壓片成形機的設計【單沖式壓片機】【干粉壓片機】

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單沖式壓片機的結構中應用了曲柄滑塊機構與凸輪機構，進行力與動力的傳遞。曲柄主軸旋轉一周，壓片機依次完成充填、壓片和出片的工作循環(huán)。曲柄滑塊機構控制著上沖模的上下運行，并在壓片時提供主要壓力；凸輪機構控制著加料斗與下沖的運動，完成送料與出片運動。。單沖式并不一定只有一副沖模工作，也可以有兩副或更多，但多副沖模同時沖壓，由此引起機構的穩(wěn)定性及可靠性要求嚴格，結構復雜，不多采用。單沖壓片機是間歇式生產，間歇加料，間歇出片，生產效率較低，適用于試驗室和大尺寸片劑生產。 壓片機在現代生活中應用比較廣泛，其中以制藥行業(yè)最為突出。本次畢業(yè)設計是對單沖壓片成形機進行了研究和設計。在本次的對壓片機構造和運動進行了分析。在這次的畢業(yè)設計中得到了指導教師的精心批評和糾正，并對壓片機中不是很合理的地方進行了修改和設計。 符 號 表 滿載轉數 p 功率 kw 齒輪分度圓直徑 mm T 轉矩 N/m z 齒數 η 效率 i 傳動比 N 應力循環(huán)次數 m 模數 mm a 中心距 mm h 齒高 mm b 齒輪寬度 mm 扭轉切應力 MPa 圓周力 N 徑向力 N M 彎矩 N/mm 計算應力 MPa 軸承壽命 h v 速度 m/s 帶基準長度 mm 小帶輪包角 。 Z V帶根數 壓軸力 N 張緊力 N 鏈節(jié)數 計算功率 kw 輪槽角 。 K 載荷系數 W 抗彎截面系數 mm3 抗扭截面系數 mm3 目 錄 1 壓片機總體設計 6 1.1設計題目分析 6 1.1.1給定數據 6 1.1.2總功能分析 6 1.2工作原理 6 1.3機械運動方案及機構設計 8 1.3.1擬訂執(zhí)行構件的運動形式 8 1.3.2擬訂運動循環(huán)圖 8 1.3.3確定主加壓機構方案 8 1.3.4評選機構方案 10 2 沖壓機構的設計 12 3 凸輪機構的設計 15 3.1凸輪輪廓曲線設計 15 3.1.1利用作圖法設計凸輪廓 15 4 減速器的設計 19 4.1減速器測繪與結構分析 19 4.1.1分析傳動系統(tǒng)的工作情況 19 4.2傳動系統(tǒng)運動分析計算 19 4.2.1確定電機型號 19 4.2.2計算傳動裝置各級傳動比和效率： 20 4.2.3計算各軸的轉速功率和轉矩 20 4.2.4高速軸上的齒輪設計 20 4.2.5低速軸上的齒輪設計 23 4.3軸的設計 24 4.3.1軸的最小直徑的確定 25 4.3.2軸的結構設計 25 4.3.3軸的載荷 25 4.4軸的校核 25 4.4.1齒輪的力分析計算 26 4.4.2支座反力分析 26 4.4.3當量彎矩 26 4.4.4校核強度 26 4.4.5結論 27 5 帶傳動的設計 28 5.1 傳動帶的設計 28 5.1.1 確定計算功率，選擇V帶型號 28 5.1.2 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數 28 5.1.3 確定中心距a和v帶的基準長度 29 5.2 帶輪的設計 29 6 鏈傳動的設計 30 6.1滾子鏈傳動的設計 30 6.2鏈傳動的布置、張緊和潤滑 31 6.2.1鏈傳動的布置 31 6.2.2鏈傳動的張緊 31 6.2.3鏈傳動的潤滑 31 6.3鏈輪的結構和材料 32 7 經濟技術性分析 33 結束語 34 致 謝 35 參考文獻 36 1 壓片成形機總體設計 1.1設計題目分析 1.1.1給定數據 沖頭壓力： 1 5噸(150000N)； 生產率： 每分鐘2 5片； 機器運轉不均勻系數： 1 0％； 驅動電機： 2.8 kw， 1410 r／min。 片劑規(guī)格： 直徑40mm, 厚度5mm 1.1.2總功能分析 總功能分析 根據題目要求，要最終將干粉壓制成片坯。若要求獲得質量較好的成品，可采用諸多方法。下面采用黑箱法進行分析： 圖1.1黑箱法分析 由黑箱法分析可得到：為了達到高效、方便的目的，采用機械自動加工的方法比較好，因此，本題采用了自動加工的方法壓制片坯。 總功能分解 設計干粉壓片機，其總功能可以分解成以下幾個工藝動作： 送料機構：為間歇直線運動,這一動作可以通過凸輪上升段完成 篩料：要求篩子往復震動 推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯 送成品：通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道 上沖頭往復直線運動，最好實行快速返回等特性 下沖頭間歇直線運動 機械系統(tǒng)轉換功能圖 圖1.2機械系統(tǒng)轉換功能圖 1.2工作原理 壓片機是將陶瓷干粉料壓制成直徑為40mm，厚度為5mm的圓形片坯。如圖1.3所示，其工藝過程是： 圖1.3壓片機工作流程 ⑴ 干粉料均勻篩入圓筒形型腔（圖1.A）； ⑵ 下沖頭下沉3 mm，預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出(圖1.B)； ⑶ 上、下沖頭同時加壓(圖1.C，并保壓一段時間，保壓時間0.4s左右； ⑷ 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯（圖1.D）； ⑸ 篩料推出片坯(圖1.A)。 