压片机毕业论文.doc

引 言近年来，我国机械工业发展迅速，取得了很大的成就。随着科学技术的不断进步和人民生活水平的不断提高，尤其是我国改革、开放政策的进一步深入和社会主义市场经济的发展与完善，对产品质量和品种的要求越来越高，产品的更新换代的周期也愈来愈短。开发能满足市场需求和适应现代科技发展的新产品是企业发展生产的重要措施之一。此外，为了保证产品质量，提高劳动生产率，改善劳动条件，需要对工艺过程和装备不断的进行技术革新和改造。这就需要大批具有革新和创造能力的工程技术人员。压片机可分为单冲压片机和多冲旋转式压片机。单冲压片机是通过凸轮(或偏心轮)连杆机构(类似冲床的工作原理)，使上、下冲产生相对运动而压制药片。单冲式并不一定只有一副冲模工作，也可以有两副或更多，但多副冲模同时冲压，由此引起机构的稳定性及可靠性要求严格，结构复杂，不多采用。单冲压片机是间歇式生产，间歇加料，间歇出片，生产效率较低，适用于试验室和大尺寸片剂生产。多冲旋转式压片机是将多副冲模呈圆周状装置在工作转盘上，各上、下冲的尾部由固定不动的升降导轨控制。当上、下冲随工作转盘同步旋转时，又受导轨控制做轴向的升降运动，从而完成压片过程。这时压片机的工艺过程是连续的，连续加料、连续出片。就整机来看，受力较为均匀平稳，在正式生产中被广泛使用。多冲旋转式压片机多按冲模数目来编制机器型号，如俗称19冲、33冲压片机等。压片机在现代生活中应用比较广泛，其中以制药行业最为突出。本次毕业设计是对单冲压片成形机进行了研究和设计。在本次的对压片机构造和运动进行了分析。在这次的毕业设计中得到了指导教师的精心批评和纠正，并对压片机中不是很合理的地方进行了修改和设计。符 号 表满载转数p功率kw齿轮分度圆直径mmT转矩N/mz齿数效率i传动比N应力循环次数m模数mma中心距mmh齿高mmb齿轮宽度mm扭转切应力MPa圆周力N径向力NM弯矩N/mm计算应力MPa轴承寿命hv速度m/s带基准长度mm小带轮包角。ZV带根数压轴力N张紧力N链节数计算功率kw轮槽角。K载荷系数 W抗弯截面系数mm3抗扭截面系数mm3目 录1 压片机总体设计11.1设计题目分析11.1.1给定数据11.1.2总功能分析11.2工作原理21.3机械运动方案及机构设计31.3.1拟订执行构件的运动形式31.3.2拟订运动循环图41.3.3确定主加压机构方案51.3.4评选机构方案81.3.5机构的尺度设计92 冲压机构的设计123 凸轮机构的设计163.1凸轮机构的应用163.2凸轮分类163.2.1按凸轮的形状分类163.2.2按从动件的形状分类173.3凸轮从动件的运动规律173.3.1等速运动规律183.4凸轮轮廓曲线设计183.4.1利用作图法设计凸轮廓194 减速器的设计234.1减速器测绘与结构分析234.1.1分析传动系统的工作情况234.2分析减速器的结构234.2.1拆卸减速器234.2.2分析装配方案244.3传动系统运动分析计算254.3.1确定电机型号254.3.2计算传动装置各级传动比和效率：264.3.3计算各轴的转速功率和转矩264.3.4高速轴上的齿轮设计274.3.5低速轴上的齿轮设计314.4轴的设计314.4.1轴的最小直径的确定314.4.2轴的结构设计334.4.3轴的载荷344.5轴的校核344.5.1齿轮的力分析计算344.5.2支座反力分析344.5.3当量弯矩354.5.4校核强度354.5.5结论365 带传动的设计385.1 传动带的设计385.1.1 确定计算功率，选择V带型号385.1.2 选择带轮的基准直径和验算带数385.1.3 确定中心距a和v带的基准长度385.2 带轮的设计406 链传动的设计416.1链传动的特点及应用416.2滚子链的结构特点416.3滚子链传动的设计计算426.3.1链传动的失效形式426.4链传动的布置、张紧和润滑456.4.1链传动的布置456.4.2链传动的张紧456.4.3链传动的润滑456.5链轮的结构和材料467 经济技术性分析47结束语48致 谢49参考文献501 压片机总体设计1.1设计题目分析 1.1.1给定数据冲头压力： 1 5吨(150000N)；生产率： 每分钟2 5片； 机器运转不均匀系数： 1 0；驱动电机： 2.8 kw， 1410 rmin。片剂规格： 直径34mm, 厚度5mm1.1.2总功能分析 （1） 总功能分析根据题目要求，要最终将干粉压制成片坯。