车辆试验拉压传感器标定装置设计

1 车辆试验拉压传感器标定装置设计 摘 要 在实践操作过程中，往往需要知道测量出传动机构中拉压力的大小，了解将动力以不同的力学形式传递给工作装置。通常采用压电式传感器放入测试试验台，通过采集，处理压电信号来表征拉压力的测量。 本装置采用电动机作为滑动螺旋机构的进给、回退的动力源。蜗轮蜗杆实现减速增扭，在蜗杆上加装转动手柄以及机械式千斤顶此两者作为对拉压传感器力的加载。最大载荷 50000N。 同类产品设计中，由于该套试验装置应用多在车辆上，我国的汽车产业自建国以来虽发展迅速，但核心研发的试验能力不强，所以国 内产品较少且水平有限。国外由于汽车产业发展历史悠久，科研实力强，特别是欧美等西方发达国家设备精良，试验人才多，技术上领先于国内。我们应多汲取国外的先进技术、设备，在此基础上加以消化改进最终转化为自己的。而在测量技术上，更多的朝向智能化、科技化、微量化、信息化、生物智能化的方向发展。因此在机构设计，理论研究中要有创新意识，不断的发展前进。 关键词： 传感器，测量，信号，车辆 2 CALIBRATION DEVICE DESIGN OF PULL AND PRESS SENSOR OF VEHICLE EXPERIMENT ABSTRACT In the process of practicing an operation in, usually need to know the diagraph size which spreads to move to pull pressure in the organization, understanding deliver the motive equips for work with the different mechanics form.Usually adopt to press an electricity type to spread a feeling machine to put into the test experiment set, pass to collect, handle to press telecommunication number to come to token to pull the diagraph of pressure. The this device adoption electric motor is to glide enter of spiral organization to, return to back of motive source.The Gua round Gua pole carries out deceleration to increase to twist and add to turn to begin handle and machine type jack this both on the Gua pole Be press to spread the feeling machine add of dint to carry towards pull.Biggest carry the lotus 50000 Ns.(can overload 75000 Ns) The same kind product design medium, because of that set of experiment the device be much more applied on the vehicle, our country of car industry from found a nation although development quick, core development of experiment the ability be not strong, so local product less and level are limited.Abroad because of car industry development the history be long, the research real strenght is strong, especially Europe, the United States, Japan waits a western and flourishing