压片机设计论文讲解

1、湖北理工学院 毕业设计（论文） 粉料压片机的设计 摘要：本文对国内外干粉压片机的研究水平进行了综合评述， 并且做出对比； 提出了 一套 干粉压片机的设计方案； 将模块化设计理念引入方案中， 提出了干粉压片机向易拆卸 易 组装的发展方向，并具体对每个模块进行了设计。 关键词 ：粉料压片机；模块化；易拆卸易组装。 The design of powder tablet machine Abstract: Conduct a comprehensive review of domestic and foreign dry powder tablet machine level, and make a

2、 comparison; the design of a dry powder to the tablet press; will introduce the concept of modular design, powder tablet press to easy direction of development, demolition and easy assembly and specific for each module design. Key words : powder tabletting machine; modular; easy disassembly and easy

3、 assembly 湖北理工学院 毕业设计（论文） 1 前言 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

4、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

5、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。 湖北理工学院 毕业设计（论文） 2 压片机总体设计 2.1 设计题目分析 2.1.1 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

6、kw ， 1410 r min。 片剂规格： 直径 34mm, 厚度 5mm 2.1.2 总功能分析 （一）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： 能 量 机械加工 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。 （二）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

7、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 湖北理工学院 毕业设计（论文） 6） 下冲头间歇直线运动 得如下树状功能图： 图2.1 功能图 干粉压片机 间歇运动 间歇运动 间歇运动（急回特性） 2.2 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 2.2 所示，其工艺过程是： 错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。 图 2.2 粉料压片机的工艺过程 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） 。

8、 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） 。 2.3 机械运动方案及机构设计 错误！未找到引用源。 图2.3 压片机传动示意图 2.3.1 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 湖北理工学院 毕业设计（论文） 分别为： a）上冲头完成往复 （铅垂上下 ）直移运动，在下移至终

9、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

10、，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。 冲头位移线图 1.4 2.3.2 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 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

11、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

12、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。 2.3.3 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

13、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 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

14、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 2.5 压片机加压机构的四个方案 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

15、）如图 2.5 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 2.5b） 。也可采用换向机构或离合器 （图2.5c） ，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 2.5 方案四所示。 （4）用其它方式组合机构。 如

16、用轨迹点串联时， 当轨迹点在直线段或圆弧段上运 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

17、将构件作适当的配置就可以了。 至此，在图 2.5 、2.6 所示的七种方案中，已充分考虑了所提出的功能要求。 2.3.4 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

18、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。 湖北理工学院 毕业设计（论文） 整个压片机的机构简图如图 2.7 所示。 错误！未找到引用源。 压片机的机构简图 2.7 2.3.5 机构的尺度设计 机构尺度设计的方法很多，这里仅介

19、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 2.8a） ，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

20、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 b c0a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

21、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 10 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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2.9a） ，=l/r 愈小， 在 s=0 处的位移

22、变化愈大， 图 2.9 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 2.10 所示，取 =1。 错误！未找到引用源。 图 2.10 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，

23、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 11 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

24、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。 3 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。 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

25、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 3.1a） ，图 3.1b 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（ 3.1 ） 式中0为一常数，所以

26、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 1 2如图 2.1a ，c 所示安排时， 则沿图 12 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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 bc 0a 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

27、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 3.1g 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， =l/r 愈小，在 s=0 处的 位移变化愈大， 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

28、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 3.3 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 r 0.4/1 cos2 sin2 sin2 （mm）式（ 3.2 ） 式（ 3.1 ）中 L /r 摇杆滑块机构中连杆与摇杆长度之比，一般取 1 2 。 算出 L=r=200mm （2）确定曲柄摇杆机构尺寸。根据上冲头的行程长度 H=100m，m 即可的摇杆的另

29、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 13 湖北理工学院 毕业设计（论文）

30、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）

31、，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 3.3 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。 4 凸轮机构的设计 4.1 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

32、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

33、高。 14 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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。 4.2 凸轮分类 4.2.1 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

