3729 壓片成形機的設計

3729 壓片成形機的設計,壓片,成形,設計 12 屆畢業(yè)設計壓片成形機的設計設計說明書學生姓名 劉 江 學 號 8031208123 所屬學院 機械電氣化工程學院 專 業(yè) 農業(yè)機械化及其自動化 班 級 12-1 指導教師 廖結安 日 期 2012.6 塔里木大學教務處制 前 言隨著生產規(guī)模與應用范圍不斷擴大，單沖式壓片機越來越被大家所了解與使用，同時人們也提出了許多新的性能要求。單沖式壓片機存在的缺陷制約了其應用范圍的進一步擴大，無法滿足一些特殊生產的需求，因此必須對現(xiàn)有單沖式壓片機的性能進行改進，使之適應新時代生產的需求。單沖式壓片機的結構中應用了曲柄滑塊機構與凸輪機構，進行力與動力的傳遞。曲柄主軸旋轉一周，壓片機依次完成充填、壓片和出片的工作循環(huán)。曲柄滑塊機構控制著上沖模的上下運行，并在壓片時提供主要壓力；凸輪機構控制著加料斗與下沖的運動，完成送料與出片運動。。單沖式并不一定只有一副沖模工作，也可以有兩副或更多，但多副沖模同時沖壓，由此引起機構的穩(wěn)定性及可靠性要求嚴格，結構復雜，不多采用。單沖壓片機是間歇式生產，間歇加料，間歇出片，生產效率較低，適用于試驗室和大尺寸片劑生產。壓片機在現(xiàn)代生活中應用比較廣泛，其中以制藥行業(yè)最為突出。本次畢業(yè)設計是對單沖壓片成形機進行了研究和設計。在本次的對壓片機構造和運動進行了分析。在這次的畢業(yè)設計中得到了指導教師的精心批評和糾正，并對壓片機中不是很合理的地方進行了修改和設計。 符 號 表mn滿載轉數(shù) min/rp 功率 kwtd齒輪分度圓直徑 mm T 轉矩 N/mz 齒數(shù) η 效率i 傳動比 N 應力循環(huán)次數(shù)m 模數(shù) mm a 中心距 mmh 齒高 mm b 齒輪寬度 mmT?扭轉切應力 MPa tF圓周力 NrF徑向力 N M 彎矩 N/mmca?計算應力 MPa hL軸承壽命 hv 速度 m/s d帶基準長度 mm1?小帶輪包角 。 Z V 帶根數(shù)QF壓軸力 N 0F張緊力 NpL鏈節(jié)數(shù) cap計算功率 kw?輪槽角 。 K 載荷系數(shù)W 抗彎截面系數(shù) mm3 tW抗扭截面系數(shù) mm3 目 錄1 壓片機總體設計 ........................................................61.1 設計題目分析 .................................................................61.1.1 給定數(shù)據(jù) .................................................................61.1.2 總功能分析 ...............................................................61.2 工作原理 .....................................................................61.3 機械運動方案及機構設計 .......................................................81.3.1 擬訂執(zhí)行構件的運動形式 ...................................................81.3.2 擬訂運動循環(huán)圖 ...........................................................81.3.3 確定主加壓機構方案 .......................................................81.3.4 評選機構方案 ............................................................102 沖壓機構的 設計 .......................................................123 凸輪機構 的設計 .......................................................153.1 凸輪輪廓曲線設計 ............................................................153.1.1 利用作圖法設計凸輪廓 ....................................................154 減速器 的設 計 .........................................................194.1 減速器測繪與 結構分析 ........................................................194.1.1 分析傳動系統(tǒng)的工作情況 ..................................................194.2 傳動系統(tǒng)運 動分析計算 ........................................................194.2.1 確定電機型號 ............................................................194.2.2 計算傳動裝置各級傳動 比和效率： ..........................................204.2.3 計算各軸的轉速功率和轉矩 ................................................204.2.4 高速軸上的齒輪設計 ......................................................204.2.5 低速軸上的 齒輪設計 ......................................................234.3 軸的 設計 ....................................................................244.3.1 軸的最小直徑的確定 ......................................................254.3.2 軸的結構設計 ............................................................254.3.3 軸的載 荷 ................................................................254.4 軸的校核 ....................................................................254.4.1 齒輪的力分析計算 ........................................................264.4.2 支座反力分析 ............................................................26 4.4.3 當量彎矩 ................................................................264.4.4 校核強度 ................................................................264.4.5 結論 ....................................................................275 帶傳動 的設計 .........................................................285.1 傳動帶的設計 ...............................................................285.1.1 確定計算功率，選擇 V 帶型號 .............................................285.1.2 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù) ...........................................285.1.3 確定中心距 a 和 v 帶的基準長度 dL........................................295.2 帶輪 的設計 .................................................................296 鏈傳動的 設計 .........................................................306.1 滾子鏈 傳動的 設計 ............................................................306.2 鏈傳動的布置、張緊和潤滑 ....................................................316.2.1 鏈傳動的布置 ............................................................316.2.2 鏈傳動的張緊 ............................................................316.2.3 鏈傳動的潤滑 ............................................................316.3 鏈輪的結構和材料 ............................................................327 經濟技術性分析 .......................................................33結束語 ..........................................................................34致 謝 ..........................................................................35參考 文獻 ........................................................................36塔里木大學畢業(yè)設計11 壓片成形機總體設計1.1 設計題目分析 1.1.1 給定數(shù)據(jù)沖頭壓力： 1 5 噸(150000N)；生產率： 每分鐘 2 5 片； 機器運轉不均勻系數(shù)： 1 0％；驅動電機： 2.8 kw， 1410 r／min。片劑規(guī)格： 直徑 40mm, 厚度 5mm1.1.2 總功能分析 總功能分析根據(jù)題目要求，要最終將干粉壓制成片坯。若要求獲得質量較好的成品，可采用諸多方法。下面采用黑箱法進行分析：圖 1.1 黑箱法分析由黑箱法分析可得到：為了達到高效、方便的目的，采用機械自動加工的方法比較好，因此，本題采用了自動加工的方法壓制片坯?？偣δ芊纸庠O計干粉壓片機，其總功能可以分解成以下幾個工藝動作：送料機構：為間歇直線運動,這一動作可以通過凸輪上升段完成篩料：要求篩子往復震動推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯送成品：通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道上沖頭往復直線運動，最好實行快速返回等特性下沖頭間歇直線運動機械系統(tǒng)轉換功能圖圖 1.2 機械系統(tǒng)轉換功能圖1.2 工作原理壓片機是將陶瓷干粉料壓制成直徑為 40mm，厚度為 5mm 的圓形片坯。