若要求获得质量较好的成品，可采用诸多方法。下面采用黑箱法进行分析：机械加工 能量 成品 干 粉 由黑箱法分析可得到：为了达到高效、方便的目的，采用机械自动加工的方法比较好，因此，本题采用了自动加工的方法压制片坯。（2） 总功能分解 设计干粉压片机，其总功能可以分解成以下几个工艺动作：1) 送料机构：为间歇直线运动,这一动作可以通过凸轮上升段完成2) 筛料：要求筛子往复震动3) 推出片坯：下冲头上升推出成型的片坯4) 送成品：通过凸轮推动筛子来将成型的片坯挤到滑道5) 上冲头往复直线运动，最好实行快速返回等特性6) 下冲头间歇直线运动得如下树状功能图： 图1.1功能图1.2工作原理压片机是将陶瓷干粉料压制成直径为34mm，厚度为5mm的圆形片坯。如图1.1所示，其工艺过程是： 图1.2 干粉压片机工艺过程 1) 装满粉料的料筛在筒型腔上方振动数次将干粉均匀地撒入圆筒型腔内(图2.1a)。2) 下冲头下沉3mm，预防上冲头进入型腔内把干粉扑出(图2.1b)。3) 上、下冲头同时加压(图2.1c)，并保持一段时间。4) 上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯(图2.1d)。5) 料筛向右推出片坯(图1.1e)。 图1.3压片机传动示意图1.3机械运动方案及机构设计1.3.1拟订执行构件的运动形式显然该压片机应有三套机械传动系统所组成，即实现上冲头运动的加压传动系统，实现下冲头运动的辅助加压传动系统，实现料筛运动的上、下料传动系统。这三套传动系统中的上冲头、下冲头、料筛即为三个执行构件，它们的运动特性分别为：a)上冲头完成往复(铅垂上下)直移运动，在下移至终点后有短时间停歇(起保压作用)。又因冲头上升后要留有料筛进入的空间，故冲头的行程约为9 0100mm。冲头还受有较大的力。若机构主动件一转(2)完成一个运动循环，则上冲头位移线图的形状大致如图1.4a所示。b) 下冲头也作上下直移运动，其运动规律较复杂，自初始位置先下沉3 mm，然后上升8mm加压，后停歇保压，继而上升1 6mm将成形片坯顶至与平台平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后再下移2 1 mm到待装料的初始位置。冲头也受有较大的力。其位移线图大致如图1.4b所示。c) 料筛作水平直移运动，其运动规律也较复杂。先在模具型腔上方往复振动料筛，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料筛再在台面上右移4 55 0mm，推开成形片坯。可看出料筛受力不大。其位移线图大致如图1.4所示。 b压片机运动循环图 a 执行构件运动线图 图1.41.3.2拟订运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。根据上述工艺动作顺序可以拟定出表示三套传动系统中三个执行构件运动循环协调配合关系的运动循环图，如图1.4b所示。由于上冲头所在的系统为主传动系统，其原动件每一转便完成一个运动循环，所以拟定运动循环图时，以该原动件的转角为横坐标(03 6 0)，以各执行构件的位移为纵坐标画出位移曲线(运动循环图上的位移曲线主要着眼于运动的起迄位 置，而不必准确表示其运动规律，故图上位移曲线均由直线段组成)。料筛退出加料位置(图1.4b中线段)后停歇。料筛刚退出，下冲头即开始下沉3 mm(图中)。下冲头下沉完毕，上冲头可下移到型腔入口处(图中)，待上冲头到达台面下3mm处时，下冲头开始上升，对粉料两面加压，这时上、下冲头各移动8mm(图中)，然后两冲头停歇保压(图中)，保压时间约0.4秒，即相当于原动件转60左右。以后上冲头先开始退出，下冲头稍后并缓慢地向上移动到和台面平齐，顶出成形片坯(图中)。下冲头停歇待卸片坯时，料筛推进到型腔上方推卸片坯(图中)。下冲头下移21mm的同时，料筛振动粉料(图中)进入下一个循环。1.3.3确定主加压机构方案 由上述分析可知，压片机机构有三个分支：一为实现上冲头运动的主加压机构；二为实现下冲头运动的辅助加压机构；三是实现料筛运动的上、下料机构。此外，当各机构按运动循环图确定的相位关系安装以后，应能作适当的调整，故在机构之间还需设置能调整相位的环节(也可能是机构)。