机械原理课程设计-压片机加压机构.doc

机械原理课程设计压片机加压机构1、设计题目及要求1.1设计题目 设计自动压片成形机,将具有一定湿度的粉状原料(如陶瓷干粉、药粉)定量送入压形位置，经压制成型后脱离位置。机器的整个工作过程（送料、压形、脱离）均自动完成。该机器可以压制陶瓷圆形片坯、药剂（片）等。设计数据见下表。方案号电动机转速/（r/min）生产率/（片/min）成品尺寸（b）/（mm，mm）冲头压力/n机器运不均匀系数/b145010805150 0000.10125表1：设计参数压片成形机的工艺动作流程： 干粉料均匀筛入圆筒形型腔（图1.a）； 下冲头下沉3 mm，预防上冲头进入型腔时把粉料扑出(图1.b)； 上、下冲头同时加压(图1.c，并保压一段时间，保压时间0.4s左右； 上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯（图1.d）； 筛料推出片坯(图1.a)。图1：压片机工作流程1.2设计要求1.2.1工艺参数：(1) 要求将干粉压制成直径为80 mm，厚度为5 mm的圆形片坯；(2) 冲头压力：15吨（150000 n）；(3) 生产率：10片/分钟；(4) 机器运转不均匀系数：10%。1.2.2压片过程的执行机构：1) 压片成形机一般至少包括连杆机构、凸轮机构、齿轮机构在内的三种机构。2) 画出机器的运动方案简图与运动循环图。拟定运动循环图时，执行机构的动作起止位置可根据具体情况重叠安排，但必须满足工艺上各个动作的配合，在时间和空间上不能出现干涉。3) 设计凸轮机构，自行确定运动规律，选择基圆半径，校核最大压力角与最小曲率半径，计算凸轮轮廓线。4) 设计计算齿轮机构。5) 对连杆机构进行运动设计。并进行连杆机构的运动分析，绘出运动线图。如果是采用连杆机构作为下冲压机构，还应进行连杆机构的动态静力分析，计算飞轮转动惯量。6) 编写设计计算说明书，可进一步完成机械的计算机演示实验和凸轮的数控加工等。2、运动方案2.1功能分解2.1.1 干粉料均匀筛入圆筒形型腔；2.1.2 下冲头下沉3 mm，预防上冲头进入型腔时把粉料扑出；2.1.3 上、下冲头同时加压，并保压一段时间；2.1.4 上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯；2.1.5 筛料推出片坯。2.2原动机的选择动机的运动形式主要是回转运动、往复摆动和往复直线运动等。当采用电动机、液压马达和气动马达等原动机时，原动件作连续回转运动，后两者也可作往复摆动；当采用往复式油缸、气缸或直线电动机等原动机时，原动件作往复直线运动。原动件选择是否恰当，对整个机械的性能、对机械传动系统的组成极其繁简程度将有直接影响。如在一般机械中用得最多的交流异步电动机，其同步转速有3000、1500、1000、750、600r/min等五种。在输出同样的功率时，电动机的转速越高，其尺寸重量也就越小，价格也越低。但当机械执行构件的速度很低时，若选用高速电动机，势必需要大减速比的减速装置，可能会造成机械传动系统的过分庞大和制造成本的显著增加。 选择原动机的类型 影响原动机类型选择的因素较多，首先应考虑能源供应及环境要求，选择确定原动机的种类，再根据驱动效率、运动精度、负载大小、过载能力、调速要求、外形尺寸等因素，综合考虑工作机的工况和原动机的特点，具体分析，以选得合适的类型。需要指出的是，电动机有较高的驱动效率和运动精度，其类型和型号繁多，能满足不同类型工作机的要求且还具有良好的调速、启动和反向功能。