如圖 1.3 所示，其工塔里木大學畢業(yè)設計2藝過程是： 圖 1.3 壓片機工作流程⑴ 干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖 1.A）；⑵ 下沖頭下沉 3 mm，預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出(圖 1.B)；⑶ 上、下沖頭同時加壓(圖 1.C，并保壓一段時間，保壓時間 0.4s 左右；⑷ 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖 1.D）；⑸ 篩料推出片坯(圖 1.A)。根據(jù)工藝流程及要求大致可繪制出壓片機的示意圖，如圖 1.4 所示圖1.4 壓片機傳動示意圖塔里木大學畢業(yè)設計31.3 機械運動方案及機構設計1.3.1 擬訂執(zhí)行構件的運動形式顯然該壓片機應有三套機械傳動系統(tǒng)所組成，即實現(xiàn)上沖頭運動的加壓傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)料篩運動的上、下料傳動系統(tǒng)。這三套傳動系統(tǒng)中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個執(zhí)行構件，它們的運動特性分別為：a)上沖頭完成往復(鉛垂上下)直移運動，在下移至終點后有短時間停歇(起保壓作用)。又因沖頭上升后要留有料篩進入的空間，故沖頭的行程約為 9 0~100mm。沖頭還受有較大的力。若機構主動件一轉(2π)完成一個運動循環(huán)，則上沖頭位移線圖的形狀大致如圖 1.5a 所示。b) 下沖頭也作上下直移運動，其運動規(guī)律較復雜，自初始位置先下沉 3 mm，然后上升 8mm加壓，后停歇保壓，繼而上升 1 6mm 將成形片坯頂至與平臺平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后再下移 2 1 mm 到待裝料的初始位置。沖頭也受有較大的力。其位移線圖大致如圖 1.5b 所示。c) 料篩作水平直移運動，其運動規(guī)律也較復雜。先在模具型腔上方往復振動料篩，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩再在臺面上右移 4 5~5 0mm，推開成形片坯。可看出料篩受力不大。其位移線圖大致如圖 1.5 所示。圖1.5三大機構位移線圖1.3.2 擬訂運動循環(huán)圖擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。根據(jù)上述工藝動作順序可以擬定出表示三套傳動系統(tǒng)中三個執(zhí)行構件運動循環(huán)協(xié)調配合關系的運動循環(huán)圖，如圖 1.5b 所示。由于上沖頭所在的系統(tǒng)為主傳動系統(tǒng)，其原動件每一轉便完成一個運動循環(huán)，所以擬定運動循環(huán)圖時，以該原動件的轉角為橫坐標(0°~3 6 0°)，以各執(zhí)行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線(運動循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運動的起迄位 置，而不必準確表示其運動規(guī)律，故圖上位移曲線均由直線段組成)。料篩退出加料位置(圖 1.5b 中線段①)后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉 3 mm(圖中②)。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處(圖中③)，待上沖頭到達臺面下 3mm 處時，下沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時上、下沖頭各移動 8mm(圖中④)，然后兩沖頭停歇保壓(圖中⑤)，保壓時間約 0.4 秒，即相當于原動件轉 60°左右。以后上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并緩慢地向上移動到和臺面平齊，頂出成形片坯(圖中⑥)。下沖頭停歇待卸片坯時，料篩推進到型腔上方推卸片坯(圖中⑦)。下沖頭下移 21mm 的同時，料篩振動粉料(圖中⑧)進入下一個循環(huán)。1.3.3 確定主加壓機構方案 由上述分析可知，壓片機機構有三個分支：一為實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構；二為實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓機構；三是實現(xiàn)料篩運動的上、下料機構。此外，當各機構按運動循環(huán)圖確定的相位關系安裝以后，應能作適當?shù)恼{整，故在機構之間還需設置能調整相位的環(huán)節(jié)(也可能是a 執(zhí)行構件運動線圖b　壓片機運動循環(huán)圖塔里木大學畢業(yè)設計4機構)。要完成上述幾種機構的設計，對課程設計來說，工作量太大，因此，這里也只就其中的一個機構——主加壓機構敘述其設計過程。實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能：a) 上沖頭要完成每分鐘 2 5 次往復直線運動，所以該系統(tǒng)的原動件轉速應為 2 5 r／m i n，若以電動機作為原動機，則該傳動系統(tǒng)應有減速功能。b) 因上沖頭是往復直線運動(輸出)，故該系統(tǒng)要有運動形式轉換功能，即由單向連續(xù)轉動變?yōu)樽瓦\動。c) 因有保壓階段，故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因沖頭受到壓力較大，所以希望機構具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率較大的原動機。先取上述 a)、b)、c)三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現(xiàn)，可組合成許多種方案。在這許多方案中，有些機構，如曲柄滑塊機構，就兼有運動轉換和交替換向的功能。這樣，有些方案的動作結構或機構組合就顯得繁瑣而不合理，因而可以直觀進行判斷，從而舍棄一些方案。