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粉料成型压片机的创新设计

机构系统运动方案

一、已知设计参数

1.原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500r/min或1000r/min。 2.该机械系统要求设计为单自由度的机械。 3.压片机的最大阻力为F=6000N。

4.生产率为每分钟压制30片，即冲头每分钟往返运动30次。 5.料斗高度为D=30mm、直径为d=25mm，向左退出L=50mm。 6.下冲头进入型腔L1=5mm，以免上冲头进入型腔时把粉料扑出。

7.上、下冲头同时加压，上、下冲头行程共L2=10mm，压片厚度S=5mm。

8.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，离型腔上表面距 离h=15mm。

9.为避免干涉，上冲头行程H=60mm，上冲头运行至离型腔表面大于30mm时，料斗开 始向右运动，并往复震动，继续下一个循环。

10.冲压流程图。

11.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

（1）粉料成型压片机的工艺流程分析如下

1.料斗在型腔上方振动，将料筛入直径为d的型腔内，然后向左退出L（如图一）。 2.下冲头进入型腔L1，以免上冲头进入型腔是将粉料扑出（如图二）。 3.上下冲头同时加压，总行程为L2（如图三）。

4.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。

1

（2）工作执行机构分析

１.料斗送料机构：料斗的基本运动为：向右－震动－向左－停歇-向右，设计此运 动时最主要考虑的因素时震动如何实现以及如何实现往复运动。根据以前所学的 知识，震动可以分为两类方式实现：1，通过料筛自身的结构来实现，如在用一 段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2，可以通过外部结构来实现，如可以在料筛 运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。上述两种方法中第2种方法实现比 方法1难度大，并且实现起来可靠性没有方法1好，并且某些外部机构振荡的同 时还需耗能，所以采用方法1较为合理。实现往复运动的机构有曲柄滑块机构、 正弦机构、凸轮机构等。考虑到结合震动的实现，选用凸轮机构实现料斗的运动。 料斗凸轮机构设计时最主要考虑振动阶段凸轮外形的设计，为了使凸轮外形曲线 容易表达和震动各段能够频率一样，选择用正弦曲线Asin(wt)来实现，通过改 变正弦曲线表达式中的峰值A可以控制振子运动时振动的强度，改变其中的w的 值可以控制每次振动的时间。

2.上冲头运动机构：上冲头的基本运动为往复运动，并有增利特性。上冲头由于有 增力特性，故不适用于用凸轮机构实现，为了避免过于复杂的机构设计，增强设 计可靠性，可以考虑用一般的连杆型增力机构。

3.下冲头运动机构：下冲头的基本运动为：停止-向下-向上-向下-停止，显然下冲 头机构需要实现较多复杂的运动，一般的连杆机构很难实现，故考虑用凸轮机构 实现。

4.执行机构的组合示意图（图四）。

2

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

1.结合机构行程要求，运用模拟软件soildworks绘制机构图，并确定机构尺寸。机构 确定思路主要是设计机构的两个极限位置，然后通过标注尺寸确定机构的详细植村。机 构简图如下图所示（图五）

图五

由图可知杆OA为主动件，机构的极限位置如图所示，显然D1D2=H。 该机构具有急回特性，行程速比系数为

2.尺寸确定

根据设计要求，上冲头的形成为60mm。用模拟软件soildworks绘制如图八所示的 模拟机构，所以为满足要求

由此确定机构各部分尺寸分别为：

OA=40mm;AB=120mm;BC=80mm;BD=212mm;OCx=80mm;OCy=80mm。

二、上冲头机构位移、速度、加速度分析

1.根据确定的机构尺寸，以O点建立坐标系，则

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=0 运用matlab6.5编写程序程序如下： syms a;syms b;

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);grid on; subplot(3,1,2);

plot(a11(2:63),v);grid on; subplot(3,1,3); plot(a11(3:63),a); grid on;

绘制图像如图六所示

图六

4

2.上冲头机构的速度、加速度分析

驱动杆的角速度ω=30/60×2×3.14=3.14rad/s即a’=ω=3.14rad/s

将角度a表示为时间的函数，即a=3.14t 运用软件matlab对位移函数以t求微分： V=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： ρ=diff(y,'t',2)即为上冲头加速度函数。 如图六所示

3.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

压片机压片时最大阻力F=6000N，此时机构杆BC垂直，因此受力Fcb=F=6000N，杆OA、AB

不受力。

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传动机构选择设计

1.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； • 可增加带长以适应中心距较大的工作条件(可达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； • 带的寿命短。 2.链传动：

链传动的优点：

• 没有滑动，传动比精确；

• 工况相同时,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。

• 因链传动具有中间元件(链)和齿轮，蜗杆传动比较，需要时轴间距离很大。 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；

