粉料成型压片机的创新设计.doc

1、粉料成型压片机的创新设计机构系统运动方案一、已知设计参数1.原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500r/min或1000r/min。2.该机械系统要求设计为单自由度的机械。3.压片机的最大阻力为F=6000N。4.生产率为每分钟压制30片，即冲头每分钟往返运动30次。5.料斗高度为D=30mm、直径为d=25mm，向左退出L=50mm。6.下冲头进入型腔L1=5mm，以免上冲头进入型腔时把粉料扑出。7.上、下冲头同时加压，上、下冲头行程共L2=10mm，压片厚度S=5mm。8. 上冲头快速上向运动，下冲头缓慢将压片顶出，并回复至原始位置，离型腔上表面距 离h=15mm。9. 为避免干涉

2、，上冲头行程H=60mm，上冲头运行至离型腔表面大于30mm时，料斗开 始向右运动，并往复震动，继续下一个循环。10. 冲压流程图。11. 传动装置的使用寿命预订为10年，单班制，每班工作时间8小时。二、工作原理分析（1）粉料成型压片机的工艺流程分析如下 1.料斗在型腔上方振动，将料筛入直径为d的型腔内，然后向左退出L（如图一）。 2.下冲头进入型腔L1，以免上冲头进入型腔是将粉料扑出（如图二）。 3.上下冲头同时加压，总行程为L2（如图三）。 4.上冲头快速上向运动，下冲头缓慢将压片顶出，并回复至原始位置。（2） 工作执行机构分析 .料斗送料机构：料斗的基本运动为：向右震动向左停歇-向右，设

3、计此运 动时最主要考虑的因素时震动如何实现以及如何实现往复运动。根据以前所学的 知识，震动可以分为两类方式实现：1，通过料筛自身的结构来实现，如在用一 段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2，可以通过外部结构来实现，如可以在料筛 运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。上述两种方法中第2种方法实现比 方法1难度大，并且实现起来可靠性没有方法1好，并且某些外部机构振荡的同 时还需耗能，所以采用方法1较为合理。实现往复运动的机构有曲柄滑块机构、 正弦机构、凸轮机构等。考虑到结合震动的实现，选用凸轮机构实现料斗的运动。 料斗凸轮机构设计时最主要考虑振动阶段凸轮外形的设计，为了使凸轮外形曲线 容易表达和震动

4、各段能够频率一样，选择用正弦曲线Asin(wt)来实现，通过改 变正弦曲线表达式中的峰值A可以控制振子运动时振动的强度，改变其中的w的 值可以控制每次振动的时间。 2.上冲头运动机构：上冲头的基本运动为往复运动，并有增利特性。上冲头由于有 增力特性，故不适用于用凸轮机构实现，为了避免过于复杂的机构设计，增强设 计可靠性，可以考虑用一般的连杆型增力机构。 3.下冲头运动机构：下冲头的基本运动为：停止-向下-向上-向下-停止，显然下冲 头机构需要实现较多复杂的运动，一般的连杆机构很难实现，故考虑用凸轮机构 实现。 4.执行机构的组合示意图（图四）。 上冲头加压机构尺度综合 一、上冲头加压机构机构简

5、图图解法分析 1.结合机构行程要求，运用模拟软件soildworks绘制机构图，并确定机构尺寸。机构 确定思路主要是设计机构的两个极限位置，然后通过标注尺寸确定机构的详细植村。机 构简图如下图所示（图五） 图五 由图可知杆OA为主动件，机构的极限位置如图所示，显然D1D2=H。 该机构具有急回特性，行程速比系数为 其中 2.尺寸确定 根据设计要求，上冲头的形成为60mm。用模拟软件soildworks绘制如图八所示的 模拟机构，所以为满足要求 由此确定机构各部分尺寸分别为： OA=40mm;AB=120mm;BC=80mm;BD=212mm;OCx=80mm;OCy=80mm。 二、上冲头机构

6、位移、速度、加速度分析 1.根据确定的机构尺寸，以O点建立坐标系，则 由图可知个点坐标分别为: A（40*cos(a),-40*sin(a)） B(80+80*sin(b),80-80*cos(b) C(80,80) D(80,-y) 建立方程式有： (80+80*sin(b)-40*cos(a)2+(80-80*cos(b)+40*sin(a)2-1202=0; (80*sin(b)2+(80-80*cos(b)+y)2-2122=0 运用matlab6.5编写程序程序如下： syms a;syms b;f=solve(80+80*sin(b)-40*cos(a)2+(80-80*cos(b