and national equipments excellent, experiment talented person many, lead in the technique with domestic.We should draw advanced technique of take the abroad more, equipments, take in to digest to improve an end conversion on this foundation for own of.But morely turn toward the intelligence in measuring a technique, technological, little by little turn, information-based, the living 3 creature intelligence turn of the direction develop.Therefore design in the organization, theories research in have to have innovation consciousness, continuously of develop headway. KEY WORDS: sensor, measurement, signal, vehicle 4 目 录 第一章 绪论 .1第二章 滑动螺旋传动设计 .2 2.1 螺旋副传动的设计 .2 2.2 滑动螺旋副的结构与材料 .2 2.3 滑动螺旋副的特点 .3 2.4 滑动螺旋副的应用 .3 2.5 滑动螺旋传动参数的选择与计算 .3 2.5.1 耐磨性 .4 2.5.2 自锁条件 .5 2.5.3 螺杆强度 .5 2.5.4 验算螺纹强度 .5 2.5.5 螺杆的稳定性 .6 2.5.6 横向振动 .6 2.5.7 机械效率 .6 2.5.8 驱动转矩 .6 第三章 蜗轮蜗杆传动设计 .7 3.1 蜗杆传动的特点 .7 3.2 蜗杆传动的类型 .7 3.3 蜗杆传动的主要参数及其选 择 .7 3.4 蜗杆传动的失效形式 .10 3.5 蜗杆材料的选则 .10 3.6 蜗杆受力分析 .10 3.7 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 .10 3.8 蜗杆传动的效率 .13 3.9 蜗杆轴的强度验算 .13 第四章 轴承的选择与校核 .17 4.1 蜗杆轴上两轴承校核 .17 4.2 螺杆上轴承校核 .17 5 第五章 轴承盖的选取 .18 第六章 电动机的选取 .19 6.1 电动机类型和结构形式 .19 6.2 电动机的容量 .19 6.3 电动机的转速 .20 第七章 联轴器的选取 . 22 第八章 键的选取与校核 . 23 8.1 键连接的类型 . 23 8.2 键的选择 . 23 8.3 键的校核 . 23 第九章 拉压传感器的工作原理与应用 . 25 第十章 测量误差分析 . 30 10.1 测量误差的合成 . 30 10.2 测量误差的分配 . 31 第十一章 技术要求和材料处理 . 32 11.1 圆形零件自由表面过渡圆角 .32 11.2 铸件设计一般规范 .32 11.3 钢的常用热处理方法及应用 .33 第十二章 结论 .34 参考文献 .35 致谢 .36 6 第一章 绪 论 本章是本设计说明书的总论，简要概括了总体设计的过程，中心思想，及一些方法。本套装置在行业领域的发展情况，同类产品的技术水平 ，围绕此些内容在横向和纵向的改进创新。 本次设计中采用拉压传感器作为拉压力的测量装置。通过拉压力的信号转换为电信号，根据所对应的由三等标准测力计的输出力值判定大小。 人们在自然科学各个领域内从事的研究工作，一般是利用已知的规律对观测，试验的结果进行概括、推理，从而对所研究的对象取得定量的概念并发现它的规律性，然后上升为理论。因此，现代化检测手段所达到的水平很大程度上决定了科学研究的深度和广度、检测技术达到的水平越高提供的信息越丰富可靠，科学研究取得突破性进展的可能性就越大。 我们应多汲取国外的先进技术 ，设备，在此基础上加以消化改进最终转化为自己的。而在测量技术上，更多的朝向智能化，科技化，微量化，信息化，生物智能化的方向发展。