34、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。 4.2.2 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

35、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 4.1 15 湖北理工学院 毕业设计（论文） 图 4.1 凸轮的分类 4.3 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

36、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 4.3.1 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。 4.4 凸轮轮廓曲线设计 16 湖北理工学院 毕业设计（论文） 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

37、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 5 带传动的设计 5.1 传动带的设计 5.1.1 确定计算功率，选择 V 带型号 Pca K A P式（ 5.1 ） Pca 计算功率，单位为 kw P 要求传递的功率，单位为 kw K A 工作情况系数 Pca 1.3 3 3.9kw 根据计算功率 Pca和小带轮转数 n1选取 V带型号，初步选用 A型V带 5.1.2 选择带轮的基准直径和验算带数 1. 选择带轮的基准值经 带轮直径小使传动机构尺寸紧凑， 但直径过小， 将使带的弯曲应力过大， 降低寿 命，且在一定转矩下的圆周力增大，使带根数增多，故带轮直径不宜过小，应使 dd2

38、dmin并符合直径系列。大带轮直径 dd2可由式 dd2 id d1计算。 初选 dd1 100mm ， dd2 100 2.8 280mm 2. 验算带速 v 过高带速， 会使离心力增大， 使带轮和带间正压力减小而降低传动能力， 并影响 带的寿命。因此，一般使带速在 525m/s 范围内，否则调整小带轮直径或转速。 17 湖北理工学院 毕业设计（论文） 合格 式（5.2 ） d d1 n13.14 100 1430 v 7.48m / s 60 1000 60 100 5.1. 3 确定中心距 a 和 v 带的基准长度 Ld 1. 初定中心距 0.7 dd1 dd2 a0 2 dd1 dd2

39、式（ 5.3） 得 266 a0 760 故选 a0 400mm 2. 计算带近似长度 基准长度： Ld 2a0dd1 dd2 dd2 dd1 1416.85mm式（5.4 ） 2 4a 按表选取标准 Ld =1400mm, K L 0.96 3. 确定中心距 a 实际中心距： a a0 Ld Ld0 400 8 408mm式（5.5 ） 2 4. 验算小带轮包角 带传动的包角大小直接影响带传动的工作能力， 包角减小， 传动能力降低， 易打 滑。一般情况下，小带轮上的包角较小，打滑总发生在小带轮上，故需验算小带轮上 的包角，使 1 120 。若不满足，应增大中心距或加装张紧轮。 小带轮上的包角

40、： 1 180 dd2 dd1 57.3 180 280 100 57.3 154.72 120 1 a 408 式（ 5.6 ） 合格 5. 确定 v 带根数 为避免 v 带工作时各根带受力严重不均匀，应限制根数不大于 10，通常为 37 根。 根数 Z ca P0 P0 K K L 3.9 1.32 0.17 0.93 0.96 2.93 3 式（ 5.7 ） 6. 计算带张紧力 F0 18 湖北理工学院 毕业设计（论文） F0 500 Pca 2.5 1 qv vZ K 2 500 3.9 7.48 3 2.5 0.93 0.10 7.482 152.30N 0.93 式（ 5.8 ）

41、7. 计算压轴力 FQ 式（ 5.9 ） FQ 2ZF0 sin 1 2 3 152.3 sin 154 .72 891.65N 22 5.2 带轮的设计 带传动要求带论结构合理，重量轻，质量分布均匀，高转速 v 25m/s 时需经 动平衡，轮槽表面应仔细加工，以减少带的磨损。圆周速度 v 25m / s的带轮，常用 灰铸铁 HT150或 HT200制造。 V带轮由轮缘、轮辐和轮毂三部分组成， 当带轮基准直径 dd 1.5 3 d0 时（d0为 轴的直径），采用实心式结构；当 dd 300mm 时，采用辐板式结构；当 dd 400mm 时，采用孔板式结构；当 dd 400mm 时，采用辐条式结

