1 揚州職業(yè)大學機械工程學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 干粉壓片機的設計 學 院： 機械工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 110101213 姓 名： 紀鳴皋 指導教師： 王雪 完成日期： 2014年 4 月 15日 2 揚州職業(yè)大學機械工程學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 干粉壓片機的設計 學號： 110101213 姓名： 紀鳴皋 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師： 王雪 系主任： 一、主要內容及基本要求 （ 1）將干粉壓制成直徑為 30mm、厚度為 5mm 的圓形片坯。 （ 2）每分鐘生產 25 片；沖頭壓力 150kN；機器運轉的不均勻系數小于 10%；上沖頭總位移 90 100mm。 （ 3）回程的平均速度為工作行程速度的 1.2 倍 (行程速比系數 K=1.2)。 （ 4） 要求保壓一定時間，保壓時間約占整個循環(huán)時間的 1/10。 （ 5）分析干粉壓片機工作原理和技術要求及構思方案（含方案比較）。 （ 6） 完成 干粉壓片機傳動系統(tǒng)的設計、機構設計和結構設計。主要零部件的受力分析和強度計算。繪制所設計方案的機構運動簡圖；繪制干粉壓片機的裝配圖及主要 的零件圖。要求圖紙工作量 2.5 張 A0 圖紙以上（ AutoCAD 繪圖）。 （ 7）設計說明書一份，電子文檔一份。 （ 8）英文文獻翻譯（含原文）。要求：原文 5000 個單詞以上，中文翻譯要求通順。 二、重點研究的問題 （ 1）干粉壓片機總體方案設計（含加壓機構、送料機構等）。 （ 2）干粉壓片機傳動系統(tǒng)的設計。 （ 3）主執(zhí)行機構設計（機構選型）及其結構設計。 3 三、進度安排 各階段完成的內容 起止時間 1 收集資料、查詢相關文獻 2012 年 1月 8日 2月 20 日 2 掌握干粉壓片機工作原 理和技術要求，進行方案構思與設計 2012 年 2月 21 日 3 月 8 日 3 完成傳動系統(tǒng)及機構設計和主要零件設計計算 2012 年 3月 9日 3月 31 日 4 繪制裝配圖和零件圖草圖 2012 年 4月 1日 5月 2日 5 完成裝配圖和零件圖的設計 2012 年 5月 3日 5月 15 日 6 撰寫畢業(yè)設計說明書及英文文獻翻譯 2012 年 5月 16 日 5 月 26 日 7 交畢業(yè)設計說明書，準備答辯 2012 年 5 月 27 日 5 月 28日 四 、應收集的資料及主要參考文獻 主要的收集資料有：機械設計手冊、干粉壓片機相關文獻 1朱保利，吳暉等編 .機械原理課程設計指導書 .南昌航空工業(yè)學院出版， 2004 . 2孟憲源，姜琪主編 .機構構型與應用 .機械工業(yè)出版社， 2004 . 3侯珍秀主編 .機械系統(tǒng)設計 .哈爾濱工業(yè)大學出版社， 2000 . 4黃繼昌、徐巧魚等編 .實用機械機構圖冊 .人民郵電出版社， 1996. 5 張維凱，王曙光 . AutoCAD2007 中文版標準教程北京 :清華大學出版社， 2007. 6 濮 良貴，紀名剛 .機械設計（第八版） .北京：高等教育出版社， 2007. 7 孫恒 ,陳作模 .機械原理 (第七版 )。北京：高等教育出版社， 2006. 8 成大先主編 .機械設計手冊 .北京：化學工業(yè)出版社， 2004. 4 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2008963340 姓名 鄒卓明 專業(yè) 機械制造設計及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 干粉壓片機的設計 評價項目 評 價 內 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確 ，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 評閱人： 2009 年 5 月 日 5 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2008963340 姓名： 鄒卓明 專業(yè)： 機械制造設計及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 頁 圖 表 張 論文（設計）題目： 干粉壓片機的設計 內容提要：第一部分：概述，包括課題的來源，課題研究的目的及意義，國內外 的發(fā)展現狀，干粉壓片機綜述。 第二部分：機械方案設計，包括減速模塊、上、下沖頭模塊、送料模塊。 第三部分：總體結構設計，包括四大模塊設計連接部分的設計以及機械的的整體 布局。 