要完成上述几种机构的设计，对课程设计来说，工作量太大，因此，这里也只就其中的一个机构主加压机构叙述其设计过程。实现上冲头运动的主加压机构应有下述几种基本运动功能：a) 上冲头要完成每分钟2 5次往复直线运动，所以该系统的原动件转速应为2 5 rm i n，若以电动机作为原动机，则该传动系统应有减速功能。b) 因上冲头是往复直线运动(输出)，故该系统要有运动形式转换功能，即由单向连续转动变为住复运动。c) 因有保压阶段，故上冲头在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因冲头受到压力较大，所以希望机构具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率较大的原动机。先取上述a)、b)、c)三种必须具备的功能来组成机构方案。若每一功能仅由一类基本机构来实现，可组合成许多种方案。在这许多方案中，有些机构，如曲柄滑块机构，就兼有运动转换和交替换向的功能。这样，有些方案的动作结构或机构组合就显得繁琐而不合理，因而可以直观进行判断，从而舍弃一些方案。例如，我们可从中选出如图1.5所示的四种方案作为评选方案。这种做法似乎比较繁琐，但它的好处是可以开阔思路，尽量考虑周全，少漏掉一些可行方案。特别对于初次进行设计者更属必要。由于上冲头在下移行程的末端还有停歇和增力的附加要求，所以对上述方案要再作增改。图1.5 压片机加压机构的四个方案图1.6 按停歇要求补充的几个方案要使机构从动件(执行构件)在行程中停歇，即运动速度为零，大致有下述几种办法：(1) 如图1.5中方案一、三用转动凸轮推动从动件，则与从动件行程末端相应的凸轮廓线用同心圆弧廓线时，从动件在行程末端停歇。曲线导杆机构(图1.5a)也有同样的作用。 (2) 使机构的运动副或运动链暂时脱离，这可采用基本机构的变异机构，如槽轮机构(图1.5b)。也可采用换向机构或离合器(图1.5c)，当换向轮处于中间位置时，从动件A、B螺杆停歇。(3) 在机构串联组合时，使两机构的从动件均在速度零位时串接。因为速度零位附近的速度一般也较小，这就使得串联组合机构输出构件的速度在较长一段时间内接近为零。如图1.5方案四所示。 (4) 用其它方式组合机构。如用轨迹点串联时，当轨迹点在直线段或圆弧段上运动时，从动件停歇。并联组合时，将两个输入构件的运动规律相加，可使输出构件的速度在预定区域内接近于零。至于机构增力的要求，它与机构停歇的要求，从功率传递的角度来看，有着内在的联系。因为，若不计摩擦损耗时，输入、输出功率应相等，即M=M1 1，所以速度低时，力大。根据这个道理，可使冲头在下移行程末端8mm的范围内有足够低的速度，这是增力措施之一。此外，合适地安排机构构件的相对位置，使得到良好的传力条件，即得到较大的有效作用力，也是一种“增力”的办法。所以，这类要求不必另立方案，只需在选择的方案中将构件作适当的配置就可以了。 至此，在图1.5、1.6所示的七种方案中，已充分考虑了所提出的功能要求。1.3.4评选机构方案按照前述的方案评选原则，充分分析各方案的优缺点，然后选出几个比较合适的方案。方案一、三都采用了凸轮机构。凸轮机构虽能得到理想的运动规律，但要使从动件达到90100mm的行程，凸轮的向径比较大，于是凸轮机构的运动空间也较大。而且凸轮与从动件是高副接触，不宜用于低速、大压力的场合。方案二采用曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程的一半，机构结构简洁，尺寸较小，但滑块在行程末端只作瞬时停歇，运动规律不理想。如用方案四，将曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联，则可得到比较好的运动规律，尺寸也不致过大。又因为它是全低副机构，宜用于低速、重载的场合。 其余方案虽也可达到所要求的机构功能，但均不如前述几个方案的结构简洁。所以，选用方案四是比较适宜的。 至于下冲头机构和料筛机构，也可照上述方法选定方案，不再详述。前者因位移不大，运动规律复杂，可考虑用凸轮机构；后者因要完成振动动作，所以可用凸轮机构完成小振动动作，用串联的连杆机构实现运动转换和放大。整个压片机的机构简图如图1.7所示。图1.7 压片机机构简图1.3.5机构的尺度设计图1.8 主加压机构设计原理机构尺度设计的方法很多，这里仅介绍一种方法，供参考。 