粉料成型压片机的创新设计docDOC

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，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
１.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
180+=1.21180-K θ
θ
=。

其中17.11θ=。

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))^2-120^2=0; (80*sin(b))^2+(80-80*cos(b)+y)^2-212^2=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)+40*sin(a))^2- 120^2=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ω=30/60×2×3.14=3.14rad/s即a’=ω=3.14rad/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：
ρ=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η=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,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=2×P1=2×15=30W
考虑减速器的功率P3=40×P2=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η1=0.99
一滚动球轴承的效率（脂润滑正常）η2=0.99
一对圆柱齿轮传动的效率（稀油润滑）η3=0.97
V带传动效率η4=0.96
锥齿轮的传递效率（稀油润滑）η5=0.94
∴传动装置的传动效率为：
η=0.99×0.96×0.99×0.99×0.99×0.94×0.97=0.841
c）选择电动机
电动机功率：P=P3/η=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=（2～4）×（2～3）×（3～5）＝12～60 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=4
2.动力参数计算
(1)各轴转速
减速器输出端转速nw=30r/min
n1=940/i 带=940/3.2=294r/min n2=n1/i 锥齿轮=294/2.45=120r/min n3=n2/i 圆柱齿轮=120/4=30r/min （2）各轴功率
P1 =P•η4=1.43x0.96=1.37kw
P2 =P1•η2•η5=1.3728×0.94×0.99=1.28kw P3 =P2•η2•η3=1.28×0.99×0.97=1.23kw Pw=P3•η2•η1=1.23×0.99×0.99=1.20kw （3）各轴转矩
T1=9550P1/n1=9550×1.37/294=44.5N•m T2=9550P2/n2=9550×1.28/120=101.87N•m T3=9550P3/n3=9550×1.23/30=391.55N•m T=9550P/nw=9550×1.2/30=382kN•m 压片机机械传动系统设计与分析参数表
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,选择A K =1.2 计算功率Pc=A K ×P=1.2×1.5=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1d 、2d
根据V 带型号查表6-4，参考图6-8，选择1d =71mm 所以2d =3.2×71=227.2mm
根据V 带标准系列直径（表6-4），选择2d =224mm
25/v m s <，因此带速合理
5.确定中心距a 和带的基准长度L
1201200.7()2()206.5mm 590d d a d d a mm +≤≤+≤≤
即 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0d L
查表6-3，选取相近值作为带的基准长度d L =1250mm ，则带的实际中心距
min max 0.015367.250.03423.5d d a a L mm a a L mm
=-
==+=
6.验算小带轮包角1α
满足1120α≥。

，合格
7.确定带的根数Z
由表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0P ∆=0.02kW
查表6-6得包角系数K α=0.95 查表6-3得长度系数L K =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1d =90mm ，则2d =3.2×90=288mm 由表6-4选择2d =280mm
5.1201200.7()2()mm 740d d a d d
a mm +≤≤+≤≤即259 选择a=500mm
查表6-3，选择d L =1600mm
min max 0.0154760.03548
d d a a L mm a a L mm
=-==+=
7.Po=0.79kW 0P ∆=0.11kW K α=0.95 L K =0.99 取V 带根数Z=3 8.
确定初拉力Fo
查表6-2得，0.10/q kg m =
齿面粗糙度12 3.2( 6.3)z z a R R m R m ==μ=μ,采用50100v cst =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56～62HRC 。

