5000kn压力试验机的设计.doc

济南大学毕业设计毕业设计题 目 5000KN压力试验机的设计 摘 要液压式压力试验机是一种用来检测各种材料及其制品的机械性能和工艺性能等是否符合工作要求的重要测试仪器与设备，其动力源是通过高压油来实现的，测试压力比较大，一般在200KN以上。本课题所设计的压力试验机主要用于大型结构物的力学性能试验，试验机性能的好坏，将直接影响到实际测试结果和工程的质量。通过文献查阅、车间实习及对现有压力试验机的整体框架及主要结构、动力系统的功能实现方式进行了认真的分析和总结，再结合设计任务书的技术参数要求，完成对本课题的设计，其中包括1.主机的设计，包括油缸的设计、机架的设计、试验空间的调整方式设计等。2.油源的设计。3.送油阀、回油阀的设计。通过为期三个月的设计计算，掌握液压式压力试验机的结构，能够掌握机械系统设计和液压系统设计初步入门的基本原则和方法，基本掌握传动机构在实际系统中的应用。设计的试验机在结构和功用上都基本上能够达到预定的设计要求。关键词：液压；压力；试验机ABSTRACTHydraulic pressure testing machine is one kind of testing instruments and equipments ,which is used to detect a variety of materials and products which is composed of the above materials ,such as mechanical and process performance ,whether it can meet the requirements of the work . The high pressure oil is used to be the power source of the machine ,generally above 200KN. The pressure testing machine in this topics is mainly used for large-scale structure of the mechanical. The of properties of the test machine is good or bad will directly affect the actual test results and the quality of the projects. Through literature review, workshop practice and a careful analysis of the way and summary of the overall framework and the main structure of the existing pressure testing machine, besides the achieve dynamic function of the system, combined with the technical parameters of the design requirements of the mission statement to complete the design of the project. These include 1. host design, including the fuel tank design, rack design, test design space adjustment method. 2. Oil Source. 3. Send oil valve, oil return valve design. Calculated by a three-month design, I can master the hydraulic pressure testing machine structure, and able to master the basic principles and methods of the mechanical system design and hydraulic system design , also about the use of basic transmission control system in practice. Experimental design of the structure