7、)+40*sin(a)2- 1202=0,b);a11=0:0.1:2*pi;c=subs(f(1),a,a11);s=80*sin(c)+sqrt(44944-6400*(sin(c).2)-80;v=diff(s);a=diff(v);subplot(3,1,1);plot(a11,s);grid on;subplot(3,1,2);plot(a11(2:63),v);grid on;subplot(3,1,3);plot(a11(3:63),a); grid on; 绘制图像如图六所示 图六 2.上冲头机构的速度、加速度分析 驱动杆的角速度=30/6023.14=3.14rad/s即=3

8、.14rad/s 将角度a表示为时间的函数，即a=3.14t 运用软件matlab对位移函数以t求微分： V=diff（y,t）即为上冲头速度函数。 对位移函数以t求二次微分即可得上冲头的加速度关系： =diff(y,t,2)即为上冲头加速度函数。 如图六所示 3.上冲头机构受力分析 上冲头的受力分析主要集中在上冲头极限位置，此时机构简图如图十所示 图十 压片机压片时最大阻力F=6000N，此时机构杆BC垂直，因此受力Fcb=F=6000N，杆OA、AB 不受力。传动机构选择设计 1.带传动： 带传动是具有中间挠性件的一种传动,所以它有以下优点： 能缓和载荷冲击； 运行平稳,无噪声； 制造和安

9、装精度不像啮合传动那样严格； 过载时将引起带在带轮上打滑,因而可防止其他零件的损坏； 可增加带长以适应中心距较大的工作条件(可达15m)。 带传动缺点： 有弹性滑动和打滑,传动效率较低v带传动效率=96%,不能保持准确的传动比； 传递同样大的圆周力时,轮廓尺寸的轴上的压力都比啮合传动大； 带的寿命短。 2.链传动： 链传动的优点： 没有滑动，传动比精确； 工况相同时,传动尺寸比较紧凑； 不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小； 能在温度较高,湿度较大的环境中使用等。 因链传动具有中间元件(链)和齿轮，蜗杆传动比较，需要时轴间距离很大。 链传动的缺点: 只能用于平行轴间的传动； 瞬时速度不均匀

10、,高速运转时不如带传动平稳； 不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用； 工件时有噪声； 根据压片机的实际工作情况，为了实现各执行机构之间的协调，要求传动机构传动 比精确，执行机构转速较低为30r/min，传动效率较高，综合以上情况选择链传动。 原动机输出部分转速很高1000r/min，且为了防止过载，选择高速级传动为带传动。 综合选择传动方案为：V带传动+锥齿轮减速器 3.机械系统运动简图（图七）电动机的选择 （1）电动机类型和结构形式的选择 如无特殊要求，一般选用Y系列三相交流异步电动机。Y系列电动机为一般用途的 全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运 输

11、机以及农业机械和食品机械。本设计中选用Y系列三相交流异步电动机。 （2）电动机功率的确定 a）计算功率： 单个周期时间T=60/30=2s； 单个冲头在一个周期做功W=F*L2/2=6000*5/1000=30J 单个冲头实际功率P1=30/2=15W 所需要的实际功率P2=2P1=215=30W 考虑减速器的功率P3=40P2=1.2kw 即粉料压片机所需要的实际功率为1.2kw b）确定传动装置的效率 查机械设计手册可知 弹性柱销联轴器的效率1=0.99 一滚动球轴承的效率 （脂润滑正常）2=0.99 一对圆柱齿轮传动的效率（稀油润滑）3=0.97 V带传动效率4=0.96 锥齿轮的传递效

12、率（稀油润滑）5=0.94 传动装置的传动效率为： =0.990.960.990.990.990.940.97=0.841 c）选择电动机 电动机功率：P=P3/=1.2/0.841=1.43kw 电动机同步转速1000r/min Y系列 由相关参数，查机械设计手册选择电动机型号为 Y100L-6 电动机额定功率P 1.5kw 电动机满载转速n 940rpm 电动机堵转转矩、额定转矩 2.0kN.m 电动机最大转矩、额定转矩 2.0kN.m 电动机净重 65kg 噪声 71dB 满载效率 77.5% 传动装置传动比以及动力参数计算1.传动比分配总传动比i=i带i锥齿轮i圆柱齿轮=（24）（23

