粉料成型压片机的创新设计

1粉料成型压片机的创设计机构系统运动方案一、设计参数1500r/min1000r/min。该机械系统要求设计为单自由度的机械。F=6000N。生产率为每分钟压制30片，即冲头每分钟来回运动30次。D=30mmd=25mmL=50mm。L1=5mm，以免上冲头进入型腔时把粉料扑出。L2=10mmS=5mm。h=15mm。30mm时，料斗开头向右运动，并往复震惊，连续下一个循环。冲压流程图。传动装置的使用寿命预订为10年，单班制，每班工作时间8小时。二、工作原理分析粉料成型压片机的工艺流程分析如下dL〔如图一。〔如图二。L2〔如图三。上冲头快速上向运动，下冲头缓慢将压片顶出，并回复至原始位置。工作执行机构分析工作执行机构分析１.料斗送料机构：料斗的根本运动为：向右－震惊－向左－停留-向右，设计此运学问，震惊可以分为两类方式实现：1，通过料筛自身的构造来实现，如在用一段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2，可以通过外部构造来实现，如可以在料筛2111Asin(wt)来实现，通过转变正Aw以掌握每次振动的时间。计牢靠性，可以考虑用一般的连杆型增力机构。实现。执行机构的组合示意图〔图四。上冲头加压机构尺度综合一、上冲头加压机构机构简图图解法分析soildworks构简图如以下图所示〔图五〕图五D1D2=H。该机构具有急回特性，行程速比系数为尺寸确定

180+ K =1.21其中180-

soildworks模拟机构，所以为满足要求由此确定机构各局部尺寸分别为：。二、上冲头机构位移、速度、加速度分析依据确定的机构尺寸，以O由图可知个点坐标分别为:A〔40*cos(a),-40*sin(a)〕B(80+80*sin(b),80-80*cos(b))C(80,80)D(80,-y)建立方程式有：3(80+80*sin(b)-40*cos(a))^2+(80-80*cos(b)+40*sin(a))^2-120^2=0;(80*sin(b))^2+(80-80*cos(b)+y)^2-212^2=0symsa;symsb;f=solve(”(80+80*sin(b)-40*cos(a))^2+(80-80*cos(b)+40*sin(a))^2-120^2=0”,”b”);a11=0:0.1:2*pi;c=subs(f(1),a,a11);s=80*sin(c)+sqrt(44944-6400*(sin(c)).^2)-80;v=diff(s);a=diff(v);subplot(3,1,1);plot(a11,s);gridon;subplot(3,1,2);plot(a11(2:63),v);gridon;subplot(3,1,3);plot(a11(3:63),a);gridon;绘制图像如图六所示图六4上冲头机构的速度、加速度分析驱动杆的角速度=30/60×2×3.14=3.14rad/saaa=3.14tV=diff〔y,”t”〕即为上冲头速度函数。对位移函数以t求二次微分即可得上冲头的加速度关系：如图六所示上冲头机构受力分析上冲头的受力分析主要集中在上冲头极限位置，此时机构简图如图十所示