方案四是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成的组合机构，属构件固接式串联组合。今将第一个机构的输出构件(在速度为零的位置)和第二个机构的输入构件(在其输出构件速度接近为零时的位置)固接起来，即机构串联起来，那么，在这个位置附近(一段较长时间)组合机构的输出构件将近似停歇。其原理说明如下：假设已知曲柄滑块机构的运动规律s2(图1.8a)，图1.8b所示为该机构正处于滑块速度接近于零的位置；曲柄摇杆机构的运动规律1-1如图c实线所示，而图d所示为该机构摇杆OA,A，正处于速度为零的位置。若将图b，d所示的两个机构就在图示位置串联，则串联以后构件OAA和OAA成为一个构件(图e)，因此，第一个机构中的中1和第二个机构中的2有如下关系 2=0+1式中0为一常数，所以若将图1.8c的坐标1用2表示，则相当于曲线平移了一个0距离(如虚线所示)。当s2和12如图1.8a，1.8c所示安排时， 则沿图中箭头所示走向从1得2，由2得s，而从1、s得到1-s曲线上的一点，依此可得出一条1-s曲线。从图a、c的局部放大图f中可知，在1由bc0a的区域内(转角约70)，滑块的位移s约在接近零的一个很小的范围(约0.37mm)内运动，依靠运动副的间隙，可近似认为这时滑块是停歇的。由此看来，若使s2曲线上s为零的附近的一段曲线变化比较平缓，12曲线在1的最小值附近的曲线也比较平缓的话，滑块近似停歇所占的1角就比较大；又为了使构件AB受力小些，同时也使机构能得到比较合理的布置，可将曲柄摇杆机构OAABOB整个绕OA逆时针向转一个角度0，如图1.8g所示，这并不影响机构的运动性能，反而改善了构件AB的受力条件。根据上述分析，该机构可按如下步骤设计：(1) 确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图1.9a)，=l/r愈小，在s=0处的位移变化愈大，图1.9曲柄滑块机构和曲柄机构特性所以应选较大的；但愈大，从s=0到90l00mm的位移所需曲柄的转角也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串接的，而摇杆的转角应小于180，且希望取小一些为好。所以，应取一个合适的曲柄长度和值，满足滑块有90100mm的行程而曲柄转角则在30左右，同时在2=178182的范围内滑块位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑块停歇)。如图1.10所示，取=1。 图1.10 主加压机构设计(2)确定曲柄摇杆机构尺寸。在压片位置，机构应有较好的传动角。所以，当摇杆在OAA位置时，曲柄摇杆机构的连杆AB与OAA的夹角应接近90。此时，OB若选在A B的延长线上，则A B受力最小。故在此线上选一适当位置作OB。具体选定OB的位置时，可再考虑急回特性的要求，或摇杆速度接近零的区域中位移变化比较平缓的要求。它与机构尺寸的大致关系是：行程速度变化系数K或1愈大，在位置A时的位移变化较大(图1.9b)，所以OB距点A远一些好，但又受到机构尺寸和急回特性的限制，不能取得太远。选定OB以后，可定出与OAA两个位移3、4 (或、三个位置)对应的OBB的两个位移3、4 (或、三个位置)。按上述命题设计出曲柄摇杆机构的尺度，角0为两机构串联的相位角。设计结果如图1.10所示。其后，再对设计结果进行运动分析，可得到机构正确的运动规律。最后，再回到运动循环图上，检查它与其它执行构件的运动有否干涉的情况出现。必要时可修正运动循环图。2 冲压机构的设计由于压片机的工作压力较大，行程较短，一般采用肘杆式增力冲压机构作为主体机构，它是由曲柄连杆机构和摇杆滑块机构串联而成。先设计摇杆滑块机构。图2.1 主加压机构设计原理方案四是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成的组合机构，属构件固接式串联组合。今将第一个机构的输出构件(在速度为零的位置)和第二个机构的输入构件(在其输出构件速度接近为零时的位置)固接起来，即机构串联起来，那么，在这个位置附近(一段较长时间)组合机构的输出构件将近似停歇。其原理说明如下：假设已知曲柄滑块机构的运动规律s1 (图2.1a)，图2.1b所示为该机构正处于滑块速度接近于零的位置；曲柄摇杆机构的运动规律-1如图c实线所示，而图d所示为该机构摇杆OA,A，正处于速度为零的位置。