JIANGXIAGRICULTURALUNIVERSITY機械原理課程設計說明書題目：壓片成形機學院：工學院姓名：學號：專業：機械設計制造及其自動化年級：10級指導教師：2012年06月12日1設計題目 1.1壓片成形機介紹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，經圧制成形后脫離位置。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。1.2壓片成形機的工藝動作干粉料均勻篩入圓筒形型腔。下沖頭下沉3mm，預防上沖頭進入型腔是粉料撲出。上、下沖頭同時加壓，并保持一段時間。上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯。料篩推出片坯。1.3上沖頭、下沖頭、送料篩的設計要求是：（1）上沖頭完成往復直移運動（鉛錘上下），下移至終點后有短時間的停歇，起保壓作用，保壓時間為0.4s左右。因沖頭上升后要留有料篩進入的空間，故沖頭行程為90～100mm。因沖頭壓力較大，因而加壓機構應有增力功能（如圖8.3a所示）（2）下沖頭先下沉3mm，然后上升8mm，加壓后停歇保壓，繼而上升16mm，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21mm，到待料位置（如圖8.3所示）。（3）料篩在模具型腔上方往復振動篩料，然后向左退回。待批料成型并被推出型腔后，料篩在臺面上右移45～50mm，推卸片坯（如圖8.3c所示）圖8.3設計要求1.4上沖頭、下沖頭與送料篩的動作關系見表1表1動作關系上沖頭進退送料篩退近休進遠休下沖頭退近休進遠休1.5壓片成形機設計數據電動機轉速/（r/min）：970；生產率/(片/min)：20；沖頭壓力/N：100000；機器運轉不均勻系數/δ：0.05；M沖（kg)：9：m桿（kg)：3.2原動機的選擇2.1原動機的選擇主用參考下列條件：（1）現場能源供應條件、（2）工作機載荷特性及其工作制度、（3）工作機對起動、平穩性、過載能力、調速和控制方等方面的要求。（4）原動機是否工作可靠、操作與維修簡便，是否需要防塵、防爆、防腐等。（5）原動機的初始成本與運行維護費用。電機的容量主要由電動機運行時的發熱情況而定，而發熱又與其工作情況而定。工作機所需工作功率Pw，應由工作阻力和運動參數計算得來的，可按下式計算：Pw=Tn/9550Kw其中：T——工作機的阻力矩，N·mm；n---工作機的轉速，r/min；經過綜合考慮決定選用Y160M-6型號電動機（額定電壓380V，額定頻率50HZ，功率7.5KW，額定轉數970r/min）3傳動比的分配選取額定轉速為970r/min3.1確定總傳動比電動機轉速ｎ=970r/min凸輪轉速ｎI=20r/minｉ總＝ｎ／ｎＩ＝９７０／２０＝４８．５3.2傳動比的分配將總傳動比按各級傳動進行分配ｉ總＝ｉ１xｉ２xｉ３xｉ４……ｉｎ（式中ｉ１，ｉ２，ｉ３，ｉ４……ｉｎ為各級傳動的傳動比）傳動比的分配要求：各級傳動比應在推薦范圍選取（參見機械原理課程設計附錄２機械傳動的特點和性能）。使各級傳動的承載能力得到充分發揮，并使其結構尺寸協調勻稱。使各級傳動具有最小的外形尺寸、最小的重量和中心距。建議使用不可約分的傳動比，以避免某幾個輪齒的磨損過分集中，降低噪聲和振動。傳動系統采用四級減速機構，第一級為帶傳動，第二級為減速器傳動，第三級為帶傳動，第四級為帶傳動。按前述傳動比分配原則，為使傳動構件獲得較小尺寸，結構緊湊，可采用傳動比先小后大”原則。因此初選ｉ１＝１.６，ｉ２＝３０。第二級減速器內部齒輪結構如下圖所示其中Z1=20，Z2=30，Z3=80，Z4=45,Z5=23,Z6=48,Z7=20.