根据压片机的实际工作情况，为了实现各执行机构之间的协调，要求传动机构传动

比精确，执行机构转速较低为30r/min，传动效率较高，综合以上情况选择链传动。 原动机输出部分转速很高1000r/min，且为了防止过载，选择高速级传动为带传动。 综合选择传动方案为：V带传动+锥齿轮减速器 3.机械系统运动简图（图七）

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电动机的选择

（1）电动机类型和结构形式的选择

如无特殊要求，一般选用Y系列三相交流异步电动机。Y系列电动机为一般用途的 全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运 输机以及农业机械和食品机械。本设计中选用Y系列三相交流异步电动机。 （2）电动机功率的确定 a）计算功率：

单个周期时间T=60/30=2s；

单个冲头在一个周期做功W=F*L2/2=6000*5/1000=30J 单个冲头实际功率P1=30/2=15W

所需要的实际功率P2=2×P1=2×15=30W 考虑减速器的功率P3=40×P2=1.2kw 即粉料压片机所需要的实际功率为1.2kw b）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 一对圆柱齿轮传动的效率（稀油润滑）η3=0.97 V带传动效率η4=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=0.841 c）选择电动机

电动机功率：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P 1.5kw 电动机满载转速n 940rpm 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.传动比分配

总传动比i=i带×i锥齿轮×i圆柱齿轮=（2～4）×（2～3）×（3～5）＝12～60 实际传动比i实际=n/N=940/30=31.3

取i带=3.2 i锥齿轮=2.45 i圆柱齿轮=4 2.动力参数计算 (1)各轴转速

7

减速器输出端转速nw=30r/min

n1=940/i带=940/3.2=294r/min

n2=n1/i锥齿轮=294/2.45=120r/min n3=n2/i圆柱齿轮=120/4=30r/min （2）各轴功率

P1 =P•η4=1.43x0.96=1.37kw

P2 =P1•η2•η5=1.3728×0.94×0.99=1.28kw P3 =P2•η2•η3=1.28×0.99×0.97=1.23kw Pw=P3•η2•η1=1.23×0.99×0.99=1.20kw （3）各轴转矩

T1=9550P1/n1=9550×1.37/294=44.5N•m T2=9550P2/n2=9550×1.28/120=101.87N•m T3=9550P3/n3=9550×1.23/30=391.55N•m T=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

传动件的设计计算

一、V带的设计 1.确定计算功率

根据压片机的工况，查表6-8,选择KA=1.2 计算功率Pc=KA×P=1.2×1.5=1.8kw

2.选择V带型号

根据带轮转速，查图6-8可知，V带型号为Z型。 3.确定带轮基准直径d1、d2

根据V带型号查表6-4，参考图6-8，选择d1=71mm 所以d2=3.2×71=227.2mm

根据V带标准系列直径（表6-4），选择d2=224mm 8

v25m/s，因此带速合理

5.确定中心距a和带的基准长度L

0.7(d1d2)a02(d1d2)即

206.5mma0590mm 初定中心距a=400mm

由传动的几何关系可计算带的基准长度初值Ld0

查表6-3，选取相近值作为带的基准长度Ld=1250mm，则带的实际中心距

amina

0.015Ld367.25mmamaxa0.03Ld423.5mm

6.验算小带轮包角1

满足1120。，合格

7.确定带的根数Z

由表6-5得，单根v带的基本额定功率Po=0.23kW 查表6-7得，单根V带额定功率的增量P0=0.02kW

查表6-6得包角系数K=0.95 查表6-3得长度系数KL=1.11 由于Z型V带最多使用2根，因此不符合要求。 故应选择A型V带，A型V带的计算如下： 1.Pc=1.8kW 2.A型V带

3.选d1=90mm，则d2=3.2×90=288mm 由表6-4选择d2=280mm

9

5.0.7(d1d2)a02(d1d

2)即259mma0740mm 选择a=500mm

查表6-3，选择Ld=1600mm

amina0.015Ld

476mmamaxa0.03Ld548mm

7.Po=0.79kW P0=0.11kW K=0.95 KL=0.99 取V带根数Z=3 8.确定初拉力

Fo

查表6-2得，q0.10kg/m

齿面粗糙度Rz1Rz23.2m(Ra6.3m),采用v50100cst极压齿轮润滑，长期工作， 大小齿轮均采用20Cr渗碳淬火，表面硬度56～62HRC。 1.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 1)小齿轮转矩T1=44.5N•m 2)齿数比u=i=2.45

