干粉压片机机械传动系统设计与分析一 任务书
设计题目: 干粉压片机机械传动系统设计与分析（干粉压片机的功用是将不加粘结剂的干粉料压制成h圆型片坯）干粉压片机的原始数据：方案 h(mmmm) n1(rpm) H(mm) F(N) y1(mm) y2(mm)I 265 25 95 15000 21 3
工作条件：三班制，连续运转，每台电动机同时带动50组冲头。使用期限：十年，大修期三年生产批量：小批量生产（少于十台）生产条件：中等规模机械厂制造，可加工7~8级精度的齿轮及蜗轮动力来源：电力，三相交流（220/380V）转速的容许误差：±5%
设计主要任务：1、画机械运动方案简图2、选择原动机及传动机构3、根据工艺动作顺序和协调要求拟订运动循环图4、对传动机构和执行机构进行运动尺寸综合及运动分析5、设计压片机中减速器部分6、飞轮转动惯量的计算7、编写设计说明书二 工作原理分析（A）干粉压片机的功用是将不加粘结剂的干粉料压制成h圆型片坯，其工艺动作的分解如下图所示：（1） 料筛在模具型腔上方往复振动，将干粉料筛入直径为、深度为y1的筒形型腔，然后向左退出45mm。（2） 下冲头下沉y2，以防上冲头进入型腔时把粉料扑出。（3） 上冲头进入型腔y2。（4） 上、下冲头同时加压，各移动（y1-h）/2，将产生压力F，要求保压一定时间，保压时间约占整个循环时间的1/10。（5） 上冲头退回，下冲头随后以稍慢速度向上运动，顶出压好的片坯。（6） 为避免干涉，待上冲头离开平台H且下冲头上平面与平台平齐时，料筛才向右运动推走片坯，接着下冲头下沉、料筛往复振动，继续下一个运动循环。
（B）分析1．上冲头从上面的示意图中可以看出，上冲头的基本运动为：下降－停歇－上升。考虑方面：一，保压的时有停歇，因而不宜用曲柄滑块机构，以为曲柄滑块机构运动中只产生瞬间的停歇。二，上冲头运动时要产生较大的压力，而凸轮机构产生的压力比较小，因而不宜选择凸轮机构。由上面两点分析，可以考虑用平面六连杆机构作为上冲头的执行机构，即将一个RRR杆组与一个RRP杆组串连而获得的一个机构。考虑到工作时压力角不宜过大，此时可以通过改变两个串连杆组的支点之间的距离以及某些杆的长度来调整，并在调整的同时要考虑到上冲头在保压时段的时间至少要占整周时间的1/10（即使冲头在离极限位置0.4mm范围内的主动杆要转过至少36度）。
2．下冲头从上面的示意图中可以看出下冲头的基本运动为：上升－停歇－上升－停歇－下降－停歇－下降－停歇，首次上升的距离为（y1－h）/2,第二次上升的距离为(y1－h)/2+y2+h，最后一次下降的距离为y2，考虑到此运动的复杂性，以及每次上升下降的距离已经确定，此时宜选用凸轮机构比较容易实现所需的运动。在设计凸轮轮廓线时，可假设凸轮静止不动，，而使推杆相对于凸轮作反转运动；同时又在其导轨内作预期运动，作出推杆在这种复合运动中的一系列位置，则其尖顶的轨迹就是要求的凸轮廓线。这就是凸轮廓线设计方法的基本原理。在凸轮机构中，压力角是影响凸轮结构受力情况的一个重要参数。压力角越大则凸轮机构中的作用力越大，对心的凸轮升程时压力角较大，而正偏置能使凸轮升程的压力角减小，所以要采用正偏置。在回程时，由于这时使推杆运动的不是凸轮对推杆的作用力，故允许采用较大的压力角。3．料筛料筛的基本运动为：向右－震动－向左－停歇，设计此运动时最主要考虑的因素时震动如何实现，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。料筛处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，我选择用正弦曲线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。根据以上分析以及这一段时间的设计，现列出三个机构的运动循环图： 三 执行机构的选型及形态学矩阵形态学矩阵料筛 图(1) 图(2) 图(3)上冲头 图(4) 图（5） 图(6)下冲头 图(7) 图(8)204