and function of the machine are basically able to achieve the desired design requirements.Key words：Hydraulic；Pressure；Machine；目 录摘要.IABSTRACT.II1 前言.11.1 设计背景和意义.1 1.1.1 设计背景.1 1.1.2 设计意义.11.2 设计内容.1 1.2.1 试验机整体框架设计.1 1.2.2 液压动力系统的设计.2 1.2.3 各部分的校核计算.21.3 设计结果.22 液压式压力试验机结构设计.32.1 液压缸的设计.32.1.1液压缸工作压力的确定.32.1.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定.32.1.3 液压缸壁厚和外径的计算.42.1.4 最小导向长度的确定 .42.1.5 缸体长度确定.5 2.1.6稳定性校核.52.2丝杠、丝母、横梁与碟簧、推力轴承的计算.62.2.1丝杠的设计及校核.62.2.2丝母的计算.102.2.3 横梁与碟簧的计算.112.2.4 推力轴承的计算.112.3 横梁升降传动机构的计算.12 2.3.1 同步带的设计计算.13 2.3.2 蜗轮蜗杆传动的设计与计算.182.4 上下压盘的设计223 液压动力系统的设计.243.1 液压泵的选择.243.2电机的选择计算.243.3 油箱的设计计算.254 结论.26参考文献.27致谢.28- 37 -1 前言1.1 设计背景和意义1.1.1 设计背景试验机是用来检测各种材料及其制品的机械性能、工艺性能等各种生产要求的重要的科学仪器与设备。它被广泛的应用于机械电子、冶金建筑、化工、汽车、宇航与造船以及国防科技、大专院校等国民经济的各个领域和部门，对满足生产要求、保障生产使用安全起着重要的作用。随着社会的不断发展，科学技术的不断进步，试验机技术也得到了迅速的发展，各种新型试验机的测试方式、测试精度以及测量量程都得到了极大的发展。但是，新型试验机的价格昂贵，对于很多地方的购买力都是一种挑战，所以老式试验机仍然在很多地方使用，进行各种测试实验。由于老式试验机的设计生产都要受到当时的设计生产水平的影响，因此存在着测量精度低、人为因素多等缺陷和不足，测量的参数难以满足国家2002年颁布实施的（GBfI228-2002）中规定的各项测量要求，严重阻碍着技术的进步和发展。压力试验机的动力源一般可分为电子式和液压式两种，其中液压式的试验机是以液压油做动力源，力比较大，测量过程比较稳定。一般200KN以上的试验机大部分都是液压的，当然也有电子式的，但是价格较高。因此液压式压力试验机广泛地应用于机械、建筑等行业，试验机性能的好坏，将直接影响到实际测试结果和工程的质量。1.1.2 设计意义由于原有的试验机在测试方式、测试精度以及测试量程上都已不能满足日益增长的设计生产要求，所以选择这个设计课题可以帮助自己更好的掌握这个方面的技术，了解液压式压力试验机的结构，初步掌握了液压设计及其在设计中遇到各种问题的解决方法。同时，通过这次的设计经历，可以让我对设计的总体流程有个初步的了解，深刻的体会设计一台机器的困难程度，总结出一套在以后的设计中可以借鉴设计思路，为今后的发展进步打好基础。1.2 设计内容本课题所设计的压力试验机主要用于大型结构物的力学性能试验，试验机性能的好坏，将直接影响到实际测试结果和工程的质量。通过文献查阅、车间实习及对现有压力试验机的整体框架及主要结构、动力系统的功能实现方式进行了认真的分析和总结，再结合设计任务书的技术参数要求，完成对本课题的设计，其中包括1.主机的设计，包括油缸的设计、机架的设计、试验空间的调整方式设计等。2.油源的设计。3.送油阀、回油阀的设计。总结起来主要要进行以下几个方面的设计：试验机整体框架设计、液压动力系统的设计及各部件的校核计算。1.2.1试验机整体框架设计液压式压力试验机要完成一次压缩测试，首先需要有一对可以相互移动的压盘，下压盘可以直接靠底部的结构支撑，而上压盘就需要另找支撑方式。结合材料及实地参观实习，设计采用四立柱框架的结构，这种结构即稳固又易于安装，而且试件装卸方便，对于其他结构的装夹和固定也比较容易实现。对于上压盘，还应有上下移动的动作，可以采用蜗轮蜗杆传动来实现，动力源是电动机，安装于上压盘之上。1.2.2液压动力系统的设计对于液压动力系统，它需要实现推动压盘上下移动压缩试件的功用，并且其加载速率应平稳可调。