1、壓片機加壓機構1、設計題目及要求1.1設計題目 設計自動壓片成形機,將具有一定濕度的粉狀原料(如陶瓷干粉、藥粉)定量送入壓形位置，經壓制成型后脫離位置。機器的整個工作過程（送料、壓形、脫離）均自動完成。該機器可以壓制陶瓷圓形片坯、藥劑（片）等。設計數據見下表。方案號電動機轉速/（r/min）生產率/（片/min）成品尺寸（b）/（mm，mm）沖頭壓力/N機器運不均勻系數/B145010805150 0000.10125表1：設計參數壓片成形機的工藝動作流程： 干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖1.A）； 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)； 上、下沖頭同時加壓(圖1.C，

2、并保壓一段時間，保壓時間0.4s左右； 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖1.D）； 篩料推出片坯(圖1.A)。圖1：壓片機工作流程1.2設計要求1.2.1工藝參數：(1) 要求將干粉壓制成直徑為80 mm，厚度為5 mm的圓形片坯；(2) 沖頭壓力：15噸（ N）；(3) 生產率：10片/分鐘；(4) 機器運轉不均勻系數：10%。1.2.2壓片過程的執行機構：1) 壓片成形機一般至少包括連桿機構、凸輪機構、齒輪機構在內的三種機構。2) 畫出機器的運動方案簡圖與運動循環圖。擬定運動循環圖時，執行機構的動作起止位置可根據具體情況重疊安排，但必須滿足工藝上各個動作的配合，在時間和空間上不能出

3、現干涉。3) 設計凸輪機構，自行確定運動規律，選擇基圓半徑，校核最大壓力角與最小曲率半徑，計算凸輪輪廓線。4) 設計計算齒輪機構。5) 對連桿機構進行運動設計。并進行連桿機構的運動分析，繪出運動線圖。如果是采用連桿機構作為下沖壓機構，還應進行連桿機構的動態靜力分析，計算飛輪轉動慣量。6) 編寫設計計算說明書，可進一步完成機械的計算機演示實驗和凸輪的數控加工等。2、運動方案2.1功能分解2.1.1 干粉料均勻篩入圓筒形型腔；2.1.2 下沖頭下沉3 mm，預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出；2.1.3 上、下沖頭同時加壓，并保壓一段時間；2.1.4 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯；2.1.5

4、篩料推出片坯。2.2原動機的選擇動機的運動形式主要是回轉運動、往復擺動和往復直線運動等。當采用電動機、液壓馬達和氣動馬達等原動機時，原動件作連續回轉運動，后兩者也可作往復擺動；當采用往復式油缸、氣缸或直線電動機等原動機時，原動件作往復直線運動。原動件選擇是否恰當，對整個機械的性能、對機械傳動系統的組成極其繁簡程度將有直接影響。如在一般機械中用得最多的交流異步電動機，其同步轉速有3000、1500、1000、750、600r/min等五種。在輸出同樣的功率時，電動機的轉速越高，其尺寸重量也就越小，價格也越低。但當機械執行構件的速度很低時，若選用高速電動機，勢必需要大減速比的減速裝置，可能會造成機

5、械傳動系統的過分龐大和制造成本的顯著增加。 選擇原動機的類型 影響原動機類型選擇的因素較多，首先應考慮能源供應及環境要求，選擇確定原動機的種類，再根據驅動效率、運動精度、負載大小、過載能力、調速要求、外形尺寸等因素，綜合考慮工作機的工況和原動機的特點，具體分析，以選得合適的類型。需要指出的是，電動機有較高的驅動效率和運動精度，其類型和型號繁多，能滿足不同類型工作機的要求且還具有良好的調速、啟動和反向功能。現代的機電工業提供了大量的原動機供我們選擇，就拿電動機來說，除了常用的交流異步電動機外，還有直流電動機、帶變速裝置的電動機、多速電動機、交流變頻變速電動機、伺服電動機、步進電動機、直線電動機、

6、力矩馬達等等。除此之外，彈簧、重錘等也常用來作原動機。各種原動機具有各自的特性和適用場合。選擇與機械性能要求想適應的原動機的類型及其參數，是機械設計中的重要一環，必須給以足夠的重視。總合各種因素我們選擇電動機型號為:Y160L-6作為原動機。2.3機構選用2.3.1運動形式根據工藝過程，機構應具有一個模具 (圓筒形型腔) 和三個執行構件 (一個上沖頭，一個下沖頭和一個料篩)。三個執行構件的運動形式為：(1) 上沖頭完成往復(鉛垂上下)直移運動，下移至終點后有短時間的停歇，起保壓作用，因沖頭上升后要留有料篩進入的空間、故沖頭行程約為90100 mm。若機構主動件一轉 (2p)完成一個運動循環，則