例如，我們可從中選出如圖 1.5 所示的四種方案作為評選方案。這種做法似乎比較繁瑣，但它的好處是可以開闊思路，盡量考慮周全，少漏掉一些可行方案。特別對于初次進行設計者更屬必要。由于上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求，所以對上述方案要再作增改。 a)方 案 一 b)方 案 二c方 案 三 d)方 案 四圖 1.6 壓片機加壓機構的四個方案塔里木大學畢業(yè)設計5圖 1.7 按停歇要求補充的幾個方案要使機構從動件(執(zhí)行構件)在行程中停歇，即運動速度為零，大致有下述幾種辦法：(1) 如圖 1.6 中方案一、三用轉動凸輪推動從動件，則與從動件行程末端相應的凸輪廓線用同心圓弧廓線時，從動件在行程末端停歇。曲線導桿機構(圖 1.6a)也有同樣的作用。 (2) 使機構的運動副或運動鏈暫時脫離，這可采用基本機構的變異機構，如槽輪機構(圖1.6b)。也可采用換向機構或離合器(圖 1.6c)，當換向輪處于中間位置時，從動件 A、B——螺桿停歇。(3) 在機構串聯(lián)組合時，使兩機構的從動件均在速度零位時串接。因為速度零位附近的速度一般也較小，這就使得串聯(lián)組合機構輸出構件的速度在較長一段時間內接近為零。如圖 1.6 方案四所示。 (4) 用其它方式組合機構。如用軌跡點串聯(lián)時，當軌跡點在直線段或圓弧段上運動時，從動件停歇。并聯(lián)組合時，將兩個輸入構件的運動規(guī)律相加，可使輸出構件的速度在預定區(qū)域內接近于零。至于機構增力的要求，它與機構停歇的要求，從功率傳遞的角度來看，有著內在的聯(lián)系。因為，若不計摩擦損耗時，輸入、輸出功率應相等，即 Mω=M1 ·ω1，所以速度低時，力大。根據(jù)這個道理，可使沖頭在下移行程末端 8mm 的范圍內有足夠低的速度，這是增力措施之一。此外，合適地安排機構構件的相對位置，使得到良好的傳力條件，即得到較大的有效作用力，也是一種“增力”的辦法。所以，這類要求不必另立方案，只需在選擇的方案中將構件作適當?shù)呐渲镁涂梢粤恕? 至此，在圖 1.6、1.7 所示的七種方案中，已充分考慮了所提出的功能要求。塔里木大學畢業(yè)設計6圖 1.8 壓片機機構簡圖1.3.4 評選機構方案按照前述的方案評選原則，充分分析各方案的優(yōu)缺點，然后選出幾個比較合適的方案。方案一、三都采用了凸輪機構。凸輪機構雖能得到理想的運動規(guī)律，但要使從動件達到90~100mm 的行程，凸輪的向徑比較大，于是凸輪機構的運動空間也較大。而且凸輪與從動件是高副接觸，不宜用于低速、大壓力的場合。方案二采用曲柄滑塊機構，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，機構結構簡潔，尺寸較小，但滑塊在行程末端只作瞬時停歇，運動規(guī)律不理想。如用方案四，將曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)，則可得到比較好的運動規(guī)律，尺寸也不致過大。又因為它是全低副機構，宜用于低速、重載的場合。 其余方案雖也可達到所要求的機構功能，但均不如前述幾個方案的結構簡潔。所以，選用方案四是比較適宜的。 至于下沖頭機構和料篩機構，也可照上述方法選定方案，不再詳述。前者因位移不大，運動規(guī)律復雜，可考慮用凸輪機構；后者因要完成振動動作，所以可用凸輪機構完成小振動動作，用串聯(lián)的連桿機構實現(xiàn)運動轉換和放大。整個壓片機的機構簡圖如圖 1.8 所示塔里木大學畢業(yè)設計72 沖壓機構的設計由于壓片機的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構，它是由曲柄連桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)而成。先設計搖桿滑塊機構。(a) (b) (c) (d)(e)圖 2.1 主加壓機構設計原理方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構，屬構件固接式串聯(lián)組合。今將第一個機構的輸出構件(在速度為零的位置)和第二個機構的輸入構件(在其輸出構件速度接近為零時的位置)固接起來，即機構串聯(lián)起來，那么，在這個位置附近(一段較長時間)組合機構的輸出構件將近似停歇。其原理說明如下：假設已知曲柄滑塊機構的運動規(guī)律 s—φ 1 (圖 2.1a)，圖 2.1b 所示為該機構正處于滑塊速度接近于零的位置；曲柄搖桿機構的運動規(guī)律 ψ-φ1 如圖 c 實線所示，而圖 d 所示為該機構搖桿OA,A，正處于速度為零的位置。若將圖 b，d 所示的兩個機構就在圖示位置串聯(lián)，則串聯(lián)以后構件OAA 和 OA′A′成為一個構件(圖 e)，因此，第一個機構中的中 φ 1和第二個機構中的 φ 2有如下關系 塔里木大學畢業(yè)設計8φ 2=φ 0+φ 1 （2.1）式中 φ 0為一常數(shù)，所以若將圖 2.1c 的坐標 φ 1用 φ 2表示，則相當于曲線平移了一個距離φ 0(如虛線所示)。當 s—φ 2和 ψ 1—φ 2如圖 2.1a，c 所示安排時， 則沿圖中箭頭所示走向從ψ 1′得 φ 2′，由 φ 2′得 s′，而從 φ 1′、s′得到 ψ1-s 曲線上的一點，依此可得出一條 ψ 1-s曲線。從圖 a、c 的局部放大圖 f 中可知，在 ψ 1由 b—c—0—a 的區(qū)域內(轉角約 70°)，滑塊的位移 s 約在接近零的一個很小的范圍(約 0.37mm)內運動，依靠運動副的間隙，可近似認為這時滑塊是停歇的。由此看來，若使 s—φ 2曲線上 s 為零的附近的一段曲線變化比較平緩，ψ 1-φ 1曲線在 ψ 1的最小值附近的曲線也比較平緩的話，滑塊近似停歇所占的 ψ 1角就比較大；又為了使構件 A′B′受力小些，同時也使機構能得到比較合理的布置，可將曲柄搖桿機構 OA′A′B′OB′整個繞 OA′逆時針向轉一個角度 φ 0，如圖 2.1g 所示，這并不影響機構的運動性能，反而改善了構件 A′B′的受力條件。