第四部分：計算與校核，包括齒輪、軸、鍵、緊固件的受力分析，電動機及減速 器的選擇，軸的設計與計算，軸承的選擇與校核。 6 指導教師評語 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 答辯委員會主任： 年 月 日 7 目錄 摘要 .1 第一章 引言 .2 1.1 選課依據及課題的意義 .2 1.2 國內外基本研究情況 .2 1.3 設計特色 .3 1.3.1 研究內容 .3 1.3.2 預期達到的目標 .3 1.3.3 完成課題的方案和主要措施 .3 1.3.4 主要特色 .4 第二章 課程設計題目 .5 2.1 原始數據 .5 2.2 設計要求 .5 第三章 設計題目分析 .6 3.1 工藝動作分解 .6 3.2 運動分析 .7 3.3 功能分解 .8 第四章 方案確定 . 10 4.1 各功能單元的解 . 10 4.2 列出部分可選方案并篩選 . 10 4.3 方案評價 . 11 4.4 作概念圖 . 13 第五章 減速系統(tǒng)的設計 . 14 5.1 電動機的選擇 . 14 5.1.1 電動機類型 . 14 5.1.2 執(zhí)行機構所需功率 . 14 5.1.3 電動機功率 . 14 5.1.4 主要特色 . 15 5.2 傳動比的確定，各軸功率以及帶傳動設計 . 16 5.2.1 傳動比的確定 . 16 5.2.2 計算各軸的轉速個功率 . 16 5.2.3 設計 V 型帶輪的結構和尺寸和校對 . 16 5.3 齒輪設計和校對 . 18 附：減速箱三視圖 . 24 第六章 上沖頭機構設計 . 25 6.1 齒輪箱的結構和尺寸確定 . 25 6.1.1 齒輪箱的作用和工作原理 . 25 6.1.2 兩齒輪的尺寸 確定 . 25 6.2 六桿機構的設計 . 25 6.2.1 設定搖桿長度 . 25 6.2.2 確定搖桿擺角 . 26 6.2.3 通過圖解法求出六桿機構中的曲柄和連桿長度 . 26 6.2.4 檢驗曲柄存在 的條件 . 27 8 附：齒輪箱三視圖 . 28 六桿機構三視圖 . 29 第七章 上沖頭機構設計 . 30 7.1 凸輪部分設計 . 30 7.1.1 凸輪基圓的確定 . 30 7.1.2 滾子圓形運動輪廓的確定 . 30 7.1.3 滾子半徑的確定 . 31 7.1.4 凸輪實際輪廓確定 . 31 7.2 曲柄滑塊機構機構設計 . 31 附：送料機構三視圖 . 33 第八章 下沖頭機構設計 . 34 8.1 下沖頭凸輪設計 . 34 附：下沖頭機構三視圖 . 35 第九章 機構生產調節(jié)說明 . 36 小結 . 錯誤 !未定義書簽。 參考文獻 . 錯誤 !未定義書簽。 致謝 . 40 1 摘要 本文對國內外干粉壓片機的研究水平進行了綜合評述，并且做出對比；提出了一套干粉壓片機的設計方案；將模塊化設計理念引入方案中，提出了干粉壓片機向易拆卸易組裝的發(fā)展方向，并具體對每個模塊進行了設計。 2 3 4 關鍵詞：干粉壓片機；模塊化；易拆卸易組裝。 Abstract Conduct a comprehensive review of domestic and foreign dry powder tablet machine level, and make a 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: dry tabletting machine； modular； easy disassembly and easy assembly. 5 一、引言 1.1 選課的依據及課題的意義： 根據大學四年本科教育要求，此次設計為大學教育的必修課程之一。其目的：一方面，學校完成對本科四年制學生所學知識的一次檢測與評估，同時也是對學校教育制度和教育內容的 一次審視與強化；其次，這次設計也是對大學生自身的一次大學總結和鍛煉，為今后走向工作崗位，走向社會做的一次鋪墊；再次，如今社會各企業(yè)單位和服務類單位對應屆大學畢業(yè)生的動手、獨立思考和團隊協(xié)作等能力非常重視，所以此次設計對大學生的畢業(yè)與就業(yè)，積極成功的融入社會顯得尤為重要。 干粉壓片機 具有 裝配精度高，材質優(yōu)良耐磨損，穩(wěn)定可靠 等優(yōu)點 ， 從制藥廠到電子元件廠，陶瓷廠，化工原料廠等都有應用，還可以改裝進行異形沖模壓片， 具有廣闊的市場前景 。 特別是 隨著科學技術和工業(yè)生產的飛躍發(fā)展，國民經濟各個部門迫切需要各種各樣性能好、能 耗低、質優(yōu)價廉、的機械產品。尤其是很多中小企業(yè)例如 蚊香廠、魚藥飼料廠、消毒劑廠、催化劑廠 等不可能得不償失地采購大型設備，因此小型干粉壓片機更受這些中小企業(yè)的青睞。干粉壓片機與現實生活息息相關設計干粉壓片機一方面能培養(yǎng)機械設計素養(yǎng)，更是加強對我們務實精神的教育。 為了培養(yǎng)學生的開發(fā)和創(chuàng)新機械產品設計能力，高等學校工科本科機械原理課程教學基本要求中對機械原理課程設計提出的要求是：“結合一個簡單的機械系統(tǒng)，綜合運用所學理論和方法，使學生受到擬定機械運動方案的初步訓練，并能對方案中的某 6 些機構進行分析和設計?！