10

3）齿宽系数R0.35 4）载荷系数取K=2 5）许用应力

由图9-19，Hlim1500MPa 取

SHlim1.25ZNZLVRZWZX1.0

取R=60mm 6）选取齿数

取Z1=19，Z2=uZ1=2.45*19=46.55 取Z2=47 实际齿数比u=Z1/Z2=47/19=2.47

7）按经验公式选取模数

8）计算主要几何参数

分度圆直径 d1=3×19=57mm ；d2=3×47=141mm

齿宽bRR0.35*76.0426.614mm 取b=27mm

端面重合度

dm1(10.5R)d1(10.5*0.35)*5747.025mm 中点分度圆模数

mm(10.5R)m(10.5*0.35)*32.475mm 2.校核齿面接触疲劳强度 1）齿面接触疲劳许用应力 由图9-20按无限寿命查得：ZN1 由图9-21查得ZLRV0.98 由图9-23查得ZX

1

大小齿轮均为硬齿面，故ZW1

由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1.25 许用应力：

2）吃面接触疲劳圆周力 查表9-5，KA1.25 查表9-6，KV1.03

查表9-7，K1

查表9-8，并减小5%，K1.24

查图9-12，ZH2.5

未修缘系数ZK1

HH1,满足要求 3.齿根弯曲疲劳强度

1）齿根弯曲疲劳许用应力 取YST2 由图9-26，YN1

由表9-9，Y

relT1，取YRrelT1 由图9-27，YX1

由表9-8，失效概率低于1/1000，SFlim1.25 由图9-25，Flim320MPa 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力

由图9-28，YFa1YSa14.0,YFa2YSa24.36 由图9-18，Y0.68

3）强度校核

F1F1

F2F2

满足齿根疲劳强度要求

（2）圆柱齿轮设计

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取， 都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿 轮精度用8级，轮齿表面精糙度为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。 2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式9-7 a466(u1)KT2

2 auH

其中T2=101.87N.m

由图9-19选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHLim1=720MPa бHLim2=550MPa

бFLim1=290MPa бFLim2=210MPa 齿宽系数a0.4 载荷系数K=1.6

许用应力系数SHmin1.1,取ZNZLVRZWZX1.0

H1Hlim1ZNZLVRZWZX

SHmin

655MPa

H2Hlim2ZNZLVRZWZX

SHmin

500MPa

因为H1H2，故以H2带入计算 a466(41)1.6*101.87

172.4mm

0.4*4*5002

取a=175mm

（3）按照经验公式选择模数

mn=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×175=1.225～3.5 选取标准模数mn=2 （4）计算主要几何参数 初选=20度 z1

2acos2*175*cos20

33 z2uz14*33132

mn(u1)2*(41)

传动比误差 ii

iz2132

40 0

iz133

精确计算螺旋角

m(zz)2*(33132)

19.46295。 arccosn12arccos

2a2*175 d1

mnz12*3370mm 。

coscos19.46295

mnz22*132

280mm 。

coscos19.46295

d2

*

da1d12hamn702*1*274mm * da2d22hamn2802*1*2284mm

（5）计算齿宽

b0.4*17570mm 取b1b(5~10)70575mm （6）计算当量齿数 zv1

z133z2132

39.37z157.48 v233。33。

coscos19.46295coscos19.46295

（7）计算重合度

tantan20

))21.10804 tcoscos19.46295

zcost33*cos21.10804

))28.40654 at11

*

z12ha332zcost132*cos21.10804

))23.22272 at22

*

z22ha1322

1.723.715.43

NL160an1t60*1*120*8*365*102.1108h NL160an2t60*1*30*8*365*107107h 由图9-20查得：ZN11,ZN21.04 选择润滑运动黏度v5083cst 由图9-21查得ZLRV0

.91

由图9-23查得ZX1 选取ZW1 由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1 许用应力：

）齿面接触疲劳圆周力 查表9-5，KA1.5 查表9-6，KV1.07 查表9-7，K1.25

2

查表9-8，并减小5%，K1

查图9-12，ZH2.47 插图9-13，ZZ0.75

HH1,HH2,满足要求 4.校核齿根弯曲疲劳强度 1）齿根弯曲疲劳许用应力 取YST1YST22 由图9-26，YN1YN21

由表9-9，YrelT

11，取YrelT20.95 取YRrelT1YRrelT20.95 由图9-27，Y

X1YX21

由表9-8，失效概率低于1/1000，SFlim1SFlim21.25 由图9-25，Flim320MPa 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力