13、）（35）1260实际传动比i实际=n/N=940/30=31.3取i带=3.2 i锥齿轮=2.45 i圆柱齿轮=42. 动力参数计算(1) 各轴转速 减速器输出端转速nw=30r/minn1=940/i带=940/3.2=294r/minn2=n1/i锥齿轮=294/2.45=120r/minn3=n2/i圆柱齿轮=120/4=30r/min （2）各轴功率P1 =P4=1.43x0.96=1.37kw P2 =P125=1.37280.940.99=1.28kw P3 =P223=1.280.990.97=1.23kw Pw=P321=1.230.990.99=1.20kw （3）各轴转矩

14、T1=9550P1/n1=95501.37/294=44.5NmT2=9550P2/n2=95501.28/120=101.87NmT3=9550P3/n3=95501.23/30=391.55NmT=9550P/nw=95501.2/30=382kNm压片机机械传动系统设计与分析参数表编号功率P/kw转速n/(r/min)转矩T/(Nm)传动比i效率轴1.3729444.53.20.96轴1.28120101.877.840.89轴1.2330391.5531.40.86工作轴1.203038231.40.84传动件的设计计算 一、V带的设计 1.确定计算功率 根据压片机的工况，查表6-8,

15、选择=1.2 计算功率Pc=P=1.21.5=1.8kw 2.选择V带型号 根据带轮转速，查图6-8可知，V带型号为Z型。 3.确定带轮基准直径、 根据V带型号查表6-4，参考图6-8，选择=71mm 所以=3.271=227.2mm 根据V带标准系列直径（表6-4），选择=224mm 4.验证带速 小带轮带速 ，因此带速合理 5.确定中心距a和带的基准长度L 初定中心距a=400mm 由传动的几何关系可计算带的基准长度初值 查表6-3，选取相近值作为带的基准长度=1250mm，则带的实际中心距 安装时，实际中心距调节范围为 6.验算小带轮包角 由公式可知 满足，合格 7.确定带的根数Z 由表

16、6-5得，单根v带的基本额定功率Po=0.23kW 查表6-7得，单根V带额定功率的增量=0.02kW 查表6-6得包角系数=0.95 查表6-3得长度系数=1.11 由于Z型V带最多使用2根，因此不符合要求。 故应选择A型V带，A型V带的计算如下： 1.Pc=1.8kW 2.A型V带 3.选=90mm，则=3.290=288mm 由表6-4选择=280mm 4. 满足要求 5. 选择a=500mm 查表6-3，选择=1600mm 则：，满足要求 6.，满足要求 7.Po=0.79kW =0.11kW =0.95 =0.99 取V带根数Z=3 8.确定初拉力Fo 查表6-2得， 带传动在此初拉

17、力的张紧下，作用于带轮轮轴上的载荷为 二、齿轮设计 （1）高速级齿轮副 已知小锥齿轮转速n1=294r/min 传动比i=2.45，因此n2=120r/min 两齿轮轴交叉90度，小齿轮悬臂，大齿轮两端支撑。 齿面粗糙度,采用极压齿轮润滑，长期工作， 大小齿轮均采用20Cr渗碳淬火，表面硬度5662HRC。 1.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 1)小齿轮转矩T1=44.5Nm 2)齿数比u=i=2.45 3）齿宽系数 4）载荷系数取K=2 5）许用应力 由图9-19， 取 所以 带入计算 取R=60mm 6）选取齿数 取Z1=19，Z2=uZ1=2.45*19=46.55 取Z2=47 实际齿

18、数比u=Z1/Z2=47/19=2.47 传动比误差 7）按经验公式选取模数 ，选取标准模数m=3 8）计算主要几何参数 分度圆直径 d1=319=57mm ；d2=347=141mm 分锥角 锥距 齿宽 取b=27mm 当量齿数 端面重合度 齿宽中点圆周速度 中点分度圆直径 中点分度圆模数 2.校核齿面接触疲劳强度 1）齿面接触疲劳许用应力 由图9-20按无限寿命查得： 由图9-21查得 由图9-23查得 大小齿轮均为硬齿面，故 由表9-8，失效概率低于1/1000， 许用应力： 2）吃面接触疲劳圆周力 查表9-5， 查表9-6， 查表9-7， 查表9-8，并减小5%， 查表9-7， 查图9