因此在机构设计，理论研究中要有创新意识，不断的发展前进。 7 第二章 滑动螺旋传动设计 螺旋传动主要是将旋转运动变成直线运动，进行能量和力的传递。根据其用途的不同，可分为传力螺旋传动（以传递能量为主，如螺旋压力机等），传动螺旋传动（以传递运动为主，有较高的传动精度，如机床的进给螺旋丝杠等）和调整螺旋传动（调整零件的相互位置，如轧钢机轧辊的压下螺丝等）。传动螺旋传动和调整螺旋传动在许 多情况下也承受较大的轴向载荷。 2.1 螺旋副传动的设计 滑动螺旋副的失效主要是螺纹磨损，因此螺杆的直径和螺母高度通常是根据耐磨性设计计算确定的。传力螺旋应校核螺杆危险截面的强度；而青铜或铸铁螺母，以及承受重载的传力螺旋应校核螺纹牙的剪切强度和弯曲强度；要求自锁的螺杆应校核其自锁性；当螺杆受压力，其长径比又很大时，应校核其稳定性；螺纹要求自锁时，采用单线螺纹；为了提高传动效率以及要求较高的直线运动速度时，可采用多线螺纹，以得到较大的螺纹升角和导程。 2.2 滑动螺旋副的结构与材料 滑动螺旋的螺杆一般采用 整体结构，整体的螺母结构简单，但磨损后轴向间隙不能补偿，仅用于精度较低的场合。当传力螺杆短而粗且垂直布置时，可利用螺母本身作为支撑；当螺杆细而长且水平布置时，应在螺杆两端或中间加支撑。螺杆材料应具有高强度和良好的加工工艺性，可选用 40CrNi 合金钢。螺母材料除要有足够的强度外，与螺杆配合后应有较低的摩擦系数和较高的耐磨性，选为 ZCuAL10Fe3。 2.3 滑动螺旋副的特点： 一 . 结构简单，加工方便，成本低廉。 8 二 . 当螺纹升角小于摩擦角时能够自锁。 三 . 传动平稳 。 四 . 自锁时效率在 0.3-0.5 之间。 五 . 长期使用时，磨损较快。 2.4 滑动螺旋副应用： 广泛用于金属切削机床的进给和分度机构的传导螺旋，摩擦压力机及千斤顶的传力螺旋。 2.5 滑动螺旋传动参数的选择与计算 相关参数如下： d-外螺纹大径（公称直径） P-螺距 ca-牙顶间隙 H1-基本牙型高 H1 = 0.5P h3-外螺纹牙高 h3 = H1 + caH4-内螺纹牙高 H4 = H1 + caZ-牙顶高 Z = 0.25P = H1/2 d2-外螺纹中径 d2 = d - 2z 2D-内螺纹中径 2D= d - 2z 3d-外螺纹小径 3d= d - 2h3 1D-内螺纹小径 1D= d - 2H1 = d - p 4D-内螺纹大径 4D= d + 2ac b-牙根部宽度 9 2.5.1 耐磨性 （选择梯形螺纹） 一 . 螺纹中径 d2 0.8 FPp(2 1) F-轴向载荷 = 75000N Pp-螺纹副许用压强 查机械设计 -机械传动表 11-1-9 Pp = 18 25 N/ 2mm = 1.2 1.5 取 = 2.0 Pp = 20N/ 2mm 则 d2 0.8 FPp= 35.63mm 查表 4-1-6 选 d2 = 36.5mm P = 7mm 4D= 41mm d3 =32mm D1 =33mm 公称直径 d = 40mm 二 . 螺母高度 H = * d2 = 73mm 三 . 旋合圈数 n = H / P 1 10 12 n = 10.4 四 . 基本牙型高度 H1 = 0.5P = 3.5mm 五 . 工作压强 P =F/ d2 H1n = 17.98 wn F 所以螺杆的稳定性足够。 2.5.6 横向震动 11 临界转速 cn= 21260 10002ci El=15000 lc-螺杆支撑距离 1=1.875 =7.8 610 kg/ 3mm ncn 2.5.7 机械效率 回转运动转化为直线运动时： =0.99* tantan( )=0.42 2.5.8 驱动转矩 Mq=Mt1+Mt2 (2 5) Mt1-螺纹摩擦力矩 Mt1=209448N.mm Mt2-螺旋转动轴向支撑面摩擦力矩 Mt2= 3300220013 sDdfFDd=83574N.mm sf-轴向支撑面间摩擦因 数 sf=0.09 D0， d0-支撑环面的外径，内径 则 Mq=293022N.mm 驱动功率 P= *9550000Mq n=2.76kw 12 第三章 蜗轮蜗杆传动设计 3.1 蜗杆传动的特点 优点：结构紧凑，传动比大，传动平稳，振动，冲击和噪声小，在一定的条件下具有自锁性等优点。 缺点：传动的摩擦发热大，效率比齿轮低，只适用于中小功率场合。 3.2 蜗杆传动的类型 选用普通阿基米德圆柱蜗杆。 