42、构。 本题大带轮和小带轮均采用辐板式结构。 基准宽度 : bp 11.0mm 基准线上槽深 : hamin 2.75mm 基准线下槽深 : hf min 8.7mm 槽间距 : e 15 0.3mm 第一槽对称面至端面的距离 : f 10 21 mm 最小轮缘厚 : min 6mm 带轮宽 : B Z 1e 2f 2 15 2 10 50mm式（5.10） 外径: da1 dd1 2ha1 100 2 2.75 105.5mm da2 dd 2 2ha2 280 2 2.75 285.5mm 即为小带轮的轮槽角 即为大带轮的轮槽角 L2 52mm S=10 轮槽角: 当dd 118时34 当

43、dd 118 时38 L (1.5 2)d0 L1 56mm 湖北理工学院 毕业设计（论文） 6 链传动的设计 6.1 链传动的特点及应用 链传动是应用较广的一种机械传动。 它是由链条和主， 从动链轮所组成。 链轮上 制有特殊齿形的齿，依靠链轮轮齿与链节的啮合来传递运动和动力。 链传动是属于带有中间挠性件的啮合传动。 与属于摩擦传动的带传动相比， 链传 动无弹性滑动现象， 因而能保持准确的平均传动比， 传动效率较高；又因链条不需要 象带那样张的很紧， 所以作用于轴上的静向力较小； 在同样使用条件下， 链传动结构 较为紧凑。 同时链传动能在高温及速度较低的情况下工作。 与齿轮传动相比， 链传动

44、的制造与安装精度要求较低， 成本低廉；在远距离传动 （中心距最大可达十多米） 时， 其结构比齿轮传动轻便得多。 链传动的主要缺点是： 在两根平行轴间只能用于同向回 转的传动；运转时不能保持恒定的瞬时传动比；磨损后易发生跳齿；工作时有噪声； 不宜在载荷变化很大和急速反向的传动中应用。 链传动主要用在要求工作可靠， 且两轴相距较远， 以及其它不宜采用齿轮传动的 场合。例如在摩托车上应用了链传动，结构上大为简化，而求使用方便可靠。链传动 还可应用于低速重型及极为恶劣的工作条件下， 例如掘土机的运行机构， 虽然受到土 块、泥浆及瞬时过载等影响，但仍能很好的工作。 总的说来，在机械制造中。如农业、矿山、

45、起重运输、冶金、建筑、石油、化工 等机械都广泛地应用着链传动。 按用途不同，链可分为：传动链、和起重链。输送链和起重链主要用于运输和起 重机械中，而在一般的机械传动中，常用的是传动链。 传动链传递的功率一般在 100KW以下，链速一般不超过 15m/s，推荐使用的最大 传动比 imax=8. 传动链有短节距精密子链（简称滚子链） 、齿形链等类型。其中滚子 链使用最广，齿形链使用较少。 6.2 滚子链的结构特点 滚子链传动的结构是由滚子、套筒、销轴、内链板和外链板所组成。内链板与套 筒之间、 外链板与销轴之间分别用过盈配合固联。 滚子和套筒之间，套筒与销轴之间 均为间隙配合。当内、外链板相对挠曲

46、时，套筒可饶销轴自由转动。滚子是活套在套 筒上的，工作时，滚子沿链轮齿廓滚动，这样就可减轻齿廓的磨损。链的磨损主要发 20 湖北理工学院 毕业设计（论文） 生在销轴与套筒的接触面上。因此，内、外链板间应留有少许间隙，以便润滑油渗入 销轴和套筒的摩擦面间。 链板一般制成 8字形，可采用双排链或多排链。 多排链的承载能力与排数成正比。 但由于精度的影响，各排链承受的载荷不易均匀，故排数不易过多。 滚子链的接头型式如图 9-4 所示。当链节数为偶数时， 接头处可用开口销或弹簧 卡片来固定，一般前者用于大节距，后者用于小节距；当链数为奇数时，需采用图所 示的过度链节。 由于过度链节的链板要受附加弯矩的