蓖?過綜合運用機械原理及相關課程所學內容，進行對壓片機機構方案創(chuàng)新設計，是學生第一次用已學過的知識較全面地對一項工程實際的應用問題，從任務分析、調查研究、方案比較、方案確定、繪制出機構運動簡圖、進行機械運動和動力學分析與設計的基本訓練，可以鞏固加深對機械原理課程內容的理解，初步掌握機械系統(tǒng)方案設計的方法并對機械設計的全過程有個初步了解，培養(yǎng)學生分析問題和解決問題的能力，并對學生的創(chuàng)新意識和創(chuàng)新方法進行了初步的調練，培養(yǎng)學生自學、查閱資料和獨立工作的能力，同時培養(yǎng)學生學運用團隊精神集體解決技術難點的能力，培養(yǎng)學生 運用計算機技術解決實際工程問題的能力。 1.2 國內外基本研究情況： 壓片機在歐美出現較早，經過近一個世紀的發(fā)展，歐美已經形成了完善、先進的技術體系，其產品自動化程度高，符合 FDA 及 21 CFR PART 11 的要求。并且在根據市場反饋，逐漸確立了高速高產化、工藝環(huán)節(jié)密閉化、人流物流隔離化、在位清洗、 4 21 CFR Part 11 技術應用、模塊化、自動化、規(guī)?；皺z測診斷技術遠程化先進化等新的發(fā)展方向，產品高新技術含量不斷提升，機械、氣、液、光、磁等一體的自動化技術、數控技術、傳感器技術、新材料技術等在壓 片機上得到廣泛的應用。 我國的壓片機設計、生產制造水平近幾年得到長足的發(fā)展，但與國際先進水平還存在很大差距。國內現狀是：壓片機規(guī)格眾多，數量大，操作簡單，清洗方便，更換快捷，然而產品重復開發(fā)嚴重，技術含量較低，技術創(chuàng)新后勁不足，人才危機蔓延。國產壓片機發(fā)展任重道遠。 1.3 設計特色 1.3.1 研究內容： 分析干粉壓片機的工作原理和技術，構思總體方案（包括壓制機構和送料機構）以及方案的比較，傳送系統(tǒng)的設計，主執(zhí)行機構設計以及結構設計。 1.3.2 預期達到的目標： 7 兼顧用料經濟型和結構強度，達到其功能要求 ，結構美觀實用。 1.3.3 完成課題的方案和主要措施： 第一階段：查閱相關資料，培養(yǎng)感性認識； 第二階段：具體了解分析各個機構的設計、工作原理，加以創(chuàng)新，繪制草圖，提出初步設計理念； 第三階段：與老師同學交流討論，解決難題，比較方案，重復修改； 第四階段：整理結果，編寫正式的設計說明書，繪制工程圖。 1.3.4 主要特色： 結構簡單，造價便宜，操作方便，便于改裝。 8 二、畢業(yè)設計題目 畢業(yè)設計題目：干粉壓片機的設計 設計干粉壓片機，將具有一 定濕度的粉狀物料定量送入壓片成形位置，經過壓制后脫離該位置。機械的整個工作過程均自動完成。該干粉壓片機可壓制陶瓷藥劑的圓形片坯。 2.1 原始數據如下： （ 1）片坯尺寸： =30mm、 =5mm； （ 2）生產速率 25 片 /min、沖頭壓力 =150kN、運轉不均勻系數 =10%； （ 3） 行程速比系數 K=1.2，保壓時間占整個循環(huán)周期的 1/10。 2.2 設計要求： （ 1） 分析干粉壓片機工作原理和技術要求及構思方案（含方案比較）； （ 2） 完成 干粉壓片機傳動系統(tǒng)的設計、機構設計和結構設計。主要零部件的受力分 析和強度計算。繪制所設計方案的機構運動簡圖；繪制干粉壓片機的裝配圖及主要的零件圖。要求圖紙工作量 2.5 張 A0圖紙以上（ AutoCAD 繪圖）； （ 3）設計說明書一份，電子文檔一份； 9 （ 4）英文文獻翻譯（含原文）。要求：原文 5000 個單詞以上，中文翻譯要求通順。 三、設計題目分析 3.1 工藝動作的分解： 其工藝動作分解流程如圖 3.1： 10 圖 3.1 工藝動作的分解流程 （ 1）篩料斗在型腔上方小行程往復運動，將粉料篩入 的 圓筒形型腔； （ 2）下沖頭下沉，粉料上平面隨之下降，防止上沖頭進入型腔時撲 出粉料，同時篩料斗開始向補料位置運動； （ 3）上沖頭下降進入型腔，篩料斗到達補料位置； （ 4）上下沖頭同時加壓，各移動，產生沖模壓力 ， 最終停止并保壓 1/10 周期，同時下料閥門打開，下一次生產的粉料開始補充進入篩料斗； （ 5）上沖頭退出型腔，下沖頭隨后上升將壓好的片坯頂出型腔，篩料斗補料完畢開始向壓片位置運動； 11 （ 6）為避免干涉，篩料斗到達壓片位置，并將片坯推出壓片位置進入滑道后，下沖頭再下降 高度 。 3.2 運動分析： 從 3.1 可以看出： 上沖頭基本運動為：下降 -遠休 -上升 -近休； 上沖頭基本運動為：上升 -中停 -上升 -遠休 -下降 -中停 -下降 -近休； 篩料斗的基本運動為：向右 -震動 -向左 -停歇。 從整個機械的角度來看，它是一種時序式組合機構系統(tǒng)，因此要擬定三個機構的運動循環(huán)圖。