机械原理及机械设计课程设计优缺点分析：a 上冲头优缺点分析图（1）和图（2）均利用凸轮得凹凸不平而使振子产生振动，此类方法可靠度比较高，当时凸轮制造较困难。其中图（1）中加入了曲柄滑块机构，结构较为复杂，为使振子按照规定的路线运动时调整杆长比较麻烦。而图（2）直接将振子与凸轮接触，结构简介，较容易实现振子按照规定的路线运动，通过调整偏置量e的大小就可以方便的改变运动时压力角的大小。图（3）利用一根杆在一段凹凸不平的路线上滑动而使料筛产生振动，此法结构比较简单且较容易制造，但，当转动的杆刚与路线相接触时会产生较大的冲击，从而引起料筛的破坏和整个机器的振动。
b 上冲头优缺点分析图（4）和图（5）均利用杆组串连而设计，杆组运动过程中可以产生较大的压力，而这点正是上冲头所必须的，所以利用杆组比较合适，并且利用杆组可以通过改变各杆的杆长方便的调整运动中的位移量和压力角。图（6）利用凸轮结构来设计，虽然整个机构看起来比较简单，当因为凸轮处是高副，运动时不能产生很大的压力，因而不宜用凸轮机构。
C 下冲头优缺点分析图（7）和图（8）均利用凸轮来实现下冲头的运动，图（7）利用一个凸轮来实现而图（8）利用两个凸轮，两个凸轮同时驱动滚子可以使滚子实现较复杂的运动，但制作成本比用一个凸轮高，且下冲头的运动只要用一个凸轮就可以实现滚子的运动。
综上所述，根据各个机构的优缺点，选择：料 筛：图（2）。此机构既无刚性冲击又无柔性冲击，且结构简洁，能满足需要的运动，。上冲头：图4。此机构能实现较大的压片力，且有短暂停歇。下冲头：图8。
四 传动机构的选型及有缺点分析1、带传动的优缺点：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)。带传动和磨擦轮传动一样,也有下列缺点：• 有弹性滑动和打滑,使效率降低,不能保持准确的传动比(同步传动是靠啮合传动的,所以可保证传动同步)；• 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。• 传动简图： 2、链传动的优缺点：链传动的优点：• 没有滑动；• 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；• 效率较高,η=98%；• 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；制造费用比带传动高。
机构简图 综合上述两种方法，选择链传动3 机械系统运动简图 五、传动机构的运动参数和动力参数1、电动机的选择a)计算功率：单个周期的时间：T=60/n1=60/25=2.4s单个冲头周期做功：W=F*（y1-h）*2/2=15000*(21-5)/1000*2/2=120J 单个冲头功率：P实际=W/T=120/2.4=50 W考虑到运动副摩擦和料筛运动所需的功率，∴实际所需的功率：P实际=2*P平均=100w减速器功率：P总＝40*P实际=50*100= 4kW∴干粉压片机所需总功率P总=4kWb)确定传动装置的效率η查表得：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η3=0.97皮传动效率η4=0.96锥齿轮的传递效率为η5=0.94∴故总的传动装置的效率为η=η1•η23•η32•η4•η5 =0.99X0.993X0.97X0.96X0.94 =0.841c)选择电动机电动机所需功率PD=P总/η=4/0.841=4.76kW同步转速n=960rpm Y系列由所需功率及同步转速定出电机型号：Y132M2—6电动机额定功率P 5.5kW电动机满载转速n 960rpm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电动机质量 84kg电机轴伸出端直径D 38mm电机轴伸出端安装长度E 80mm2、分配传动比总传动比 i＝i带*i圆锥*i圆柱=（2～4）×（3～5）×（2～3）＝12～16实际总传动比 i＝n额定/n1 ＝960/25＝38.4取带传动比 i1=2.9, 2、3轴传动比 i2=3.4 i3=3.93、计算各轴的运动参数和动力参数1).各轴转速 nw=25 r/min n1= nw /i0=960/2.9=331r/min n2=n1/i1=331/3.4=97.36r/min n3=n2/i2=97.36/3.9=24.96r/min （25－24.96）/25＝0.0016<0.05