47、作用， 所以在一般情况下最好不 用奇数链节。 滚子链和链轮啮合的基本参数是节数 p，滚子外径 d1 和内链节内宽 b1（对于多 排链还有排距 Pt）。其中节距 p 是滚子链的主要参数，节距增大时，链条中各零件的 尺寸也要相应地增大， 可传递的功率也随着增大。 链的使用寿命在很大程度上取决于 链的材料及热处理方法。因此，组成链的所有元件均需经过热处理，以提高其强度、 耐磨性和耐冲击性。 考虑到我国链条生产的历史和现状， 以及国际上几乎所有国家的链节距均采用英 制单位， 我国链条标准 GB/T1243.1-1983 中规定节距用英制折算成米制单位。 链号和 相应的国际标准链号一致， 链号数乘以 2

48、5.4/16mm即为节距值。后缀 A或 B分别表示 A或 B系列。本设计用 A系列滚子链传动的设计。 6.3 滚子链传动的设计计算 6.3.1 链传动的失效形式 1. 链的疲劳破坏 链在工作时， 周而复始地由松边到紧边不断运动着， 因而它的各个元件都是在变 应力作用下工作，经过一定循环次数后，链板将会出现疲劳断裂，或者套筒、滚子表 面将会出现疲劳点蚀（多边形效应引起的冲击疲劳） 。因此，链条的疲劳强度就成为 决定链传动承载能力的主要因素。 2. 链条铰链的磨损 链条在工作过程中， 由于铰链的销轴与套筒间承受较大的压力， 传动时彼此又产 生相对转动，导致铰链磨损，使链条总长伸长，从而使链的松边垂

49、度变化，增大动载 21 湖北理工学院 毕业设计（论文） 荷，发生振动，引起跳齿，加大噪声以及其它破坏，如销轴因磨损削弱而断裂等。 3. 链条铰链的胶合 当链轮转速高达一定数值时， 链节啮入时受到的冲击能量增大， 销轴和套筒间润 滑油膜被破坏，使两者的工作表面在很高的温度和压力下直接接触，从而导致胶合。 因此，胶合在一定程度上限制了链传动的极限转速。 4. 链条静力拉断 低速（ v0.6m/s ）的链条过载，并超过了链条静力强度的情况下，链条就会被拉 断。 滚子链传动的设计步骤和方法 设计滚子链传动时原始数据为：传动的功率 p，小链轮和大链轮的转速（或传动 比），原动机种类，载荷性质以及传动用途

50、等。 （1）确定齿数 z 假定链速 v 3m/s，选取小链轮齿速 Z1 17 ；从动链轮齿速 Z2 17 （传动比 i12 i23 1, Z3 17 ） （2）计算功率 查得工作情况系数 K A 1.3，故 Pca 1.3 2.6 3.38kw 式（ 6.1） （3）初定中心距 a 和链长 初定中心距 a=30p，考虑到小轮上的包角应不小于 120 ，最小中心距通常按下式 取，即 i 4 时amin 0.2z1 i 1 p 0.2 17 2 44.45 302.26mm式（ 6.2 ） 则取 a=1300mm 因为链长等于链节距 p和链节数 L p的乘积，故链的长度常用链节数 Lp 表示。 L

51、p 2a z1 z2 z2 z1 p 77 节式（6.3 ） p 2 2 a （4）确定链条的节距 p 22 湖北理工学院 毕业设计（论文） 由按链轮的转速估计，链工作在功率曲线顶点左侧时，可能出现链板疲劳破坏。 z 1.08 L 0.26 查得链轮齿速系数 kz z10.887, kLL p0.911 ；选取单排链，查得多 z 19 L 100 排链系数 Kp=1.0，故的所需传递的功率为 Pca P0Pca KZK LKP式（6.4 ） =4.18kw 根据小链轮转速 n=25.10 及功率 Po=4.18kw，选链号为 28A单排链，同时也证实 原估计链工作在额定功率曲线顶点左侧是正确的