以該主動件的轉角位橫坐標（ 0 360），以機構執(zhí)行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線如圖 3.2： 圖 3.2 運動循環(huán)簡圖 運動循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運動的起始位置，而非其精確的運動規(guī)律。篩料斗從壓片位置經排出粉料后退回左邊補料位置停歇（如圖中）。下沖頭下沉（如圖中）。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移至型腔入口處（如圖中）。等上 沖頭下平面略低于臺面時，下沖頭同時開始上升，上下沖頭同時對粉料兩面加壓（如圖中）。然后兩沖頭停歇保壓（如圖中），保壓時間約為 0.24s，即相當于主動件轉動 36左右。以后，上沖頭快速退回至起始位置，下沖頭稍慢地上升至上表面與臺面平齊，頂出成品 12 片坯（如圖中）。下沖頭停歇待卸片坯時，篩料斗已經到達型腔上方并將成品片坯推出至滑道上（如圖中）。最后，下沖頭下移，同時料篩小行程往復震動將粉料篩入型腔中（如圖中），最終進入下一循環(huán)。 3.3 功能分解： 該干粉壓片機通過一定的機械能將原料（粉狀物料）壓制成成 品，其功能分解如圖3.3： 圖 3.3 設計該干粉壓片機，其總共能可分解成以下幾個工藝動作： （ 1）送料：本質為間歇直線往復運動，可通過凸輪完成； （ 2）篩料：要求篩料斗小行程往復運動； （ 3）從型腔推出片坯：通過下沖頭上升可完成； （ 4）送出成品：篩料斗從側面將成品片坯擠推入滑道； （ 5）上沖頭間歇往復直線運動，有急回等特性； （ 6）下沖頭間歇往復直線運動。 可作樹狀功能圖 3.4： 13 圖 3.4 樹狀功能圖 14 四、方案確定 4.1 各功能單元的解： 針對功能單元再求功能單元的 解，求滿足執(zhí)行元動作的機構。這個步驟也稱為執(zhí)行機構的形式設計，或執(zhí)行機構的行綜合。該過程采用“發(fā)散性思維”，將滿足功能單元的所有“物理效應”的解都作為初步的解一一列出。如果一個功能單元有 m個解決原理，而每一種原理有 n個，經排列組合則該功能單元的解可以有 mn 個方案。把各個功能單元的解建立在一個直角坐標上，便形成了一個“形態(tài)學矩陣”，通過該矩陣可以組合若干方案，然后再做評優(yōu)選優(yōu)。 4.2 列出部分可選方案并篩選： 根據 3.2 的分析，已經比較了解干粉壓片機各個部分的運動規(guī)律，為實現其要求，可對每個機構列出方案： 表 4.1 各分部方案選擇矩陣 功能 元 功能元分解 1 2 3 4 一次減速 a 帶傳動減速 蝸桿減速 齒輪減速 鏈傳動減速 二次減速 b 帶傳動減速 鏈傳動減速 齒輪減速 蝸桿減速 上沖頭 c 凸輪機構 曲柄導桿滑塊機構 偏置曲柄滑塊機構 六桿機構 送料機構 d 移動凸輪機構 渦輪蝸桿機構 凸輪曲柄滑塊機構 偏置曲柄滑塊機構 下沖頭 e 雙導桿間歇運動機構 移動凸輪機構 曲線槽導桿機構 雙凸輪聯動機構 由該表可知，可選擇的運動方案一共有 4的四次方種。然而其中肯定有明顯不合理的，因此進行組合，剔除 不合理的選項，結合實際進行綜合評價：要求滿足運動要求；要求滿足承載要求；要求滿足運動精度要求；要求制造工藝簡便；要求滿足安全生產要求；要求滿足動力源，還有生產條件的限制。 根據題目要求，有以下對比： 15 對于一次減速功能元：帶傳動結構簡單，傳動平穩(wěn)，緩沖吸震，有過載保護，適合壓片機的工作環(huán)境。并且由于其價格低廉，安裝維修方便且噪聲小，因此優(yōu)先選擇；蝸桿傳動備選；齒輪傳動效率高，結構緊湊，工作可靠且壽命長，傳動比穩(wěn)定，但是安裝進度要求高，價格昂貴且不宜用于傳動距離過大的場合，故淘汰；鏈傳動不適合壓片機的工作環(huán)境， 故淘汰。 對于二次減速功能元：齒輪和蝸桿都滿足定速比傳動要求，且精度較高，承載能力大。故可選用；帶傳動鏈傳動、不適宜該環(huán)境，故淘汰。 對于上沖頭功能元：要實現往復直線運動，且要滿足急回特性，淘汰曲柄導桿滑塊機構；由于滑塊需要油脂潤滑，污損嚴重且磨損較大，故淘汰；由于凸輪加工靈活，滿足要求，然而上沖頭行程較大，凸輪尺寸會相應很大很笨重，故備選；六桿機構結構簡單、輕盈，能滿足保壓要求，并且輕松達到上沖頭形成要求，故優(yōu)先選擇。 對于送料功能元：由于承載力要求較低，故無需偏置曲柄滑塊機構；由于行程較大，故單純的凸輪 機構或渦輪蝸桿機構也過于笨重，；因此選擇凸輪加曲柄滑塊機構。 對于下沖頭功能元：下沖頭運動較復雜，且負載較大，故淘汰曲線槽導桿機構；雙導桿間歇運動機構易磨損且污染大，故淘汰。雙凸輪聯動機構加工成本高，故備選；單凸輪機構可優(yōu)先。 綜上所述，可確定最優(yōu)方案是 a1+b3+c4+d3+e2、另有若干可選項備用。 4.3 方案評價 機械運動方案的擬定和設計，最終要求通過分析比較以提供最優(yōu)方案。一個方案的優(yōu)劣只有通過系統(tǒng)綜合評價來確定。 