由图9-28，YFa1YSa14.03,YFa2YSa23.93 由图9-18，YY0.63

3）强度校核

F1F1

F2F2

满足齿根疲劳强度要求

三、轴的初步设计 轴结构设计

根据减速器的结构，设计Ⅱ轴结构，其他轴结构设计类似。

已知Ⅱ轴转递功率P=1.28kW，转速n=120r/min，锥齿轮分度圆直径d1=141mm，圆柱齿 轮分度圆直径d2=70mm，宽度分别为b1=27mm，b2=75mm。 （1）确定轴上零件的装配方案。考虑到轴上零件的定位、固定以及拆装，拟采用阶梯轴结构。 （2）确定各轴段的直径。

1.左右轴颈固定端采用轴承30207，因此固定端直径为35mm。 2.为了便于锥齿轮拆装，并不损伤由轴颈表面，与齿轮或者锥齿轮配合的轴段直径取40mm。 3.圆柱齿轮左端采用轴肩实现轴向定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）×40=2.8～4.0mm， 因此轴肩处直径取为45mm。 （3）确定各轴段的长度

1.取左端轴颈轴段长度等于轴承30207的宽度（经查表为18.3mm）。

2.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（厚度大于8mm），取左端 轴肩轴向长度为39.3mm。

3.圆柱齿轮的宽75mm,配合部分应该比齿宽短1～2mm,取该段73mm. 4.取锥齿轮轴向定位轴肩长度为10mm。 5.已知锥齿轮段的长取42mm。

6.与2相同，为了满足壁厚的要求，同时满足轴承宽度要求，取该段长度为39.3mm。 （4）其他细节尺寸

1.轴两端的倒角尺寸可取1.5×45，轴肩处过渡圆角半径取1.5mm，圆柱齿轮两端过度圆 角可取10mm。

2.锥齿轮与轴为过渡配合（H7/f6），且采用A型平键实现周向定位。该段上键槽宽度 b=12mm，槽深t=8mm，键槽长度分别为L锥齿轮=32mm，L圆柱=60mm。

（1）初步估计轴的直径

1）选择材料以及热处理方式

由于减速器为一般用途轴，可选45钢，调质。查表13-1可得：

B640MPa,s355MPa,1275MPa,1155MPa,160MPa 2）最小轴径计算

利用扭转强度法，根据式（13-2）可知：

经过圆整，取最小轴径（即轴端直径）dmin120mm,dmin235mm,dmin340mm 3）选择轴承

根据轴承工况采用油脂润滑，轴承受轴向力，故Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。 查机械设计手册初步选定：30000型 Ⅰ轴

30206；Ⅱ轴30207；Ⅲ轴30210。 （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。

考虑到轴承的受力分布，选取轴承中心为作用点，齿轮作用于轴上的力可视为集中 载荷，并作用于齿宽中点上，因此该轴的受力计算简图如图所示。

•计算弯矩，并画出弯矩图。

1.计算齿轮的受力。根据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：

2.根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力以及截面的弯矩，绘制水平 弯矩如图所示。

3.根据垂直面内的受力简图，计算支反力并绘制弯矩图，如图所示。

•计算转矩，绘制转矩图，该轴的转矩T=391.55N•m

•确定危险截面，校核轴的强度。

结合图可以看出，C截面处受弯矩和转矩最大，根据式（13-5）可得C截面：

因此，根据弯扭合成法该轴的结构满足强度要求。

2.按安全系数法精确校核轴的强度。

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,K1.61 2）查表13-7可得，45钢的绝对尺寸系数为：0.84,0.78

3）对于45钢，弯矩和扭矩作用下的轴平均应力折算为应力幅等效系数为： 0.15,0.075

4）查表13-8可得，该轴的加工表面质量系数：10.92,21,故120.92 5）由于该轴所受弯矩弯曲应力为对称循环变应力，故平均应力m0，应力幅为：

6）由于该轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，其扭转切应力为：

8）根据式（13-6）可得，轴的工作安全系数为： 查表13-4，取轴疲劳强度的许用安全系数S1.5~1.8,显然SS,故满足强度要

求。

轴承校核

1）查机械设计手册可得30210轴承的基本参数： Cr73.2kN,COr92.0kN,e0.42,Y1.4,X0.8

方向如图所示

3）计算轴向载荷

S1

Fa182.39891171.3NS2

可以判断轴承1放松，轴承2压紧。

故Fa1182.3N,Fa21171.3N

4）计算轴承的当量动载荷

所以Pr1Fr1510.5N

Pr2XFr2YFa20.8*2568.51.4*1171.33694.6N

5)计算轴承的寿命

由表

14-4和14-5可得，ft1,fd1.5，由式（14-3）可得 由于Pr1Pr2，故计算轴承2的寿命即可

满足要求。

21

22

粉料成型压片机的创新设计

机构系统运动方案

一、已知设计参数

1.原动机选择三相交流异步电动机，同步转速为1500r/min或1000r/min。 2.该机械系统要求设计为单自由度的机械。 3.压片机的最大阻力为F=6000N。