7、上沖頭位移線圖的形狀大致如下圖2.a所示。(2) 下沖頭先下沉3 mm，然后上升8 mm (加壓) 后停歇保壓，繼而上升16 mm，將成形片坯頂到與臺面平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后再下移21 mm到待裝料位置。上右移約4550 mm。其位移線圖大致如下圖2.b所示圖2：三執行構件運動線(3) 料篩在模具型腔上方往復振動篩料，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩復在臺面上右移約4550 mm推卸成形片坯，其位移線圖大致如下圖2.c所示。上沖頭、下沖頭與送料篩的動作關系見下表：表2：上沖頭、下沖頭與送料篩的動作關系表 上沖頭進 退送料篩退 近休 進 遠休下沖頭退 近休 進 遠休機械系

8、統轉換功能圖圖3：機械系統轉換功能圖機械系統方案的形態學矩陣表3：機械系統方案的形態學矩陣我們經綜合分析上面的材料選擇了渦輪蝸桿機構、齒輪機構、連桿機構和凸輪機構，也考慮到它們有如下的特點：2.3.2蝸輪蝸桿機構在本次設計中我們用蝸輪蝸桿機構與齒輪連接來傳遞運動，但在實際中渦輪蝸桿機構常用來傳遞兩交錯軸之間的運動和動力，蝸輪與蝸桿在其中間平面內相當于齒輪與齒條,蝸桿又與螺桿形狀相似。蝸輪及蝸桿機構常被用於兩軸交錯、傳動比大、傳動功率不大或間歇工作的場合。蝸輪與蝸桿在使用中具有一定的方式和原理，在使用中具有一定的特點和性能：可以得到很大的傳動比，比交錯軸斜齒輪機構緊湊；蝸桿傳動相當於螺旋傳動，為

9、多齒嚙合傳動，故傳動平穩、噪音很小；兩輪嚙合齒面間為線接觸，其承載能力大大高於交錯軸斜齒輪機構；具有自鎖性。當蝸桿的導程角小於嚙合輪齒間的當量摩擦角時，機構具有自鎖性，可實現反向自鎖，即只能由蝸桿帶動蝸輪，而不能由蝸輪帶動蝸桿。如在其重機械中使用的自鎖蝸桿機構，其反向自鎖性可起安全保護作用。渦輪與蝸桿在使用中能夠顯示一定的重要優勢，傳動效率較低，磨損較嚴重。蝸輪蝸桿嚙合傳動時，嚙合輪齒間的相對滑動速度大，故摩擦損耗大、效率低。另一方面，相對滑動速度大使齒面磨損嚴重、發熱嚴重，為了散熱和減小磨損，常采用價格較為昂貴的減摩性與抗磨性較好的材料及良好的潤滑裝置，因而成本較高蝸桿軸向力較大。2.3.3

10、齒輪機構齒輪傳動裝置利用兩齒輪的輪齒相互嚙合傳遞動力和運動的機械傳動，用主、從動輪輪齒直接、傳遞運動和動力的裝置。按齒輪軸線的相對位置分平行軸圓柱齒輪傳動、相交軸圓錐齒輪傳動和交錯軸螺旋齒輪傳動。齒輪傳動的優點：1） 瞬時傳動比恒定，工作平穩性較高。2） 采用非圓齒輪，瞬時傳動比可按所需變化規律設計。3） 傳動比變化范圍大，特別是采用行星傳動時，傳動比可到100200（單級），適用于減速或增速傳動。4） 速度范圍大，齒輪的圓周速度可從V0.1M/S達到200m/s，或更高；轉速可從n1 r/min到20000r/min以上。5） 傳遞功率范圍大，承載能力高。6） 傳動效率高，特別是精度較高的圓

11、柱齒輪副，其效率可達=0.99以上；7） 結構緊湊，如使用少齒差傳動，可使部件更為縮小，成為同軸線傳動。8） 維護簡便。2.3.4連桿機構我們選擇連桿機構考慮到它具有以下一些傳動特點：1) 運動副一般均為低副。 低副兩運動副元素為面接觸，壓強較小，故的載荷；且有利于潤滑，磨損較小；此外，運動副元素的幾何形狀較簡單，便于加工制造。2) 構件多呈現為桿的形狀（故常簡稱構件為桿）。因而可以很方便地用來達到增力、擴大行程和實現遠距離傳動等目的。此外，構件的幾何形狀也較簡單，便于加工制造。3)可實現多種形式的運動變換和運動規律。在連桿機構中，當原動件的運動規律不變，可用改變各構件的相對長度來使從動件得到