图十F=6000N，BCFcb=F=6000N，杆不受力。522传动机构选择设计传动机构选择设计带传动：带传动是具有中间挠性件的一种传动,所以它有以下优点：能缓和载荷冲击；运行平稳,无噪声；制造和安装精度不像啮合传动那样严格；过载时将引起带在带轮上打滑,因而可防止其他零件的损坏；15m)。带传动缺点：有弹性滑动和打滑,传动效率较低v带传动效率η=96%,不能保持准确的传动比；传递同样大的圆周力时,轮廓尺寸的轴上的压力都比啮合传动大；2.链传动：链传动的优点：没有滑动，传动比准确；工况一样时,传动尺寸比较紧凑；不需要很大的张紧力，作用在轴上的载荷较小；能在温度较高,湿度较大的环境中使用等。链传动的缺点:只能用于平行轴间的传动；瞬时速度不均匀,高速运转时不如带传动平稳；不宜在载荷变化很大和急促反向的传动中应用；工件时有噪声；综合选择传动方案为：V3.机械系统运动简图〔图七〕电动机的选择电动机的选择电动机类型和构造形式的选择YYYa〕计算功率：单个周期时间T=60/30=2s；P1=30/2=15WP3=40×P2=1.2kwb〕确定传动装置的效率查机械设计手册可知弹性柱销联轴器的效率η1=0.99一滚动球轴承的效率〔脂润滑正常〕η2=0.99〔稀油润滑〕η3=0.97Vη4=0.96锥齿轮的传递效率〔稀油润滑〕η5=0.94∴传动装置的传动效率为：η=0.99×0.96×0.99×0.99×0.99×0.94×0.97=0.841c〕选择电动机率：P=P3/η=1.2/0.841=1.43kw电动机同步转速1000r/min Y系列由相关参数，查机械设计手册选择电动机型号为Y100L-6电动机额定功率P1.5kw电动机满载转速n940rpm电动机堵转转矩、额定转矩2.0kN.m电动机最大转矩、额定转矩2.0kN.m电动机净重65kg噪声71dB满载效率77.5%传动装置传动比以及动力参数计算1.传动比安排传动装置传动比以及动力参数计算1.传动比安排=〔2～4〕×〔2～3〕×〔3～5〕＝12～60i=n/N=940/30=31.3取i带=3.2 i锥齿轮=2.45 2.动力参数计算(1)各轴转速减速器输出端转速nw=30r/min减速器输出端转速nw=30r/minn1=940/i=940/3.2=294r/minn3=n2/i=120/4=30r/min各轴功率P1=P•η4=1.43x0.96=1.37kwP2=P1•η2•η5=1.3728×0.94×0.99=1.28kwP3=P2•η2•η3=1.28×0.99×0.97=1.23kwPw=P3•η2•η1=1.23×0.99×0.99=1.20kw各轴转矩T1=9550P1/n1=9550×1.37/294=44.5N•mT2=9550P2/n2=9550×1.28/120=101.87N•mT3=9550P3/n3=9550×1.23/30=391.55N•mT=9550P/nw=9550×1.2/30=382kN•m压片机机械传动系统设计与分析参数表编号P/kw转速n/(r/min)T/(N•m)i效率ηⅠ轴1.3729444.53.20.96Ⅱ轴1.28120101.877.840.89Ⅲ轴1.2330391.5531.40.86工作轴1.203038231.40.84传动件的设计计算一、V依据压片机的工况，查表6-8,选择K =1.2传动件的设计计算一、V依据压片机的工况，查表6-8,选择K =1.2A计算功率Pc=K ×P=1.2×1.5=1.8kwA2.V6-8，VZ3.确定带轮基准直径d、d1 2V6-4，6-8，选择d=71mm1所以d=3.2×71=227.2mm2V〔6-4，选择d=224mm24.验证带速小带轮带速vdn60*100011 3.14*71*94060*1000 3.5m/svv25m/s，因此带速合理5.aL0.7(0.7(dd)a 2(dd)即206.5mma 590mm1 2 0 1 2 0初定中心距初定中心距a=400mmLdLd0L 2a(dd)(d2d)2d0 02121 1277.78mm4a06-3，L=1250mm，则带的实际中心距dL Laad0d0386mm2安装时，实际中心距调整范围为a a a0.015L 367.25mma a0.03L 423.5mmmindmax d6.6.验算小带轮包角1由公式可知由公式可知d d180- 2 *57.3157.31。。1a满足满足120，合格17.7.Z6-5vPo=0.23kW6-7V6-7VP=0.02kW0查表6-6得包角系数K =0.95查表6-3得长度系数K =1.11LZ(PP)KKPc1.8(0.230.02)0.95*1.116.800 L故应选择AV，AV带的计算如下：1.Pc=1.8kW3.选3.选d=90mm，则d=3.2×90=288mm1 26-4选择d=280mm24.4.v60*1000dn 3.14*90*9401160*10004.4m/s满足要求5.5.0.7(dd)a 2(dd)即259mma 740mm1 2 0 1 2 0选择选择a=500mmL L 2a (dd) 2(d d)2d0 02121 1599mm4a0查表6-3，选择L =1600mmd则：则：aa d0L L2d0500mm，满足要求a a a0.015L 476mma a0.03L 548mmmindmax d6.6.180- 2d d1*57.3158，满足要求。