万能材料试验机设计计算书

万能材料试验机设计计算书万能材料试验机设计计算书 编制编制 刘泽永刘泽永 审核审核 批准批准 2014 12 262014 12 26 北京北京 目录目录 一 绪论一 绪论 1 1 背景及意义 1 2 万能材料试验机的发展和趋势 1 3 本次设计的内容以及主要技术指标 二 万能材料试验机的总体设计二 万能材料试验机的总体设计 2 1 加载方案的设计与选择 2 2 传动方案的设计与选择 2 3 总体结构的设计 三 设计计算与说明三 设计计算与说明 3 1 电动机的选择 3 2 传动比的分配与选择 3 3 锥齿轮的设计计算 3 4 蜗轮蜗杆的设计计算 3 5 滚珠丝杆机构的设计计算 一 绪论一 绪论 1 11 1 背景及意义背景及意义 材料试验机是对材料 零件和构件进行机械性能和工艺性试验的设备 产 品好坏 除了从结构设计 加工工艺 处理规范诸方面去考虑以外 合理选择 材料也是一个重要方面 例如金属 非金属 各种新型的高温合金 高分子化 合物及复合材料等要达到物尽其用 就必须知道材料的性能 在研究新材料 新工艺 也需测定材料的机械性能 对新型机器或设备的受力部件 特别是大 型构件 如桥梁 船体等 有时还需进行整机试验 以考虑所用材料及工艺设计 是否合理等 都需要各种专门的材料试验机来测量相关参数 材料受载后表现出弹性 塑性 断裂三个变型过程 并且在各个过程已 有相关技术标准 规范 规定出相关性能的技术指标 这些性能指标的具体测定 必须在试验机上来完成 试验机的功能和计量特性指标是否满足预期使用要求 是材料机械性能试验的关键 材料试验机不仅是研究材料机械性能理论的基本 手段和依据 也是企业 事业单位目前生产检验的基本手段之一 国外 在工业比较发达的国家中 对于试验机的研制和生产 都是比较重 视的 这是因为 材料试验机作为一个基础工业部门 对于工业生产和科研工 作有直接的不容忽视的影响 实际上 对于工业生产和各种工程设计来说 材料试验机是确保各种机器 车辆 船舶和结构物的合理设计与安全运行的重要测试设备 因为 为了既经 济又安全可靠地从事各种工程设计 必须根据材料的机械性能选取合适的材料 否则 可能造成浪费 或者导致发生严重的事故 而要获得准确的材料机械性 能数据 只有使用材料试验机 在工业生产特别是军事工业生产中 为了保证产品质量 常常需要对各种 材料和零部件或整机进行检定和测试 许多重要性的热处理零部件 如轧钢机 的钢辊 机器的主轴和汽车的连杆等 都要百分之百的进行硬度检定 在冶金工业生产中 随着科学技术的飞速发展 也提出了许多新问题 例 如现代技术的发展 需要一些具有特殊性能的 能在高温 低温 高压 高速 以及各种复杂条件下工作的材料 因此必须研制新型材料与合金 钢铁厂生的 的钢材 也需要随时检验 显而易见 所有这些研究和检验工作 离开材料试 验机是无法进行的 1 21 2 万能材料试验机的发展和趋势 万能材料试验机的发展和趋势 1 2 11 2 1 国外万能材料试验机的发展 国外万能材料试验机的发展 国外电子万能试验机经过四十年的发展 先后推出四代产品 即 第一代 为电子管与晶体管模拟时代 第二代为集成电路模拟时代 第三代为数字时代 第四代为计算机时代 比较有代表性的厂家有英国的英斯特朗公司和日本岛津 制作所 英斯特朗公司生产的第一代产品是 l 110 系列 第二代产品是 1190 系 列 第三代产品是 1100 600O 袅列 第四代产品是 4500 系列 精密型 和 40 H 4200 4300 系列 标准型 岛津制作所生产的第一代产品是 1s 系列 第二代 产品是 DSS 系列 第三代产品 A GA B C 系列 第四代产品 是 AG E 系列 图 1 英斯特朗产品 图 2 岛津 AGS X 产品 1 2 31 2 3 本次设计的内容以及主要技术指标 本次设计的内容以及主要技术指标 