实现该功能的方法是控制流入液压油的流量，这里我设计一个由可调节流阀和保压溢流阀组成的节流溢流阀，通过调节节流溢流阀即可实现定流量输送的功能，同时保持油路内压力不会过大。对于工作油缸的选用，这里采用柱塞缸的结构。试验机的压缩动作实现后，最重要的我们还应知道作用在试件上的压力大小，因此设计一由柱塞缸节流阀和单向阀组成的测力计油箱，通过它实时测试作用于试件压力的大小。在完成测试以后，我们需要把系统内的油液快速排出，因此需要一电磁换向阀，来起到快速回油的作用。1.2.3各部分的校核计算各部分的校核计算包括1. 油缸尺寸的确定：油缸结构形式采用的是柱塞缸，通过供油压力计算得到油缸的尺寸，然后在进行缸筒强度的计算；2. 丝杠、丝母、横梁、等得计算；3. 横梁上升降传动的机构的计算；4. 油源路线的计算；5. 送油阀的设计计算；6. 其他各个方面的设计计算。1.3 设计结果液压技术的应用给压力试验机带来了更为广阔的发展空间。通过液压技术的应用大大降低了成本，提高了作业平稳性、灵活性，并具有重量轻、体积小、运动惯性小、反应速度快，操纵控制方便，可实现大范围的无级调速等优点。一般采用矿物油作为工作介质，相对运动面可自行润滑，使用寿命长。很容易实现直线运动，且很容易实现机器的自动化。液压式压力试验机的开发研制可以代替人的部分操作，不仅能大大减轻劳动强度，提高产品质量和生产效率而且保证了人生安全。在查阅了大量的理论知识资料和参观工厂具体制造过程的基础上，同时将四年来所学的机械方面的理论知识综合运用,设计出合理可行的液压式压力试验机。使自己能够做到学有所用，学以致用。2液压式压力试验机结构设计2.1 液压缸的设计液压缸结构形式为柱塞缸2.1.1液压缸工作压力的确定液压缸内的工作压力主要是根据液压设备的类型及设计要求来确定的，根据5000KN的设计要求及在液压式压力试验机的设备要求，通过类比法，取工作压力为25MPa。2.1.2液压缸内径D和活塞杆直径d的确定图2.1如上图2.11所示，为柱塞缸简图,则有 （2-1）代入数据，可解的d=505mm，故可取d=500mm.式中 P液压缸工作压力，由上面可知取P=25MPa； F液压缸需要提供的工作压力，F=5000KN； d活塞杆直径；由于工作压力比较大，活塞直径也比较大，为了便于密封，以及使液压缸的总体尺寸不会过大，这里去液压缸内径的大小D=500mm.活塞缸直径d的校核活塞缸直径按下式进行校核，其中活塞缸的材料为铸钢= （mm） （2-2）式中 F活塞杆上的作用力； 缸筒材料的许用应力。铸钢：=100MPa110MPa； 因此可以把活塞杆做成空心的形式，从而减少材料的用量，降低成本，并且降低试验机的整体质量。结合公式2.1-2和公式2.1-3，把活塞杆中间挖空，使其壁厚为120mm，这样按照截面积折合成实心杆件的直径为427mm，仍然满足使用要求。2.1.3液压缸壁厚和外径的计算液压缸的壁厚要由液压缸内的工作强度和液压缸的材料来确定，这里我取缸体和活塞杆的材料都为铸钢。要选择液压缸的壁厚，首先要确保它能够满足强度的要求，测试缸体的强度满足情况，就要去缸体结构中最薄处得厚度进行计算。壁厚按下式进行强度校核（mm） （2-3）取，故缸体的外径为（mm） （2-4）式中液压缸壁厚（m）；D液压缸内径（m）； 试验压力，取其为最大压力的1.25倍（MPa）；缸筒材料的许用应力。铸钢：=100MPa110MPa；2.1.4最小导向长度的确定当活塞杆外伸到最大程度时，从活塞与缸体接触面中点到缸盖与活塞的接触面中点的距离H称为最小导向长度，如下图2.1.2所示。如果导向长度过短，那么液压缸的初始挠度将会增大，这样便会对活塞缸的稳定性造成威胁，因此设计时要注意保证一定的最小导向长度。对于一般的液压缸，求其导向长度可以采用一下公式进行计算 （mm） （2-5）图2.22.1.5缸体长度确定液压缸缸体内部长度理论上应等于活塞行程和活塞宽度之和，本次设计所采用的缸体结构为柱塞缸，活塞行程为200mm，再考虑到最小导向长度如图2.1.2所示，此外进出油及密封装置的位置都应列入考虑的范围，在画图过程中综合比较得出缸体长度为940mm，其中缸底厚度为100mm。2.1.6稳定性校核在压缩试验中，活塞杆必定要受到轴向载荷，它所承受的轴向力F不应超过能够使它保持稳定工作所允许的临界负载，从而避免其发生纵向弯曲，破坏了液压缸的正常工作。的值与活塞的材料、截面形状、直径和长度以及液压缸的安装方式等都有关系。活塞杆的稳定性校核按下式进行 （2-6）式中 安全系数，一般取=24.