機械原理課程設計說明書

1、機械原理課程設計說明書設計題目:壓片成形機匚學院機械設計制造及其自動化專業(yè)機制0804班設計者韓鑫指導老師王樹才20107-92010目錄1題目2L1設計題目21.2設計要求32原動機構，傳動機構和執(zhí)行機構的確定42.1 原動機選擇42.2 傳動機構的選擇與比較42.3 傳動比的分配42.4 執(zhí)行機構的選擇與比較52.5 系統(tǒng)方案確定81 機械系統(tǒng)運動方案的擬定與比較81 機械運動簡圖（見圖紙）81 機械系統(tǒng)運動循環(huán)圖84機構動力分析及設計10凸輪運動分析及其曲線設計10連桿機構動力分析設計125壓片機工作流程圖136壓片機的分析評價137總結(jié)148參考資料141題目1.1設計題目設計自動壓片

2、成形機，將具有一定濕度的粉狀原料（如陶姿干粉、藥粉）定量送入壓形位置，經(jīng)壓制成形后脫離該位置。機器的整個工作過程（送料、壓形、脫離）均自動完成。該機器可以壓制陶寬圓形片坯、藥劑（片）等。設計數(shù)據(jù)見表l.lo表1.1壓片成形機設計數(shù)據(jù)方案電動機轉(zhuǎn)速/（r/min）生產(chǎn)率/（片/min）成品尺寸C(pXb)/(mm,mm)沖頭壓力/N機器運轉(zhuǎn)不均勻系數(shù)/5M沖/KGM桿/KGA14501080X51500000.10125壓片成形機的工藝動作是：（1）干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖1.2a）。（2）下沖頭下沉3mm,預防上沖頭進入型腔時粉料撲出（圖1.2b）。（3）上、下沖頭同時加壓（圖1.2c）,

3、并保持一段日間。圖1.2壓片成形機工藝動作（4）上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖L2d）。（5）料篩推出片坯（圖1.2a）o上沖頭、下沖頭、送料篩的設計要求是：（1）上沖頭完成往復自移運動（鉛錘上下），下移至終點后有短時間的停歇，起保用作用，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-lOOmm。因沖頭廠力較大，因而加壓機構應有增力功能（如圖3.3a所示）。圖13設計要求（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?shù)脚c臺內(nèi)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1.3b所示）。（3）

4、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，料篩在臺面上右移約4550mm,推卸片坯（如圖1.3c所示）。上沖頭、下沖頭與送料篩的動作關系見表1.4。表1.4動作關系1沖去進返這料篩.近休遇1遠體下沖頭近體迸遠休1.2設計要求（I）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(nèi)的三種機構。（2）畫出機器的運動方案簡圖與運動循環(huán)圖。擬定運動循環(huán)圖時，執(zhí)行構件的動作起止位置可根據(jù)具體情況重登安排，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現(xiàn)干涉。（3）設計凸輪機構，自行確定運動規(guī)律，選擇基圓半徑，校核最大壓力角與最小曲率半徑，計算凸輪廓線。（4）設計計

5、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(tài)靜力分析，計算飛輪轉(zhuǎn)動慣量。（6）編寫設計計算說明書。（7）學生可進一步完成機器的計算機演示驗證、凸輪的數(shù)控加工等。2原動機構、傳動機構和執(zhí)行機構的確定原動機選擇壓片機用于工廠生產(chǎn)，采用三相交流電源，藥片生產(chǎn)有一定的腐蝕性，采用有防護的三相籠型電動機，其結(jié)構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便。其額定電壓380v,轉(zhuǎn)速為1450r/min,功率根據(jù)齒輪傳動效率和具體工作受力情況確定。傳動機構的選擇與比較傳動機構有齒輪傳動，鏈傳動和帶傳動等。壓片機上沖壓機構和輔