1.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 1)小齿轮转矩T1=44.5N •m 2)齿数比u=i=2.45
3）齿宽系数0.35R ∅= 4）载荷系数取K=2 5）许用应力
由图9-19，lim 1500H MPa σ= 取
lim 1.25 1.0
H N LVR W X S Z Z Z Z ==
取R=60mm 6）选取齿数
取Z1=19，Z2=uZ1=2.45*19=46.55 取Z2=47 实际齿数比u=Z1/Z2=47/19=2.47 传动比误差120.020.02, 2.45
Z i i i Z i =-
== 7）按经验公式选取模数 2*60
1
19*=
+ 8）计算主要几何参数
分度圆直径 d1=3×19=57mm ；d2=3×47=141mm
齿宽0.35*76.0426.614R b R mm =∅== 取b=27mm
端面重合度
11(10.5)(10.5*0.35)*5747.025m R d d mm =-∅=-= 中点分度圆模数
(10.5)(10.5*0.35)*3 2.475m R m m mm =-∅=-= 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：1N Z = 由图9-21查得0.98LRV Z = 由图9-23查得1X Z
=
大小齿轮均为硬齿面，故1W Z =
由表9-8，失效概率低于1/1000，lim 1.25H S = 许用应力：
2）吃面接触疲劳圆周力 查表9-5， 1.25A K = 查表9-6， 1.03V K =
查表9-7，1K α=
查表9-8，并减小5%， 1.24K β=
查图9-12，5.2=H Z
未修缘系数1=K Z
[]1H H σσ≤,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2=ST Y 由图9-26，1=N Y
由表9-9，1=relT Y
δ，取1=RrelT Y 由图9-27，1=X Y
由表9-8，失效概率低于1/1000，lim 1.25F S = 由图9-25，MPa F 320lim =σ 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力
由图9-28，36.4,0.42211==Sa Fa Sa Fa Y Y Y Y 由图9-18，68.0=εY
3）强度校核
[]
[]
2211F F F F σσσσ≤≤
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。

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 []
3
22
)1(466H a u KT u a σφ+≥
其中T2=101.87N.m
由图9-19选取材料的接触疲劳，极限应力为
бHLim1=720MPa бHLim2=550MPa
бF Lim1=290MPa бF Lim2=210MPa 齿宽系数4.0=a φ 载荷系数K=1.6
许用应力系数0.1,1.1min ==X W LVR N H Z Z Z Z S 取
[][]MPa
S Z Z Z Z MPa
S Z Z Z Z H X
W LVR N H H H X
W LVR N H H 500655min
2lim 2min
1lim 1==
==σσσσ
因为[][]21H H σσ≥，故以[]2H σ带入计算 mm a 4.172500*4*4.087
.101*6.1)14(4663
2
=+≥
取a=175mm
（3）按照经验公式选择模数
n m =(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×175=1.225～3.5 选取标准模数n m =2 （4）计算主要几何参数 初选β=20度 33)
14(*220
cos *175*2)1(cos 21=+=+=
u m a z n β 13233*412===uz z
传动比误差 033132412=-=-
=∆z z i i 0=∆i
i
精确计算螺旋角 。

46295.19175*2)
13233(*2arccos 2)(arccos 21=+=+=a z z m n β
mm z m d n 7046295
.19cos 33*2cos 11===。

β mm z m d n 28046295.19cos 132
*2cos 22===。

β mm m h d d n a
a 742*1*2702*
11=+=+= mm m h d d n a
a 2842*1*22802*
22=+=+= （5）计算齿宽
mm b 70175*4.0== 取mm b b 75570)10~5(1=+=+= （6）计算当量齿数 37.3946295.19cos 33cos 3311===。