2).各轴功率 P1 =PD•η带=4.76x0.96=4.57kw P2 =P1•η圆锥=4.57x0.94=4.30kw P3 =P2•η圆柱=4.30x0.97=4.17kw 3).各轴转矩 Td=9550PD/nw=9550x4.76/960=47352N•mm T1 =Td•i1•η带=47352x2.9x0.96=131828 N•mm T2 =T1•i2•η圆锥=131828x3.4x0.94=421322 N•mmT3 =T2•i3•η圆柱=421322x3.9x0.97=1593865N•mm 4).列出各轴的运动参数和动力参数
干粉压片机机械传动系统设计与分析 功率P(kw) 转矩T(N•m) 转速n(rpm) 传动比i 效率η 输入 输出 输入 输出 电机 4.76 47352 960 2.9 0.96Ⅰ 4.76 4.57 47352 131828 331 3.4 0.94Ⅱ 4.57 4.30 131828 421322 97.36 3.9 0.97Ⅲ 4.30 4.17 421322 1593865 25
六 传动零件的设计计算1、带传动的设计a.定带型号：∵本组机器属于软启动且为三班制且载荷变动不大 可得：KA=1.2∴Pca=KA•P=1.1x4.76=5.236kw又∵n1=960rpm∴选择普通V型带。
b.定带轮直径D1、D2 由机械设计课本表8－3，A型V带Dmin＝100mmD1取80mm ∴D2=D1•i*(1-e)=80x2.9×（1－0.015）=280mm （此处e为滑动率）
c.计算V并检验是否合格 <25m/s∴速度合格。
d.计算a和Ld 0.7×（D1+D2 ）
七、传动件的设计计算1高速级传动件的设计计算1） 选择齿轮材料及热处理小齿轮 45号钢 调质250HBS （[1] P207 图10-21(d)） （ [1] P204 图10-20(c)）
大齿轮 45号钢调质210HBS （[1] P189 图10-21(c)） （[1] P204 图10-20(b)）
( 啮合齿轮的材料有一定的硬度差，可防止胶合（[1] P189 表10-1）2）按齿面接触疲劳强度计算考虑到齿轮失效的形式为接触面疲劳失效，故按接触疲劳强度准则进行设计，并校核齿根弯曲疲劳强度 试算： （[1] P225 式10-26）①确定齿轮的许用应力
（[1] P202 式10-12）式中：S——疲劳强度安全系数 ——寿命系数 （[1] P202 图10-18） 式中:1)使用系数─ （[1] P 190 表10-2） 动载系数─ （[1] P 192 图10-8）齿间载荷分配系数─ 齿向载荷分布系数─ =1.875 （[1] P 193 表10-2）②齿数和齿宽系数 取 （[1] P 222） ③小齿轮所需传递的扭矩 由前面的计算知T1＝131828N。mm代入可得d1>=112.68mm 取标准有 锥齿轮的主要尺寸有齿轮节锥角 小锥轮 大锥轮 R=1/2（d12+d22）1/2 ＝199.35mm 取整有 精确校核较核式： 其中:1)使用系数─ （[1] P190 表10-2） 动载系数─ （[1] P 192 图10-8）（ 可按低一级的精度线及 查询） 齿间载荷分配系数─ 齿向载荷分布系数─ =1.875([1] P 224 表10-9）
校验结果：齿面接触强度符合要求，且安全余量小于 上述的主要参数不必调整。3）齿根弯曲强度校核当量齿数 根据当量齿数，按线形差值法有：齿形系数 （[1]P197 表10-5）应力校正系数 （[1]P197 表10-5）校核式： （[1] P224 式10-23）其中:使用系数─ （[1]P190 10-2）动载系数─ 齿间载荷分配系数─ 齿向载荷分布系数─ =1.875
机械原理及机械设计课程设计齿根弯曲强度校核满足要求。2低速级圆柱齿轮1）选材料及热处理小齿轮 45号钢 调质260HBS （[1] P207 图10-21(d)） （[1] P204 图10-20(c)）大齿轮 45号钢 调质220HBS 9[1] P189 图10-21(c)） （[1] P204 图10-20(b)）( 啮合齿轮的材料有一定的硬度差，可防止胶合)2）按齿面接触疲劳强度计算试算 设计式： （[1] P216 式 10-21）其中: 使用系数─ （[1] P190 表10-2）动载系数─ （[1] P 192 图10-8 ）齿间载荷分配系数─ （[1] P193 表10-3 ）齿向载荷分布系数─ （[1]P193 表10-3 ） 弹性影响系数 （[1] P198 表10-30 ）区域系数 （[1] P215图10-30）①确定齿轮的许用应力 （[1] P202 式10-12）式中：S——疲劳强度安全系数 ——寿命系数 （[1] P202 图10-18）N1＝60×88×24×300×10＝3.8016×108 ②齿数和齿宽系数 5 （[1] P201表10-7 ） 初定 ③小齿轮所需传递的扭矩 由前面计算知T1＝421322