现代的机电工业提供了大量的原动机供我们选择，就拿电动机来说，除了常用的交流异步电动机外，还有直流电动机、带变速装置的电动机、多速电动机、交流变频变速电动机、伺服电动机、步进电动机、直线电动机、力矩马达等等。除此之外，弹簧、重锤等也常用来作原动机。各种原动机具有各自的特性和适用场合。选择与机械性能要求想适应的原动机的类型及其参数，是机械设计中的重要一环，必须给以足够的重视。总合各种因素我们选择电动机型号为:y160l-6作为原动机。2.3机构选用2.3.1运动形式根据工艺过程，机构应具有一个模具 (圆筒形型腔) 和三个执行构件 (一个上冲头，一个下冲头和一个料筛)。三个执行构件的运动形式为：(1) 上冲头完成往复(铅垂上下)直移运动，下移至终点后有短时间的停歇，起保压作用，因冲头上升后要留有料筛进入的空间、故冲头行程约为90100 mm。若机构主动件一转 (2p)完成一个运动循环，则上冲头位移线图的形状大致如下图2.a所示。(2) 下冲头先下沉3 mm，然后上升8 mm (加压) 后停歇保压，继而上升16 mm，将成形片坯顶到与台面平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后再下移21 mm到待装料位置。上右移约4550 mm。其位移线图大致如下图2.b所示图2：三执行构件运动线(3) 料筛在模具型腔上方往复振动筛料，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料筛复在台面上右移约4550 mm推卸成形片坯，其位移线图大致如下图2.c所示。上冲头、下冲头与送料筛的动作关系见下表：表2：上冲头、下冲头与送料筛的动作关系表 上冲头进 退送料筛退 近休 进 远休下冲头退 近休 进 远休机械系统转换功能图图3：机械系统转换功能图机械系统方案的形态学矩阵表3：机械系统方案的形态学矩阵我们经综合分析上面的材料选择了涡轮蜗杆机构、齿轮机构、连杆机构和凸轮机构，也考虑到它们有如下的特点：2.3.2蜗轮蜗杆机构在本次设计中我们用蜗轮蜗杆机构与齿轮连接来传递运动，但在实际中涡轮蜗杆机构常用来传递两交错轴之间的运动和动力，蜗轮与蜗杆在其中间平面内相当于齿轮与齿条,蜗杆又与螺杆形状相似。蜗轮及蜗杆机构常被用於两轴交错、传动比大、传动功率不大或间歇工作的场合。蜗轮与蜗杆在使用中具有一定的方式和原理，在使用中具有一定的特点和性能：可以得到很大的传动比，比交错轴斜齿轮机构紧凑；蜗杆传动相当於螺旋传动，为多齿啮合传动，故传动平稳、噪音很小；两轮啮合齿面间为线接触，其承载能力大大高於交错轴斜齿轮机构；具有自锁性。当蜗杆的导程角小於啮合轮齿间的当量摩擦角时，机构具有自锁性，可实现反向自锁，即只能由蜗杆带动蜗轮，而不能由蜗轮带动蜗杆。如在其重机械中使用的自锁蜗杆机构，其反向自锁性可起安全保护作用。涡轮与蜗杆在使用中能够显示一定的重要优势，传动效率较低，磨损较严重。蜗轮蜗杆啮合传动时，啮合轮齿间的相对滑动速度大，故摩擦损耗大、效率低。另一方面，相对滑动速度大使齿面磨损严重、发热严重，为了散热和减小磨损，常采用价格较为昂贵的减摩性与抗磨性较好的材料及良好的润滑装置，因而成本较高蜗杆轴向力较大。2.3.3齿轮机构齿轮传动装置利用两齿轮的轮齿相互啮合传递动力和运动的机械传动，用主、从动轮轮齿直接、传递运动和动力的装置。按齿轮轴线的相对位置分平行轴圆柱齿轮传动、相交轴圆锥齿轮传动和交错轴螺旋齿轮传动。齿轮传动的优点：1） 瞬时传动比恒定，工作平稳性较高。2） 采用非圆齿轮，瞬时传动比可按所需变化规律设计。