3.3 蜗杆传动的主要参数及其选择 一 . 模数 m 与压力角 与齿轮传动一样，蜗杆传动也以模数作为主要设计参数。蜗杆和蜗轮啮合时，在中间平面上，蜗杆的模数和压力角分别与蜗轮的端面模数和端面压力角相等，并将此平面内的模数和压力角规定为标准值。 即： 1Xm=2Xm=m 2t=1x= =20o 二 . 蜗杆分度圆直径1d和直径系数 q q=1d/m (3 1) 1d=80mm q=10mm 三 . 蜗杆头数1z及蜗轮齿数2zi=12nn =u (3 2) 查机械设计 6-2 选1z=1 2z=40=i 四 . 蜗杆分度圆柱导程角 13 tan =111 1zXP z P zd d q=0.1 XP-蜗杆轴向齿距 zP-蜗杆导程 =5.7o 五 . 凑中心距 设 a 为变位前中心距， 1a 为变位后的中心距可知： a = 22m qz=200mm 1a = 2222m q z x1122 2a q z a ax mm -0.5 2x 0.5 选2x0.5 则 1a =204mm 六 . 凑传动比 变位前后传动的中心机不变 1a =a 2x= 2402z=0.5 2z=39 综上所述普通阿基米德蜗杆传动的主要几何尺寸如下： 1.中心距 a =200mm 2.蜗轮轮缘宽度 B 0.751ad=0.75 2q m m =72 B=70mm 3.蜗杆的螺纹部分长度 L 21 1 0 .1zm=120 经磨削的蜗杆 10m 时增加 25mm 所以选择 L=150mm 4.蜗杆轴向模数 m=8 5.蜗杆头数 1z=1 蜗轮齿数 2z=40 传动比 i=40 6.蜗杆直径系数 q=1 7.齿顶高系数 *ah=1 8.蜗杆 轴向齿距 25Xpmmm9.蜗杆导程 1 25zXp z pmm10.蜗杆轴截面齿廓压力角 20 o 14 11.蜗杆分度圆柱导程角 5.7 o 12.顶隙 0.25cm =2mm 13.蜗杆齿顶高 1ah=*ahm=8mm 14.蜗杆齿根高 *1fah h m+c=10mm 15.蜗杆齿高 1 1 1fah h h=18mm 16.蜗杆分度圆直径 1d=qm =80mm 17.蜗杆齿顶圆直径 *112aad d h m=96mm 18.蜗杆齿根圆直径 *11 22fad d h m c =60mm 19.蜗轮分度圆直径 2d=2zm=320mm 20.蜗轮喉圆直径 *222aad z h m=336mm 21.蜗轮齿根圆直径 *22 22fad d h m c =300mm 22.蜗轮外径 22 2 3 5 2ead d m m m 23.蜗轮齿宽角 2 99.1 o 24.蜗轮齿根圆弧面半径 110 . 5 5 0aR d c m m 25.蜗轮齿顶圆弧面半径 210 . 5 3 2fR d c m m 3.4 蜗杆传动的失效形式 主要是胶合，点蚀和磨损。一般情况下，失效多发生在蜗轮上。在闭式传动中，由于蜗轮蜗杆齿面间的 相对滑动速度较大，效率低，发热量大，润滑条件变坏，容易发生胶合或点蚀。在开式传动中，蜗轮轮齿的磨损是主 要的失效形式。 3.5 材料的选择 针对蜗杆传动的主要失效形式，要求蜗轮蜗杆的材料组合具有良好的减摩和耐磨性能。蜗杆选合金钢（ 40CrNi），并采用适当的热处理。表面淬火到 15 4555HRC,然后磨削，表面粗慥度 Ra 为 1.6， 0.8m或更小。蜗轮采用铸铝铁青铜（ ZcuAl10Fe3） ,它的强度高，价格便宜。 3.6 蜗杆传动的受力分析 假设作用在蜗杆齿面上的法向力nF集中在点 C，nF可分解为三个相互垂直的分力 ;圆周力tF，径向力rF和轴向力aF。 由于蜗轮轴和蜗杆轴在空间交错成 90o ，所以作用在蜗杆上的轴向力与蜗轮的圆周力，蜗杆的圆周力与蜗轮的轴向力，蜗杆的径向力与蜗轮的径向力，分别大小相等方向相反。 各力的大小分别为 1aF=2tF=222Td =4360.4N 1tF=112Td = 2aF =545.1N 1rF=2rF=2tF=tan =1587.1N nF=4672.2N 3.7 蜗轮齿面接触疲劳强度计算 一般普通圆柱蜗杆传动的蜗轮齿面接触疲劳强度计算与斜齿圆柱齿轮传动相似，仍以赫兹公式为原始公式，并按节点啮合的条件进行计算。 即： 2212111nHFLEE =CE PZ （ 3 3） CP-齿面接触线单位长度上的计算载荷， N/mm； -综合曲率半径， mm； EZ-弹性系数， MPa ，对于青铜蜗轮与钢制蜗杆佩带时，取EZ=160 MPa 一 . 