1a7.Po=0.79kW7.Po=0.79kWP=0.11kW0K =0.95K =0.99LZ(PP)KKPc1.8(0.790.11)0.95*0.992.1300 L6-26-2q0.10kg/mF5000P2.5cvZ K(1)qv2500*1.8(2.51)0.1*4.42113N3*4.4 0.95带传动在此初拉力的张紧下，作用于带轮轮轴上的载荷为带传动在此初拉力的张紧下，作用于带轮轮轴上的载荷为F 2ZFsin 12*3*113*sin79=665.5NQ 02二、齿轮设计〔1〕高速级齿轮副小锥齿轮转速n1=294r/min传动比i=2.45，因此n2=120r/min两齿轮轴穿插90度，小齿轮悬臂，大齿轮两端支撑。齿面粗糙度齿面粗糙度R R 3.2m(R 6.3m),承受vz1 z2 a100cst5056～62HRC。1.按齿面接触疲乏强度设计主要尺寸1T1=44.5N•m2)u=i=2.45K=2许用应力K=2许用应力9-19，Hlim1500MPa3〕齿宽系数R0.35取取SSHlim1.25Z Z Z ZN LVR W X1.0=Hlim N LVR W X=Z ZZ ZH1H2S1500*11.251200MPaHlim带入计算带入计算R466u21KT3(10.5)124662.452132u2*44.50.35(10.5*0.35)22.45*1200258.3mmRRHR=60mm6〕选取齿数Z1=19，Z2=uZ1=2.45*19=46.55Z2=47实际齿数比u=Z1/Z2=47/19=2.47传动比误差iiZZ12.452.470.02, i0.020.8%i2.4527〕按阅历公式选取模数7〕按阅历公式选取模数mm2R2*60Z u21 19* 2.472112.37m=38〕计算主要几何参数8〕计算主要几何参数分度圆直径d1=3×19=57mm ；d2=3×47=141mm分锥分锥角arctan(1)arctan( )22.01128z19=2241，=90-=675919。 ’”1z47212Rm2z2z2123219247276.04mm齿宽b齿宽bR0.35*76.0426.614mmRb=27mmz v1zcos1zcos21当量齿数z v221947cos67.98872.20.49125.40端面重合度端面重合度 arccoszv1cosa1z 2h*arccos20.49*cos20.31.1155.。v1a20.492*1 arccoszv2cosa2z 2h*arccos125.40*cos20.22.3406.。v2a125.402*1 a1z(tan tana)z (tan tana)v1 a1 v2 a21..2*3.1420.49(tan31.1155tan20)125.40(tan22.3406tan20)..1.72齿宽中点圆周速度齿宽中点圆周速度0.5v (1)dn3.14(1R 110.5*0.35)57*1000m60*100060*10002.46m/s中点分度圆直径d d (10.5)d (10.5*0.35)*57 47.025mmm1 R 1中点分度圆模数中点分度圆模数m (10.5m (10.5)m(10.5*0.35)*32.475mmm R2.校核齿面接触疲乏强度1〕齿面接触疲乏许用应力由图9-20按无限寿命查得：Z 1N9-21ZLRV0.98由图9-23查得Z 1X大小齿轮均为硬齿面，故Z 1W9-8，1/1000，SHlim1.25许用应力：许用应力： =HlimZ ZZ Z=H1 H2N LVR W XSHlim1500*1*0.98*1*11.251176MPa2〕吃面接触疲乏圆周力Ftm2〕吃面接触疲乏圆周力Ftm2023T2023*44.51892.6Nd147.025m1查表9-5，K 1.25A查表9-6，K 1.03V3〕强度校核3〕强度校核H,满足要求H1查表9-7，K 1查表9-8，并减小5%，查表9-8，并减小5%，K 1.249-7，ZE189.8 MPa查图9-12，Z 2.5HZ 4341.720.873未修缘系数Z 1K齿面接触疲乏应力ZZ ZZ1.18KKKKF u21A V bd um1tHE HK718.53MPa3.齿根弯曲疲乏强度1〕齿根弯曲疲乏许用应力取Y 23.齿根弯曲疲乏强度1〕齿根弯曲疲乏许用应力取Y 2ST由图9-26，Y 1N9-9，Y1，取YRrelT1由图9-27，Y 1X9-8，1/1000，SFlim1.259-25，Flim320MPa许用应力许用应力F1F2FlimNrelT RrelT X ST512MPaYYYYYSFlim2〕齿根弯曲疲乏应力9-28，2〕齿根弯曲疲乏应力9-28，YFa1Sa1Y 4.0,YFa2Sa2Y 4.36由图9-18，Y 0.68F11.18KKKKFA Vbmn YYFa1Sa1Y 145.1MPaYF1Fa2Sa2F2Y 145.1*4.36158.2MPaY YFa1Sa14FF1F1F2F2满足齿根疲乏强度要求3〕强度校核3〕强度校核7-145轮精度用8级，轮齿外表精糙度为Ra3.2，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些。设计计算。设计准则，按齿面接触疲乏强度计算，再按齿根弯曲疲乏强度校核。设计准则，按齿面接触疲乏强度计算，再按齿根弯曲疲乏强度校核。按齿面接触疲乏强度设计，由式9-73KTu223KTu22aH其中T2=101.87N.m由图9-19选取材料的接触疲乏，极限应力为б =720MPa б=550MPaHLim1бF