根據(jù)上述分析，該機構可按如下步驟設計：(1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖 2.2a)，λ=l/r 愈小，在 s=0 處的位移變化愈大，圖 2.2 曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性所以應選較大的 λ；但 λ 愈大，從 s=0 到 90~l00mm 的位移所需曲柄的轉角 θ 也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖桿的轉角應小于 180°，且希望取小一些為好。所以，應取一個合適的曲柄長度和 λ 值，滿足滑塊有 90~100mm 的行程而曲柄轉角則在 30°左右，同時在 φ 2=178°~182°的范圍內滑塊位移不大于 0.4mm 或更小(可近似看作滑塊停歇)。如圖 2.3所示，取 λ=1。為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的正負 2 度的范圍內，滑塊的位移量小于等于0.4mm。據(jù)此可得到搖桿的長度(mm) ???sin2icos1/4.0??????r（2.2）式（2.1）中 ------搖桿滑塊機構中連桿與搖桿長度之比，一般取rL/?。 算出 L=r=200mm。2~??塔里木大學畢業(yè)設計9圖 2.3 主加壓機構設計(2)確定曲柄搖桿機構尺寸。在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在 OAA 位置時，曲柄搖桿機構的連桿 AB′與 OAA 的夾角應接近 90°。此時，OB′若選在 A B′的延長線上，則 A B′受力最小。故在此線上選一適當位置作 OB′。具體選定 OB′的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數(shù) K 或 θ 1愈大，在位置 A 時的位移變化較大(圖 1.9b)，所以 OB′距點 A 遠一些好，但又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定 OB′以后，可定出與 OAA 兩個位移 φ 3、φ 4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)對應的 OB′B′的兩個位移 ψ 3、ψ 4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度，角 φ 0　為兩機構串聯(lián)的相位角。設計結果如圖1.10 所示。其后，再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規(guī)律。最后，再回到運動循環(huán)圖上，檢查它與其它執(zhí)行構件的運動有否干涉的情況出現(xiàn)。必要時可修正運動循環(huán)圖。塔里木大學畢業(yè)設計103 凸輪機構的設計3.1 凸輪輪廓曲線設計 設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度，使其繞凸輪軸心 o 轉動。根據(jù)相對運動原理，我們知道凸輪與推桿間的相對運動關系并不發(fā)生改變，但此時凸輪將靜止不動，而推桿則一方面和機架一起以角速度繞凸輪軸心 O 轉動，同時又在其導軌內按預期的運動規(guī)律運動?？梢姡茥U在復合運動中，其尖頂?shù)能壽E就是凸輪廓線。利用這種方法進行凸輪設計的稱為反轉法，如圖 3.1圖 3.1 反轉法3.1.1 利用作圖法設計凸輪廓選取適當?shù)谋壤撸榘霃阶鲌A；選取凸輪的基圓半徑 Ro=15mm,偏心距 e=0mm，凸輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表所示。?先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值 S。1．下沖頭（1）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 Ro=15mm,偏心距 e=0mm，凸輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表 3.1 所示。?表 3.1 下沖頭（1）推桿的運動規(guī)律序號 凸輪運動 角?推桿運動規(guī)律1 0 度---80 度 推桿近休2 80 度---90 度 上升 3mm3 90 度---220 度 推桿遠休4 220 度---230 度 下降 3mm5 230 度---360 度 推桿近休（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值 S。（3）繪制零件圖，如圖 3.2 所示：塔里木大學畢業(yè)設計11ADEFGH下 凸 輪 輪 廓圖 3.2 下沖頭凸輪（1）的輪廓線圖2．下沖頭（2）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 Ro=15mm,偏心距 e=0mm，凸輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表 3.2 所示。?表 3.2 下沖頭（2）推桿的運動規(guī)律序號 凸輪運動 角?推桿運動規(guī)律1 0 度---30 度 推桿休止2 30 度---70 度 下降 8mm3 70 度---220 度 推桿近休4 220 度---230 度 上升 21mm5 230 度---270 度 推桿遠休6 270 度---320 度 下降 16mm7 320 度---360 度 推桿休止（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值 S。3．料篩進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑 Ro=100mm,偏心距 e=0mm，凸輪以等角速度 沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表 3.3 所示。?塔里木大學畢業(yè)設計12表 3.3 料篩推桿的運動規(guī)律序號 凸輪運動 角?