本次设计主要设计万能材料试验机的机械部分 机械部分分为加载部分 传动部分和执行部分 设计的重点在材料试验机的结构设计以及关键零件的强 度和刚度的校核 本次设计主要达到的技术指标有 1 最大试验力 100kN 2 横梁速度范围 0 005mm min 500mm min 无级 任意设定 3 试验空间宽度 600mm 4 外形尺寸 长 宽 高 1520mm 840mm 2125mm 5 整机形式 立式 二 万能材料试验机的总体设计二 万能材料试验机的总体设计 2 12 1 加载方式 加载方式 加载方式可以选用以下几种方式 液压加载 机械加载 现在分别讨论 液压加载 采用如下图所示的液压传动 它具有以下特点 当电磁换向阀 5 置于中位时 液压缸位置保持不动 当电磁换向阀 5 置于左位时 液压缸处于工进状态 当电磁换向阀 5 置于右位时 液压缸处于快退状态 同时 储能元件 4 能及时吸收 多余的能量 并在原动件能量提供不 足时释放能量 与溢流阀 2 配合保持 系统的恒压 可变液压泵 1 能根据使用要求 提供数值上连续的压力油 若要生成扭转运动可以使用摇 摆式液压缸 若要生成直线运动则可 以使用柱塞式液压缸 机械加载 用于生成上下直线运动的方案 凸轮传动 如下图所示 图 2 1 凸轮机构加载方案图 优点 结构简单 紧凑 缺点 由于点线接触 易磨损 从动件行程不易过大 曲柄滑块机构 图 2 3 曲柄滑块机构加载方案图 特点 曲轴双端支承 受力好 滑块行程较大 行程不可调 大型曲轴锻 造困难 受弯 扭作用 制造要求高 滚珠丝杆机构 当丝杆传动时带动滚珠沿螺纹滚道滚动 为防止滚珠从滚道端面掉出 在 螺母的螺旋槽两端设有滚珠回程引导装置构成的循环返回滚道 从而形成滚珠 流动的闭合通道 图 2 4 滚珠丝杆机构加载方案图 特点 摩擦阻力矩小 传动效率高 轴向刚度高 运动平稳 传动精度高 不易磨损 使用寿命长 用于生成扭转运动的方案 齿轮传动 图 2 5 齿轮加载方案图 特点 能够传递任意两轴间的运动和动力 传动平稳 可靠 效率高 寿 命长 结构紧 传动速度和功率范围广 但需要专门设备制造 加工精度和安装 精度较高 且不适 宜远距离传动 涡轮蜗杆传动 图 2 6 涡轮蜗杆加载方案图 特点 1 结构紧凑 并能获得很大的传动比 一般传动比为 7 80 2 工作平稳无噪音 3 传动功率范围大 4 可以自锁 5 传动效率低 齿轮齿条机构 图 2 7 齿轮齿条加载方案图 特点 这样的机构可以反向驱动 也就是齿条做直线运动来带动齿轮旋转 适合大距离的传递 如机床导轨底下带动托板箱移动的就是齿轮齿条传动 齿 轮齿条机构需要外加锁紧装置 因为齿轮齿条机构不能自锁 2 22 2 传动方案的设计传动方案的设计 同步齿式带传动 其特点有 1 无打滑现象 传动比稳定不变 2 可以用于速度较高的场合 3 传动效率较高 4 结构紧凑 耐磨性好 齿轮传动 其特点如前所述 链传动 其特点有 1 无弹性滑动和打滑现象 平均传动比准确 工作可靠 效率高 传递功 率大 过载能力强 相同工况下的传动尺寸小 2 所需张紧力小 作用于轴上的压力小 3 能在高温 潮湿 多尘 有污染等恶劣环境中工作 4 仅能用于两平行轴间的传动 5 成本高 易磨损 易伸长 传动平稳性差 运转时会产生附加动载荷 振动 冲击和噪声 不宜用在急速反向的传动中 2 32 3 总体结构设计方案选择总体结构设计方案选择 综上加载方案和传动方案的选择 可以设计以下几种总体结构方案 电动机产生动力后通过减速箱带动带运动 由带轮的转动带动丝杠转动 与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带动上横梁上下运动 下夹具通过离合器与 减速箱电动机连在一起产生扭转运动 而上夹具则是固定在试验台上 该方案具有下述特 点 1 传动精度高 运动平稳 无爬行现象 滚动丝杠传动基本上是 