HLim2=290MPa бF

=210MPaLim1齿宽系数a0.4K=1.6

Lim2许用应力系数S 1.1,取Z Z Z Z 1.0Hmin N LVR W X

ZHlim1

Z Z ZLVR W X

655MPaH1

SHminZ Z Z Z Hlim2 NH2 S

LVR

X500MPaHmin由于 ，故以 带入计算H1 H2 H231.6*101.870.4*4*5002a31.6*101.870.4*4*5002a=175mm依据阅历公式选择模数m=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×175=1.225～3.5n选取标准模数m=2n初选=20z2acos

2*175*cos20

33

4*331321 m(u1) 2*(41) 2 1nz

132 iii 2z1

4 0 033 i准确计算螺旋角m(zz) 2*(33132)arccos n 1 2 arccos 2a *175mz 2*33d n1 70mm1 cos cos19.46295。d mnz2 2*132 280mm2 cos cos19.46295。d da1 1

2h*ma

702*1*274mmd da2

2h*ma

2802*1*2284mm计算齿宽b0.4*17570mm 取bb5~10)70575mm1计算当量齿数z 33 zz 1 39.37 z

132 157.48v1 cos3 cos319.46295。

v2 cos3 cos319.46295。计算重合度arctan(tan)arctan(

20

)21.10804t cos cos19.462951 arccos(z1

cos

33*cos21.10804 t at1

z2h*a

332zcos 132*cos21.10804arccos(2 t)arccos( )23.22272at2

z 2h*a

1322 1z(tana212*3.141at1tana)z(tan tana)t2at2t33(tan28.40654tan21.10804)132(tan23.22272tan21.10804)1.72bsinbsin75sin19.46295。3.71mn3.14*21.723.715.43〔11〕计算圆周速度vdn 3.14*70*1200.44m/s6000011600003.校核齿面接触疲乏许用应力应力循环次数N 60ant60*1*120*8*365*102.1108hL1 1N 60ant60*1*30*8*365*107107hL1 2由图9-20查得：Z N1N21.04选择润滑运动黏度v 509-21ZLRV0.91由图9-23查得Z 1X选取Z 1W9-8，1/1000，SHlim1许用应力：许用应力： =HlimZ ZZ Z=H1 H2N LVR W XSHlim720*1*0.91*1*11655.2MPa2〕齿面接触疲乏圆周力Ftm2〕齿面接触疲乏圆周力Ftm2023T2023*101.872911Nd1170查表9-5，K 1.5A查表9-6，K 1.07V查表9-7，K 1.253〕强度校核3〕强度校核 ,H1 HHH2查表9-8，并减小5%，K1查表9-7，查表9-7，Z 189.8EMPa9-12，ZH2.47插图9-13，ZZ 0.75 齿面接触疲乏应力 ZZ ZZKKKKA V bdutHE H 11882.470.75 1.51.071.25129114〕70704428MPa4.校核齿根弯曲疲乏强度1〕齿根弯曲疲乏许用应力取Y Y 4.