且各齒輪的模數M=2，壓力角a=20度。又差動輪系的計算傳動比的公式得：i13=（w1-wH)/(w3-wH)=-z3/z1又n1=600r/min,n3=600/i74=-600/4.8=-125r/min代入上式得wh=20r/min,即傳動比i1H=30.根據設計要求，上沖頭，下沖頭和送料篩同時進行，所以第三級和第四級的傳動比為１。3.3各級傳動比的分配表傳動比分配i1i2i3i41.630114傳動機構的選擇與比較通過查閱機械原理課程設計指導書，我們初步確定了傳動機構：摩擦輪傳動，帶傳動，鏈傳動，齒輪傳動，蝸桿傳動。各傳動的特點如下兩表A和B：類別摩擦輪傳動帶傳動鏈傳動特點運轉平穩，噪聲小，可在運轉中調整傳動比；有過載保護作用，結構簡單；軸與軸承上的作用力很大，有滑動，工作表面磨損較快軸間距范圍大，工作平穩，噪聲小，可吸振緩沖；摩擦型帶傳動有過載保護作用，結構簡單；成本低，安裝要求不高。外廓尺寸較大；摩擦型帶有滑動，不能用于分度鏈；由于摩擦生電，帶傳動不宜用于易燃場合；軸和軸承上的作用力大；帶的壽命較短軸間距范圍大；鏈條元件間形成的油膜能吸振；對惡劣環境有一定適應能力，工作可靠；作用在軸上的載荷小。運轉的瞬時速度不均勻，高速時不如帶傳動平穩（但齒形鏈傳動較平穩）；鏈條工作時，因磨損產生的伸長容易引起共振，因此需增設張緊和減震裝置壽命取決于材料的接觸強度和耐磨損能力帶輪直徑大，帶的壽命長與制造質量有關５０００～１５０００ｈ表Ａ類別齒輪傳動蝸桿傳動特點承載能力和速度范圍大。傳動比恒定，采用行星傳動可獲得很大的傳動比，外廓尺寸小，工作可靠，效率高，非圓齒輪可實現變傳動比傳動。制造和安裝精度要求高；精度低時，運轉有噪聲；無過載保護作用結構緊湊，單級傳動能得到很大的傳動比；傳動平穩，無噪聲；單頭蝸桿可制成自鎖機構。傳動比大、滑動速度低時效率低；中、高速傳動需用昂貴的減摩材料（如青銅）；制造精度要求高，刀具費用貴；鋼蝸桿蝸輪副已開始應用壽命取決于輪齒材料的接觸和彎曲疲勞強度以及抗膠合合耐磨損能力制造精確，潤滑良好，壽命較長，低速傳動，磨損顯著表Ｂ根據設計要求、工藝性能、結構要求和總傳動比等條件選擇傳動系統類型，選定帶傳動和齒輪傳動。5執行機構運動方案評估5.1上沖頭運動方案方案1：肘桿式增力沖壓機構說明：此方案使用曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串接而成，結構簡單、輕盈，能滿足保壓要求，并能夠輕松達到上沖頭頭的行程要求。方案2：曲柄連桿機構。說明：用渦輪蝸桿帶動偏心飛輪轉動，連桿帶動上沖頭走往復運動。缺點：制造水平要求高，切達不到怎呀要求。方案3：說明：凸輪旋轉帶動滾子運動，使桿1與桿2運動，使上沖頭上下往復運動，完全能達到保壓要求。但上沖頭行程要求有90~100mm，凸輪機構尺寸將會變得很大很笨重。綜合以上三個方案的優缺點，認為是使用方案一進行設計是比較好的擇。5.2料篩運動方案：方案一;說明：送料機構選用圓柱凸輪機構，觸頭帶動料篩左右來回移動送料篩。料篩前設計有斜鏟方便推送成行片胚，當上下沖頭完成壓片，上沖頭退回最高點及下沖頭頂出片胚時料篩帶著料想右移動。到達圓筒形腔口鏟除片胚，同時左右小范圍的篩動之后向做退回裝料。方案二：說明：運用凸輪機構帶動料篩作往復運動。機構簡圖如下。方案三：說明；運用如圖所示凸輪機構實現料篩的往復運動。其缺點是凸輪結構輪廓線變化較大可能不能滿足壓力角要求。綜合以上對料篩的運動方案的分析，選擇方案以為最佳方案。5.3下沖頭運動方案設計方案一：運用凸輪機構實現下沖頭的往復移動。如圖：方案二：運用曲柄連桿機構實現下沖頭的往復移動。但實現不了下沖頭的間歇運動。6壓片機總體運動放案分析6.1方案一：如圖所示。