滚动摩擦 摩擦阻力小 摩擦阻力的大小几乎与 运动速度完全无关 这 样就可以保证运动的平 稳性 且不会出现爬行 现象 其静摩擦系数与 动摩擦系数相差极小 2 有可逆性 滚 珠丝杠摩擦损失小 可 以从旋转运动转换为直 线运动 也可以从直线 运动转换为旋转运动 3 成本高 滚珠 丝杠和螺母等元件的加 工精度要求较高 光洁 度要求也较高 故制造成本高 4 丝杆机构不能自锁 特别是垂直丝杠 由于自重惯性力的关系 运动 部件在运动停止后不能自锁 需加制动装置 5 带传动不能保持恒定的传动比 电动机产生动力后通过减速箱 再经过涡轮蜗杆的传动 带动圆锥齿轮 运动 由圆锥齿轮的转动带动丝杠转动 与此同时与丝杠配合的丝杠螺母则带 动上横梁上下运动 下夹具通过离合器与减速箱电动机连在一起产生扭转运动 而上夹具则是固定在试验台上 该方案采取了圆锥齿轮传动 可以使丝杆机构实现自锁 运动过程中冲击 较小 液压系统带动上横梁上下运动 下夹具通过离合器与减速箱电动机连在 一起产生扭转运动 而上夹具则是固定在试验台上 该方案由于采用了 液压驱动 故有以下特 点 1 液压传动能够 实现无级变速 工作平 稳 同功率时液压装置 体积小 质量轻 2 液体为工作介 质易泄露 造成污染 油液可压缩故传动比不 准确 传动过程中损失 较大 效率较低 3 液压传动对油 温和负载变化极为敏感 对外部环境要求较高 4 液压元件精度 高 造价高 5 液压传动一旦 出现故障时不易追查原因 不易迅速排除 综合考虑上述方案 并综合市场上主流选择 我采用方案二作为最终选择 三 设计计算与说明三 设计计算与说明 3 13 1 电动机的选择 电动机的选择 由设计要求有最大试验力为 100kN 以及横梁速度最大为 500mm min 求得 有效功率 P F V 100 103 833W 60 10500 3 式中 P 有效功率 W F 试验机输出力 N V 丝杠速度 m s 电机功率在传递过程中必然有一定的损失 参阅机械工程手册可知 丝杠 与丝杠螺母间传动效率为 0 9 锥齿轮传动效率为 0 94 涡轮蜗杆传动效率为 0 9 其他联结件传动效率为 0 9 故 总 蜗 丝杆 齿 其他 0 9 0 9 0 94 0 9 0 677 所以 P电机 1230W 总 P 677 0 833 上式中 P 试验机有效功率 P电机 试验机所需功率 试验机总效率 总 而设计要求试验机实现无级调速 故可采用三相异步电动机 查询设计手 册 选择变频调速三相异步电动机 型号为 YVP90L 4 该电机的主要参数为 额定功率 P 1 5 Kw 额定电流 3 8 A 额定转矩 10 N m 同步转速 1500 r min 3 23 2 传动比的分配与选择 传动比的分配与选择 查询机械设计手册 选择螺距为 10mm 的普通丝杆 则丝杆传动螺杆最大转速为 nw 50r min P V 10 500 而前面选择电动机的转速为 1500r min 则总传动比为 i 30 w n n 50 1500 又有 i i箱i蜗i齿 综合考虑各传动比合理范围 不妨选择 i箱 2 i蜗 10 i齿 1 5 3 33 3 锥齿轮的设计计算 锥齿轮的设计计算 由设计要求可以知 锥齿轮最大输入功率 P2 P3 443 6W 4 90 417 锥齿轮输入转速 n2 n3 75r min 传动比 i 1 5 预定使用时间 5 年 3 3 13 3 1 选材 热处理 选齿数选材 热处理 选齿数 查询 机械设计 可以选取小齿轮材料为 45 钢 调质至 230HBS 大齿 轮 45 钢 正火至 190HBS 均取 8 级精度 确定齿数 z 1 选 z1 35 z2 1 5 35 52 5 取 z2 53 2 计算 u z1 z2 53 35 1 51 3 i 0 0067 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 