6、助沖壓機構受力比較大（150KN）,采用帶傳動容易打滑，這樣就造成壓片機送料機構，主沖壓機構和輔助沖壓機構運轉(zhuǎn)的不同步，機構無法完成指定的運動。若采用鏈條傳動不僅噪聲比較大，而且鏈條易磨損變形，這樣同樣會對傳動的準確性有影響。齒輪系傳動雖然制造安裝比較或雜，但是可以保證傳動的準確，耐磨損。所以采用齒輪系傳動。23傳動比的分配確定齒輪的齒數(shù)，關鍵在于合理分配輪系中各齒輪的傳動比。根據(jù)單對齒輪的傳動比一般不大于57；動力傳動，蝸桿傳動的傳動比一般不大于80;傳動比過大宜采用多級傳動：兩級傳動比不宜過大，且為了潤滑方便，高速傳動齒輪傳動比一般要大于低速傳動比等原則，具體壓片機傳動機構的傳動機構如下圖

7、：直齒輪取m=3mm.壓力角都為20度直齒輪編號齒數(shù)分度園直徑直齒輪編號齒數(shù)分度圓直徑11751430902541625175131854634102圓錐齒輪對于每對配合的錐齒輪為了計算方便取其分度圓錐角相等，取圓錐齒輪大端的壓力角為20度模數(shù)為3mm錐齒輪編號齒數(shù)分度圓直徑錐齒輪編號齒數(shù)分度圓直徑71442111442814421242126914421318541034102142977對于蝸輪蝸桿傳動取m=4蝸輪的齒數(shù)為1，蝸桿的齒數(shù)為29,分度圓直徑為U6mm0傳動比分布圖總傳動比為145從電動機到輔助沖壓機構齒輪對1和23和45和69和1011和1213和14傳動比35/323329

8、/18從電動機到主沖壓機構齒輪對1和23和4蝸輪蝸桿1傳動比3S/329從電動機到送料機構齒輪對1和23和47和8蝸輪蝸桿2傳動比35/31292.4執(zhí)行機構的選擇與比較壓片機運轉(zhuǎn)必須有三個功能：送料：料篩完成水平間往復移動并抖動進料，可考慮設計凸輪來實現(xiàn)，抖動可以由凸輪微小的位移變動來實現(xiàn)。壓片：壓片有上下兩個沖頭共同完成，上沖頭為主沖壓機構，行程比較大,可以考慮由曲柄滑塊機構或者由曲柄推桿機構和搖桿滑塊機構的串聯(lián)機構來實現(xiàn)豎直往復沖壓。輸出培片：輸出培片可以由料篩完成，料篩將培片頂出后，進行抖動進料，這個功能可由送料機構一起來完成。作為沖壓的執(zhí)行機構一般有曲柄滑塊機構和時桿式增力沖壓機構。

9、此壓片機沖頭壓力為150000N,力度比較大，行程較短，為了達到增壓增力的目的，選擇肘桿式增力沖壓機構，而且它是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成，可得到比較好的運動規(guī)律，尺寸也不致過大。乂因為它是全低副機構，宜用于低速、重載的場合。曲柄滑塊機構要增力要加較大的飛輪，整個機構的震動比較大，必須經(jīng)過嚴格的平衡設計，且采用曲柄滑塊機構，曲柄長度僅為滑塊行程的一半,機構結(jié)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。至于下沖頭和送料機構，其運動軌跡都可由凸輪來實現(xiàn)，但是送料機構的行程接近90mm100mm,如果按照這樣來設計凸輪，則凸輪比較大，凸輪曲線比較陡，不宜設計，故可采用連