12、不同的運動規律。4) 具有豐富的連桿曲線形狀。在連桿機構中，連桿上各點的軌跡是各種不同形狀的曲線(稱為連桿曲線)，其形狀還隨著各構件相對長度的改變而改變，從而可以得到形式眾多的連桿曲線，可滿足不同軌跡的設計要求。2.3.4凸輪機構凸輪機構運動規律：凸輪機構可以將主動件凸輪的等速連續轉動變換為從動件的往復直線運動或繞某定點的擺動，并依靠凸輪輪廓曲線準確地實現所要求的運動規律。特點和優點是：只要正確地設計凸輪輪廓曲線，就可以使從動件實現任意給定的運動規律，且結構簡單、緊湊、工作可靠。缺點是：凸輪與從動件之間為點或線接觸，不易潤滑，容易磨損。因此，凸輪機構多用于傳力不大的控制機構和調節機構凸輪機構的

13、優點在于組成凸輪機構的構件數較少，結構比較簡單，可實現多種形式的運動變換和運動規律，只要合理地設計凸輪的輪廓曲線就可以使從動件獲得各種預期的運動規律，而且設計比較容易。與凸輪輪廓接觸，并傳遞動力和實現預定的運動規律的構件，一般做往復直線運動或擺動，稱為從動件。凸輪機構在應用中的基本特點在于能使從動件獲得較復雜的運動規律。因為從動件的運動規律取決于凸輪輪廓曲線，所以在應用時只要根據從動件的運動規律來設計凸輪的輪廓曲線就可以了。從動件與凸輪作點接觸或線接觸，有滾子從動件、平底從動件和尖端從動件等。尖端從動件能與任意復雜的凸輪輪廓保持接觸，可實現任意運動，但尖端容易磨損，適用于傳力較小的低速機構中。

14、為了使從動件與凸輪始終保持。凸輪機構廣泛應用于各種自動機械、儀器和操縱控制裝置。凸輪機構之所以得到如此廣泛的應用，主要是由于凸輪機構可以實現各種復雜的運動要求，而且結構簡單、緊湊。為確動凸輪的一種。一般情況下凸輪是主動的，但也有從動或固定的凸輪。多數凸輪是單自由度的，但也有雙自由度的劈錐凸輪。凸輪機構結構緊湊，最適用于要求從動件作間歇運動的場合。2.4機構運動簡圖圖4 ：運動機構簡圖設計2.5傳動系統的選擇、總傳動比及其分配2.5.1傳動系統的選擇我們選擇了蝸桿傳動和帶傳動。蝸桿傳動的優點在于：結構緊湊，單級傳動能得到很大的傳動比;傳動平穩，無噪聲；蝸桿還可以起到自鎖的作用。中、高速傳動時需要

15、用昂貴的減摩材料（如青銅）。帶傳動的優點在于:軸間的范圍大，工作平穩，噪聲小，可吸振緩沖;摩擦型帶傳動有過載保護的作用，結構簡單；成本低，安裝要求不高。但是在選擇帶傳動時還需注意的是摩擦型帶有滑動，不能用于分度鏈。2.5.2確定總傳動比原動機選定后，根據原動機的額定轉速n1和工作軸的轉速n2，即可確定傳動裝置的總傳動比： i=n1/n2并將總傳動比按各級傳動比進行分配：i=i1i2i3in式中：i1,i2,i3,in為各級傳動的傳動比。經分析得，該設計方案的總傳動比可以如此計算：總傳動比=電動機轉速/生產率i=1450/10=1452.5.3傳動比的分配原則傳動比的合理分配直接影響到傳動裝置的

16、外形尺寸、重量、潤滑條件、拆裝性能和整個機械的工作能力，是遠動計算的重要組成部分。傳動比分配大的主要要求：1) 各級傳動比應在推薦范圍內選取（機械原理課程設計指導書附錄2 機械的傳動的特點和性能）。2) 使各級窗洞的承載能力得到充分發揮，并使其結構尺寸協調勻稱。3) 使各級傳動具有最小的外形尺寸最小的重量和中心距。4) 使用不可約分的傳動比，一避免某幾個此輪的磨損過分集中，降低噪聲和振動。工程實際中不可能使分配傳動比的方案同時滿足上述所有原則。因此設計師應擬定不同的分配方案，對比各種指標，最后確定一個合理方案。比如說：對于要求體積小、重量輕的傳動系統可用最輕重量原則；對于要求運動平穩、起停頻繁