下面用機械選型的評價體系，可用視圖方法表示為圖 4.1： 圖 4.1 評價體系圖 16 根據各個評價指標的相互關系，建立評價模型為： H=U1*U2*U3*U4*U5， U1=S1+S2、U2=S3+S4+S5+S6、 U3=S7+S8+S9+S10、 U4=S11+S12+S13+S14、 U5=S15+S16+S17 根據各個機構的指標好壞可分為五等，分別對應分數為 1、 0.75、 0.5、 0.25、 0。因此可做表 4.2： 表 4.2 各指標評分表 性能 指標 具體 指標 評價 帶傳動 齒輪機構 曲桿滑塊 六桿機構 凸輪機構 渦輪蝸桿 功 能 運動規(guī)律 0.75 0.75 0.75 0.25 0 0.75 傳動精度 1 1 1 0.75 0.75 1 工 作 性 能 應用范圍 0.75 1 0.75 0.75 0.75 1 可調性 1 0.25 0.5 0.75 0.25 0.25 運動精度 0.75 0.75 0.75 1 0.75 1 承載能力 1 1 1 0.75 0.25 1 可 靠 程 度 加速峰值 0 0 0.75 0.75 0.25 0 噪音 1 1 0.5 0.75 0.25 0.75 耐磨性 0.75 0.75 0.5 0.75 0 0.75 可靠性 1 1 1 1 1 1 工 藝 性 制造難度 0.75 0.25 1 1 0 0.25 誤差敏感性 0 0 0 1 0 0 調整方便性 0.75 1 0.75 1 0.25 1 能耗大小 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 0.5 其他 尺寸 0.25 0.75 0.75 0.25 0.75 0.75 重量 0.75 0.25 0.75 0.75 0.25 0.25 結構復雜度 1 0.5 0.5 1 0 0 經過計算，最終方案 a1+b3+c4+d3+e2 得分最高，確定為最優(yōu) 方案。 17 4.4 作概念圖 4.2： 圖 4.2 概念圖 18 五、減速系統(tǒng)的設計： 5.1 電動機的選擇： 5.1.1 電動機類型： 按照工作要求和工作條件選用 Y 系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，額定電壓 380V。 5.1.2 執(zhí)行機構所需功率： 工作周期： T=60/n1=60/25=2.4s 單個沖頭周期做功 W=F*(y1-h)*2/2=15000*(21-5)/1000*2/2=240J： 單個沖頭功率： P 實際 =W/T=240/2.4=100W 上下沖頭功率： 考慮到運動副摩擦和料篩運動所需的功率： P 實 際 =2*P 平均 =200W 5.1.3 電動機功率： 選擇依據： （電動機的工作功率）電動機的額定功率 ded PP )( 電動機所需工作功率： wPP d =4/0.841=4.76kw wP 工作機的有效功率，單位（ KW）。 從動機到工作輸送帶間的總效率。 故 其中： V 帶傳動效率 1=0.96； 圓柱齒輪傳動 8級效率（油潤滑） 2=0.97 滾子軸承效率（脂潤滑正常） 3=0.99； 彈性聯軸器 4=0.99； 錐齒輪的傳動效率 5=0.94 因此總的傳動裝置的效率 =1*22*32*4*5=0.841 19 5.1.4 選擇電動機 由于該機械為制藥機械，主要針對工廠設計，故采用 380V 額定電壓，又異步電機較直流電機實用方便，價格低廉，故采用三相電容啟動異步電動機作為動力源。電機型號 YB2-160M2-8，其特性參見下表 5.1： 表 5.1 電機參數 型號 YB2-160M2-8 額定 功率 kW 5.5 電流（ 380V） A 13.4 轉速 r/min 750 效率 % 負載 1.00 83 0.75 83.7 0.50 82.8 功率因數 補償 COS 負載 1.00 0.75 0.75 0.67 0.50 0.55 堵轉轉矩倍數 1.9 堵轉電流倍數 6 最大轉矩倍數 2.2 噪聲 dB（ A） 68 振動等級 mm/s 2.8 轉動慣量 kg.m 0.61 尺寸 mm 200*200*300 5.2 傳動比的確定，各軸功率以及帶傳動設計 20 5.2.1 傳動比的確定： 由設計要求可知，電動機的給定轉速，而生產率的給定值為 25 片 /min，即執(zhí)行轉速。 故總傳動比大小可確定 根據機械設計中關于 V型帶傳動比分配原則：由于 V型帶傳動的傳動比不宜太大，一般 7，故可分配 =2.5，則。故可采用兩級減速箱，。 