若将图b，d所示的两个机构就在图示位置串联，则串联以后构件OAA和OAA成为一个构件(图e)，因此，第一个机构中的中1和第二个机构中的2有如下关系 2=0+1 式（2.1）式中0为一常数，所以若将图2.1c的坐标1用2表示，则相当于曲线平移了一个距离0(如虚线所示)。当s2和12如图2.1a，c所示安排时， 则沿图中箭头所示走向从1得2，由2得s，而从1、s得到1-s曲线上的一点，依此可得出一条1-s曲线。从图a、c的局部放大图f中可知，在1由bc0a的区域内(转角约70)，滑块的位移s约在接近零的一个很小的范围(约0.37mm)内运动，依靠运动副的间隙，可近似认为这时滑块是停歇的。由此看来，若使s2曲线上s为零的附近的一段曲线变化比较平缓，1-1曲线在1的最小值附近的曲线也比较平缓的话，滑块近似停歇所占的1角就比较大；又为了使构件AB受力小些，同时也使机构能得到比较合理的布置，可将曲柄摇杆机构OAABOB整个绕OA逆时针向转一个角度0，如图2.1g所示，这并不影响机构的运动性能，反而改善了构件AB的受力条件。根据上述分析，该机构可按如下步骤设计：(1)确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图2.2a)，=l/r愈小，在s=0处的位移变化愈大，图2.2 曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构特性所以应选较大的；但愈大，从s=0到90l00mm的位移所需曲柄的转角也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串接的，而摇杆的转角应小于180，且希望取小一些为好。所以，应取一个合适的曲柄长度和值，满足滑块有90100mm的行程而曲柄转角则在30左右，同时在2=178182的范围内滑块位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑块停歇)。如图2.3所示，取=1。为了保压，要求摇杆在铅垂位置的正负2度的范围内，滑块的位移量小于等于0.4mm。据此可得到摇杆的长度 (mm) 式（2.2）式（2.1）中-摇杆滑块机构中连杆与摇杆长度之比，一般取。 算出L=r=200mm图2.3 主加压机构设计(2)确定曲柄摇杆机构尺寸。根据上冲头的行程长度H=100mm，即可的摇杆的另一极限位置，摇杆的摆角以小于60度为宜。设计曲柄摇杆机构时，为了“增力”，曲柄的回转中心可在过摇杆活动铰链、垂直于摇杆铅垂位置的直线上适当选取，以改善机构再冲头下极限位置附近的传力性能。根据摇杆的三个位置（正负2度位置和另一极限位置），设定与之对应的曲柄三个位置，其中对应于摇杆的两个极限位置，曲柄应在与连杆共线的位置，曲柄另一个位置可根据保压时间约占整个循环时间的1/10来设定，则可根据两连架杆的三组对应位置来设计此机构。根据摇杆两个极限位置时曲柄和连杆共线的条件，确定曲柄和连杆的长度为167.43mm，268.46mm。曲柄回转中心距摇杆铅垂位置愈远，机构的行程速比系数愈小，冲头在下极限位置附近的位移变化愈小，但机构尺寸愈大。曲柄转速为n=25.10r/min,可据此设计主传动系统。在压片位置，机构应有较好的传动角。所以，当摇杆在OAA位置时，曲柄摇杆机构的连杆AB与OAA的夹角应接近90。此时，OB若选在A B的延长线上，则A B受力最小。故在此线上选一适当位置作OB。具体选定OB的位置时，可再考虑急回特性的要求，或摇杆速度接近零的区域中位移变化比较平缓的要求。它与机构尺寸的大致关系是：行程速度变化系数K或1愈大，在位置A时的位移变化较大(图2.2b)，所以OB距点A远一些好，但又受到机构尺寸和急回特性的限制，不能取得太远。选定OB以后，可定出与OAA两个位移3、4 (或、三个位置)对应的OBB的两个位移3、4 (或、三个位置)。按上述命题设计出曲柄摇杆机构的尺度，角0为两机构串联的相位角。设计结果如图2.3所示。其后，再对设计结果进行运动分析，可得到机构正确的运动规律。最后，再回到运动循环图上，检查它与其它执行构件的运动有否干涉的情况出现。3 凸轮机构的设计3.1凸轮机构的应用凸轮机构是由凸轮、从动件、机架以及附属装置组成的一种高副机构。