齿面接 触线单位长度上的计算载荷 nC KFP L（ 3 4） 16 K -载荷系数，因蜗杆传动平稳，可取AKK=1； L-接触线长度， mm； CP=44.1 N/mm 由于蜗轮轮齿是沿齿宽做成弧形包在蜗杆上，并考虑到重合度和接触线长度的变化，因 而其最小接触线长度为 1m i n 23 6 0 c o sa dL o（ 3 5） -接触线长度变化系数； a-端面重合度，a=1.82.2； 2 -蜗轮齿 宽角。 二 . 综合曲率半径 由于蜗杆的齿形在中间平面为直齿齿条，故1= ，并取 s i n s i n c o sn 则 2 sin2 cosd =57.6 三 . 齿 面接触疲劳强度的校核及设计 H 0.875EZ=140 MPa HP（ 3 6） 22 1229 EAHPZm d K Tz =5125.7 查机械设计 P162 表 61 得 m=8 1d=80mm q=10 四 . 许用接触应力 当蜗轮的材料b300 MPa 的青铜时，传动的承载能力常取决于蜗轮的抗胶合能力。目前尚无成熟的抗胶合计算方法，但胶合的产生与接触应力的大小有关，所以仍按接触疲劳强度的计算公式设计，但许用应力的大小与应力循环次数无关，而与齿面间的相对滑动速度av有关，其许用接触应力HP可按机械设计 P170 表 66 选取。HP=250MPa 五 . 蜗杆的刚度计算 蜗杆受力后，若变形过大将引起蜗杆牙齿上的载荷集中，影响蜗杆与蜗轮的正确啮合，因此蜗杆需要刚度校核。通常将蜗杆的螺旋部分，看作以齿根圆直径为中间的轴段，主要校核弯曲刚度。其最大弯曲挠度按下式作 近似 17 计算： 2211 348trFFy L yEI （ 3 7） 1tF，1rF-分别为蜗杆所受的圆周力和径向力， N; E-蜗杆的弹性模量， MPa ； I-蜗杆危险截面的惯性距， I= 441 / 6 4 ,fd m m；1fd为蜗杆齿根圆直径 mm; L -蜗杆两端支撑间的跨距， mm； 可取 L =0.9 2d ； y -最大许用挠度， mm，取 y = 1 /1000d ； 1d 为蜗杆分度圆直径， mm. y 0.02mm 2sF，因力的不平衡，轴有向右移动并压紧轴承II 的趋势。这时轴承 II 由于右端盖的止推作用，通过外圈给分离体一个附加轴向力sFV。分离体轴向受力的平衡条件为 12s a s sF F F F V给分离体加上 外 圈 后 ， 轴 承 所 受 轴 向 载 荷 分 别 为 111 1 9 .3 6AsFF21A s aF F F=192.35 I 端轴承 11ARFF =0.71e 1 1 1R A pP X F Y F f =282.54N hL= 36106 0 9 6 0CP =11985h II 端轴承 2 2 2RAP X F Y F =336.19N hL= 36106 0 9 6 0CP =71111 h 4.2 螺杆轴承校核 方法同上 2 6 9 7 . 6 7 1T N m22 2t TF d=39866.9N AF=75000N=P 1hL= 1 0 / 36106 0 9 0CP =1950h 2hL=2590h 23 第五章 轴承盖的选取 轴承盖的作用是防止轴的轴向窜动，根据轴承外径选取有闷盖和透盖两种，透盖中间可穿轴。材料多为 HT150。该次设计选三个透盖，相关尺寸公式如下： 轴承外径 D= 70100mm 螺钉直径3d=8mm 螺钉数为 4 个 031dd2 0 32 .5D D d31.2ed 4 1 0 1 5DD 5 0 33D D d 6 2 4DD 蜗杆轴上两个轴承盖尺寸相同 D=100mm 3d= 8mm 031dd=9mm 032 .5D D d=120mm 2 0 32 .5D D d=140mm 31.2ed=9.6mm 4 1 0 1 5DD =90mm 5 0 33D D d=96mm 6 2 4DD =98mm 螺杆上轴承盖尺 寸如下： D=85mm 3d=8mm 031dd=9mm 032 .5D D d=105mm 2 0 32 .5D D d=125mm 31.2ed=9.6mm 4 1 0 1 5DD=75mm 5 0 33D D d=81mm 6 2 4DD=83mm 24 第六章 电动机的选取 电动机是最常见的原动机，它是由专门生产的标准部件。