17、和動態性能好的傳動系統，可按最小等效轉動慣量和最小輸出軸轉角誤差的原則;對于增速的傳動系統，由于增速時容易破壞此輪工作平穩性，應在傳動鏈開始就增速，且每級增速比大于1 ：3，以增加傳動系統剛度，減少傳動誤差。總之，需要充分考慮實際選擇一個合理的最好的傳動方案。充分考慮綜上所述所有的原則，我們選擇了蝸桿傳動和帶傳動，并且把傳動分成三個級，第一級從電動機傳動到渦輪渦桿，設此時的傳動比為1；第二級從渦輪蝸桿傳動到齒輪，設此時的傳動比為5；第三級為帶傳動，設此時的傳動比為29。2.6各執行機構的運動協調擬定運動循環圖的目的是確定各機構執行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。上沖頭加壓機構

18、主動件每轉完成1個運動循環，所以擬訂運動循環圖時，以該主動件的轉角作為橫坐標 (0360)，以各機構執行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線。運動循環圖上的位移曲線主要著眼于運動的起止位置，而不必準確表示出運動規律。例如，料篩退出加料位置 (圖中線段) 后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉3 mm (圖中)。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處 (圖中)，待上沖頭到達臺面下3 mm處時，下沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時，上、下沖頭各移8 mm (圖中)，然后兩沖頭停歇保壓 (圖中)，保壓時間約0.4秒，即相當于主動件轉60左右。以后，上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并稍慢地向上移動到和臺面平齊，

19、頂出成形片坯 (圖中)。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)。下沖頭下移21 mm的同時，料篩振動粉料 (圖中) 而進入下一個循環。圖5：機構運動循環圖線擬定運動循環圖 (圖2-9) 時，還要注意一個問題，即各機構執行構件的動作起止位置可視具體情況重疊安排。例如上沖頭還未退到上頂點，料篩即可開始移動送進；而料篩尚未完全退回，上沖頭已開始下行，只要料篩和上沖頭不發生碰撞 (阻擋) 即行。這樣安排，可增長執行構件的運動時間，減小加速度，從而改善機構的運動和動力性能。確定運動循環圖后，即可據此擬訂合適的運動規律曲線，進行機構設計。必要時，再對設計的機構進行運動分析，用分析得到的

20、位移規律到運動循環圖上觀察機構運動是否協調。若有不當之處，應將運動循環圖作適當修正。3、機構的設計3.1上沖頭加壓機構設計設計提示：由于壓片成型機的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構。它是由曲柄搖桿機構和要干滑塊機構傳接而成。先設計搖桿滑塊機構，為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的2度范圍內滑塊位移 0.4mm。據此可得搖桿長度式中=L/r搖桿滑塊機構中連桿和搖桿之比一般取12。根據上沖頭的行程長度，可得搖桿的另一極限位置，搖桿的擺角以小于60度為宜。設計曲柄搖桿機構時，為了“増力”，曲柄回轉中心可在過搖桿活動鉸鏈、垂直于搖桿鉛垂位置的直線上適當選取，以改善機構在下沖頭極

21、限位置附近的傳力性能。根據搖桿的三個極限位置（2度和另一極限位置）。設定與之對應的曲柄的三個位置，其中兩個對應于搖桿的兩個極限位置，曲柄應在與連桿共線的位置，曲柄另一個位置可根據保壓時間來設定，因此可根據兩連桿的三組對應位置來設計此機構。設計完成后，應檢查曲柄存在條件，若不滿足要求，則 從新選擇曲柄回轉中心，也可以在選擇曲柄回轉中心以后，根據搖桿兩位置時和連桿共線的條件，確定連桿和曲柄長度，在檢查搖桿在鉛垂位置2度時，注意曲柄對應轉角是否滿足保壓時間要求。曲柄回轉中心距搖桿鉛垂位置愈遠，機構行程速比系數愈小，沖頭在下極限位置附近的位移變化愈小，但機構尺寸大。由上述分析可知，壓片機機構有三個分支

