万能材料试验机设计计算书.doc

万能材料试验机设计计算书

编制:刘泽永
审核:
批准:

2014.12.26 北京
目录
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
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
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
1.1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。
1.2、万能材料试验机的发展和趋势
1.2.1、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
1.2.3、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
2.1 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：
①当电磁换向阀5置于中位时，液压缸位置保持不动；
②当电磁换向阀5置于左位时，液压缸处于工进状态；
③当电磁换向阀5置于右位时，液压缸处于快退状态；
④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；
⑤可变液压泵1能根据使用要求提供数值上连续的压力油
⑥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。 

②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

③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。
2.2 传动方案的设计
①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

②齿轮传动，其特点如前所述

③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。

2.3 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：

①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。

②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。
③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
3.1 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
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
η总=η蜗η丝杆η齿η其他=0.9×0.9×0.94×0.9=0.677
所以
P电机===1230W
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
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；
3.2 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
而前面选择电动机的转速为1500r/min,则总传动比为：
i===30
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
3.3 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
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
3.3.1 选材、热处理、选齿数
①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。
②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) Δi==0.0067<0.05，符合要求
3.3.2 按接触强度计算
查询《机械设计》，接触疲劳强度计算公式为

以下计算公式中各参数：
1．计算
T1=9.55=5.6×104N.mm
2．计算
(1)由《机械设计》选取使用系数KA=1.0
(2)试选动载荷系数Kv记Kvt试选Kvt=1.18
(3)取ΦR =0.3值, 则
Φdm===0.32
(4)由图4-45，查《机械设计》得齿向载荷分布系数Kβ=1.1
(5)计算
3．弹性系数由《机械设计》查得ZE=189.8
4．节点系数查得ZH=2.5
5．许用应力KHN
(1)由所选材料，查机械设计手册得=570MPa,
=460MPa
(2)由已知条件计算
N1=60n1t=60×75×5×300×24=1.62×108
N2=1.07×108
(3)查得寿命系数KHN1=1.02 KHN2=1.04
(4)查得安全系数SH=1
(5)计算得592MPa

代入小值计算。
(6)计算
=64.48mm
6．由于Kvt 为试选所得，下面对前面所得到的d1进行检验。
（1）模数 m===1.84
查机械设计手册取m=2mm
（2）按几何关系计算d1
d1t=mz1=2×35=70mm
dm1=d1(1-0.5ΦR)=59.5 mm
（3）圆周速度
vm===0.23m/s
查得KV=1.10
（4）校对d1：
d1==70=68.38mm
与d1t相差不大，不需要重算。
3.3.3 按齿根弯曲强度校核
查《机械设计》得计算公式：

下面计算式中的参数：
1．计算当量齿数

则：=33.7º
而：=90 º-=56.3 º
所以：0.555
那么当量齿数：=42.07
=95.50
2．由当量齿数查《机械设计》得
齿形系数、=2.19，
齿根应力修正系数、。
3．确定m
(1)查《机械设计》得 =420MPa 、=380MPa
(2)查得KFN1=0.89, KFN2=0.87
(3)取安全系数.2
(4)计算=311.5MPa
=282MPa
(5)分别计算大小齿轮的值
小齿轮=0.01276，大齿轮=0.01390
比较，有 >
故取大齿轮值代入计算
=1.66mm
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
d1=mz1=70mm
d2=mz2=106mm
2．节锥角

则：=33.7º
而：=90 º-=56.3 º
3．节锥距
R===63.68mm
4．齿宽b b=ΦRR=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
da1=d1+2ha1cosδ1=70+2×2×0.823=73.3mm
da2=d2+2ha2cosδ2=106+2×2×0.555=108.2mm

3.4 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
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）

3.4.1 选择蜗杆传动类型
根据GB/T 10085-1998的推荐，采用渐开线涡轮
3.4.2 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
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η=0.9，则
T2=9.55×106×=9.55×106×=5.65×104N.mm
2、确定载荷系数K=KβKA KV
因工作载荷较稳定，故取载荷分配不均系数Kβ=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=KβKA 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=160
4、确定接触系数Zρ
　　　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Zρ=2.9
5、确定许用接触应力[σ]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[σ]H'=268MPa。
应力循环系数 N=60jn2Lh=1.62×108
寿命系数　KHN==0.0.71
则[σ]H=[σ]H' KHN=189.21MPa
6、计算中心距
a==75.01mm
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γ=21°48′05″。这时d1/a=0.4，查得接触系数Zρ'=2.7，因为Zρ'<Zρ，因此以上计算结果可用

