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

学号：20112930 20112902

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

目录

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)

（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,841

594⨯）

（2)零件图2张（A4图纸,297⨯420）

（3）设计说明书1份

设计内容计算结果

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'

max S 弹簧自由端A 的最大位移为max S 。

'

max S 和max S 的关系如图2。1

图2。1 结构草图

设计内容 计算结果

3. (1）自由端铰销中心B最大位移

6873

.2

)

250

cos

1(

)

250

sin

4366

.4(

45

.

34

01426

.0

)

cos

1(

)

sin

(

2

2

2

2

max

=

︒

-

+

︒

-

⨯

⨯

=

-

+

-

⨯

⨯

∆

=γ

γ

γ

γ

γ

R

S

(2.2。

8)

图2。2 传动草图

m ax

S=2.6873mm

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2.2.3。1曲柄滑块机构草图

2。2。5轴承的设计 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QSN6—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、精度较高的轴承一般选用

7

7

f H . 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d Z 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=22F N +=N 2

1f +

又根据轴颈离平衡条件有：Q=R N=

2

1f

Q +

轴承中的摩擦力矩T m 为：

（2。2。

45）

因2f 《1，故上式可简化为：T m =f ·Q ·2

z

d N ·mm 式中 z d ——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。