4.生产率为每分钟压制30片，即冲头每分钟往返运动30次。 5.料斗高度为D=30mm、直径为d=25mm，向左退出L=50mm。 6.下冲头进入型腔L1=5mm，以免上冲头进入型腔时把粉料扑出。

7.上、下冲头同时加压，上、下冲头行程共L2=10mm，压片厚度S=5mm。

8.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，离型腔上表面距 离h=15mm。

9.为避免干涉，上冲头行程H=60mm，上冲头运行至离型腔表面大于30mm时，料斗开 始向右运动，并往复震动，继续下一个循环。

10.冲压流程图。

11.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

（1）粉料成型压片机的工艺流程分析如下

1.料斗在型腔上方振动，将料筛入直径为d的型腔内，然后向左退出L（如图一）。 2.下冲头进入型腔L1，以免上冲头进入型腔是将粉料扑出（如图二）。 3.上下冲头同时加压，总行程为L2（如图三）。

4.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。

1

（2）工作执行机构分析

１.料斗送料机构：料斗的基本运动为：向右－震动－向左－停歇-向右，设计此运 动时最主要考虑的因素时震动如何实现以及如何实现往复运动。根据以前所学的 知识，震动可以分为两类方式实现：1，通过料筛自身的结构来实现，如在用一 段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2，可以通过外部结构来实现，如可以在料筛 运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。上述两种方法中第2种方法实现比 方法1难度大，并且实现起来可靠性没有方法1好，并且某些外部机构振荡的同 时还需耗能，所以采用方法1较为合理。实现往复运动的机构有曲柄滑块机构、 正弦机构、凸轮机构等。考虑到结合震动的实现，选用凸轮机构实现料斗的运动。 料斗凸轮机构设计时最主要考虑振动阶段凸轮外形的设计，为了使凸轮外形曲线 容易表达和震动各段能够频率一样，选择用正弦曲线Asin(wt)来实现，通过改 变正弦曲线表达式中的峰值A可以控制振子运动时振动的强度，改变其中的w的 值可以控制每次振动的时间。

2.上冲头运动机构：上冲头的基本运动为往复运动，并有增利特性。上冲头由于有 增力特性，故不适用于用凸轮机构实现，为了避免过于复杂的机构设计，增强设 计可靠性，可以考虑用一般的连杆型增力机构。

3.下冲头运动机构：下冲头的基本运动为：停止-向下-向上-向下-停止，显然下冲 头机构需要实现较多复杂的运动，一般的连杆机构很难实现，故考虑用凸轮机构 实现。

4.执行机构的组合示意图（图四）。

2

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

1.结合机构行程要求，运用模拟软件soildworks绘制机构图，并确定机构尺寸。机构 确定思路主要是设计机构的两个极限位置，然后通过标注尺寸确定机构的详细植村。机 构简图如下图所示（图五）

图五

由图可知杆OA为主动件，机构的极限位置如图所示，显然D1D2=H。 该机构具有急回特性，行程速比系数为

2.尺寸确定

根据设计要求，上冲头的形成为60mm。用模拟软件soildworks绘制如图八所示的 模拟机构，所以为满足要求

由此确定机构各部分尺寸分别为：

OA=40mm;AB=120mm;BC=80mm;BD=212mm;OCx=80mm;OCy=80mm。

二、上冲头机构位移、速度、加速度分析

1.根据确定的机构尺寸，以O点建立坐标系，则

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=0 运用matlab6.5编写程序程序如下： syms a;syms b;

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);grid on; subplot(3,1,2);

plot(a11(2:63),v);grid on; subplot(3,1,3); plot(a11(3:63),a); grid on;

绘制图像如图六所示

图六

4

2.上冲头机构的速度、加速度分析

驱动杆的角速度ω=30/60×2×3.14=3.14rad/s即a’=ω=3.14rad/s

将角度a表示为时间的函数，即a=3.14t 运用软件matlab对位移函数以t求微分： V=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： ρ=diff(y,'t',2)即为上冲头加速度函数。 如图六所示

3.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

压片机压片时最大阻力F=6000N，此时机构杆BC垂直，因此受力Fcb=F=6000N，杆OA、AB

不受力。

5

传动机构选择设计

1.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； • 可增加带长以适应中心距较大的工作条件(可达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； • 带的寿命短。 2.链传动：

链传动的优点：

• 没有滑动，传动比精确；

• 工况相同时,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。

• 因链传动具有中间元件(链)和齿轮，蜗杆传动比较，需要时轴间距离很大。 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；