故取大齿轮值代入计算 1 66mm 3 22 1 2 1 u1 5 01 4 m F SaFa RR YY Z KT 这说明 m 2mm 符合齿根弯曲疲劳强度条件 3 3 4 几何尺寸计算 1 分度圆直径d d1 mz1 70mm d2 mz2 106mm 2 节锥角 832 0 15 1 1 5 1 u c 22 1 u os 则 33 7 1 而 90 56 3 2 1 3 节锥距R R 63 68mm 1 1 sin2 d 7 33sin2 70 4 齿宽 b b RR 18 9mm 就近取整 取 b 20 mm 5 齿顶高 ha1 m 2 mm 6 齿根高 hf1 1 2m 2 4mm 7 齿顶圆直径 a d da1 d1 2ha1cos 1 70 2 2 0 823 73 3mm da2 d2 2ha2cos 2 106 2 2 0 555 108 2mm 3 43 4 涡轮蜗杆的设计计算涡轮蜗杆的设计计算 由设计要求可以知 涡轮蜗杆最大输入功率 P 492 9W 90 443 6 涡轮最大转速 n2 75 r min 蜗杆最大转速 n1 750r min 传动比 i 10 预定使用时间 5 年 36000 工时 3 4 13 4 1 选择蜗杆传动类型选择蜗杆传动类型 根据 GB T 10085 1998 的推荐 采用渐开线涡轮 3 4 23 4 2 涡轮蜗杆材料的选择涡轮蜗杆材料的选择 考虑到蜗杆速度不大 选择蜗杆材料为 45 钢 因希望效率高些 耐磨性好 些 故将其淬火至 50HRC 涡轮材料为铸造锡青铜 ZCuSn10P1 金属模铸造 3 4 3 按齿面接触疲劳强度计算 根据闭式蜗杆传动的设计准则 先按齿面接触疲劳强度计算 再校核齿根 弯曲疲劳强度 查询 机械设计 传动中心距计算公式为 a 3 2 2 H EZ Z KT 以下确定各个参数 1 确定作用在涡轮上的转矩 T2 按 Z1 4 估取效率 0 9 则 T2 9 55 106 9 55 106 5 65 104N mm 2 2 n P 75 4436 0 2 确定载荷系数 K K KA KV 因工作载荷较稳定 故取载荷分配不均系数 K 1 查 机械设计 选取使 用系数 KA 1 15 又因转速不太高 冲击不大 取动载系数 KV 1 08 则 K K KA KV 1 1 15 1 08 1 242 3 确定弹性影响系数 因选取铸造锡青铜与 45 钢的配合 故 ZE 160MPa 4 确定接触系数 Z 先假设蜗杆分度圆直径 d1 和传动中心距 a 的比值 d1 a 0 35 从 机械设计 中可查得接触系数 Z 2 9 5 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSnlOP1 金属模铸造 蜗杆硬度 45HRC 可查得铸锡青铜蜗轮的基本许用应力 H 268MPa 应力循环系数 N 60jn2Lh 1 62 108 寿命系数 KHN 0 0 71 8 8 7 1062 1 10 则 H H KHN 189 21MPa 6 计算中心距 a 75 01mm 3 2 2 H EZ Z KT 3 24 21 189 9 2160 1065 5 242 1 查表取中心距 a 100mm 又根据 i 6 查询 机械设计 取模数 m 4mm 蜗 杆分度圆直径 d1 40mm 分度圆导程角 21 48 05 这时 d1 a 0 4 查得 接触系数 Z 2 7 因为 Z Z 因此以上计算结果可用 3 4 43 4 4 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1 蜗杆主要参数与几何尺寸 轴向齿距 Pa m 12 56mm 直径系数 q 10mm 齿顶圆直径 da1 d1 2m 48mm 齿根圆直径 df1 d1 2 4m 