④初定主要参数和尺寸齿数 模数，中心距、螺旋角 取标准有 取整有 修正 值 分度圆的直径和齿宽 取整有 考虑到制造和安装误差，小齿轮的直径应比大齿轮的直径大5-10mm 圆周速度和精度等级 选8级精度精确计算齿面接触疲劳强度较核式： 式中:使用系数─ （P190 10-2） 动载系数─ 齿间载荷分配系数─ =1.80齿向载荷分布系─ 校验结果：齿面接触强度符合要求，且安全余量小于 上述的主要参数不必调整。3）校核齿根弯曲疲劳强度校核式： （[1] P202 图10-18） （[2] P202 图10-20） 其中 （P193 10-3） （P193 10-3） 根据当量齿数，按线形差值法有：齿形系数 （P197 表10-5）应力校正系数 （P197 表10-5） 故齿根弯曲疲劳强度足够4）输出齿轮啮合尺寸及其偏差的确定 =3×125×sin0.01256＝0.0822
法向模数： ;螺旋角： ；螺旋方向：左旋;径向变位系数：0法向齿高：由当量齿数 查得 取整有 七、 轴的结构设计及连轴器的选择1、输入轴的结构设计1）初估轴径轴的直径 （[1]P362 式15-2)其中 轴的材料为45号钢时 =126-103 （[1]P362 表15-3） 这里取 =112对于直径小于 的轴，有一个键槽时，轴径增大 ，这里取 。输入轴 取d＝40mm2）选择联轴器输入轴半联轴器①计算转矩 其中 为工作情况系数，这里取 （[1]P343 表14-1）②主要参数与尺寸 = ③选择联轴器为了隔离振动和冲击，根据以上参数，选择Y型HL3弹性柱销联轴器。查手册有： （[2] P94表8-7）④写出标记:HL3联轴器 GB5014-85 （[2] P94表8-7）3）选择轴承 轴承选择30209型圆锥滚子轴承主要参数： C＝16mm （[2] P72 表6-7）标记：轴承 30209 GB/T 297-944 )初步设计轴的结构 根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度①轴段I-II通过联轴器直接与电动机连接。根据轴段I-II的最小直径 ，联轴器的标准取轴段I-II的直径为 ，为了保证轴端的挡圈只压在半联轴器上不压在轴的端面上，轴段I-II应该比半联轴器的长度短2-3mm.故轴段I-II的长度 ②为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段I-II的右端需制出一个轴肩，轴肩高应为2-4mm,故轴段II-III的直径 。轴承端盖的总宽度为 ，根据轴承的装拆及便于对轴添加润滑油的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面之间的距离 ，所以轴段I-II的长度 。③轴段III-IV用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30209，确定轴段III-IV的直径为 。查表有轴承的宽度 。轴承左端依靠轴承端盖，右端依靠轴肩定位，取III-IV的长度 。④轴段V-VI用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30209，确定轴段V-VI的直径为 。轴承左端依靠轴肩定位，右端依靠套筒定位，查表有轴承的宽度 ，轴段V-VI的长度 。⑤轴段VI-VII用来装高速级圆锥齿轮，取 ，根据设计要求圆锥齿轮的宽度 ，，因此段轴上由一小段挡油环的长度，因而取此段长度为39mm ⑥轴段IV- V具有定位轴承的功能，查表有圆锥滚子轴承30209的安装尺寸 （[2] P72表6-7），确定)轴段IV- V的直径 。 为了使轴V的长度 。2、轴Ⅱ的结构设计（1）初估轴径轴的直径 （[1]P362 式15-2)