电动机主要是根据类型，结构，功率，转速和安装结构形式等要求来选择，并据此从产品目录中查出相应的型号和尺寸。选择电动机时应注意如下问题： 6.1 电动机类型和结构形式 电动机类型要根据电源种类（交流或直流），工作条件（温度，环境和空间尺寸），载荷特点（大小，过载情况） ,启动性能，制动，反转的频繁程度，转速高低和调速性能等要求来确定。 无特殊要求选 Y 系列三相交流异步电动机。其中以普通笼型异步电动机应用最广。其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无特殊要求的机械上。 电动机结构还有开启式，防护式，封闭式和防爆式等。电动机额度电压一般是 380V。 6.2 电动机的容量 电动机的容量选的合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作或电动机长期过载而过早损坏：容量过大则电动机价格高，能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因数都较低，增加电能消耗造成很大浪费。电动机的容 量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关，有长期连续运行，短时运行和重复短时运行。 电动机的容量选择有两种方法：一种是调查统计类比法；另一种是分析计算法。 1.调查统计类比法 目前我国机床的设计制造常采用调查统计类比法来选择电动机容量。这种方法是通过对机械设备拖动电动机进行实测，分析找出电机容量与设备主 25 要数据的关系，再根据这种关系来选择电动机的容量。 2.分析计算法 这种方法是根据机械设备对机械传动功率的要求，确定电动机功率。 所需电动机功率为 P=PwKW Pw-工作机所需输入功率 -电动机至工作机之间传动装置的总效率 6.3 电动机的转速 一般有 3000r/min.1500r/min,1000r/min.750r/min 等当选用低速电动机时，因极数较多而外廓尺寸及重量较大，故价格较高，但可减少传动装置的总传动比及外形尺寸：当选用高转速电动机时则相反。因此应综合分析和比较后在选取。方法如下： 1.对于不需要调速的高，中转速的机械，一般选用相应转速的电动机，以便与机械转轴直接相连接。 2.对于不需要调速的低转速的机械，一般选用稍高转速的电动机，通过减速机构来传动。 3.对于需要调速的机械，电动机的最高转速应与机械的最高转速相适用，连接方式可以直接传动或者通过减速机构传动。 按照工作机的转速要求和传动装置中各级传动的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围，推算如下 n=(12.nii i)wnr/min wn-工作机转速， /minr 12.nii i-各传动副合理传动比范围 : n -电动机可选转速范围， /minr 。 综述，根据螺杆的驱动功率和驱动转矩参看机械设计 *课程设计查表221 可选电动机型号 Y132S6，额定功率 3KW， 满载转速 960 /minr ，质量 63KG。 26 第七章 联轴器的选取 联轴器的基本功用是连接两轴，并传递运动和转矩。有时，联轴器也作安全保险装置。联轴器所连接的两轴，只能在运动停止后经过拆装才能彼此结合或分开。 联轴器可分为两大类 : 1.刚性联轴器 它用在被连接的两轴要求严格对中以及工作中无相对位移之处； 2.挠性联轴器 它用在被连接的两轴有较大的安装误差及工作中有相对位移之处。被连接两轴主要有轴向位移，径向位移，偏角位移，综合位移几种形式影响连接的好坏。采用 挠性联轴器可补偿两轴相对位移的情况。 选用滚子链式联轴器，它利用一公共滚子链（单排或双排）同时与两个齿轮数相同的并列链轮相啮合以实现两联轴器相连接。其特点是结构简单，拆装方便，径向尺寸小，质量轻，转动惯量小，效率高，具有一定的位移补偿能力 (径向位移 x 0.02p， p 为链节距；角位移 10（a c iC C C）时，就可将上式近 似为： 0 cffQUUC 由此可见： 放大器的输入阻抗极高，输入端几乎没有分流，电荷 Q 只对反馈电容fC充电，充电电压cfU接近于放大器的输出电压。 电荷放大器的输出电压0U与电缆电容cC无关，而与 Q 成正比，这是电 荷放大器的突出特点。由于 Q 与被测压力成线性关系，因此输出电压与被测压力成线性关系。 