30 4mm 蜗杆轴向齿厚 sa m 6 28mm 2 1 蜗杆齿宽 b1 12 5 0 1z1 m 51 6mm 取 b1 52mm 2 蜗轮主要参数与几何尺寸 蜗轮齿数 z2 41 蜗轮分度圆直径 d2 mz2 164mm 变位系数 x2 0 5 m dd 2 a2 21 蜗轮喉圆直径 da2 d2 2 m 0 5 168mm 蜗轮齿根圆直径 df2 m z2 2 4 148 8 mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg2 a da2 16mm 2 1 蜗轮齿宽 B 0 67da1 32 16mm 取 B 30mm 3 4 53 4 5 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 计算公式 m 53 1 2 21 2 FFaF YY dd KT 1 当量齿数 Zv2 43 48 31 11 3 2 Cos Z 31 11 41 3 Cos 根据 x2 0 5 Zv2 43 48 查 机械设计 得齿形系数 YFa 2 36 2 螺旋角系数 919 0 140 1 Y 3 查 机械设计 得 由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 F 56MPa 寿命系数 KFN 0 73 9 7 6 1062 1 10 那么 F F KFN 41 10MPa 4 代入计算公式中算得 F 8 87MPa YY mdd KT Fa2 21 2 53 1 919 0 36 2 416440 56500242 1 53 1 弯曲强度是满足的 3 4 63 4 6 验算效率验算效率 查 机械设计 有 效率公式为 tan t 96 0 95 0 v an 已知 21 48 05 而与相对滑动速度 vs有关 v 1 6m s 98 0 100060 75040 cos100060 v 11 nd s 查 机械设计 得 fv 0 024 1 22 代入式中得 0 89 与原估 v 计值差别不大 因此不需要重新计算重算 3 53 5 滚珠丝杆机构的设计计算滚珠丝杆机构的设计计算 3 5 13 5 1 计算工作压强 计算工作压强 1 螺母的轴向位移 3 14 22 lspx 式中 是螺杆转角 rad s 是导程 mm p 是螺距 mm x 是螺纹线数 令该螺纹为单双线螺纹 则 x 1 由于试验机整体高度为 2125mm 故取丝杠移动距离为 968mm 又要留下一 定的余量 可令螺纹长度 L 810mm 设计使螺纹移动 l 810 mm 时 手轮转动 81 圈 即 81 2 162 p 10 x l2 181 1622 由此可知 s px 10 mm 2 选取螺杆 螺母材料分别为钢 青铜 查询 机械设计手册 螺纹中径应满足 d2 p 8 0 P F 式中 是螺母形式参数 整体式螺母取 1 2 2 5 分体式螺母取 2 5 3 5 取 2 pp是螺纹副许用压强 N mm2 可取 pp 9 带入数据 有 d2 59 63mm p 8 0 P F 92 10100 8 0 3 故取 d2 65mm 3 螺母高度 H d2 130mm 4 旋和圈数 n 13 12 16 符合要求 p H 10 130 5 基本牙型高度 H1 0 5P 5mm 6 工作压强 P 7 54 pp n 12H d F 13565 10100 3 工作压强满足要求 7 查表得其摩擦系数 f 为 0 08 0 10 为了保证自锁 螺纹升角 4 57 8 螺纹牙根部的宽度 b 0 65p 6 5mm 3 6 23 6 2 静载荷计算静载荷计算 查询 机械设计手册 得基本额定静载荷特性值 K0 计算公式 K0 74 27 21122211 W D 其中 11 22 W D 2 12 S 1 21 