因为活塞杆的细长比l/，且=20120，故其的值可以按照下式来进行计算， （2-7）式中 l安装长度，l=890mm；活塞杆截面的最小回转半径，取427mm；柔性系数，其值为90；由液压缸支承方式决定的末端系数，其值为0.2； f 由材料强度决定的实验值，其值为3.4；值为； 带入数据计算得满足稳定性要求。2.2 丝杠、丝母、横梁与碟簧、推力轴承的计算2.2.1 丝杠的设计及校核丝杠的的设计计算，首先要分析丝杠的受力情况。在本设计中，丝杠起到承重和导向的双重作用，对于导向作用，要求安装的的四根丝杠的轴线平行度要小，从而保障横梁保持水平状态，也有利于横梁结构传动的平稳性和效率。对于丝杠的承重，在图2.3上下压盘的之间的试件进行压缩试验时，作用的试件上的5000KN力通过上压盘、横梁、丝母传递到丝杠，由四个丝杠来承重，如图2.2.1所示，其简化受力图如下图所示，图2.4图中F=5000KN，f是四根丝杠分别承受的拉力。由上图可以看出，由于四个丝杠是关于横梁对称分布的，而且总受力F作用于横梁的中心，故可知丝杠的受力f为f=(N) (2-8)丝杠的材料选用45号钢丝杠承受的轴向应力应满足下列条件 （2-9）式中 P丝杠承受的轴向拉力，故P=f=1.25N； 丝杠承受的拉应力； A丝杠的最小截面积； 丝杠材料的许用抗拉应力，45号钢为600MPa； n安全系数，一般取35.这里取为n=4；设丝杠的最小截面直径为d，那么最小截面积A=，将该式带入公式2.2-2可得d103mm，所以丝杠截面积最小处，去直径也应大于103mm，具体尺寸还要结合其他装配零件的尺寸来确定。丝杠的螺纹部分采用梯形螺纹导程为14mm，如下图所示图2.5对于螺纹连接的强度计算，首先要根据其连接方式确定其螺纹杆的受力情况，然后就可以按照相应的强度据算公式来计算螺杆最危险截面的直径（螺纹小径），而在上面选择丝杠直径的计算中，我们已经对丝杠的危险截面进行了相应的拉应力校核，下面只需在进行弯矩校核就可以了。对于螺杆的其他部分如螺纹、丝母等的结构尺寸，都是根据等强度条件或者以前的设计经验来决定的，这种情况下，通常无需再进行相应的校核计算，所以下面只对丝杠的弯矩进行校核。首先在把横梁模型近似理想化的情况下，可以求出丝杠的弯矩情况如下式M=fl=1.2510=0.8（MPa） （2-10）当丝杠承受弯矩时，必然会有最大正拉力点和最大正压力点，其校核方法基本相同，但是一般材料的抗压强度都远大于其抗拉强度，故只要对其抗拉强度进行校核即可，只要抗拉强度满足了使用要求，抗压强度也必将满足条件。图2.6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， （2-11）式中在受拉一边最大的拉应力（Pa）; 弯矩，即； Xmax截面边缘到中性轴的距离（m）； I截面对y-y的抗弯惯性矩（）； 材料的抗拉许用应力（Pa）；其中I可用下式来求得；I= （2-12）式中D最危险截面的直径D=2R；代入数据，联立公式（2.2-4）和(2.2.-5)可得到丝杠满足使用条件的要求2.2.2 丝母的计算如图2.2.1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Q600-2，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， （2-13）式中 F丝母所受的剪切力，其值等于f=1.25N； A切应力作用的竖向面积；A=（m） （2-14）将公式（2.2-7）带入(2.2.-6)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，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24，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。2.2.3 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 1972-2005来确定的，具体尺寸见图图2.72.2.5，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H=27mm；碟簧厚度t=17.5mm；碟簧外径D=355mm；此外图中所标高度h=9.5mm；2.2.4 推力轴承的计算如图2.2.1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/ 301-1995查的选用型号为51136的推力球轴承。