52、。查得链节距p=44.45mm。 （5）确定链长 L 及中心距 a L=Lp*P/1000=2.934 a P4(LP Z1 Z2 2 Z1 Z2 2 Z2 Z1 2 1 2 )2 8( 2 1 )2 式（6.5 ） =1333.5mm 实际安装时的中心距应比计算出的 a小2 5mm ，这样可保证松边有一个合适的 垂度。链传动中心距应设计为可调节， 便于在链条磨损变长的情况下仍能调整到一定 的张紧度。 故取 a=1330mm （6）验算链速 z1 pn1 60 1000 0.33m/ s 式（6.6 ） 与原假设相符。 （7）验算小链轮毂孔 Dk 查得小链轮毂孔许用最大直径 D=112m，m大

53、于电动机轴径，故适合。 （8）计算压轴力 FQ FQ KQ Fe式（6.7 ） 23 湖北理工学院 毕业设计（论文） 1000P v 6927N 式（6.8 ） 式（6.9 ） 按水平布置取压轴系数 KQ 1.2 则压轴力： FQ 1.2 6927 8313N （9）低速链传动的静强度计算 对于 v 0.6m/s 的低速传动， 因静强度不够而损坏的概率很大， 故按静强度 设计条件计算得 3 Sc F n 24 10 20 8 故合格式（ 6.10 ） c K A Fe 1.2 6927 6.4 链传动的布置、张紧和润滑 6.4.1 链传动的布置 链传动一般应布置在铅垂平面内， 尽可能避免布置在

54、水平或倾斜平面内。 如确有 需要，则应考虑加脱板或张紧轮等装置，并且设计较紧凑的中心距。 6.4.2 链传动的张紧 链传动张紧的目的， 主要是为了避免在链条的垂度过大时产生啮合不良和链条的 振动现象；同时也为了增加链条与啮合包角。当两轮轴心连线倾斜角大于 60 度时， 通常设有张紧装置。 由于本设计倾斜角在 60 度的范围内，故不需要有张紧装置。 6.4.3 链传动的润滑 链传动的润滑十分重要， 对高速、 重载的链传动更为重要。 良好的润滑可缓和冲 击，减轻磨损， 延长链条使用寿命。 润滑油推荐采用牌号为 L-AN32，L-AN46，L-AN68 的全损耗系统用油。温度低时取前者。对于开式重载

55、低速传动，可在润滑油中加入 MoS2,WS2等添加剂。对用润滑油不便的场合，允许涂抹润滑脂，但应定期清洗和涂 抹。 湖北理工学院 毕业设计（论文） 6.5 链轮的结构和材料 图 6.1 （ b）轴面齿形 链轮的齿廓形状对传动质量有重要的影响， 正确的链轮齿形应保证链节能平稳的 进入和退出啮合，尽量降低接触应力，减小磨损和冲击，还应便于加工。目前常用的 一种是三圆弧一直线齿形（如图 6.1 （ a）所示，由三圆弧、 aa、ab、cd 和一 直线 bc 组成），并用相应的标准刀具加工， 只需一把滚刀便可切制节距相同而齿数不 同的链轮。在链轮工作图中，端面齿形不必画出，但要在图上注明“齿形按 3R

56、GB12441985 规定制造” 。链轮的轴面齿形需画出如（图 6.1（b） ），两侧齿廓为圆 弧状，以利于链节进入和退出啮合。 图 6.1 （ a ）端面齿形 链轮的主要尺寸： 链轮节距 p=44.45mm 轴孔直径 分度圆弦齿高 齿侧凸缘直径 滚子外径 d1 25.40mm dk 54mm ha 0.27p 0.27 44.45 12.00mm式（6.11 ） dg p cot 180 z 1.04h2 0.76 193.1mm 式 6.12） 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆 p sin 180 z 241.91mm da p0.54 cot 180 z 261.79mm 式（6.13 ） 式（6.14 ） 最大