干粉压片机机械传动系统设计与分析其中 轴的材料为45号钢时 =126-103 （[1]P362 表15-3） 这里取 =112对于直径小于 的轴，有一个键槽时，轴径增大 ，这里取 。 （2）选择轴承 轴承选择30210型圆锥滚子轴承主要参数：d=50mm D=90mm T=21.75mm B=20mmda=57mm （[2] P72 表6-7）标记：轴承 30210 GB/T 297-943）初步设计轴的结构根据轴向定位的要求确定各轴段的直径和长度①轴段I-II用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30210确定轴段I-II的直径为dI-II =50mm查表有圆锥滚子30208的宽度T=21.75mm
档油环的长度 ，档油环和高速级大圆锥齿轮的间距 ，齿轮右端依靠挡板定位，为了使挡板可靠地压紧齿轮，此轴略短于轮毂的宽度 ，取 。所以轴段VI-VII的长度 ， 圆整为 ②轴段II-III用来装高速级大圆锥齿轮，根据dI-II=50mm确定轴段II-III的直径 ，由齿轮宽度 （[2] P152表11-7）得 ，同时为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴略短于轮毂的宽度 ，故取轴段IV-V的长度 ③为了使齿轮轴到轴段Ⅵ-Ⅶ自由过度并满足轴套的定位要求取轴段Ⅴ-Ⅵ的直径 ， ④轴段Ⅵ-Ⅶ用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30210确定轴段V-VI的直径为 `，轴承一端依靠轴承端盖，另一端依靠轴套定位。查表有圆锥滚子30208的宽度 ，挡油板的长度 ，所以 ， 取整为 ⑤轴段III-IV为大圆锥齿轮的定位轴肩，轴肩高出2-4mm确定轴段III-IV的直径为 ,按规定 <=10mm，取 =10mm⑥轴段IV-V，根据低速级的小齿轮的齿宽B=115mm取轴段长度 ,取dIV-V ＝56mm3、输出轴的结构设计1）初估轴径轴的直径 （[1]P362 式15-2)其中 轴的材料为45号钢时 =112 （[1]P362 表15-3） 对于直径小于 的轴，有一个键槽时，轴径增大 ，这里取 。 取d＝70mm2）选择联轴器输入轴半联轴器①计算转矩 其中 为工作情况系数，这里取 （[1]P343 表14-1）②主要参数与尺寸 = ③选择联轴器为了隔离振动和冲击，根据以上参数，选择Y型HL6弹性柱销联轴器。查手册有： （[2] P94表8-7）④写出标记:HL6联轴器 YA70×142 GB5014-85 （[2] P94表8-7）3）选择轴承 轴承选择30217型圆锥滚子轴承主要参数：d=85mm D=150mm T=30.5mm B=28mm C=24mm（[2] P72 表6-7）标记：轴承 30217 GB/T 297-944）初步设计轴的结构 ①轴段I-II用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30217确定轴段I-II的直径为 ，查表有圆锥滚子30217的宽度 ，档油环的长度 ，， 因而取 。②轴段II-III用来装高速级大圆柱齿轮，根据 确定轴段II-III的直径 ，由齿轮宽度 （[2] P151表11-6）得 ，同时为了使档油环端面可靠地压紧齿轮，此轴略短于轮毂的宽度 ，故取轴段IV-V的长度 ③轴段IV- V用来装轴承，根据初选的圆锥滚子轴承30217确定轴段V-VI的直径为 ，轴承一端依靠轴承端盖，另一端依靠轴肩定位。查表有圆锥滚子30217的宽度T=30.5mm，确定 ， 加上一段挡油环的长度，取 ④轴段III-IV为大圆锥齿轮的定位轴肩，取轴段III-IV的直径为 ，并取 ⑤由最小直径取轴段Ⅵ-Ⅶ直径d ，考虑导连轴器与其配合，因而取其长度略小于连轴器L的2～3mm，所以lⅥ-Ⅶ ＝140mm⑥为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段IV- V的右端需制出一个轴肩，并考虑到密封圈系列,取轴段IV- V的直径 。考虑到其边上的轴承端盖的长度，因而取