3.4.4 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=πm=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=πm =6.28mm。
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
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
蜗轮齿宽B<0.67da1=32.16mm,取B=30mm
3.4.5校核齿根弯曲疲劳强度
计算公式
1、当量齿数Zv2===43.48
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
3、查《机械设计》得
由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[δF]’=56MPa。
寿命系数KFN==0.73
那么：[δF]=[δF]’ KFN=41.10MPa
4、代入计算公式中算得
δF == 8.87MPa
弯曲强度是满足的。
3.4.6验算效率:
查《机械设计》有，效率公式为：
已知：γ=21°48′05″，而与相对滑动速度vs有关。
=1.6m/s
查《机械设计》得 fv=0.024，=1°22′，代入式中得=0.89，与原估计值差别不大，因此不需要重新计算重算。

3.5 滚珠丝杆机构的设计计算
3.5.1 计算工作压强：
1、螺母的轴向位移：
(3-14)
式中： φ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=
p===10
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
式中： Ψ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Ψ=2
pp是螺纹副许用压强，N/mm2,可取pp =9；
带入数据，有：d2==59.63mm
故取d2=65mm ；
3、螺母高度： H=Φd2=130mm
4、旋和圈数：n===13∈（12,16），符合要求
5、基本牙型高度：H1=0.5P=5mm
6、工作压强：P===7.54<pp
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

3.6.2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=
其中：==
=
=
式中：DW为钢球直径，取DW=4mm；
为螺杆滚道曲率半径，取=7.14mm；
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=K0iDwsinβ
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。

3.5.3 螺杆的强度计算
T=9.55×106×=9.55×106×=8.4×104 N.mm
则根据第四强度理论：

=40.13MPa
查表得[]=40~60MPa
符合强度要求。

3.5.4寿命计算
Ca
以下计算各参数：
1、螺母接触系数 fM==0.76
2、螺杆接触系数fs==0.81
3、寿命系数Kh=
4、转速系数Kn=
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＜965400N
故满足寿命条件。
3.6 圆柱齿轮的设计计算
3.6.1 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
3.6.2 按齿面接触强度计算

(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

由于小齿轮呈悬臂状，查《机械设计》选取齿宽系数=0.51
查表选取材料的弹性影响系数ZE=189.8
查表有小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,大齿轮为=550MPa
计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=6015001530024=3.24109
N2==1.62109
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
=448MPa
(2)计算
1、代入公式计算小齿轮分度圆直径d1t
==85.10mm
2、计算圆周速度v
v===6.68m/s
3、计算齿宽b
b==42.55mm
4、计算齿宽与齿高之比
模数mt===4.47mm
齿高h=2.25mt=10.08mm
则==4.22
5、计算载荷系数
根据v=6.68m/s,7级精度，查《机械设计》得动载系数Kv=1.16
直齿轮 K=K=1
查表得使用系数KA=1，插值法查得7级精度，b=42.55mm,小齿轮悬臂布置时，K=1.351
由=4.22，K=1.351查得K=1.21，故实际载荷系数
K=KK K K=11.1611.351=1.57
6、按实际载荷系数校正所得的分度圆直径
d1===90.63mm
7、计算模数m
m===4.78mm
3.6.3 按齿根弯曲强度计算
查《机械设计》有，齿根弯曲强度设计公式为：
m
（1） 计算公式内数值
1、查《机械设计》有小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa,
2、查图有弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85, KFN2=0.88
3、计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数s=1.4,则
=303.57MPa
=238.86MPa
4、计算载荷系数K
K= KK K K=1.40
5、查取齿形系数和应力校正系数
查《机械设计》有YFa1=2.85，YSa1=1.54
YFa2=2.43，YSa2=1.66
6、计算大小齿轮的并加以比较
= =0.01328
= =0.01689
显然大齿轮的的数值大
（2） 将大齿轮的数值代入公式中，有
m==2.64mm
选取m=3mm，则实际小齿轮的齿数为
Z1==,
大齿轮齿数Z2=i Z1=60
3.6.4 几何尺寸的计算
（1）计算分度圆直径
d1=Z1m=90mm
d2=Z2m=180mm
（2）计算中心距
a==135mm
（3） 计算齿宽
b==45mm
取b1=45mm,b2=40mm