校核齿根弯曲疲乏强度1〕齿根弯曲疲乏许用应力取Y Y 2ST1ST2由图9-26，Y Y 1N1N29-9，Y1，取Y0.95取YRrelT1YRrelT20.95由图9-27，Y YX1X219-8，1/1000，SFlim1SFlim21.259-25，Flim320MPa许用应力许用应力F1Flim1N1relT1RrelT1X1ST1417.6MPaY YYYYSFlim1F2Flim2N2relT2RrelT2X2ST2287.3MPaYYYYYSFlim22〕齿根弯曲疲乏应力2〕齿根弯曲疲乏应力9-28，9-28，YFa1Sa1Y 4.03,YFa2Sa2Y 3.93由图9-18，YY 0.63 3〕强度校核3〕强度校核KKKKF YA V tY YYF1bmFa1Sa1 1.51.071.25129114.030.63106MPan702YF1Fa2Sa2F2Y YY 1063.93 103MPa4.03Fa1Sa1FF1F1F2F2满足齿根疲乏强度要求满足齿根疲乏强度要求轴构造设计轴构造设计依据减速器的构造，设计Ⅱ轴构造，其他轴构造设计类似。P=1.28kW，转速n=120r/min，锥齿轮分度圆直径d1=141mm，圆柱齿d2=70mm，b1=27mm，b2=75mm。确定各轴段的直径。左右轴颈固定端承受轴承30207，因此固定端直径为35mm。40mm。h=〔0.07～0.1〕×40=2.8～4.0mm，45mm。确定各轴段的长度30207〔18.3mm。考虑到齿轮端面距离减速器箱体内壁的距离不小于箱体厚度〔8mm39.3mm。圆柱齿轮的宽75mm,协作局部应当比齿宽短1～2mm,取该段73mm.取锥齿轮轴向定位轴肩长度为10mm。锥齿轮段的长取42mm。239.3mm。其他细节尺寸1.5mm，圆柱齿轮两端过度圆10mm。锥齿轮与轴为过渡协作〔H7/f6Ab=12mm，t=8mm，L=32mm，L=60mm。〔1〕初步估量轴的直径B640MPaB640MPa, 355MPa,s275MPa, 1 160MPa2〕最小轴径计算2〕最小轴径计算PdPdC (mm)3n查表13-2，C=126～103，则d 1.3721.05~17.20(mm)13294d 1.2827.67~32.74(mm)23120d 1.2335.52~43.45(mm)3330经过圆整，取最小轴径〔即轴端直径〕dmin120mm,dmin235mm,dmin340mm利用扭转强度法，依据式〔13-2〕可知：3〕选择轴承3〕选择轴承〔2〕轴以及轴承校核1〕轴的校核1.按弯扭合成法校核轴的强度•建立力学模型。载荷，并作用于齿宽中点上，因此该轴的受力计算简图如下图。•计算弯矩，并画出弯矩图。1.计算齿轮的受力。依据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：•计算弯矩，并画出弯矩图。1.计算齿轮的受力。依据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：FF2023T 2023*391.552797Ntd3280FtanF trcosn2797*tan201080Ncos19.46295F Ftan2797*tan19.46295989Nat弯矩如下图。依据垂直面内的受力简图，计算支反力并绘制弯矩图，如下图。4.4.依据公式MM2HM2计算合成弯矩，并绘制弯矩图，如下图。V•确定危急截面，校核轴的强度。caCcaC1000)2W1000*184.932(0.6*391.55)23.14*55314*5.5*(554.5)220.56MPa60MPa322*55〔13-5〕C2.按安全系数法准确校核轴的强度。1〕查表1〕查表13-6可得，对于A型平键，轴上键槽的应力集中系数为：K 1.81,K1.612〕13-7，450.84, 0.783〕3〕450.1