1曲柄連桿機構2、13渦輪3、12蝸桿4、8、10皮帶輪5皮帶6齒輪7減速箱9電動機11圓柱凸輪14下沖頭15料篩16上沖頭動作說明:壓片成形機經皮帶輪1級減速，減速器2級減速后由齒輪帶動圓柱凸輪轉動，使料篩作往復運動。由兩皮帶輪分別帶動兩蝸輪蝸桿機構。兩渦輪蝸桿分別帶動曲柄連桿機構、凸輪機構運動。曲柄連桿機構與搖桿滑塊機構串聯構成肘桿機構，是上沖頭作往復運動，并實現加壓。凸輪機構帶動下沖頭，使其作往復運動。6.2方案二：運動方案如圖所示，1電動機2、3齒輪4、5圓錐齒輪6、17凸輪機構7、19蝸桿8、18蝸輪9皮帶輪10皮帶11曲柄滑塊機構12彈簧13、振動篩14、上沖頭15、圓筒型腔16、下沖頭動作說明：1.壓片機在1電動機的帶動下，通過齒輪、圓錐齒輪、蝸輪蝸桿機構將動力傳到兩個凸輪機構上。2.兩凸輪又分別控制振動篩和凸輪機構，凸輪10通過皮帶傳動帶動14曲柄滑塊機構，最終帶動上沖頭、振動篩、下沖頭運動起來，從而使整個機構工作起來。6.3方案三：運動方案如圖所示；A:上沖頭B：下沖頭C：對心直動推桿盤形凸輪機構D：凹槽凸輪E：料篩F：圓柱凸輪G：電動機H：齒輪I：圓錐齒輪J：渦輪蝸桿K：進料口動作說明：由電動機G輸出原動力傳給H齒輪齒輪H通過三對錐齒輪分別傳動通過錐齒輪的傳動F圓柱凸輪轉動帶動E料篩左移原料通過K進料口送入料篩對心直動滾子推桿盤形凸輪機構轉動使下沖頭下移通過圓柱凸輪推動料篩右移把原料送到壓料胚口原料進入壓料桶內之后E料篩又左移裝料通過傳動桿帶動渦輪蝸桿j帶動D凹槽凸輪機構使上沖頭向下壓同時下沖頭向上壓并保持一段時間上沖頭上移回原位，下沖頭向上把壓好的成品推出壓料胚料篩繼續送料同時通過料篩前鏟頭推到出料口，同時下沖頭下移料進壓料胚通過以上運動完成壓料，此后繼續重復7設計方案的評比和選擇方案評比方案評價性能 方案一方案二方案三工作性能應用范圍較廣可調性高運轉精度大應用范圍廣可調性高運轉精度一般應用范圍廣可調性一般運轉精度一般傳動性能傳動性強速度范圍大噪聲小傳動比大承載能力一般傳動平穩噪音小經濟性經濟性一般結構簡單經濟性好經濟性一般結構緊湊性較好一般好綜述以上評比，方案一各個方面較好，最后確定方案一為最終方案。8機械系統運動循環圖9各運動構件計算分析數據9.1上沖頭機構設計：設定搖桿長度R≤0.4／(1+a-cos2-)式中:a=L/R――搖桿滑塊機構中連桿與搖桿長度之比，一般取1～2。我們選擇a=1，則R≤328.3mm取R=300mm，則L=R=300mm確定搖桿擺角根據右圖，可知行程的計算公式為h=L-[r×cosα+-r]此時h=100㎜算的擺角為33.6°與測量出的圖中擺角大小相等∵題設要求擺角小于60°∴滿足要求。通過圖解法求出曲柄搖桿機構中曲柄與連桿的長度如圖所示，AB為曲柄，BC為連桿，DC為搖桿；DC2是搖桿在擺角最大時的位置；DC1是搖桿鉛垂時的位置；由題意:∵AC1=AB+BCAC2=BC-AB∴AB=70㎜BC=130㎜檢驗曲柄存在條件CD=300mm，AB=70mm,BC=130mm,AD(機架)=361mm滿足桿長之和定理，即AD+AB<CD+BC,確保了曲柄的存在。綜上所述上沖頭機構的尺寸設計如下：曲柄70㎜曲柄連桿130㎜搖桿300㎜滑塊連桿L300㎜9.2下沖頭中凸輪的設計：1.凸輪基圓的確定由運動循環圖最大斜率40.1因為此設計中的凸輪均為對心凸輪，則基圓半徑公式為：為了使機構能順利工作，規定了壓力角的許用值[α]，在使α≤[α]的前提下，選取盡你可能小的基圓半徑。根據工程實踐的經驗，推薦推程時許用壓力角取以下數值：移動從動件，[α]=30°～38°擺動從動件，[α]=40°～45下沖頭凸輪機構為移動從動件α=38°基圓半rb=26.8mm.將凸輪基圓以每份10°平均分割，根據下沖頭循環圖，確定每一段的升程與回程曲線。特別指出，期中160°~240°為保壓段，此段保持1.33秒的休止。3.滾子半徑的確定在330°這兩點