推桿運動規(guī)律1 0 度---90 度 推桿近休2 90 度---130 度 上升 50mm3 130 度---220 度 推桿遠休4 220 度---260 度 下降 50mm5 260 度---360 度 推桿近休（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值 S。（3）繪制零件圖，如圖 3.6 所示： á?é?í1??àa??圖 3.3 料篩凸輪的輪廓線圖3.2 料篩構件的設計圖 3.4：料篩機構+ - cos - cos =50 5L651?6L2塔里木大學畢業(yè)設計13（3.1）tan = 1?65L（3.2）= 、 = 0?23（3.3）聯(lián)立可解得： =49.63、 =85.9756L圖 3.5 尺寸分解計算= =69.281R8040284cos60?????= =49.572 3其中 ， ，以上單位均是毫米（mm)。7L?83.3 上沖頭曲柄搖桿的設計：圖 3.6：上沖壓機構的設計極位夾角 = ， = =1.18，?15??8015???= = , = ,2× -2× × =1001L24?1Lcos4?=170.7= × =241.4231= ÷cos - =95.671R5?+ ≤ + ，滿足周轉副條件L24塔里木大學畢業(yè)設計144 減速器的設計4.1 減速器測繪與結構分析4.1.1 分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。2、傳動方案的特點：特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端,并用帶傳動；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端，并用鏈傳動。4.2 傳動系統(tǒng)運動分析計算計算總傳動比 i;總效率 ；確定電機型號： 傳動系統(tǒng)簡圖如 4.1：?圖 4.1 傳動簡圖4.2.1 確定電機型號根據(jù)工作條件：室內常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)，電壓為 380V 的三相交流電源，電動機輸出功率 P=3kw，及同步轉速 n=1500r/min 等，選用 Y 系列三相異步電動機，型號為 Y100L2-4，其主要性能數(shù)據(jù)如表 4.1：表 4.1 主要性能數(shù)據(jù)電機型號 額定功率 PM 滿載轉速 nm同步轉速 n s凈重Y100L2-4 2.8kw 1430r/min 1500r/min 38kg4.2.2 計算傳動裝置各級傳動比和效率：1、各級傳動比：塔里木大學畢業(yè)設計152.571430?ai, ia?0 , 8.257?為使 V 帶傳動外廓尺寸不知過大，初步取 0i，按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由展開式曲線得： .1i，則7.36.5412?i2、各級效率： 93.07.9806.321 ?????（4.1）1...24323?（4.2） 4.2.3 計算各軸的轉速功率和轉矩如表 4.2表 4.2 主要參數(shù)功率 P（kw） 轉矩 T（N*m）軸名輸入 輸出 輸入 輸出轉數(shù) nr/min傳動比i電動機軸 3 20.03 1430 2.8Ⅰ軸 2.88 2.82 53.76 52.68 510.715.50Ⅱ軸 2.74 2.69 286.18 28 0.46 92.85Ⅲ軸 2.60 2.55 994.63 974.74 25.103.704.2.4 高速軸上的齒輪設計1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7 級精度（GB10095-88）3）材料選擇。由機械設計教材表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質）硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。4）選取小齒輪齒數(shù) , ,取 。241?z 13426.51???zu52z2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（4.12）進行試算，即21312.tt dtkTZeud?????????????（4.3）塔里木大學畢業(yè)設計161)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù) 3.1?tK(2)小齒輪傳遞的轉矩 mNT?5270(3)選取齒寬系數(shù) d?(4)查得材料的彈性影響系數(shù) 218.9MPaZE?(5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ;大齒輪的接觸疲勞強度極PaH60lim??限 ;MPaH502lim??(6)計算應力循環(huán)次數(shù)??9161.728301.47knjLN???（4.4）9812.4/5.60i??（4.5）(7)查得接觸疲勞壽命系數(shù) ;2.1HNK97.0?HN(8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為為 1%，安全系數(shù) S=1,得??MPaSHNH 52609.1lim1 ?????（4.6）KN.37.2li22?（4.7）2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的值1td[]H??? mZuTKdHEdtt 217.45.38195.1027.53.232. 411 ????????????????????????（4.8）(2) 計算圓周速度 vsmnvt /209.160???（4.9）(3) 計算齒寬 bdt 17.45.1??（4.10）(4) 計算齒寬與齒高之比 b/h塔里木大學畢業(yè)設計17模數(shù) mzdmtt 84.12/7.45/1??（4.11）齒高 ht 39..2.?