2.3 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Y160L-6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2.8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 （2-15）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 （2-16）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。2.3.1 同步带的设计计算图2.9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。1.设计功率的计算，按以下公式计算= （2-17）式中P传递的功率，P=11KW； 载荷修正系数，查表“载荷修正系数”得=1.1；代入数据求得其结果为=12.1KW；2.选定带型、节距根据和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=12.7mm，如下图所示。图中各参数的含义如下：带型：H节距：12.700齿形角2:40齿根厚s：6.12齿高：2.29带高：4.3图2.10齿根圆角半径：1.02齿顶圆角半径：1.023.小带轮齿数的选择计算对于带轮齿数的选择，首先应该满足的条件，对于值见表“小带轮的最小齿轮”，在满足上述要求的情况下，选择=18.4.小带轮节圆直径的设计与计算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 （2-18）式中 小带轮的齿数，如上所定取为18； H型标准同步带的节距，=12.7mm；代入数据求得小带轮节圆直径=72.8mm，然后查阅表“标准同步带轮的直径”可取=71.39mm。5.大带轮齿数的计算对于大带轮齿数的计算按照下式进行=i=1.5 （2-19）式中i大小带轮的传动比，在已知中已列出，i=1.5； 小带轮的齿数，如上所定取为18；6.大带轮节圆直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 （2-30）式中大带轮的齿数，已经计算得出取为27； H型标准同步带的节距，=12.7mm；代入数据求得大带轮节圆直径=109mm，然后查阅表“标准同步带轮的直径”可取=107.78mm。7.带速的计算对于带速v的计算按下式进行=0.07139=3.625m/s (2-31)求得v=3.625m/s，满足v的条件，通常对于H型同步带v=40m/s。8.初定轴间距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0.7（d） （2-32）9.带长L及其齿数Z的计算带长L的计算按照下式进行L=2a+ （2-33）式中a前面初定的轴间距，a=248mm； 小带轮的直径，=71.39mm； 打打论的直径，=107.78mm；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= （2-34）式中选定的H型同步带的节距，=12.7mm；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。10.小带轮的啮合齿数Z的计算下面计算在同步带运行过程中小带轮的啮合齿数Z，按照下式来计算Z=ent （2-35）式中可以取； 小带轮的直径，=71.39mm； 打打论的直径，=107.78mm； a 两带轮的轴间距，a=248mm； 选定的H型同步带的节距，=12.7mm；代入数据解的Z=8.58.11.基本额定功率P的计算基本额定功率是指前面选择的H型同步带的基准宽度b的额定功率，b的值可以通过表“同步带的基准宽度b”查的为76.2mm，基本同步功率的计算按照下式进行 P （2-36）式中T宽度为b的带的许用工作拉力（N），查表“基准宽度同步带的许用工作拉力T和单位长度的质量”可查的T=2100.85N；式中m宽度为b的带单位长度的质量（kg/m），查表“基准宽度同步带的许用工作拉力T和单位长度的质量”可查的m=0.448（kg/m）；式中v同步带的带速，v=3.625m/s；带入数据可以求出P=7.59KW；12.