其中凸轮是一个具有曲线轮廓的构件，通常作连续的等速转动、摆动或移动。从动件在凸轮轮廓的控制下，按预定的运动规律作往复移动或摆动。凸轮是一个具有曲线轮廓或凹槽的构件。凸轮通常作等速运动，但也有作往复摆动或移动。被凸轮直接推动的构件称为推杆（以为在凸轮机构中推杆多是从动件，故又称其为从动件）。凸轮机构就是由凸轮、推杆和机架三个主要构件所组成的高副机构。凸轮机构的最大的优点是：只要适当地设计出凸轮的轮廓线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律，而且机构简单紧凑。凸轮机构的缺点是凸轮轮廓线与推杆之间为点、线接触，易磨损，所以凸轮机构多用传力不大的场合。现代机械日益向高速发展，凸轮机构的运动速度也愈来愈高。因此，高速凸轮的设计及其动力学问题的研究已引起普遍重视，提出了许多适于在高速条件下采用的推杆运动规律，以及一些新型的凸轮机构。另一方面，随着计算机的发展，凸轮机构的计算机辅助设计和制造已获得普遍地应用，从而提高了设计和加工的速度及质量，这也为凸轮机构的更广泛应用创造了条件。3.2凸轮分类3.2.1按凸轮的形状分类（1）盘形凸轮：如上图所示，这种凸轮是一个具有变化向径盘形构件，当他绕固定轴转动时，可推动从动件在垂直与凸轮轴的平面内运动。（2）移动凸轮：当盘状凸轮的径向尺寸为无穷大时，则凸轮相当于作直线移动，称作移动凸轮。（3）圆柱凸轮：这种凸轮是在圆柱端面上作出曲线轮廓或在圆柱面上开出曲线凹槽。当其转动时，可使从动件在与圆柱凸轮轴线平行的平面内运动。3.2.2按从动件的形状分类（1）尖顶从动件：这种从动件结构简单，但尖顶易于磨损（接触应力很高），故只适用于传力不大的低速凸轮机构中。（2）滚子从动件：由于滚子与凸轮间为滚动摩擦，所以不易磨损，可以实现较大动力的传递，应用最为广泛。（3）平底从动件：这种从动件与凸轮间的作用力方向不变，受力平稳。而且在高速情况下，凸轮与平底间易形成油膜而减小摩擦与磨损。其缺点是：不能与具有内凹轮廓的凸轮配对使用；而且，也不能与移动凸轮和圆柱凸轮配对使用。 此外，按维持高副接触分（锁合）；1）力锁合弹簧力、重力 .2）几何锁合：等径凸轮；等宽凸轮 .如图3.1图3.1 凸轮的分类3.3凸轮从动件的运动规律 凸轮的轮廓形状取决于从动件的运动规律基圆凸轮理论轮廓曲线最小矢径所作的圆。行程从动件由最低点到最高点的位移h（式摆角）推程运动角从动件由最低运行到最高位置，凸轮所转过的角。回程运动角高低凸轮转过的转角。远休止角从动件到达最高位置停留过程中凸轮所转过的角。近休止角从动件在最低位置停留过程中所转过的角。从动件位移线图从动件位移S与凸轮转角（或时间t）之间的对应关系曲线 从动件位移线图从动件位移S与凸轮转角（或时间t）之间的对应关系曲线 3.3.1等速运动规律从动件开始和最大行程加速度有突变则有很大的冲击。这种冲击称刚性冲击。实质材料有弹性变形不可能达到，但仍然有强烈的冲击。只适用于低速轻载。如图3.2图 3.23.4凸轮轮廓曲线设计 设想给整个凸轮机构加上一个公共角速度，使其绕凸轮轴心o转动。根据相对运动原理，我们知道凸轮与推杆间的相对运动关系并不发生改变，但此时凸轮将静止不动，而推杆则一方面和机架一起以角速度绕凸轮轴心O转动，同时又在其导轨内按预期的运动规律运动。可见，推杆在复合运动中，其尖顶的轨迹就是凸轮廓线。利用这种方法进行凸轮设计的称为反转法，如图3.3 图3.33.4.1利用作图法设计凸轮廓选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表所示。先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值S。1下冲头（1）进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表3.1所示。表3.1 下冲头（1）推杆的运动规律序号凸轮运动角推杆运动规律10度-80度推杆近休280度-90度上升3mm390度-220度推杆远休4220度-230度下降3mm5230度-360度推杆近休（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值S。（3）绘制零件图，如图3.4所示：图 3.4 下冲头凸轮（1）的轮廓线图2下冲头（2）进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表3.2所示。