34 第十章 测量误差分析 10.1 测量误差的合成 通常一个测量系统有多个部分组成，各环节存在的局部误差影响着整个测量系统的测量。若已知各环节的误差，要求的总的测量误差称为误差的合成。 也就是说本次设计的实验装置在最后测量中有由于三等标准测力计，传感器输出的电信号，以及机构不精确所引起的误差总和，这是很重要的一部分，需要特别注意。 1.设系统总的输出 y 与各环节12,nx x x的函数关系 为： 12, ny f x x x 由于系统误差一般较小，其误差可用微分表示，合成表达式为： 1212 nnf f fd y d x d x d xx x x 在实际计算中，可用各环节的系统误差12, nx x x 代替上式中的1dx，2dx，ndx即： 1212 nnf f fy x x xx x x 2.如果测试系统中的 n 个环节的误差分别为12, , .X X Xn ，则随机误差的合成表达式为 222211.y X X nnffxx 3.总的合成误差 如果测量系统的系统误差与随机误差相互独立，则总的合成误差为 : yy 10.2 测量误差的分配 由于任何测量过程皆包含有多项 误差，而测量结果的总误差则由各个环 35 节误差的总和影响而定。与误差的合成相反，若总的误差以确定，要确定各个环节的误差大小以保证总的误差不超过允许值，这一过程称为误差的分配。误差分配有助于在进行测量前，合理进行误差分配，以保证测量精度。 误差分配原则如下： 1.要从各元件的实际情况出发，按各元件的技术性能，可能达到的水平要求。 2.先给误差容易确定的元件分配，然后余下的按等作用原则分配，再根据可能性做适当调整。 36 第十一章 技术要求和材料处理 11.1 圆形零件自由表面过渡圆角 表 11-1 不同直径所对应 的圆角值 D-d 2 5 8 10 15 20 25 R 1 2 3 4 5 8 10 注：尺寸 D-d 是表中数值的中间值，则按较小尺寸来选取 R。 mm 11.2 铸件设计一般规范 表 11-2 铸件最小壁厚值 mm 铸造方法 铸件尺寸 灰铸铁 球磨铸铁 砂型 200*200 200*200500*500 500*500 6 610 15-20 6 12 查询机械设计 g常用设计资料 表 1-2-3 选铸件材料 HT200 砂型铸造最小壁厚不小于 1520mm 相关尺寸如下图： 37 壁厚 2ba 时， a c b ， 3c b a， 4hc ， 116 3 2abR ，1 2abRR 11.3 钢的常用热处理方法及应用 表 11-3 钢的常用热处理方法及应用 名 称 说 明 应 用 淬 火 淬火是将钢件加热到相变点以上某个温度，保温一段时间，然后放入水，盐水或盐中急剧冷却，使其得到高硬度 用来提高钢的硬度和强度极限，但会引起内应力使钢变脆，所以必须再回火，蜗杆和螺杆要淬火 回 火 将脆硬的钢件加热到相变点以下某一温度，保持一段时间，然后在空气或油中冷却下来 用来消除淬火后的脆性和内应力 ,提高钢的塑性和冲击韧度 调 质 淬火后高温回火 用来使钢获得很高的韧度和足够的刚度 表面淬火 仅 对零件表面进行淬火，使零件表层有高的硬度和耐磨性，而心部保持原有的强度和韧度 轮齿的表面和键 38 第十二章 结 论 人们在自然科学各个领域内从事的研究工作，一般是利用已知的规律对观测，试验的结果进行概括、推理，从而对所研究的对象取得定量的概念并发现它的规律性，然后上升为理论。因此，现代化检测手段所达到的水平很大程度上决定了科学研究的深度和广度、检测技术达到的水平越高提供的信息越丰富可靠，科学研究取得突破性进展的可能性就越大。 这套拉压传感器试验标定装置，通过力的转换，力的测量，传感器的特性有效的体现了 力的表征，到达了实践环节的要求和目的。但在新技术的引用和发展方面应该更多的改进以其到达更好的效果。 做这次毕业设计，既是理论的深化又是迈向实际操作很关键的一步，从中我学习到了很多有用的知识。我更加深刻认识到基础的重要，积累的重要，学习的重要。为今后的学习和工作打下了坚实的基础。 由于本人的水平及经验有限，在本设计中难免出现疏漏和错误，请各位老师多批评指正。 39 参考文献 1 成大先 . 机械设计手册（单行本 ） . 北京：化学工业出版社， 2003 2 孟宪源 . 机械构型与应用 . 北京 : 机械工业出版社， 2004 2 胡向东，刘京城 . 传感技术 . 重庆：重庆大学出版社， 2005 4 朱家诚 . 