— 截面对 yy 的抗弯惯性矩 （ 4m ） ； b —— 材料的抗拉许用应力 （ Pa）； 其中 Iy 可用下式来求得； Iy = 644D （ 212） 式中 D—— 最危险截面的直径 D=2R； 代入数据，联立公式（ ）和 ()可 得到丝杠满足使用条件的要求 丝母的计算 如图 所示，丝杠并不能和横梁、蜗杆等直接接触，需要通过如图所示的丝母来实现以下功能，在进行压缩试验时，横梁受到来自上压盘的作用力 F，此力 F 必将传递给其固定件丝杠，这样就需要给丝母设计成如图所示的轴肩形式， 这种结构就会是丝母承受剪切应力， 下面下对其进行校核。 有装配图可知，轴肩的高度为 56mm，并且丝母的材料为 Q6002，其抗剪切强度高于抗拉伸强度，而其抗拉伸强度为 600MPa，故只要证明其剪切应力小于 600MPa即可。 切应力公式如下所示， AFs （ 213） 式中 Fs —— 丝母所受的剪切力，其值等于 f= 610 N； A—— 切应力作用的竖向面 积； A= 0 3 5  （ m2 ） （ 214） 将公式 （ ） 带入 ()计算可得切应力的大小为  MPa，可见其值远低于剪切应力许用值。 在这种连接件的剪切面上，其实际的应力情况其实是比较复杂啊，济南大学毕业设计 11 它不可能是单纯的均匀分布，而通过上式所得的切应力只是理想化的平均切应力，它只是一个名义上的切应力而已，它并不能真实的代表丝母所受的切应力，所以这里我们要给它 加上一定的安全系数 n， n 一般取值 2— 4，但是显然即使如此，丝母仍然能够满足使用要求。 对于丝母的长度设计，由于在调节横梁上下移动的过程中，是通过电机带动 蜗杆蜗轮传动、丝母丝杠传动来实现的，丝母上下通过轴肩和推力轴承来带动横梁的上下移动。 故丝母的长度要受到横梁尺寸的影响，参照现有产品的横梁一般尺寸从而选定丝母的尺寸，具体结构和尺寸见装配图所示。 横梁与碟簧的计算 在上面丝母的计算中，已经说明，横梁的设计时参照现有产品的结构和尺寸通过类比的方法选择的，具体的尺寸需要在装配图中结合其他的零件（如碟簧、 推力轴承、丝母、碟簧压紧螺母等）的尺寸来确定、 对于碟簧尺寸的确定，是参照国标 GB/T 19722020 来确定的，具体尺寸见图 图 ， 图中各个字母标注所代表的尺寸分别为 碟簧内径 d=182mm； 碟簧高度 Ho =27mm； 碟簧厚度 to=； 碟簧外径 D=355mm； 此外图中所标高度 ho =； 推力轴承的计算 如图 所示，丝母向下移动时，通过轴肩的作用就可以带动横梁也向下移动，从而实现上压盘的下移动作，但是丝母的下端不能够在设计轴肩这种结构了，需要寻济南大学毕业设计 12 找一种替代结构，并且我们可以看出它还必须要在保障丝母的转动不受影响，又能承受纯轴向力， 所以采用推力球轴承，根据国标 GB/ 3011995 查的选用型号为 51136 的推力球轴承。 横梁升降传动机构的计算 对于升降传动机构的设计 ，首先要选择其运动的动力源，根据设计任务书的要求，这里我们选用型号为 Y160L6 的 Y 系列三相异步电动机其额定功率为 11KW，满载转速为 970r/min。 对于横梁的上下移动需要在四根丝杠丝母传动的协调配合下实现，如果其中有一根丝杠的传动较快或较慢都会影响横梁的上下移动及位置状态，进而影响到整个试验机的测试性能。 所以必须保证四根丝杠与丝母的同步传动，为此，我们采用双输出轴电机来实现 图 电机水平安置在横梁，这样就又会出现一个问题，那就是要把电机主轴的水平运动转换丝杠丝母的 竖直方向上的运动。 为了解决这一问题，我们采用蜗轮蜗杆结构。 这样首先电机的主轴上装有同步带轮与蜗杆轴上的带轮通过同步带传动将运动传递给蜗杆轴，然后处于同一侧的两蜗杆轴通过 连接套连接在一起，并一起以相同的转速进行进行转动，最后安装在蜗杆轴上的蜗杆与安装在丝母上的蜗轮实现传动 ，如上图所示。 下面对各传动件的传动比进行计算 已知电机的转速为 970r/min，而设计要求横梁的移动速度为 150mm/min， 又已知丝杠的导程为 14mm，故丝母的转动速度为 150/14（ r/min） ，所以从电机到丝母的总传动比为 9015014970 i （ 215） 济南大学毕业设计 13 总的传动比为 90，需要通过两次减速装置来实现，即同步带传动和蜗轮蜗杆传动经过综合比较和布局分析可以得出其合适的传动比分布如下式 9023160 i （ 216） 即蜗轮蜗杆的传动比为 60:1，蜗杆为单头，所以蜗轮的齿数为 60， 初定 安装在电机主轴上的同步带轮齿数为 18，安装在蜗杆轴上的带轮齿数为 27。 