表3.2 下冲头（2）推杆的运动规律序号凸轮运动角推杆运动规律10度-30度推杆休止230度-70度下降8mm370度-220度推杆近休4220度-230度上升21mm5230度-270度推杆远休6270度-320度下降16mm7320度-360度推杆休止（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值S。（3）绘制零件图，如图3.5所示：图 3.5下冲头凸轮（2）的轮廓线图3料筛进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表3.3所示。表3.3 料筛推杆的运动规律序号凸轮运动角推杆运动规律10度-90度推杆近休290度-130度上升50mm3130度-220度推杆远休4220度-260度下降50mm5260度-360度推杆近休（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值S。（3）绘制零件图，如图3.6所示：图 3.6 料筛凸轮的轮廓线图4 减速器的设计4.1减速器测绘与结构分析4.1.1分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端,并用带传动；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端，并用链传动。4.2分析减速器的结构4.2.1拆卸减速器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生混乱和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤、变形等，以使再装配时仍能保证减速器正常运转。拆卸顺序：、拆卸观察孔盖。、拆卸箱体与箱盖联连螺栓，起出定位销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。、拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。、一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。、最后拆卸其它附件如油标、放油螺塞等。4.2.2分析装配方案按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。、检查箱体内有无零件及其他杂物留在箱体内后，擦净箱体内部。将各传动轴部件装入箱体内；、将嵌入式端盖装入轴承压槽内，并用调整垫圈调整好轴承的工作间隙。、将箱内各零件，用棉纱擦净，并塗上机油防锈。再用手转动高速轴，观察有无零件干涉。经检查无误后，合上箱盖。、松开起盖螺钉，装上定位销，并打紧。装上螺栓、螺母用手逐一拧紧后，再用扳手分多次均匀拧紧。、装好轴承小盖，观察所有附件是否都装好。用棉纱擦净减速器外部，放回原处，摆放整齐。1.分析各零件作用、结构及类型：（1）、主要零部件：、轴：主要功用是直接支承回转零件，以实现回转运动并传递动力。高速轴和中速轴都属于齿轮轴；低速轴为转轴、属阶梯轴。、轴承：用来支承轴或轴上回转零件、保持轴的旋转精度、减小磨擦和磨损。高、中速轴的为GB/T2761994沟球轴承6206；低速轴为GB/T2761994深沟球轴承6208。、齿轮：用来传递任意轴间的运动和动力，在此起传动及减速作用，其中齿轮1和齿轮3为主动轮，齿轮2得齿轮4为从动轮，都为直齿圆柱齿轮。、联轴器：主要用于联接两轴，使他们一起转动以传递运动和转矩。（2）、附件：、窥视孔：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。、通气器：使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。、启箱螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12使油易于流出。