机械设计、课程设计 . 合肥：合肥工业大学出版社， 2005 5 彭文生，李志明，黄华梁 . 机械设计 . 北京：高等教育出版社， 2001 6 康宜华 . 工程测试技术 . 北京 :机械工业出版社， 2005 7 芮延年 . 机电一体化原理与应用 . 苏州：苏州大学出版社， 2004 8 傅祥志 . 机械原理 . 武汉：华中理工大学出版社， 1998 9 黄纯颍 . 机械创新设计 . 北京 : 高等教育出版社， 2000 10 吴宗泽 . 机械设计禁忌 500 例 . 北京：机械工业出版社， 2000 11 吕庸厚 . 组合机构设计 . 上海：上海科技出版社， 1996 12 周开勤 . 机械零件手册 .第五版 . 北京：高等教育出版社， 2001 13李建勇 . 机电一体化技术 . 北京：科学出版社， 2004 14 丁镇生 . 传感器及传感器技术应用 . 北京：电子工业出版社， 1998 15 魏永光 . 现代传感技术 . 沈阳：东北大学出版社， 2001 16 何小柏，王昆，汪信远 . 课程设计 . 北京：高等教育出版社， 1995 40 致 谢 本 次设计非常感谢指导老师牛毅老师。 本次设计历经近三个多月，在这段时间中，牛老师勤恳，认真的指导我的设计。从资料收集到方案确定，从理论学习到实物观察，从课内到课外无不一一指导。做这次毕业设计，既是理论的深化又是迈向实际操作很关键的一步，从中我学习到了很多有用的知识。我更加深刻认识到基础的重要，积累的重要，学习的重要。为今后的学习和工作打下了坚实的基础。 同时也非常感谢其他帮助我的老师和同学，他们在我这段时间内也无私的帮助了我。 41 汽车形式的选择 不同形式的汽车，主要体 现在轴数、驱动形式以及布置形式上有区别。 一、轴数 汽车可以有两轴、三轴、四轴甚至更多的轴数。影响选取轴数的因素主要有汽车的总质量、道路法规对轴载质量的限制和轮胎的负荷能力。 公路标准规定，对于四级公路及桥梁，单轴最大允许轴载质量为 10t，双连轴最大允许轴载质量为 18t(每轴 9t)。根据公路对汽车轴载质量的限制、所设计汽车的总质量、轮胎的负荷能力以及使用条件等，可以确定汽车的轴数。因为双轴汽车结构简单、制造成本低，故总质量小于 19t 的公路运输车辆广泛采用这种方案。总质量在 19 26t 的公路运输车采用三轴形式 ，总质量更大的汽车用四轴和四轴以上的形式。 因为轿车总质量较小，均采用两轴形式。不在公路上行驶的汽车，轴荷不受道路桥梁限制，如矿用自卸车等多数采用两轴形式。 二、驱动形式 汽车驱动形式有 4 2、 4 4、 6 2、 6 4、 6 6、 8 4、 8 8 等，其中前一位数字表示汽车车轮总数，后一位数字表示驱动轮数。采用 4 2 驱动形式的汽车结构简单、制造成本低，多用于轿车和总质量小些的公路用车辆上。总质量在 19 26t 的公路用汽车，采用 6 2 或 6 4 的驱动形式。为了提高越野汽车的通过性，应采用全轮驱动形式。 三、布置形式 汽 车的布置形式是指发动机、驱动桥和车身 (或驾驶室 )的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，汽车的布置形式对使用性能也有重要影响。 1轿车的布置形式 轿车的布置形式主要有发动机前置前轮驱动、发动机前置后轮驱动、发动机后置后轮驱动三种，见图 1-3，少数轿车采用发动机前置全轮驱动。 42 (1)发动机前置前轮驱动 发动机前置前驱动时，可以纵置或者前置，也可以布置在轴距外、轴距内或前桥上方。这种布置形式目前在中级及其以下级别轿车上得到广泛应用，主要是因为有下述优点： 与后轮驱动 汽车比较，前轮驱动汽车的前桥轴荷大，有明显的不足转向性能；因为前轮是驱动轮，所以越过障碍的能力高；主减速器与变速器装在一个壳体内，因而动力总成结构紧凑；因为没有传动轴，车内地板凸包高度可以降低 (此时地板凸包仅用来容纳排气管 )，有利于提高乘坐舒适性；当发动机布置在轴距外时，汽车的轴距可以缩短，因而有利于提高汽车的机动性；汽车散热器布置在汽车前部，散热条件好，发动机得到足够的冷却；行李箱布置在汽车后部，故有足够大的行李箱空间；容易改装为客货两用车或救护车；供暖机构简单，且因管路短所以供暖效率高；因为发动机、离合 器、变速器与驾驶员位置近，所以操纵机构简单；发动机可以来用纵置或横置方案，特别是采用横置发动机时，能缩短汽车的总长