3） 传动比变化范围大，特别是采用行星传动时，传动比可到100200（单级），适用于减速或增速传动。4） 速度范围大，齿轮的圆周速度可从v0.1m/s达到200m/s，或更高；转速可从n1 r/min到20000r/min以上。5） 传递功率范围大，承载能力高。6） 传动效率高，特别是精度较高的圆柱齿轮副，其效率可达=0.99以上；7） 结构紧凑，如使用少齿差传动，可使部件更为缩小，成为同轴线传动。8） 维护简便。2.3.4连杆机构我们选择连杆机构考虑到它具有以下一些传动特点：1) 运动副一般均为低副。 低副两运动副元素为面接触，压强较小，故的载荷；且有利于润滑，磨损较小；此外，运动副元素的几何形状较简单，便于加工制造。2) 构件多呈现为杆的形状（故常简称构件为杆）。因而可以很方便地用来达到增力、扩大行程和实现远距离传动等目的。此外，构件的几何形状也较简单，便于加工制造。3)可实现多种形式的运动变换和运动规律。在连杆机构中，当原动件的运动规律不变，可用改变各构件的相对长度来使从动件得到不同的运动规律。4) 具有丰富的连杆曲线形状。在连杆机构中，连杆上各点的轨迹是各种不同形状的曲线(称为连杆曲线)，其形状还随着各构件相对长度的改变而改变，从而可以得到形式众多的连杆曲线，可满足不同轨迹的设计要求。2.3.4凸轮机构凸轮机构运动规律：凸轮机构可以将主动件凸轮的等速连续转动变换为从动件的往复直线运动或绕某定点的摆动，并依靠凸轮轮廓曲线准确地实现所要求的运动规律。特点和优点是：只要正确地设计凸轮轮廓曲线，就可以使从动件实现任意给定的运动规律，且结构简单、紧凑、工作可靠。缺点是：凸轮与从动件之间为点或线接触，不易润滑，容易磨损。因此，凸轮机构多用于传力不大的控制机构和调节机构凸轮机构的优点在于组成凸轮机构的构件数较少，结构比较简单，可实现多种形式的运动变换和运动规律，只要合理地设计凸轮的轮廓曲线就可以使从动件获得各种预期的运动规律，而且设计比较容易。与凸轮轮廓接触，并传递动力和实现预定的运动规律的构件，一般做往复直线运动或摆动，称为从动件。凸轮机构在应用中的基本特点在于能使从动件获得较复杂的运动规律。因为从动件的运动规律取决于凸轮轮廓曲线，所以在应用时只要根据从动件的运动规律来设计凸轮的轮廓曲线就可以了。从动件与凸轮作点接触或线接触，有滚子从动件、平底从动件和尖端从动件等。尖端从动件能与任意复杂的凸轮轮廓保持接触，可实现任意运动，但尖端容易磨损，适用于传力较小的低速机构中。为了使从动件与凸轮始终保持。凸轮机构广泛应用于各种自动机械、仪器和操纵控制装置。凸轮机构之所以得到如此广泛的应用，主要是由于凸轮机构可以实现各种复杂的运动要求，而且结构简单、紧凑。为确动凸轮的一种。一般情况下凸轮是主动的，但也有从动或固定的凸轮。多数凸轮是单自由度的，但也有双自由度的劈锥凸轮。凸轮机构结构紧凑，最适用于要求从动件作间歇运动的场合。2.4机构运动简图图4 ：运动机构简图设计2.5传动系统的选择、总传动比及其分配2.5.1传动系统的选择我们选择了蜗杆传动和带传动。蜗杆传动的优点在于：结构紧凑，单级传动能得到很大的传动比;传动平稳，无噪声；蜗杆还可以起到自锁的作用。中、高速传动时需要用昂贵的减摩材料（如青铜）。带传动的优点在于:轴间的范围大，工作平稳，噪声小，可吸振缓冲;摩擦型带传动有过载保护的作用，结构简单；成本低，安装要求不高。但是在选择带传动时还需注意的是摩擦型带有滑动，不能用于分度链。