5.2.2 計算各軸的轉速和功率 各軸的轉速： 電機輸出軸： n=25r/min 減速箱 I 軸： n1=n/i0=960/2.9=331r/min 減速箱 II 軸： n2=n1/i1=331/3.4=97.36r/min 減速箱 III 軸： n3=n2/i2=97.36/3.9=24.96r/min (25-24.96)/25=0.00160.05 各軸功率： 由機械設計課程設計指導書表 9.2 查得，帶傳動的效率；直齒輪傳動 8 級的效率；滾子軸承的效率，又，故： 軸 I 所需功率： P1=Pd* 帶 =4.76*0.96=4.57kw 軸 II 所需功率： P2=P1* 圓錐 =4.57*0.94=4.30kw 軸 III 所需功率： P3=P2* 圓柱 =4.30*0.97=4.17kw 各軸轉矩 Td=9550Pd/n=9550*4.76/960=47352N*mm T1=Td*i1* 帶 =47352*2.9*0.96=131828N.mm T2=T1*i2* 圓柱 =131828*3.4*0.94=421322N.mm 5.2.3 設計 V 型帶輪的結構和尺寸和校對 確定計算功率： 其中 計算功率， P=K*P1=5.236kW； 工作情況系數； K=1.2 21 所需傳遞的額定功率， kW； 根據機械設計表 8-7，載荷變動較大，空、輕載啟動，選取普通 v 型帶 則 選擇 V 帶型，小帶輪轉速，。由 機械設計圖 8-11 選擇 A 型 V 帶。取，因此，由機械設計表 8.8 進行圓整選擇。 。 確定帶輪直徑 D1.D2中心距 a和基準長度 : 由機械設計課本表 8-3.A 型 V帶 Dmin=100mm D1取 80mm 所以 D2=D1*i*（ 1-e） =80*2.9*（ 1.0.015） =280mm （ e為滑動率） 因為 0.7*（ D1+D2） a2*(D1+D2) 所以取 a=600mm 所以 Ld,=2a+(D1+D2)/2+(D2-D1)2/4a=1781.8mm 取 Ld=1800mm 所以 a1=a+（ Ld-Ld,） /2=610m 驗證帶速度： V=D1n1/（ 60*1000） =4.019m/s 由于 5m/s 4.019m/s 25m/s，故 V 帶合適 因此符合設計驗證條件，故設計方案合理。 確定 V 型帶的根數 Z： 計算單根 V型帶的額定功率： 由且，根據機械設計表 8-4b 得。 根據 4,m in14001 irn 和 Z 型帶查表 8-4b 得 kwP 03.00 。 查機械設計表 8-5得 924.0K ，查表 8-2得 16.1LK ， 故有 kwKKPP L 4.016.19 2 4.0)03.034.0()(P 00r 計算 V型帶的根數 Z： 0 2 5.34.0 21.1)(P00rLAcaKKPPPKPz 故取 4根 22 計算單根 V型帶得初拉力的最小值 min0)(F ： 由表 8-3 得 Z型帶的單位長度 mkgq 06.0 ， 所以： 應使帶得實際初拉力 min00 )(FF 。 計算壓軸力 ： 壓軸力的最小值 帶輪的結構設計： 帶輪材料采用 HT200，由于大帶輪的基準直徑故采用輪輻式；由于小帶輪的安裝直徑 d=96，查的小帶輪為實心輪。 5.3 齒輪設計和校對： 第一對齒輪設計（類型、材料、精度、齒數） 選用直齒圓柱齒輪傳動； 由于干粉壓片機為一般工作機器，速度不高，所以采用 8級精度 （ GB10095-88） ； 查機械設計 10-1表，選擇一級小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，二級大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。選擇二級小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，三級大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。 選擇一級小齒輪牙數 261z ，二級大齒輪齒數 7878326 212 zizz ，取。選擇二級小齒輪牙數 261z ，二級大齒輪齒數 104104426 212 zizz ，取。 按齒輪面接觸強度計算： 參考機械設計 10-9a 公式，即 3 211 )(132.2 HZuuTKd Edtt 確定公式內各計算數值： 選擇載荷系數 tK =1.3； 23 計算小齒輪傳遞的轉矩： mmNmmNn PT 451 151 1025.13300 16.4105.95105.95 減 由機械設計表 10-7可知，選擇齒寬系數 d=0.9 由機械設計表 10-6查得材料的彈性影響系 數 由機械設計圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限M PaH 600lim ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 M PaH 550lim 。 計算應力循環(huán)次數 7812811104.143 1032.41032.483001013006060iNNjLnN h ）（ 由機械設計 10-19 圖，取解除疲勞壽命系數 。