22、：一為實現上沖頭運動的主加壓機構；二為實現下沖頭運動的輔助加壓機構；三是實現料篩運動的上、下料機構。此外，當各機構按運動循環圖確定的相位關系安裝以后，應能作適當的調整，故在機構之間還需設置能調整相位的環節 (也可能是機構)。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。實現上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能： 上沖頭要完成每分鐘10次往復移動運動，所以機構的主動構件轉速應為10 rmin，若以電動機作為原動力，則主加壓機構應有運動縮小的功能； 因上沖頭是往復運動，故機構要有運動交替的功能； 原動機的輸出運動是轉動，上沖

23、頭是直移運動，所以機構要有運動轉換的功能； 因有保壓階段，所以機構上沖頭在下移行程末端有較長的停歇或近似停歇的功能； 因沖頭壓力較大，所以希望機構具有增力的功能，以增大有效作用力，減小原動機的功率。圖6：上沖頭極位夾角=，=1.18，=,=,2-2cos=100=170.7=241.42=cos-=95.67+ + ，滿足周轉副條件3.2下沖頭加壓機構設計下沖頭機構和料篩機構，也可照上述方法選定方案，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，所以對方案要再作增改。要使機構從動件(執行構件)在行程末端停歇，即運動速度為零，大致有下述幾種方法：使機構的運動副或運動鏈暫時脫離，這可采用基本

24、機構的變異機構，如槽輪機構(圖2-13 b)。也可采用換向機構或離合器（圖2-13 c），當換向輪處于中間位置時，從動件A、B 螺桿停歇。 如圖2-12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2-13 a) 也有同樣的作用。 在機構串聯組合時，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7方案四所示。 用其它方式組合機構。如用軌跡點串聯時，當軌跡點在直線段或圓弧段上運動時，從動件停歇。并聯組合時，將兩個輸入構件的運動規律相

25、加，可使輸出構件的速度在預定區域接近于零。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，用串聯的連桿機構實現運動轉換和放大。3.3 凸輪設計機構循環要求表3：機構運動循環要求 凸輪軸轉角名稱10203045607590105-270300360送料快進休止快退休止定位休止快進休止快退休止進刀休止快退慢進快退休止當推桿2推程時，凸輪2為高速輕載，查表有，應該選用正弦加速運動規律， （0150）當推桿2遠休時：S2=192.2mm （150180）當推桿2回程時，凸輪2為低速重載，查表9

26、-1，應該選用余弦加速運動規律，（180330）當推桿2近休時：S4=0 （330360）正余弦加速運動規律如下圖所示：圖7 ：余弦加速度運動規律 圖8： 正弦加速度運動規律凸輪設計圖如下所示：圖9.凸輪輪廓曲線3.4料篩構件的設計圖10：料篩+-cos-cos=50tan=、=聯立可解得：=49.63、=85.97圖11=69.28=49.57其中，以上單位均是毫米（mm)。3.5方案整體尺寸設計方案是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯而成的組合機構，屬構件固接式串聯組合。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

27、機構串聯起來，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律s-j2， b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律y1-j1如圖c實線所示，而圖d所示為該機構搖桿OAA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，則串聯以后構件OAA和OAA成為一個構件 (圖e)，因此，第一個機構中的jl和第二個機構中的j2有如下關系式中j0為一常數，所以若將圖c的坐標j1用j2表示，則相當于曲線平移了一個距離j0 (如虛線所示)。當s-j2和y1-j2如圖a、c所示安排時，則沿圖中箭頭所示定向從 得

28、 ，由 得s，而從 、 得到y1-s曲線上的一點，依此可得出一條y1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知，在y1由b-c-0-a的區域內(轉角約70)，滑塊的位移s約在接近零的一個很小的范圍 (約0.37 mm) 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-j2曲線上s為零的附近的一段曲線變化比較平緩，y1-j1曲線在y1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y1角就比較大；又為了使構件AB受的力小些，同時也使機構能得到比較合理的布置，可將曲柄搖桿機構OAABOB整個繞 逆時針向轉一個角度j0，如圖g所示，這并不影響機構的運動性能，反而改善了構件

29、的受力條件。根據上述分析，該機構可按如下步驟設計：(1) 確定曲柄滑塊機構尺寸。根據曲柄滑塊機構特性(圖a)，llr愈小，在s 0處的位移變化愈大，所以應選較大的l； 但 l 愈大，從s = 0到90100 mm的位移所需曲柄的轉角q也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串聯的，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 l 值，滿足滑塊有90l00 mm的行程而曲柄轉角則在60左右，同時在j2 178182的范圍內滑塊位移不大于0.4 mm或更小 (可近似看作滑塊停歇)。如圖所示。(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AB的延長線上，則AB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