2.5.2确定总传动比原动机选定后，根据原动机的额定转速n1和工作轴的转速n2，即可确定传动装置的总传动比： i=n1/n2并将总传动比按各级传动比进行分配：i=i1i2i3in式中：i1,i2,i3,in为各级传动的传动比。经分析得，该设计方案的总传动比可以如此计算：总传动比=电动机转速/生产率i=1450/10=1452.5.3传动比的分配原则传动比的合理分配直接影响到传动装置的外形尺寸、重量、润滑条件、拆装性能和整个机械的工作能力，是远动计算的重要组成部分。传动比分配大的主要要求：1) 各级传动比应在推荐范围内选取（机械原理课程设计指导书附录2 机械的传动的特点和性能）。2) 使各级窗洞的承载能力得到充分发挥，并使其结构尺寸协调匀称。3) 使各级传动具有最小的外形尺寸最小的重量和中心距。4) 使用不可约分的传动比，一避免某几个此轮的磨损过分集中，降低噪声和振动。工程实际中不可能使分配传动比的方案同时满足上述所有原则。因此设计师应拟定不同的分配方案，对比各种指标，最后确定一个合理方案。比如说：对于要求体积小、重量轻的传动系统可用最轻重量原则；对于要求运动平稳、起停频繁和动态性能好的传动系统，可按最小等效转动惯量和最小输出轴转角误差的原则;对于增速的传动系统，由于增速时容易破坏此轮工作平稳性，应在传动链开始就增速，且每级增速比大于1 ：3，以增加传动系统刚度，减少传动误差。总之，需要充分考虑实际选择一个合理的最好的传动方案。充分考虑综上所述所有的原则，我们选择了蜗杆传动和带传动，并且把传动分成三个级，第一级从电动机传动到涡轮涡杆，设此时的传动比为1；第二级从涡轮蜗杆传动到齿轮，设此时的传动比为5；第三级为带传动，设此时的传动比为29。2.6各执行机构的运动协调拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。上冲头加压机构主动件每转完成1个运动循环，所以拟订运动循环图时，以该主动件的转角作为横坐标 (0360)，以各机构执行构件的位移为纵坐标画出位移曲线。运动循环图上的位移曲线主要着眼于运动的起止位置，而不必准确表示出运动规律。例如，料筛退出加料位置 (图中线段) 后停歇。料筛刚退出，下冲头即开始下沉3 mm (图中)。下冲头下沉完毕，上冲头可下移到型腔入口处 (图中)，待上冲头到达台面下3 mm处时，下冲头开始上升，对粉料两面加压，这时，上、下冲头各移8 mm (图中)，然后两冲头停歇保压 (图中)，保压时间约0.4秒，即相当于主动件转60左右。以后，上冲头先开始退出，下冲头稍后并稍慢地向上移动到和台面平齐，顶出成形片坯 (图中)。下冲头停歇待卸片坯时，料筛推进到型腔上方推卸片坯 (图中)。下冲头下移21 mm的同时，料筛振动粉料 (图中) 而进入下一个循环。图5：机构运动循环图线拟定运动循环图 (图2-9) 时，还要注意一个问题，即各机构执行构件的动作起止位置可视具体情况重叠安排。例如上冲头还未退到上顶点，料筛即可开始移动送进；而料筛尚未完全退回，上冲头已开始下行，只要料筛和上冲头不发生碰撞 (阻挡) 即行。这样安排，可增长执行构件的运动时间，减小加速度，从而改善机构的运动和动力性能。确定运动循环图后，即可据此拟订合适的运动规律曲线，进行机构设计。必要时，再对设计的机构进行运动分析，用分析得到的位移规律到运动循环图上观察机构运动是否协调。若有不当之处，应将运动循环图作适当修正。3、机构的设计3.1上冲头加压机构设计设计提示：由于压片成型机的工作压力较大，行程较短，一般采用肘杆式增力冲压机构作为主体机构。它是由曲柄摇杆机构和要干滑块机构传接而成。先设计摇杆滑块机构，为了保压，要求摇杆在铅垂位置的2度范围内滑块位移 0.4mm。