带宽的计算经过上面的计算，下面通过如下公式来进行带宽的计算 （2-37）式中K啮合齿数系数，因为Z=8.58查表可得K=1；带入数据到上式中然后查表“梯形齿同步带宽度”取=60mm；2.3.2 蜗轮蜗杆传动的设计与计算对于蜗轮蜗杆的传动的设计计算，要设计的主要参数有模数m、压力角、蜗杆头数Z以及蜗杆的直径，蜗轮的齿数以及分度圆直径等。图2.111.首先选择蜗轮蜗杆传动的传动类型根据GB/T100851988的推荐，本设计中的蜗轮蜗杆传动采用渐开线蜗杆（ZI）。2.选择蜗轮蜗杆的材料在本次设计的课题中，蜗杆所承受的传动功率并不是很大，传动所要求的速度也很慢，故蜗杆选用的材料为45钢，蜗杆螺旋齿面要进行淬火，硬度为4555HRC；对于蜗轮的材料，参照机械设计课本中的推荐材料选用铸造锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。3.按照齿面的接触疲劳强度进行设计计算参照机械设计课本的设计过程，首先按照齿面接触疲劳强度进行计算，对于传动的中心距应满足一下公式的要求 （2-38）（1）首先计算电机通过同步带作用在蜗轮上的转矩T取蜗杆的头数为1，传递效率估取为0.8，则有T=9549=9549Nmm=7.8 Nmm （2-39）（2）确定载荷系数K在本设计中的蜗轮蜗杆传动工作载荷比较稳定，可以取载荷分布不均匀系数K=1；选取使用系数K=1.15；蜗轮蜗杆在工作中的转速不高，承受的冲击不大，故可取动载荷系数K=1.05；那么有K= (2-40)(3)选择弹性影响系数Z参照课本，因为选用的蜗轮材料为铸锡磷青铜，蜗杆的材料为45钢，故可以取Z=160MPa。（4）接触系数Z的确定假设蜗杆分度圆的直径d与蜗轮蜗杆传动的中心距a的比值为0.45，查阅机械设计课本图11-18 可知Z=2.65.（5）许用接触应力的确定因为蜗轮的材料采用了铸锡磷青铜ZCuSn10P1,铸造方法为金属模铸造，查表“铸锡青铜蜗轮的基本许用接触应力”可得=268MPa。因此应力循环次数可以按照下式来计算N=60jn=601.3 (2-41)寿命系数为 （2-42）那么有 = （2-43）（6）确定中心距136mm； （2-44）取中心距为160mm，查表“普通圆柱蜗杆基本尺寸和参数及其与蜗轮参数的匹配”可得模数m=4，蜗杆分度圆直径d=80mm。此时，从图“圆柱蜗杆传动的接触系数Z”查的Z1=2.6，小于之前的2.65，所以以上计算成立。4 确定蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆蜗杆的轴向齿距为p=mm；其直径系数q=20；齿顶圆直径为d=88mm；齿根圆直径为d=70.4mm；分度圆导程角为3.（2）蜗轮蜗轮的齿数为Z=60；变位系数x=0.125mm蜗轮分度圆直径d=mz=4x60=240mm蜗轮齿根圆直径d230.4mm蜗轮齿顶圆直径d=248mm取蜗轮的厚度h=40mm5.齿根弯曲疲劳强度的校核计算对于齿根弯曲疲劳强度的校核要应用一下公式进行 （2-45）要计算上式，首先求出蜗轮的当量齿数=60.3 （2-46）然后根据已知的条件：变位系数为0.125，当量齿数为60.3查阅图“蜗轮的齿形系数”可得齿形系数一局一下公式求得其螺旋角系数Y为Y=1-0.977 （2-47）其许用弯曲应力为 （2-48）因为蜗轮的材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，查阅表“蜗轮的基本许用弯曲应力”可得=56MPa。其寿命系数可以按下式求得0.752 （2-49）所以=42.113MPa所以=37.228MPa所以弯曲强度是满足的。2.4 上下压盘的设计关于上下压盘的设计，设计任务书中的要求是：上下压盘的尺寸为600800mm，上下压盘的间距为01500mm，因此这里对于上下压盘的尺寸就首先确定为600800mm，而上下压盘的间距的设计应该与丝杠的设计放在一起，结合试验机的其他各部件在丝杠上的安装情况及其尺寸，确定丝杠的总长度，并要保证上下压盘的间距为1500mm，对于下压盘的结构就是60080070的一普通长方体压板即可。只是在其下表面的中心处有一定位槽与活塞背帽上的定位槽通过一定位块相配合，确保下压盘的位置精确度。但是在对上压盘的结构设计中，就需要考虑到受压缩的试件其表面不能保障绝对的水平，这样一来，在进行压缩试验时，就可能导致试件的承重部位受力过大，即影响了试验的精度，又可能会对事件造成破坏。因此我们在上压盘上设计一球面与球面座，然后使上压盘与球面座的连接通过弹簧来实