东北大学精密仪器弹簧压力表课程设计说明书.docx
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东北大学精密仪器弹簧压力表课程设计说明书
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
第一章课程说明3
1.1课程设计的目的.3
1.2课程设计的内容.3
1.3课程设计的要求.4
第二章课程内容..5
2.1设计方案..5
2.1.1标尺指针5
2.1.2齿轮传动5
2.1.3曲柄滑块机构5
2.1.4弹簧管5
2.1.5游丝5
2.2计算及测量.....6
2.2.1弹簧管7
2.2.2齿轮传动机构..…....12
2.2.3曲柄滑块机构..……....13
2.2.4齿轮大小的设计………………………………………..……16
2.2.5轴承的设计…………………………………………………..18
2.2.6游丝的设计……………………………………………..……19
2.2.7表盘及指针的设计…………………………………..……20
2.3仪表非线性设计误差计算..……..21
2.4立体截图..24
2.5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；
训练机械设计的基本技能，包括正确使用有关国豕标准及技术规范，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
测量下限制为0，测量上限制为0.6，单位为MPa（10kgf/cm）
（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，
B100mm，aM201.5，s170.28L200.52，
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
计算结果
（5）仪表结构图
图1.1
图1.2图1.3
1.3设计要求
（1）设计装配图1张（A3图纸，594841）
（2）零件图2张（A4图纸，297420）
（3）设计说明书1份
设计内容
计算结果
第二章课程内容
2.1设计方案
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。
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。
设计内容
计算结果
2.2测量计算
一、原始参数的设定
表2.2.1原始参赛设定
毛胚外径
壁厚
簧管内径
截面短轴
量程上限
d
h
Di
2B
P
15mm
0.5mm
64mm
4.9mm
0.6Mpa
弹性模量
纯中心角
自由端长
分度数
机构组数
E
f
N
n
112700Pa
250
5.0mm
60
25
、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a
10.1325mm
2.2
0.5
0.1678
0.43
mm
mm
系数B
纯中心角
簧管中径
自由端长
自由端角w
Y
R
f
0.122
250°
34.45mm
5.0mm
管端位Smax
自由位移
连杆长1
曲柄长r
偏距e
S'max
2.6873
2.7278
24.4103
9.7641
11.7169
mm
mm
mm
mm
mm
压力角
传动角
滑块夹角
连杆夹角
初始角ao
（J）o
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。
Smax和Smax的关系如图2.1
图2.1结构草图
设计内容
计算结果
弹簧管的相关数据计算如下：
A=10.3825mm
1•弹簧管的尺寸规格
a=10.1325mm
根据椭圆的性质，
b=2.2mm
2（2A2B）
3.1416（2B
h）3.1416
（dh）
（2.2.1）
R=34.45mm
外长轴半径A
（d2B）3.1416/4B
X=0.1678
（1522.45）3.1416/4
2.45
（2.2.2）
10.3825mm
簧管内长半轴
aAh/
210.3825
0.5/2
10.1325mm
（2.2.3）
簧管内短半轴
bBh/
22.45
0.5/22.2mm
（2.2.4）
弹簧中径
RD/2
B64/2
2.4534.45mm
（2.2.5）
参数
XRH/a2
34.450.
5/10.13252
0.1678
（2.2.6）
2.弹簧管中心角相对变化量
P12
R2（1
b2）
E
bh（1
a2）X2
（2.2.7）
cc10.3234.452
n（2
2.22
12
10.13252
0.
=1127002.20.5
0.43
0.1220.16782
=0.01426
设计内容
计算结果
3.⑴自由端铰销中心B最大位移
图2.2传动草图
Smax=2.6873mm
设计内容
计算结果
（2）自由端A的最大位移
⑶Smax,S'与0切线t-t的夹角分别为:
11cos
tan
sin
tan
/fcos
1cos
1R
fsin
sin
R
小小54.3633cos10cos250
tan1
34.45
54.3633sin10
4.3633sin250
34.45
20.73
4.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
pR2
2
a
b2
2a
3
X2
PR2
2
a
b2
2a
3
X2
（）
（）
（2.2.12）
（2.2.13）
式中和需要从表中查出。
“+”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
弹簧管的
（2214）
dmax位置决定于弹簧管尺寸比例，有以下几种情况:
（1）
2时,
dmax在短轴上;
（2）
0时，须按公式计算各点的d，做d
的分布图，方能确定
dmax及其位置;
（3）
当a4'XRa2h
0.4时，强度危险点出现在长轴上。
当
u=0.3时，最大的当量应力d按下式计算:
（2.2.15）
2.66
X2
a=10.1325mmb=2.2mm
0.593
有基本尺寸知：
查表知：
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
R\b2dP—2（1一2）
aa
34.452
0.62
10.13252
69.425Mpa
Rb、2.66
2.22
~2
10.1325
2.66
0.1220.167820.593
（2.2.16）
弹簧管的安全系数
S=p2.15
d
（）
pSd2.1569.425149.264Mpa
设计内容
计算结果
根据所计算出的p149.264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p600MPa
2.2.2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：
1.选择速比
2.计算出扇形齿轮工作转角aw;
awL（）
ig
式中，一标度角，270
刚270
则aw20
13.5
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
贝根据ig玉得
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
m2a0226.0356-八
贝Um——0.1995（）
乙Z218243
在标准中选取齿轮模数m=0.2
设计内容
计算结果
3.精算中心距
11
a-mZ,Z2一0.21824326.1
22
（）
4.扇形齿轮的扇形角
扇形齿轮的扇形角2按下式确定：
270
2
igig
（）
270"
220
13.5
所以取扇形角230
2.2.3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。
对曲柄滑块机构的相关参数计算如下：
1.曲柄长
'/22rSmax/（sin0sinmax（cos0）