据此可得摇杆长度式中=l/r摇杆滑块机构中连杆和摇杆之比一般取12。根据上冲头的行程长度，可得摇杆的另一极限位置，摇杆的摆角以小于60度为宜。设计曲柄摇杆机构时，为了“増力”，曲柄回转中心可在过摇杆活动铰链、垂直于摇杆铅垂位置的直线上适当选取，以改善机构在下冲头极限位置附近的传力性能。根据摇杆的三个极限位置（2度和另一极限位置）。设定与之对应的曲柄的三个位置，其中两个对应于摇杆的两个极限位置，曲柄应在与连杆共线的位置，曲柄另一个位置可根据保压时间来设定，因此可根据两连杆的三组对应位置来设计此机构。设计完成后，应检查曲柄存在条件，若不满足要求，则 从新选择曲柄回转中心，也可以在选择曲柄回转中心以后，根据摇杆两位置时和连杆共线的条件，确定连杆和曲柄长度，在检查摇杆在铅垂位置2度时，注意曲柄对应转角是否满足保压时间要求。曲柄回转中心距摇杆铅垂位置愈远，机构行程速比系数愈小，冲头在下极限位置附近的位移变化愈小，但机构尺寸大。由上述分析可知，压片机机构有三个分支：一为实现上冲头运动的主加压机构；二为实现下冲头运动的辅助加压机构；三是实现料筛运动的上、下料机构。此外，当各机构按运动循环图确定的相位关系安装以后，应能作适当的调整，故在机构之间还需设置能调整相位的环节 (也可能是机构)。要完成上述几种机构的设计，对课程设计来说，工作量太大，因此，这里也只就其中的一个机构主加压机构叙述其设计过程。实现上冲头运动的主加压机构应有下述几种基本运动功能： 上冲头要完成每分钟10次往复移动运动，所以机构的主动构件转速应为10 rmin，若以电动机作为原动力，则主加压机构应有运动缩小的功能； 因上冲头是往复运动，故机构要有运动交替的功能； 原动机的输出运动是转动，上冲头是直移运动，所以机构要有运动转换的功能； 因有保压阶段，所以机构上冲头在下移行程末端有较长的停歇或近似停歇的功能； 因冲头压力较大，所以希望机构具有增力的功能，以增大有效作用力，减小原动机的功率。图6：上冲头极位夹角=，=1.18，=,=,2-2cos=100=170.7=241.42=cos-=95.67+ + ，满足周转副条件3.2下冲头加压机构设计下冲头机构和料筛机构，也可照上述方法选定方案，由于上冲头在下移行程的末端还有停歇和增力的附加要求，所以对方案要再作增改。要使机构从动件(执行构件)在行程末端停歇，即运动速度为零，大致有下述几种方法：使机构的运动副或运动链暂时脱离，这可采用基本机构的变异机构，如槽轮机构(图2-13 b)。也可采用换向机构或离合器（图2-13 c），当换向轮处于中间位置时，从动件a、b 螺杆停歇。 如图2-12中方案一、三用转动凸轮推动从动件，则与从动件行程末端相应的凸轮廓线用同心圆弧廓线时，从动件在行程末端停歇。曲线导杆机构 (图2-13 a) 也有同样的作用。 在机构串联组合时，使两机构的从动件均在速度零位时串接。因为速度零位附近的速度一般也较小，这就使得串联组合机构输出构件的速度在较长一段时间内接近为零。如图7方案四所示。 用其它方式组合机构。如用轨迹点串联时，当轨迹点在直线段或圆弧段上运动时，从动件停歇。并联组合时，将两个输入构件的运动规律相加，可使输出构件的速度在预定区域接近于零。下冲头机构和料筛机构，也可照上述方法选定方案，不再详述。前者因位移不大，运动规律复杂，可考虑用凸轮机构；后者因要完成振动动作，所以可用凸轮机构完成小振动动作，用串联的连杆机构实现运动转换和放大。