下面先进行同步带 传动 的设计 计算。 同步带的设计计算 图 下面开始 设计计算 同步带传动，此时已知的条件有：小带轮的转速，大小带轮的传动比，传递的额定功率。 设计的内容包括设计功率、选定 带型和节距、小齿轮的齿数、小带轮节圆的直径、大带轮的齿数、大带轮节圆的直径带速、轴 间距、带长及其齿数、小带轮啮合齿数、基本额定功率、带宽。 济南大学毕业设计 14 dP 的计算，按以下公式计算 dP = PKA （ 217） 式中 P—— 传递的功率， P=11KW； AK —— 载荷修正系数，查表“载荷修正系数 AK ”得 AK =； 代入数据求得其结果为 dP =； 、节距 根据 dP 和 1n 由梯形齿同步带选型图选取带型和节距，经过比较选择及查阅相应资料得出选用 H 型标准同步带，其节距 bP =，如下图所示。 图中各参数的含义如下： 带型： H 节距 bP ： 齿形角 2  :40 齿根厚 s： 齿高 th ： 带高 sh ： 济南大学毕业设计 15 图 齿根圆角半径 r ： 齿顶圆角半径 ar ： 1Z 的选择计算 对于带轮齿数的选择，首先 应该满足 1Z minZ 的条件，对于值 minZ 见表“小带轮的最小齿轮 minZ ”，在满足上述要求的情况下，选择 1Z =18. 对于小带轮节圆直径的设计计算，可以按照以下公式进行计算 bPZd 11  （ 218） 式中 1Z —— 小带轮的齿数，如上所定取为 18； bP —— H型标准同步带的节距， bP =； 代入数据 求得小带轮节圆直径 1d =，然后查阅表“标准同步带轮的直径”可 取 1d =。 对于大带轮齿数 2Z 的计算按照下式进行 济南大学毕业设计 16 2Z =i 1Z = 2718 （ 219） 式中 i—— 大小带轮的传动比，在已知中已列出， i=； 1Z —— 小带轮的齿数，如上所定取为 18； 径的设计与计算 对于大带轮节圆直径的设计计算，可以按照以下公式进行计算 bPZd 22  （ 230） 式中 2Z —— 大 带轮的齿数， 已经计算得出取为 27； bP —— H型标准同步带的节距， bP =； 代入数据求得大带轮节圆直径 2d =109mm， 然后查阅表“标准同步带轮的直径”可取 2d =。 对于带速 v 的计算按下式进行 11ndv  = 60970 =(231) 求得 v=，满足 v maxv 的条件，通常对于 H 型同步带 vmax =40m/s。 a 结合装配图中其他零件的尺寸，以及在横梁的上的合理布局，选定轴间距a=248mm。 显然它满足条件 （ d 21 d ） )(2 21 dda  （ 232） L及其齿数 Z的计算 带长 L 的计算按照下式进行 济南大学毕业设计 17 L=2a+ adddd 4 )()(2 21221  （ 233） 式中 a—— 前面初定的轴间距， a=248mm； 1d —— 小带轮的直径， 1d =； 2d —— 打打论的直径， 2d =； 代入数据可求得 L=535mm，根据表“梯形齿同步带的节线长系列及极限偏差”可知，带长选为 535mm 合适。 那么带轮的齿数就可由下式求得： Z= 42 bPL （ 234） 式中 bP —— 选定的 H 型同步带的节距 ， bP =； 所以由上式可知带轮的齿数为 42，那么初定的轴间距合适，最终两带轮的轴间距就为 248mm。 Zm的计算 下面计算在同步带运行过程中小带轮的啮合齿数 Zm，按照下式来计算 Zm=ent   )(22 122 11 ZZaZPZ b （ 235） 式中221可以取 201 ； 1d —— 小带轮的直径， 1d =； 2d —— 打打论的直径， 2d =； a —— 两带轮的轴间距， a=248mm； bP —— 选定的 H 型同步带的节距， bP =； 代入数据解的 Zm=. P0 的计算 济南大学毕业设计 18 基本额定功率是 指 前面选择的。