（4.12）6.10239.4/7.5/??hb（4.13）(5) 計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.209m/s，7 級精度，由圖 108 查得動載系數(shù) ;05.1?VK直齒輪， ;1??FHK查得使用系數(shù) ；25.A由 b/h=10.667， 查得 ;故載荷系數(shù)47?357.1??F8.0.1????HVAK（4.14）(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式 4.2 得mdtt 624.5/31（4.15）(7) 計算模數(shù) mz109./7./1??（4.16）3.按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為132dKTm[]SaFYz???（ ）（4.17）確定公式內的各計算值(1) 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ;大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE501??;MPaFE3802??（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ; ；85.01?FNK8.2N（3）計算彎曲疲勞許用力取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得?? MPaSFEF 57.304.11?????（4.18）KFEF 86.2.8022?（4.19）塔里木大學畢業(yè)設計18(4) 計算載荷系數(shù) K781.35.10.25??????FVA （4.20）（5）查取齒形系數(shù)查得 。 12.6;.4Y??（6）查取應力校正系數(shù)查得 。 12.58;1.6FS?（7）計算大、小齒輪的 并加以比較??FSY???1.6580.1379[]3FaSY???（4.21）??6.8.242?FS?（4.22）大齒輪的數(shù)值大2）設計計算432.56.3710.6371.894mm????（4.23）對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲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，僅于齒輪直徑（即模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.894 并就近圓整為標準值 m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑 =45.217mm,算出小齒輪齒數(shù)1d145.27/.623dz???（4.24）大齒輪齒數(shù) ,取 。5.1.32?172z這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑mzd46231???（4.25）572（4.26）計算中心距????da102/46/21 ???塔里木大學畢業(yè)設計19（4.27）計算齒輪寬度取 , 。 mdb461????? mB702?mB651?（4.28）4.2.5 低速軸上的齒輪設計低速軸的齒輪設計與高速軸設計步驟及原理相同具體參數(shù)如下：小齒輪： 齒數(shù) ，分度圓直徑 ，齒輪寬度 ；263?zd783?853?大齒輪： 齒數(shù) ，分度圓直徑 ，齒輪寬度 ；974 m2914 mB04低速軸齒輪中心距 。a5.1824.3 軸的設計4.3.1 軸的最小直徑的確定按扭轉強度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。在作軸的結構設計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度條件為3950[].2TTPnWd?????（4.29）式中： —扭轉切應力，單位為 MPa;TT—軸所受的扭矩，單位為 N mm；?—軸的抗扭截面系數(shù)，單位為 mm3 —軸的轉速，單位為 r/min;n—軸傳遞的功率，單位為 Kw;P—計算截面處軸的直徑，單位為 mm；d—需用扭轉切應力，單位為 MPa;[]T?表 4.3 軸常用幾種材料的 及[]T?0A軸的材料 Q235-A、20 Q275、35（ ）189riCN45、 4rC35inoSM、 in1r[]/tMPa?15-25 20-35 25-45 35-550A149-126 135-112 126-203 112-97軸的直徑塔里木大學畢業(yè)設計20333950950.2[].2[]TTPPdnn??????（4.30）式中 30/.A（4.31）取 ??MPaT45??3102.81.0327dm??320.65.9A??30.47.21d??4.3.2 軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案，確定軸的各段直徑和長度。低速軸：第一段的直徑 為了滿足鏈輪的軸向定位要求，第一段軸右端需制出一段md51?軸肩，故第二段軸的直徑 。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑第三段軸62的直徑 。鏈輪與軸配合的長度取 。mD65?L451?初步選擇滾動軸承。因軸承承受徑向載荷大、軸向載荷小，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)第三段 ，由軸承產品目錄中初步選取 0 基本游隙組、標準精度級的深溝球軸d3承 6211。由手冊上查得 6211 型軸承的定位軸肩高 h=6mm。軸承端蓋的總寬度為 20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與鏈輪右端面間的距離 ，故取mL30?。第四段軸的直徑 ， 。mL502?md704?L764取安裝齒輪處的軸段第六段的直徑 ；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知6齒輪的寬度為 80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，則軸環(huán)處的直徑 。