10、桿機構與凸輪機構的組合機構，達到放大行程的目的，同時料篩的抖動也可由凸輪來實現(xiàn)。輔助沖頭位移轉(zhuǎn)角圖以滑塊最低點時輔助沖頭的位置為起始點。上沖頭位移轉(zhuǎn)角圖應運圖解法，曲柄與連桿水平位置，滑塊處于最低點時曲柄位置為。度，從此位置開始將曲柄一個周期8等分，由這八個等分點的位置和連桿的長度可以確定搖桿的位置和角度，根據(jù)行程L=2*(cos6-cos50)*c(6為搖桿與鉛錘方向的夾角)，可以計算出滑塊的位移。跟據(jù)這八個點的角度位移進行描點，確定上沖頭位移轉(zhuǎn)角關系。曲柄搖桿的圖解法求上沖頭的位移送料機構位移轉(zhuǎn)角圖以滑塊最低點時送料機構的位置為起始點。107360155.165.175.185.1953機

11、械系統(tǒng)方案確定機械系統(tǒng)運動方案的擬定與比較機械運動系統(tǒng)由傳動機構和執(zhí)行機構組成，傳動機構有齒輪系，鏈條，皮帶和蝸輪蝸桿傳動等，執(zhí)行機構由凸輪機構也可由曲柄滑塊機構，也可以是曲柄搖桿和搖桿滑塊機構的組合機構來執(zhí)行。這些機構組合可以有多種系統(tǒng)運動方案。由前面分析，機械系統(tǒng)選取齒輪系做機構傳動，肘桿式增力增壓機構為主沖壓機構,凸輪與連桿機構的組合機構為送料機構，凸輪機構作為輔助沖壓機構。機械運動簡圖（見圖紙）機械系統(tǒng)運動循環(huán)圖機械系統(tǒng)運動循環(huán)包括三個機構的循環(huán)：主沖壓機構，輔助沖壓機構和送料機構。要使三個方面的運動協(xié)調(diào)一致，且互不發(fā)生干涉。首先，三個機構的原動件的周期保持一致為6So當主沖壓機構的沖

12、頭與工作面的距離大于料篩的高度時，這時料篩可進行進料，為了使凸輪輪廓曲線趨于緩和，可以在主沖壓機構沖頭高度小于料篩高度時就進行進料，當料篩剛好進入沖頭沖壓范圍內(nèi)時，沖頭的高度恰好超過了料篩的高度。與此同時，輔助沖壓機構要等到進料完成時，先下降3mm防止在沖壓的過程當中粉料匕濺出來，在上沖頭下降到接近最低點位置時，下沖頭要開始上升8mm,進一步壓縮粉末，同時保壓。當上沖頭開始上升后，下沖頭也開始上升，把粉末片頂出，然后由送料機構的料篩將片培頂出上沖頭沖壓范圍之內(nèi)，防止片培被壓碎。如此三個執(zhí)行機構往復協(xié)調(diào)運動。其運動循環(huán)圖如下：曲柄搖桿機構曲柄轉(zhuǎn)角，搖桿轉(zhuǎn)角與滑塊行程的關系表曲柄轉(zhuǎn)角<p/&

13、#171;搖桿轉(zhuǎn)角6/o滑塊行程L/mm0095.8455.894.49021.377.2813543.222.55180492.8622537.240.7927019.580.243155.794.39幾個特殊的位置的確定:取料篩的高度為25mm，則當上沖頭距離工作平臺距離超過25mm,即沖頭的行程約為95.8-(8+25)=62.8mm,為了保證料篩與上沖頭不發(fā)生干涉，取沖頭行程為60mm，此時沖頭距離工作平臺為27.8mm>25mm。此時由公式1=2*(cos0cos49.8)*c,可以確定搖桿的轉(zhuǎn)角，再由搖桿的轉(zhuǎn)角確定當滑塊距離工作平臺大于25mm時，曲柄的轉(zhuǎn)角范圍。由圖解法可得