根据压片机的实际工作情况，为了实现各执行机构之间的协调，要求传动机构传动

比精确，执行机构转速较低为30r/min，传动效率较高，综合以上情况选择链传动。 原动机输出部分转速很高1000r/min，且为了防止过载，选择高速级传动为带传动。 综合选择传动方案为：V带传动+锥齿轮减速器 3.机械系统运动简图（图七）

6

电动机的选择

（1）电动机类型和结构形式的选择

如无特殊要求，一般选用Y系列三相交流异步电动机。Y系列电动机为一般用途的 全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运 输机以及农业机械和食品机械。本设计中选用Y系列三相交流异步电动机。 （2）电动机功率的确定 a）计算功率：

单个周期时间T=60/30=2s；

单个冲头在一个周期做功W=F*L2/2=6000*5/1000=30J 单个冲头实际功率P1=30/2=15W

所需要的实际功率P2=2×P1=2×15=30W 考虑减速器的功率P3=40×P2=1.2kw 即粉料压片机所需要的实际功率为1.2kw b）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 一对圆柱齿轮传动的效率（稀油润滑）η3=0.97 V带传动效率η4=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=0.841 c）选择电动机

电动机功率：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P 1.5kw 电动机满载转速n 940rpm 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.传动比分配

总传动比i=i带×i锥齿轮×i圆柱齿轮=（2～4）×（2～3）×（3～5）＝12～60 实际传动比i实际=n/N=940/30=31.3

取i带=3.2 i锥齿轮=2.45 i圆柱齿轮=4 2.动力参数计算 (1)各轴转速

7

减速器输出端转速nw=30r/min

n1=940/i带=940/3.2=294r/min

n2=n1/i锥齿轮=294/2.45=120r/min n3=n2/i圆柱齿轮=120/4=30r/min （2）各轴功率

P1 =P•η4=1.43x0.96=1.37kw

P2 =P1•η2•η5=1.3728×0.94×0.99=1.28kw P3 =P2•η2•η3=1.28×0.99×0.97=1.23kw Pw=P3•η2•η1=1.23×0.99×0.99=1.20kw （3）各轴转矩

T1=9550P1/n1=9550×1.37/294=44.5N•m T2=9550P2/n2=9550×1.28/120=101.87N•m T3=9550P3/n3=9550×1.23/30=391.55N•m T=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

传动件的设计计算

一、V带的设计 1.确定计算功率

根据压片机的工况，查表6-8,选择KA=1.2 计算功率Pc=KA×P=1.2×1.5=1.8kw

2.选择V带型号

根据带轮转速，查图6-8可知，V带型号为Z型。 3.确定带轮基准直径d1、d2

根据V带型号查表6-4，参考图6-8，选择d1=71mm 所以d2=3.2×71=227.2mm

根据V带标准系列直径（表6-4），选择d2=224mm 8

v25m/s，因此带速合理

5.确定中心距a和带的基准长度L

0.7(d1d2)a02(d1d2)即

206.5mma0590mm 初定中心距a=400mm

由传动的几何关系可计算带的基准长度初值Ld0

查表6-3，选取相近值作为带的基准长度Ld=1250mm，则带的实际中心距

amina

0.015Ld367.25mmamaxa0.03Ld423.5mm

6.验算小带轮包角1

满足1120。，合格

7.确定带的根数Z

由表6-5得，单根v带的基本额定功率Po=0.23kW 查表6-7得，单根V带额定功率的增量P0=0.02kW

查表6-6得包角系数K=0.95 查表6-3得长度系数KL=1.11 由于Z型V带最多使用2根，因此不符合要求。 故应选择A型V带，A型V带的计算如下： 1.Pc=1.8kW 2.A型V带

3.选d1=90mm，则d2=3.2×90=288mm 由表6-4选择d2=280mm

9

5.0.7(d1d2)a02(d1d

2)即259mma0740mm 选择a=500mm

查表6-3，选择Ld=1600mm

amina0.015Ld

476mmamaxa0.03Ld548mm

7.Po=0.79kW P0=0.11kW K=0.95 KL=0.99 取V带根数Z=3 8.确定初拉力

Fo

查表6-2得，q0.10kg/m

齿面粗糙度Rz1Rz23.2m(Ra6.3m),采用v50100cst极压齿轮润滑，长期工作， 大小齿轮均采用20Cr渗碳淬火，表面硬度56～62HRC。 1.按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸 1)小齿轮转矩T1=44.5N•m 2)齿数比u=i=2.45