98.0；93.0 21 HNHN KK 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為 1%，安全系 數 s=1 MPaMPaSKMPaMPaSKHNHHNH5 3 95 5 098.05 5 86 0 093.02l i m221l i m11 計算： 試計算小齒輪分度圓直徑 1td 帶入 H中較小的值： mmmmZuuTKdHEdtt 80)5398.189(789.01028.23.132.2)(132.2 3 243 211 計算圓周速度 2V ： smsmndV t 256.11 0 0 060 300801 0 0 060 112 計算齒寬 b： mmdb td 72809.01 計算齒寬與齒高之 比 bh： 24 模數mmzdm tt 1.3268011 齒高 mmmh t 71.325.225.2 所以齒寬與齒高之比29.10772 hb 計算載荷系數： 根據， 8級 精度，查機械設計 圖 10-8 可得，動載系數vK=1.1 直齒輪1 FH KK ； 由機械設計表 10-2查得使系數 1AK .50； 由機械設計表 10-4 用插值法查得 8級精度、小齒輪相對稱位置時 ,31.1HK 由29.10772 hb， ,31.1HK 查機械設計圖 10-13 得 26.1FK ；故載荷系數 16.231.111.150.1 HHVA KKKKK 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由機械設計 10-10a 得： mmKKdd tt 803.1 16.280 3311 計算模數 m mmzdm 1.3268011 按齒根彎曲疲勞強度計算： 由彎曲強度的設計計算公式： 13212 F a S aFYYkTmdz 確定公式內的各計算數值： 由機械設計中圖 10-20 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500FE M P a ；大齒輪的的彎曲疲勞強度極限2 380FE M P a 。 由機械設計圖 10-18 取彎曲壽命系數 90.0,86.0 21 FNFN KK ； 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數 1.4S ，得 25 M P aSKM P aSKFEFNFFEFNF29.2444.13809.014.3074.150086.0222111 計算載荷系數： 33.126.1105.11 FFVA KKKKK 查取齒形系數： 由機械設計表 10-5查得 。164.2；97.2 21 FaFa YY 計算大、小齒輪 Fa SaFYY并加以比較 0147.014.307 52.197.2111 FSaFa YY 016.029.244806.1164.2 222 FSaFa YY 大齒輪的數值大。 設計計算mmYYzKTmFsaFad1.3)(23 2112 對比計算結果，由曲面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數 1.63 并就近圓整為 mmm 3 ，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑mmd 801 ，算出小齒輪的齒數 : 2638011 mdz，大齒輪的齒數 : 7812 izz ，取 1332 z 。 幾何尺寸計算： 計算分度圓直徑： mmmmmzd mmmmmzd 234378 783262211 計算中心距： mmmmdda 1562 234782 21 計算齒輪寬度： mmmmdb d 2.70789.01 26 取 mmBmmB 45,40 12 ；齒輪 1和 2 的幾何尺寸如下： mmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmdmmdmmbmmbmmammmffaa5.226)5.278(3)5.2(5.70)5.226(3)5.2(240)278(3)2(84)226(3)2(.234,7866,72,156,3221122112121 驗算設計： 由設計過程知 26261 z ，故該設計滿足不發(fā)生根切的條件； 重合度驗算： 由 20178263 21 、 總hzzm mmmzr 392 2632 11 mmmzr 1172 7832 22 mmhrhrr aaa 282262*111 mmhrhrr aaa 802782*222 mmrr b 85.2620c o s28c o s11 mmrr b 86.7420c o s135c o s22 77.31)2120co s26a r cco s ()co sa r cco s ( 111 aa rr 22.22)13520co s78a r cco s ()co sa r cco s ( 221 aa rr 則 4.172.192.585.421)20t a n22.22( t a n78)20t a n77.31( t a n2621)t a n( t a n)t a n( t a n212211aa zz 即該設計滿足重合度條件要求。 