14、這個范圍約為106.6度243.2度。4機構動力分析及設計凸輪運動分析及其曲線設計(1)下沖頭凸輪分析設計根據(jù)位移轉(zhuǎn)角圖，由圖解法可得凸輪輪廓曲線如下:(2)送料機構的連桿及凸輪設計送料連桿機構的設計分析:示意圖送料機構設計的行程為90mm，取曲桿的夾角為120度,AB=90mm,BC=90mm,當AO桿在水平位置時，AB與BC之間的夾角為60度,此時AC=90mm,為送料機構的最近位置，當AB和BC共線時，送料機構到達最遠位置，AC=180mm,可得其行程為L=90mmo由幾何關系得，L=180*(cos0-cos60),凸輪的位移S=20*tan(60-6),由以上兩式可得凸輪位移與料篩的

15、行程關系：火*(“90)-1180，180-<1+90)2S=20*,由料篩的運動可得到凸輪對應的位移，如下:L+90+仃*、180*180-"+90)對應關系表角度/»凸輪位移/mm料篩位移0-10700107155呈線性上升34.649016517.38017534.649018521.058519534.6490195243呈線性下降到0呈線性下降到024336000凸輪機構的曲線設計根據(jù)位移轉(zhuǎn)角圖，由圖解法可得凸輪輪廓曲線如下:連桿機構動力分析設計主沖壓機構的設計分析主沖壓機構由曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串接而成。先設計搖桿滑塊機構,為了保壓，要求在鉛錘的位置

16、的±2度范圍內(nèi)滑塊的位移量由此可地搖桿的長度Y叱l+-cos2'-2-sin22-取入=1,由上式計算可得328.31.要確定肘桿式增力增壓機構的桿長，可以分為兩步來進行，首先，確定搖桿滑塊機構的桿長，設定搖桿的擺角為與鉛錘方向的夾角，且最大為50度，當搖桿有最大擺角時，此時滑塊處于最高位置，假定此時位移為0.行程L=2*(cos0cos50)*c(6為搖桿與鉛錘方向的夾角)，當6=0度時，此時L有最大值，且必須保證其在90100mm范圍之內(nèi)，根據(jù)計算可知搖桿長度c在135mm左右，取c=135mm。則搖桿滑塊機構中連桿長度e=135mmo下面分析曲柄搖桿機構，確定其桿長。要

17、確定所有的量，必須自行規(guī)定幾個量:，然后求另外幾個量:。設定曲柄搖桿中機架長度d,其與鉛錘方向的夾角為45度。取曲柄搖桿機構的兩個極限位置，即滑塊最高和最低點時曲柄搖桿機構所處的位置。當曲柄a與連桿b在一條直線上時，且滑塊處于最高位置，由幾何三角關系得cos95=W=.當曲柄與連桿在一條直線上時，且滑塊處于最低位置.，lea此時連桿與搖桿垂直，搖桿處于鉛錘位置，有幾何關系可得：d=c/cos45zb-a=tan45*c»對結(jié)果取整求得d=191,a=54»b=T89.桿長確定了,但計算過程中有誤差和近似，所以要對結(jié)果進行校核。將桿長重新帶入以上公式可以求得最大擺角為49.8

18、度，行程L=95.8mm,符合主沖頭的行程要求。對以上時桿式增力增壓機構進行受力性能分析,公+"=393972+廬=53946,則有小+(/2«2+廬，機構為1型曲柄搖桿機構，當曲柄與搖桿夾角為U度時，其有最小傳動角，如產(chǎn)藍一/)2,計算可得丫=46.4度，符合一般較鏈四桿機構最小傳動角大于等于40度的要求，可以保證傳動的有效性。曲柄搖桿機構在兩個極限位置的夾角，即極位夾角，由兩個極限位置的幾何關系可得極位夾角5=11.39度。其行程速比系數(shù)為能搭黑=1.135AOx/X人x5壓片機工作流程圖送料機構進行送料卜沖頭向卜.運動3mm.上沖頭向卜.運動上下沖頭沖壓，上沖頭保壓，卜沖頭向上運動8mm上下沖頭向上運動，卜.沖頭將片培頂出送料機構送料并將片培推出沖壓動作范圍6壓片機的分析評價優(yōu)點設計傳動準確采用肘桿式增力增壓機構，力量比較