10

3）齿宽系数R0.35 4）载荷系数取K=2 5）许用应力

由图9-19，Hlim1500MPa 取

SHlim1.25ZNZLVRZWZX1.0

取R=60mm 6）选取齿数

取Z1=19，Z2=uZ1=2.45*19=46.55 取Z2=47 实际齿数比u=Z1/Z2=47/19=2.47

7）按经验公式选取模数

8）计算主要几何参数

分度圆直径 d1=3×19=57mm ；d2=3×47=141mm

齿宽bRR0.35*76.0426.614mm 取b=27mm

端面重合度

dm1(10.5R)d1(10.5*0.35)*5747.025mm 中点分度圆模数

mm(10.5R)m(10.5*0.35)*32.475mm 2.校核齿面接触疲劳强度 1）齿面接触疲劳许用应力 由图9-20按无限寿命查得：ZN1 由图9-21查得ZLRV0.98 由图9-23查得ZX

1

大小齿轮均为硬齿面，故ZW1

由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1.25 许用应力：

2）吃面接触疲劳圆周力 查表9-5，KA1.25 查表9-6，KV1.03

查表9-7，K1

查表9-8，并减小5%，K1.24

查图9-12，ZH2.5

未修缘系数ZK1

HH1,满足要求 3.齿根弯曲疲劳强度

1）齿根弯曲疲劳许用应力 取YST2 由图9-26，YN1

由表9-9，Y

relT1，取YRrelT1 由图9-27，YX1

由表9-8，失效概率低于1/1000，SFlim1.25 由图9-25，Flim320MPa 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力

由图9-28，YFa1YSa14.0,YFa2YSa24.36 由图9-18，Y0.68

3）强度校核

F1F1

F2F2

满足齿根疲劳强度要求

（2）圆柱齿轮设计

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取， 都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿 轮精度用8级，轮齿表面精糙度为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。 2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 （2）按齿面接触疲劳强度设计，由式9-7 a466(u1)KT2

2 auH

其中T2=101.87N.m

由图9-19选取材料的接触疲劳，极限应力为

бHLim1=720MPa бHLim2=550MPa

бFLim1=290MPa бFLim2=210MPa 齿宽系数a0.4 载荷系数K=1.6

许用应力系数SHmin1.1,取ZNZLVRZWZX1.0

H1Hlim1ZNZLVRZWZX

SHmin

655MPa

H2Hlim2ZNZLVRZWZX

SHmin

500MPa

因为H1H2，故以H2带入计算 a466(41)1.6*101.87

172.4mm

0.4*4*5002

取a=175mm

（3）按照经验公式选择模数

mn=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×175=1.225～3.5 选取标准模数mn=2 （4）计算主要几何参数 初选=20度 z1

2acos2*175*cos20

33 z2uz14*33132

mn(u1)2*(41)

传动比误差 ii

iz2132

40 0

iz133

精确计算螺旋角

m(zz)2*(33132)

19.46295。 arccosn12arccos

2a2*175 d1

mnz12*3370mm 。

coscos19.46295

mnz22*132

280mm 。

coscos19.46295

d2

*

da1d12hamn702*1*274mm * da2d22hamn2802*1*2284mm

（5）计算齿宽

b0.4*17570mm 取b1b(5~10)70575mm （6）计算当量齿数 zv1

z133z2132

39.37z157.48 v233。33。

coscos19.46295coscos19.46295

（7）计算重合度

tantan20

))21.10804 tcoscos19.46295

zcost33*cos21.10804

))28.40654 at11

*

z12ha332zcost132*cos21.10804

))23.22272 at22

*

z22ha1322

1.723.715.43

NL160an1t60*1*120*8*365*102.1108h NL160an2t60*1*30*8*365*107107h 由图9-20查得：ZN11,ZN21.04 选择润滑运动黏度v5083cst 由图9-21查得ZLRV0

.91

由图9-23查得ZX1 选取ZW1 由表9-8，失效概率低于1/1000，SHlim1 许用应力：

）齿面接触疲劳圆周力 查表9-5，KA1.5 查表9-6，KV1.07 查表9-7，K1.25

2

查表9-8，并减小5%，K1

查图9-12，ZH2.47 插图9-13，ZZ0.75

HH1,HH2,满足要求 4.校核齿根弯曲疲劳强度 1）齿根弯曲疲劳许用应力 取YST1YST22 由图9-26，YN1YN21

由表9-9，YrelT

11，取YrelT20.95 取YRrelT1YRrelT20.95 由图9-27，Y

X1YX21

由表9-8，失效概率低于1/1000，SFlim1SFlim21.25 由图9-25，Flim320MPa 许用应力 2）齿根弯曲疲劳应力

由图9-28，YFa1YSa14.03,YFa2YSa23.93 由图9-18，YY0.63

3）强度校核

F1F1

F2F2

满足齿根疲劳强度要求

三、轴的初步设计 轴结构设计

根据减速器的结构，设计Ⅱ轴结构，其他轴结构设计类似。

已知Ⅱ轴转递功率P=1.28kW，转速n=120r/min，锥齿轮分度圆直径d1=141mm，圆柱齿 轮分度圆直径d2=70mm，宽度分别为b1=27mm，b2=75mm。 （1）确定轴上零件的装配方案。考虑到轴上零件的定位、固定以及拆装，拟采用阶梯轴结构。 （2）确定各轴段的直径。