4.3传动系统运动分析计算计算总传动比i;总效率；确定电机型号： 传动系统简图如4.1：图 4.1 传动简图4.3.1确定电机型号根据工作条件：室内常温、灰尘较大、两班制、连续单向运行，载荷较平稳，电压为380V的三相交流电源，电动机输出功率P=3kw，及同步转速n=1500r/min等，选用Y系列三相异步电动机，型号为Y100L2-4，其主要性能数据如表4.1：表 4.1 主要性能数据电机型号额定功率PM满载转速nm同步转速n净重Y100L2-42.8kw1430r/min1500r/min38kg4.3.2计算传动装置各级传动比和效率：1、各级传动比： , , 为使V带传动外廓尺寸不知过大，初步取，按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由展开式曲线得：，则2、各级效率： 式（4.1） 式（4.2） 4.3.3计算各轴的转速功率和转矩如表4.2表 4.2 主要参数轴名功率P（kw）转矩T（N*m）转数nr/min传动比i输入输出输入输出电动机轴320.0314302.8轴2.882.8253.7652.68510.715.50轴2.742.69286.18280.4692.853.70轴2.602.55994.63974.7425.104.3.4高速轴上的齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择。由机械设计教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选取小齿轮齿数, ,取。2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（4.12）进行试算，即 式（4.3）1)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数(2)小齿轮传递的转矩 (3)选取齿宽系数(4)查得材料的弹性影响系数(5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限;大齿轮的接触疲劳强度极限;(6)计算应力循环次数 式（4.4） 式（4.5）(7)查得接触疲劳寿命系数;(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为为1%，安全系数S=1,得 式（4.6） 式（4.7） 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 式（4.8） (2) 计算圆周速度v 式（4.9） (3) 计算齿宽b 式（4.10） (4) 计算齿宽与齿高之比b/h 模数 式（4.11） 齿高 式（4.12） 式（4.13） (5) 计算载荷系数 根据v=1.209m/s，7级精度，由图108查得动载系数; 直齿轮，; 查得使用系数； 由b/h=10.667，查得;故载荷系数 式（4.14）(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式4.2得 式（4.15）(7) 计算模数m 式（4.16）3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 式（4.17） 确定公式内的各计算值(1) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲疲劳强度极限;（2）查得弯曲疲劳寿命系数; ；（3）计算弯曲疲劳许用力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 式（4.18） 式（4.19）(4) 计算载荷系数K 式（4.20）（5）查取齿形系数 查得 ;。 （6）查取应力校正系数 查得 ;。 （7）计算大、小齿轮的并加以比较 式（4.21） 式（4.22）大齿轮的数值大2）设计计算 式（4.23）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数于齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.894并就近圆整为标准值m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径=45.217mm,算出小齿轮齿数 式（4.24）大齿轮齿数,取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.