『2一2
\（COsmax））
（）
2.7278/sin13sin（3）v2.52cos131.22J2.52cos31.22
9.7641mm
2.连杆长
lr2.59.764124.4103mm
（）
er1.29.764111.7169mm
设计内容
计算结果
3.滑块夹角
x=14.8038mm
（）
y=21.4178mm
4.传动角
a=26.0359mm
0900090
135.165982.1570
（）
5.O'点坐标
O'点横坐标
xRfsinIsin0
rsin°°
34.455sin1024.4103sin5.156920.73
（）
9.7641sin82.15705.156920.73
14.8038mm
O'点纵坐标
1
yfcoslcos0
rcos00'
5cos1024.4103cos5.156920.73
（）
9.7641cos82.15705.156920.73
21.4178mm
6.齿轮中心距
aOO'Jx2y2V14.8038221.4178226.0359mm
（）
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。
设计内容
计算结果
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
224齿轮大小的设计
齿轮基本参数：
模数m=0.2
压力角a=20°
大轮齿数乙=243
小轮齿数乙=18
参数C*0.35h*1
齿轮相关尺寸计算如下：
1
.分度圆直径
d1m乙0.2183.6mm
（2.2.31）
2
.齿顶圆咼
hah*am10.20.2mm
（2.2.32）
3
.齿根高
hfh*ac*m10.350.20.27mm
（2.2.34）
（正常齿h*1模数mW0.15时C*0.35）
4
.齿全高
hhahf0.20.270.47mm
（2.2.35）
5.齿根圆直径
d
f2Z22h*a2c*m2432120.350.248.06mm
（2.2.36）
设计内容
计算结果
6.齿顶圆直径
乙乙
*
2hm
*
18210.24mm
243210.249mm
（）
S=0.3142mme=0.3142mma=26.1mm
da1
da2
2h
m
7.基圆直径
C=0.07mm
d
b1da，
COS
4cos203.7588mm
（2.2.38）
d
b2da2COS
49cos2046.0449mm
8周节
P
m
3.1416
0.2
0.628
（2.2.39）
9.齿厚
m
3.1416
02
S
0.3142mm
2
2
（2.2.40）
10.齿间宽
m
3.1416
02
e
0.3142mm
（2.2.41）
2
2
11.中心距
a
1d1
d2
1
3.6
48.626.1mm
（2.2.42）
2
2
12顶隙
*
Ccm
0.35
0.2
0.07mm
（）
13.齿轮传动速比
igo
270/
270/2013.5
（2.2.43）
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QSN—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
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2.00
mm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=N2F2=N1f2
又根据轴颈离平衡条件有：
Q=R
N=
Q
.1
pl
因f2《1，故上式可简化为：
Tm=f•Q-—zN•mm
2
式中dz——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
设计内容
计算结果
d2
综上所述：
Tm=fQ1丄=0.2x0.03x2=0.006N•mm
22
d2
Tm^fQ2丄=0.2x0.24x匕=0.048N•mm
22
Tm1=0.006N-mm
Tm2=0.048N•mm
T=0.00995N•mm
2.2.6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=120000MPab=600MPa
选定游丝外径D仁11mm游丝内径D2=4mmh=0.092mm
b=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•mmTm=0.048N•mm
式中T—小齿轮上的当量摩擦力矩，
S安全系数，
Tmin=S•Tf=3•0.00995•1000=29.8
i12—齿轮传动的速比i伐=」=互，
2乙
—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。
设计内容
计算结果
1.表盘的设计
n=60
表盘旋转度数为270°，最大量程为0.6MPa，最小分度值为0.1MPa,
b=7.07mm
所以每一分度值所对应的角度为4.5。
c=11.45mm
分度尺寸：
丨45/180453.53
a=0.35mm
分度数：
n=60
B=1.75mm
AAmaxAmin°.6
L=10.605mm
八宀—cu.uiivira
分度值：
n60
短分度线长度b可取为分度尺寸1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—10%时，平均读数误差最小，取a0.1l0.35
l
2.指针的设计
指针所选材料为SQn—3-3
L=1.5xb=1.5x7.07=10.605mm
指针略图
设计内容
计算结果
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卜式计算：
doj'jjj'
JJJ100%
（）
j1\J\J/o
n
式中，曲柄对应于每1分度的线性转角
0max
（）
n
n标尺的分度数
max曲柄取大位置角
0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：
.il2e2r2H21e
（）
jsin■2tgH
2rgH2H
S'jJl2（ercos0）2rsin0
（）
S对应于每一分度的铰销中心B的取大位移。
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'jfSmaxfs
n
（）
（3）非线性绝度误差jj
（）
（4）非线性相对误差」100%
0max
（）
（5）第j个分度的非线性误差dojjj
I
j彳ccc/
jn
100%
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
1
0.01
12.7333
12.7319
0.0014
0.009000
2
0.02
12.4667
12.4639
0.0028
0.017200
3
0.03
12.2000
12.1961
0.0039
0.024500
4
0.04
11.9333
11.9284
0.0050
0.030900
5
0.05
11.6667
11.6608
0.0059
0.036600
6
0.06
11.4000
11.3934
0.0066
0.041500
7
0.07
11.1333
11.1260
0.0073
0.045600
8
0.08
10.8667
10.8588
0.0079
0.049100
9
0.09
10.6000
10.5917
0.0083
0.051800
10
0.1
10.3333
10.3247
0.0086
0.053900
11
0.11
10.0667
10.0578
0.0089
0.055300
12
0.12
9.8000
9.7910
0.0090
0.056200
13
0.13
9.
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