1.左右轴颈固定端采用轴承30207，因此固定端直径为35mm。 2.为了便于锥齿轮拆装，并不损伤由轴颈表面，与齿轮或者锥齿轮配合的轴段直径取40mm。 3.圆柱齿轮左端采用轴肩实现轴向定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）×40=2.8～4.0mm， 因此轴肩处直径取为45mm。 （3）确定各轴段的长度

1.取左端轴颈轴段长度等于轴承30207的宽度（经查表为18.3mm）。

2.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（厚度大于8mm），取左端 轴肩轴向长度为39.3mm。

3.圆柱齿轮的宽75mm,配合部分应该比齿宽短1～2mm,取该段73mm. 4.取锥齿轮轴向定位轴肩长度为10mm。 5.已知锥齿轮段的长取42mm。

6.与2相同，为了满足壁厚的要求，同时满足轴承宽度要求，取该段长度为39.3mm。 （4）其他细节尺寸

1.轴两端的倒角尺寸可取1.5×45，轴肩处过渡圆角半径取1.5mm，圆柱齿轮两端过度圆 角可取10mm。

2.锥齿轮与轴为过渡配合（H7/f6），且采用A型平键实现周向定位。该段上键槽宽度 b=12mm，槽深t=8mm，键槽长度分别为L锥齿轮=32mm，L圆柱=60mm。

（1）初步估计轴的直径

1）选择材料以及热处理方式

由于减速器为一般用途轴，可选45钢，调质。查表13-1可得：

B640MPa,s355MPa,1275MPa,1155MPa,160MPa 2）最小轴径计算

利用扭转强度法，根据式（13-2）可知：

经过圆整，取最小轴径（即轴端直径）dmin120mm,dmin235mm,dmin340mm 3）选择轴承

根据轴承工况采用油脂润滑，轴承受轴向力，故Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴均采用圆锥滚子轴承。 查机械设计手册初步选定：30000型 Ⅰ轴

30206；Ⅱ轴30207；Ⅲ轴30210。 （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。

考虑到轴承的受力分布，选取轴承中心为作用点，齿轮作用于轴上的力可视为集中 载荷，并作用于齿宽中点上，因此该轴的受力计算简图如图所示。

•计算弯矩，并画出弯矩图。

1.计算齿轮的受力。根据齿轮的受力计算公式，齿轮受力大小为：

2.根据水平面内的受力简图，可以计算出两支点处的支反力以及截面的弯矩，绘制水平 弯矩如图所示。

3.根据垂直面内的受力简图，计算支反力并绘制弯矩图，如图所示。

•计算转矩，绘制转矩图，该轴的转矩T=391.55N•m

•确定危险截面，校核轴的强度。

结合图可以看出，C截面处受弯矩和转矩最大，根据式（13-5）可得C截面：

因此，根据弯扭合成法该轴的结构满足强度要求。

2.按安全系数法精确校核轴的强度。

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,K1.61 2）查表13-7可得，45钢的绝对尺寸系数为：0.84,0.78

3）对于45钢，弯矩和扭矩作用下的轴平均应力折算为应力幅等效系数为： 0.15,0.075

4）查表13-8可得，该轴的加工表面质量系数：10.92,21,故120.92 5）由于该轴所受弯矩弯曲应力为对称循环变应力，故平均应力m0，应力幅为：

6）由于该轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，其扭转切应力为：

8）根据式（13-6）可得，轴的工作安全系数为： 查表13-4，取轴疲劳强度的许用安全系数S1.5~1.8,显然SS,故满足强度要

求。

轴承校核

1）查机械设计手册可得30210轴承的基本参数： Cr73.2kN,COr92.0kN,e0.42,Y1.4,X0.8

方向如图所示

3）计算轴向载荷

S1

Fa182.39891171.3NS2

可以判断轴承1放松，轴承2压紧。

故Fa1182.3N,Fa21171.3N

4）计算轴承的当量动载荷

所以Pr1Fr1510.5N

Pr2XFr2YFa20.8*2568.51.4*1171.33694.6N

5)计算轴承的寿命

由表

14-4和14-5可得，ft1,fd1.5，由式（14-3）可得 由于Pr1Pr2，故计算轴承2的寿命即可

满足要求。

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