19、-12， 未修缘系数 齿面接触疲劳应力 3）强度校核 ,满足要求 3.齿根弯曲疲劳强度 1）齿根弯曲疲劳许用应力 取 由图9-26， 由表9-9，取 由图9-27， 由表9-8，失效概率低于1/1000， 由图9-25， 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力 由图9-28， 由图9-18， 3）强度校核 满足齿根疲劳强度要求 （2）圆柱齿轮设计 1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取， 都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿 轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra3.2，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考 虑传动平稳性，齿数宜取多些

20、。 2.设计计算。 （1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式9-7 其中T2=101.87N.m 由图9-19选取材料的接触疲劳，极限应力为 HLim1=720MPa HLim2=550MPa FLim1=290MPa FLim2=210MPa 齿宽系数 载荷系数K=1.6 许用应力系数 因为，故以带入计算 取a=175mm （3）按照经验公式选择模数 =(0.0070.02)a=(0.0070.02)175=1.2253.5 选取标准模数=2 （4）计算主要几何参数 初选=20度 传动比误差 精确计算螺旋角 （5）计算齿宽 取 （

21、6）计算当量齿数 （7）计算重合度 （11）计算圆周速度 3.校核齿面接触疲劳许用应力 （1）齿面解除疲劳许用应力 应力循环次数 由图9-20查得： 选择润滑运动黏度 由图9-21查得 由图9-23查得 选取 由表9-8，失效概率低于1/1000， 许用应力： 2）齿面接触疲劳圆周力 查表9-5， 查表9-6， 查表9-7， 查表9-8，并减小5%， 查表9-7， 查图9-12， 插图9-13， 齿面接触疲劳应力 3）强度校核 ,满足要求 4.校核齿根弯曲疲劳强度 1）齿根弯曲疲劳许用应力 取 由图9-26， 由表9-9，取 取 由图9-27， 由表9-8，失效概率低于1/1000， 由图9-

22、25， 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力 由图9-28， 由图9-18， 3）强度校核 满足齿根疲劳强度要求 三、轴的初步设计 轴结构设计 根据减速器的结构，设计轴结构，其他轴结构设计类似。 已知轴转递功率P=1.28kW，转速n=120r/min，锥齿轮分度圆直径d1=141mm，圆柱齿 轮分度圆直径d2=70mm，宽度分别为b1=27mm，b2=75mm。（1） 确定轴上零件的装配方案。考虑到轴上零件的定位、固定以及拆装，拟采用阶梯轴结构。（2） 确定各轴段的直径。 1.左右轴颈固定端采用轴承30207，因此固定端直径为35mm。 2.为了便于锥齿轮拆装，并不损伤由轴颈表面，与齿轮或者锥齿轮

23、配合的轴段直径取40mm。 3.圆柱齿轮左端采用轴肩实现轴向定位，轴肩高度h=（0.070.1）40=2.84.0mm， 因此轴肩处直径取为45mm。（3） 确定各轴段的长度 1.取左端轴颈轴段长度等于轴承30207的宽度（经查表为18.3mm）。 2.考虑到齿轮端面距离减速器箱体内壁的距离不小于箱体厚度（厚度大于8mm），取左端 轴肩轴向长度为39.3mm。 3.圆柱齿轮的宽75mm,配合部分应该比齿宽短12mm,取该段73mm. 4.取锥齿轮轴向定位轴肩长度为10mm。 5.已知锥齿轮段的长取42mm。 6.与2相同，为了满足壁厚的要求，同时满足轴承宽度要求，取该段长度为39.3mm。（4

24、） 其他细节尺寸 1.轴两端的倒角尺寸可取1.545，轴肩处过渡圆角半径取1.5mm，圆柱齿轮两端过度圆 角可取10mm。 2.锥齿轮与轴为过渡配合（H7/f6），且采用A型平键实现周向定位。该段上键槽宽度 b=12mm，槽深t=8mm，键槽长度分别为L锥齿轮=32mm，L圆柱=60mm。（1）初步估计轴的直径 1）选择材料以及热处理方式 由于减速器为一般用途轴，可选45钢，调质。查表13-1可得： 2）最小轴径计算 利用扭转强度法，根据式（13-2）可知： 查表13-2，C=126103，则 经过圆整，取最小轴径（即轴端直径） 3）选择轴承 根据轴承工况采用油脂润滑，轴承受轴向力，故、轴均采用圆锥滚子轴承。 查机械设计手册初步选定：30000型 轴30206；轴30207；轴30210。（2） 轴以及轴承校核 1）轴的校核 1.按