cos 22 cos wm Dd 式中 DW为钢球直径 取 DW 4mm 为螺杆滚道曲率半径 取 7 14mm S 是接触角 取 45 dm是滚动螺旋公称直径 取 dm 8mm 查 机械设计手册 有基本额定静载荷公式 C0a K0iDwsin 代入计算有 C0a 8 2 106 静载荷条件 C0a KFKHF 1 2 1 67 200 106 4 108 上不等式满足 故合格 3 5 33 5 3 螺杆的强度计算螺杆的强度计算 T 9 55 106 9 55 106 8 4 104 N mm n P 50 44 0 则根据第四强度理论 2 3 4 2 2 3 2 3 2 2 2 2 22 652 0 104 8 3 65 101004 2 0 3 d 4 3 d TF ca 40 13MPa 查表得 40 60MPa 符合强度要求 3 5 4 寿命计算 CaFKKK K K HF n 1 h 以下计算各参数 1 螺母接触系数 fM 0 76 W D Rn 2 螺杆接触系数 fs 0 81 W D RS 3 寿命系数 Kh 11 3 500 3 1 h L 4 转速系数 Kn 61 1 3 33 3 1 n 5 查 机械设计手册 有 载荷系数 KF 1 2 硬度影响系数 KH 1 67 短 行程系数 K1 1 06 6 代入计算公式有 Ca 4 1 105 N 965400NFKKK K K HF n 1 h 故满足寿命条件 3 63 6 圆柱齿轮的设计计算圆柱齿轮的设计计算 3 6 13 6 1 选择精度等级 材料 齿数选择精度等级 材料 齿数 1 该试验机为一般工作机 选择 7 级精度 2 查询 机械设计 选取小齿轮材料为 40Cr 调质处理至硬度为 280HBS 大齿轮为 45 钢 调质处理至 240HBS 3 选择小齿轮齿数为 19 由传动比 i 2 有 z2 iz1 38 取 z2 37 则实际 传动比 i 37 19 1 95 误差为 0 025 0 05 符合要求 2 5 91 2 3 6 23 6 2 按齿面接触强度计算按齿面接触强度计算 3 2 1 1 1 32 2 d H E d t Z u uKT 1 确定公式里的各参数值 试选载荷系数 Kt 1 3 计算小齿轮的转矩 mm 1005 7 1500 9 023 1 1055 9 n 105 59 4 6 1 1 6 1 N P T 由于小齿轮呈悬臂状 查 机械设计 选取齿宽系数 0 51 d 查表选取材料的弹性影响系数 ZE 189 8MPa 查表有小齿轮的接触疲劳强度极限 600MPa 大齿轮为 550MPa 1lim H 2limH 计算应力循环次数 N1 60n1jLh 60 1500 1 5 300 24 3 24 109 N2 1 62 109 i 1 N 根据上面所得查表选取接触疲劳强度寿命系数 KHN1 0 91 KHN2 0 94 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数为 S 1 05 则 520MPa S H H 1limHN1 1 K 448MPa S H H 2limHN2 2 K 2 计算 1 代入公式计算小齿轮分度圆直径 d1t 85 10mm3 2 1 1 1 32 2 d H E d t Z u uKT 3 2 4 448 8 189 2 12 5 0 1005 7 3 1 32 2 2 计算圆周速度 v v 6 68m s 100060 d 11 n t 100060 150085 1014 3 3 计算齿宽 b b 42 55mm d t 1 d 4 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 mt 4 47mm 1 1 d z t 19 10 85 齿高 h 2 25mt 10 08mm