βz z v 48.15746295
.19cos 132cos 3322===。

βz z v （7）计算重合度 10804.21)46295
.19cos 20
tan arctan()cos tan arctan(
===βααt 40654.28)23310804
.21cos *33arccos()2cos arccos(
*
111=+=+=a t at h z z αα 22272.23)2
13210804
.21cos *132arccos()2cos arccos(
*
222=+=+=a t at h z z αα
43.571.372.1=+=+=βαγεεε
h t an N L 811101.210*365*8*120*1*6060⨯=== h t an N L 72110710*365*8*30*1*6060⨯=== 由图9-20查得：04.1,121==N N Z Z 选择润滑运动黏度cst v 8350= 由图9-21查得91.
0=LRV Z
由图9-23查得1=X Z 选取1=W Z 由表9-8，失效概率低于1/1000，lim 1H S = 许用应力：
2）齿面接触疲劳圆周力 查表9-5， 1.5A K = 查表9-6， 1.07V K = 查表9-7， 1.25K α=
查表9-8，并减小5%，1K β=
查图9-12，47.2=H Z 插图9-13，75.0=βεZ Z
[][]21,H H H H σσσσ≤≤,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221==ST ST Y Y 由图9-26，121==N N Y Y
由表9-9，11=relT
Y δ，取95.02=relT Y δ 取95.021==RrelT RrelT Y Y 由图9-27，121==X X Y
Y
由表9-8，失效概率低于1/1000，lim1lim2 1.25F F S S == 由图9-25，MPa F 320lim =σ 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力
由图9-28，93.3,03.42211==Sa Fa Sa Fa Y Y Y Y 由图9-18，63.0=βεY Y
3）强度校核
[]
[]
2211F F F F σσσσ≤≤
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Ⅱ轴结构，其他轴结构设计类似。

已知Ⅱ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=（0.07～0.1）×40=2.8～
4.0mm ， 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1～2mm,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）其他细节尺寸
1.轴两端的倒角尺寸可取1.5×45，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：
[]MPa MPa MPa MPa MPa s B 60,155,275,355,640111=====---στσσσ 2）最小轴径计算
利用扭转强度法，根据式（13-2）可知：
经过圆整，取最小轴径（即轴端直径）mm d mm d mm d 40,35,203min 2min 1min === 3）选择轴承
根据轴承工况采用油脂润滑，轴承受轴向力，故Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。

查机械设计手册初步选定：30000型
Ⅰ轴30206；Ⅱ轴30207；Ⅲ轴30210。

（2）轴以及轴承校核 1）轴的校核
1.按弯扭合成法校核轴的强度 •建立力学模型。

考虑到轴承的受力分布，选取轴承中心为作用点，齿轮作用于轴上的力可视为集中 载荷，并作用于齿宽中点上，因此该轴的受力计算简图如图所示。

•计算弯矩，并画出弯矩图。

1.计算齿轮的受力。

根据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：
2.根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力以及截面的弯矩，绘制水平 弯矩如图所示。

3.根据垂直面内的受力简图，计算支反力并绘制弯矩图，如图所示。

•计算转矩，绘制转矩图，该轴的转矩T=391.55N •m
•确定危险截面，校核轴的强度。

结合图可以看出，C 截面处受弯矩和转矩最大，根据式（13-5）可得C 截面：
因此，根据弯扭合成法该轴的结构满足强度要求。

2.按安全系数法精确校核轴的强度。

1）查表13-6可得，对于A 型平键，轴上键槽的应力集中系数为：61.1,81.1==τσK K 2）查表13-7可得，45钢的绝对尺寸系数为：78.0,84.0==τσεε
3）对于45钢，弯矩和扭矩作用下的轴平均应力折算为应力幅等效系数为： 075.0,15.0==τσψψ
4）查表13-8可得，该轴的加工表面质量系数：0.92,1,92.02121====βββββ故 5）由于该轴所受弯矩弯曲应力为对称循环变应力，故平均应力0=m σ，应力幅为：
6）由于该轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，其扭转切应力为：
8）根据式（13-6）可得，轴的工作安全系数为： 查表13-4，取轴疲劳强度的许用安全系数[]8.1~5.1=S ,显然[]S S ≥,故满足强度要
求。

轴承校核
1）查机械设计手册可得30210轴承的基本参数： 8.0,4.1,42.0,0.92,2.73=====X Y e kN C kN C Or r
方向如图所示
3）计算轴向载荷
213.11719893.182S N F S a ≥=+=+
可以判断轴承1放松，轴承2压紧。

故N F N F a a 3.1171,3.18221==
4）计算轴承的当量动载荷
所以N YF XF P N
F P a r r r r 6.36943.1171*4.15.2568*8.05.51022211=+=+===
5)计算轴承的寿命
由表14-4和14-5可得，5.1,1==d t f f ，由式（14-3）可得 由于21r r P P ≤，故计算轴承2的寿命即可 满足要求。