同理：二級減速齒輪 1 齒輪 2 尺寸如下： 27 mmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmdmmdmmbmmbmmammmffaa5.304)5.2104(3)5.2(5.70)5.226(3)5.2(318)2104(3)2(84)226(3)2(.312,7866,72,195,3221122112121 附：減速箱三視圖 5.1 28 圖 5.1 減速箱三視圖 六、上沖頭機構設計 29 6.1 齒輪箱 的結構和尺寸確定 6.1.1 齒輪箱的作用和工作原理： 齒輪箱是通過 在 不完全齒輪， 根據運動時間和停歇時間的要求在從動輪上作出與主動輪相嚙合的輪齒。其余部分為鎖止圓弧。當兩輪齒進入嚙合時，與齒輪傳動一樣，無齒部分由鎖止圓弧定位使從動輪靜止 ，從而實現從動輪遠休的 。 主動輪與從動輪傳動比 i=0.9，然而主動輪有十分之一周期的位做齒，因此從動輪休止主動輪的十分之一個周期，故主動輪與從動輪的實際周期相同。 6.1.2 兩齒輪的尺寸確定： 參照 5.3，不難得出：齒輪箱的齒輪 1 齒輪 2尺寸如下： mmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmmmzmdmmdmmdmmbmmbmmammmffaa157)5.281(2)5.2(175)5.290(2)5.2(166)281(2)2(184)290(2)2(.81,9032,30,5.130,2221122112121 6.2 六桿機構的設計： 6.2.1 設定搖桿長度： 選取 代入公式： 解得 r 263mm 故選取 r=260mm 所以 L=r*=260*0.4=105mm 6.2.2 確定搖桿擺角根據下圖 6.1: 30 圖 6.1 六桿機構簡圖 可知行程的計算公式為： 此時 h=100mm 算的擺角為 23與測量出的圖中擺角大小相符。 因為題設要求擺角小于 60，故滿足要求。 6.2.3 通過圖解法求出六桿機構中的曲柄與連桿的長度 : 如圖所示， AB為曲柄， BC為連桿， DC 為搖桿 ， DC 是搖桿在擺角最大時的位置； 31 依題意：因為 AC=AB+BC AC =BC-AB 所以 AB=50mm BC=162mm 測量出 BAB =170，為保壓角。 6.2.4 檢驗曲柄存在的條件： CD=260mm， AB=50mm， BC=162mm， AD=335mm 滿足桿長之和定理，即 AD+AB CD+BC，確保了曲柄的存在。 綜上所述，上沖頭六桿機構的尺寸設計如下： 曲柄 50mm 曲柄連桿 162mm 搖桿 260mm 沖頭連桿 105mm 附： 齒輪箱三視圖 6.2 32 圖 6.2 齒輪箱三視圖 六桿機構三視圖 6.3： 33 圖 6.3 六桿機構三視圖 七、送料機構設計 34 7.1 凸輪部分設計： 7.1.1 凸輪基圓的確定： 由運動循環(huán)圖最大斜率 40.1 因為此設計中的凸輪均為對心凸輪，著基圓半徑公式為： 為了使機構能順利工作，規(guī)定了壓力角的許用值 ，在使 的前提下，選取盡可能小的基圓半徑。根據工程實踐經驗，推薦推程時許用壓力角取以下數值： 移動從動件， =30 38 擺動從動件， =40 45 下沖頭凸輪機構為移動從動 件 =40 基圓半徑 rb=30mm 7.1.2 滾子圓心運動輪廓的確定： 將凸輪基圓以每份 9平均分割，根據篩料斗循環(huán)圖，確定每一段的升程與回程曲線。如圖所示 7.1： 圖 7.1 滾子圓形輪廓 7.1.3 滾子半徑的確定： 35 在 27這兩點曲率半徑相對較小的地方畫盡量小的圓來確定其最小半徑。 0.8。所以，此處取滾子半徑 7.1.4 凸輪實際輪廓確定： 以各滾子圓心做滾子輪廓 再以平滑曲線相切滾子，連接成為凸輪的實際輪廓，如圖 7.2： 圖 7.2 凸輪實際輪廓 36 7.2 曲柄 滑塊機構設計 曲柄滑塊機構的主要作用是將凸輪上的較小徑像位移放大并傳遞給料篩。如圖 7.3所示： 圖 7.3 曲柄滑塊機構簡圖 當凸輪轉過一定角度 B 到達 B ，曲桿轉過角 BCB ， E向又平移至 E 。 經過詳細計算，解得 BC=100mm， CD=DE=90mm， BCD=90 37 附：送料機構三視圖 7.4 圖 7.4 送料機構三視圖 38 八、下沖頭機構設計 8.1 下沖頭凸輪設計 下沖頭運動較復雜，因此靠凸輪實現沖頭的復雜運動，運動曲線如下圖 8.1： 圖 8.1 下沖頭運動曲線 其凸輪設計與 7.1同理，最終確定滾子半徑和凸輪輪廓如圖 8.2 所示： 圖 8.2 下沖頭凸輪輪廓 39 附：下沖頭機構三視圖 8.3 40 圖 8.3 下沖頭三視圖 九、機構生產調節(jié)說明 為使干粉壓片機具有多功能性，使生產的壓片多樣化及方便改變生產率，該機械的設計上特別引入了模塊化設計思路，可根據實際需要改變各模塊得以實現不同需要。 若需要改變成片的形狀和截面尺寸，可通過改變可卸式沖頭和型腔； 若需要改變成片的厚度或壓縮程度，可通過替換不同長度的沖頭連桿來實現； 若需要改變壓片機的生產率問題，可通過更換不同的減速箱從而改變轉動效率 ，進而改變生產率；也可通過改變電動機 V 帶輪的大小來改變傳動比來改善生產率，進而實現不同生產率的調節(jié)。