軸環(huán)寬度 ，取l76 d825?hb4.1?。 , 。中間軸： 。 高速軸：105?d6537?l07 3min?。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。md48in?2.軸上零件的周向定位齒輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按 由機械設計教材表 4-1,查得平鍵截d76?面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好21bh??的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 ；同樣，帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為7/nH，帶輪與軸的配合為 。滾動軸承軸的周向定位是借過度配合來保證14970m6的，此處選軸的直徑尺寸公差為 。6m3.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 ，各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。245??塔里木大學畢業(yè)設計214.3.3 軸的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支承點位置時，應從手冊中查取 B 值（參看機械設計教材圖 15-23）。對于 6211 型深溝球軸承，由手冊查得 B=21mm.因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 C 是危險面。4.4 軸的校核4.4.1 齒輪的力分析計算III 軸： 圓周力 NdTFt 94.6229145843???（4.32）徑向力 tr 08.tan.an?o?（4.33）4.4.2 支座反力分析1.定跨距測得： ； ；681?L792423?L2.水平反力：NFRtBH 6.14.32???（4.34）BHtD 8.43507.29.6????（4.35）3.垂直反力：NLFRrDV34.15832??（4.36）DVrBV7.??（4.37）4.4.3 當量彎矩1.水平彎矩：mNLRMBH ????? 62.18709.23（4.38）2.垂直面彎距：BV??.64921（4.39）NLRD???8.5032（4.40）3.合成彎矩：塔里木大學畢業(yè)設計22mNMVH ?????? 30.1948.62.18709221（4.41）?6..50.222（4.42）4.當轉矩 ；取 得：mNT??97406.??5.當量彎矩：22)(IeM???（4.43）= ?8.7963mNe ??0.141（4.44）4.4.4 校核強度按扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面 C 處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則由[1]P339 得軸的強度校核公式][1????WMe（4.45）其中：1.因為軸的直徑為 d=55mm 的實心圓軸，故取31.0d??2.因為軸的材料為 45 鋼、調質處理查[1]P330 取軸的許用彎曲應力為：#合格 ??MPaWMe 60475.82796132 ??????（4.46）4.4.5 結論根據(jù)軸承號 6211 查表取軸承基本額定動載荷為：C=43200N；基本額定靜載荷為：Cor=29200N由軸承壽命公式得：hFnLph 952.74631.245306016013??????????????????（4.47） 因為實際壽命 hh88'（4.48） 所以`hL?故軸承使用壽命足夠、合格。塔里木大學畢業(yè)設計235 帶傳動的設計5.1 傳動帶的設計5.1.1 確定計算功率，選擇 V 帶型號PKAca??（5.1）計算功率，單位為 kw?要求傳遞的功率，單位為 kw工作情況系數(shù)AkwPca9.3.1??根據(jù)計算功率 和小帶輪轉數(shù) 選取 V 帶型號，初步選用 A 型 V 帶ca1n選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù)選擇帶輪的基準值經帶輪直徑小使傳動機構尺寸緊湊，但直徑過小，將使帶的彎曲應力過大，降低壽命，且在一定轉矩下的圓周力增大，使帶根數(shù)增多，故帶輪直徑不宜過小，應使 并符合直徑系列。min2d?大帶輪直徑 可由式 計算。2d12di?初選 ， m10m280.2??驗算帶速 v過高帶速，會使離心力增大，使帶輪和帶間正壓力減小而降低傳動能力，并影響帶的壽命。因此，一般使帶速在 5~25m/s 范圍內，否則調整小帶輪直徑或轉速。合格 snd/48.710634.3106?????（5.2）確定中心距 a 和 v 帶的基準長度 dL初定中心距????210217.d???（5.3）得 故選 mm6a40?a計算帶近似長度基準長度： ????maddLd 85.14622210 ??????（5.4）按表選取標準 =1400mm, dL96.?LK確定中心距 a實際中心距： md408200????（5.5）驗算小帶輪包角帶傳動的包角大小直接影響帶傳動的工作能力，包角減小，傳動能力降低，易打滑。一般情況下，小帶輪上的包角較小，打滑總發(fā)生在小帶輪上，故需驗算小帶輪上的包角，使 。?120??若不滿足，應增大中心距或加裝張緊輪。小帶輪上的包角：塔里木大學畢業(yè)設計24oooo 1207.543.408123.5718012 ????????ad?合格 （5.6）確定 v 帶根數(shù)為避免 v 帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，應限制根數(shù)不大于 10，通常為 3~7 根。根數(shù) ????39.26.09317.032.0 ????????LcaKPZ?（5.7）計算帶張緊力 FNqvvZca 30.15248.7093.0548.7515.220 ???????????????????（5.8）計算壓