3.3 凸轮设计机构循环要求表3：机构运动循环要求 凸轮轴转角名称10203045607590105-270300360送料快进休止快退休止定位休止快进休止快退休止进刀休止快退慢进快退休止当推杆2推程时，凸轮2为高速轻载，查表有，应该选用正弦加速运动规律， （0150）当推杆2远休时：s2=192.2mm （150180）当推杆2回程时，凸轮2为低速重载，查表9-1，应该选用余弦加速运动规律，（180330）当推杆2近休时：s4=0 （330360）正余弦加速运动规律如下图所示：图7 ：余弦加速度运动规律 图8： 正弦加速度运动规律凸轮设计图如下所示：图9.凸轮轮廓曲线3.4料筛构件的设计图10：料筛+-cos-cos=50tan=、=联立可解得：=49.63、=85.97图11=69.28=49.57其中，以上单位均是毫米（mm)。3.5方案整体尺寸设计方案是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成的组合机构，属构件固接式串联组合。今将第一个机构的输出构件 (在速度为零的位置) 和第二个机构的输入构件 (在其输出构件速度接近为零时的位置) 固接起来，即机构串联起来，那么，在这个位置附近（一段较长时间）组合机构的输出构件将近似停歇。其原理说明如下：假设已知曲柄滑块机构的运动规律s-j2， b所示为该机构正处于滑块速度接近于零的位置；曲柄摇杆机构的运动规律y1-j1如图c实线所示，而图d所示为该机构摇杆oaa正处于速度为零的位置。若将图b、d所示的两个机构就在图示位置串联，则串联以后构件oaa和oaa成为一个构件 (图e)，因此，第一个机构中的jl和第二个机构中的j2有如下关系式中j0为一常数，所以若将图c的坐标j1用j2表示，则相当于曲线平移了一个距离j0 (如虚线所示)。当s-j2和y1-j2如图a、c所示安排时，则沿图中箭头所示定向从 得 ，由 得s，而从 、 得到y1-s曲线上的一点，依此可得出一条y1-s曲线。从图a、c的局部放大图f中可知，在y1由b-c-0-a的区域内(转角约70)，滑块的位移s约在接近零的一个很小的范围 (约0.37 mm) 内运动，依靠运动副的间隙，可近似认为这时滑块是停歇的。由此看来，若使s-j2曲线上s为零的附近的一段曲线变化比较平缓，y1-j1曲线在y1的最小值附近的曲线也比较平缓的话，滑块近似停歇所占的y1角就比较大；又为了使构件ab受的力小些，同时也使机构能得到比较合理的布置，可将曲柄摇杆机构oaabob整个绕 逆时针向转一个角度j0，如图g所示，这并不影响机构的运动性能，反而改善了构件 的受力条件。根据上述分析，该机构可按如下步骤设计：(1) 确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图a)，llr愈小，在s 0处的位移变化愈大，所以应选较大的l； 但 l 愈大，从s = 0到90100 mm的位移所需曲柄的转角q也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串联的，而摇杆的转角应小于180，且希望取小一些为好。所以，应取一个合适的曲柄长度和 l 值，满足滑块有90l00 mm的行程而曲柄转角则在60左右，同时在j2 178182的范围内滑块位移不大于0.4 mm或更小 (可近似看作滑块停歇)。如图所示。(2) 确定曲柄摇杆机构尺寸。在压片位置，机构应有较好的传动角。所以，当摇杆在oaa位置时，曲柄摇杆机构的连杆ab与oaa的夹角应接近90。此时，ob若选在ab的延长线上，则ab受力最小。故在此线上选一适当位置作ob。具体选定ob的位置时，可