根據工藝流程及要求大致可繪制出壓片機的示意圖，如圖1.4所示 圖1.4 壓片機傳動示意圖 1.3機械運動方案及機構設計 1.3.1擬訂執(zhí)行構件的運動形式 顯然該壓片機應有三套機械傳動系統(tǒng)所組成，即實現上沖頭運動的加壓傳動系統(tǒng)，實現下沖頭運動的輔助加壓傳動系統(tǒng)，實現料篩運動的上、下料傳動系統(tǒng)。這三套傳動系統(tǒng)中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個執(zhí)行構件，它們的運動特性分別為： a)上沖頭完成往復(鉛垂上下)直移運動，在下移至終點后有短時間停歇(起保壓作用)。又因沖頭上升后要留有料篩進入的空間，故沖頭的行程約為9 0~100mm。沖頭還受有較大的力。若機構主動件一轉(2π)完成一個運動循環(huán)，則上沖頭位移線圖的形狀大致如圖1.5a所示。 b) 下沖頭也作上下直移運動，其運動規(guī)律較復雜，自初始位置先下沉3 mm，然后上升8mm加壓，后停歇保壓，繼而上升1 6mm將成形片坯頂至與平臺平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后再下移2 1 mm到待裝料的初始位置。沖頭也受有較大的力。其位移線圖大致如圖1.5b所示。 c) 料篩作水平直移運動，其運動規(guī)律也較復雜。先在模具型腔上方往復振動料篩，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩再在臺面上右移4 5~5 0mm，推開成形片坯?？煽闯隽虾Y受力不大。其位移線圖大致如圖1.5所示。 b　壓片機運動循環(huán)圖 a 執(zhí)行構件運動線圖 圖1.5三大機構位移線圖 1.3.2擬訂運動循環(huán)圖 擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調試。根據上述工藝動作順序可以擬定出表示三套傳動系統(tǒng)中三個執(zhí)行構件運動循環(huán)協(xié)調配合關系的運動循環(huán)圖，如圖1.5b所示。由于上沖頭所在的系統(tǒng)為主傳動系統(tǒng)，其原動件每一轉便完成一個運動循環(huán)，所以擬定運動循環(huán)圖時，以該原動件的轉角為橫坐標(0°~3 6 0°)，以各執(zhí)行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線(運動循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運動的起迄位 置，而不必準確表示其運動規(guī)律，故圖上位移曲線均由直線段組成)。 料篩退出加料位置(圖1.5b中線段①)后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉3 mm(圖中②)。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處(圖中③)，待上沖頭到達臺面下3mm處時，下沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時上、下沖頭各移動8mm(圖中④)，然后兩沖頭停歇保壓(圖中⑤)，保壓時間約0.4秒，即相當于原動件轉60°左右。以后上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并緩慢地向上移動到和臺面平齊，頂出成形片坯(圖中⑥)。下沖頭停歇待卸片坯時，料篩推進到型腔上方推卸片坯(圖中⑦)。下沖頭下移21mm的同時，料篩振動粉料(圖中⑧)進入下一個循環(huán)。 1.3.3確定主加壓機構方案 由上述分析可知，壓片機機構有三個分支：一為實現上沖頭運動的主加壓機構；二為實現下沖頭運動的輔助加壓機構；三是實現料篩運動的上、下料機構。此外，當各機構按運動循環(huán)圖確定的相位關系安裝以后，應能作適當的調整，故在機構之間還需設置能調整相位的環(huán)節(jié)(也可能是機構)。要完成上述幾種機構的設計，對課程設計來說，工作量太大，因此，這里也只就其中的一個機構——主加壓機構敘述其設計過程。 實現上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能： a) 上沖頭要完成每分鐘2 5次往復直線運動，所以該系統(tǒng)的原動件轉速應為2 5 r／m i n，若以電動機作為原動機，則該傳動系統(tǒng)應有減速功能。 b) 因上沖頭是往復直線運動(輸出)，故該系統(tǒng)要有運動形式轉換功能，即由單向連續(xù)轉動變?yōu)樽瓦\動。 c) 因有保壓階段，故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因沖頭受到壓力較大，所以希望機構具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率較大的原動機。 先取上述a)、b)、c)三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現，可組合成許多種方案。在這許多方案中，有些機構，如曲柄滑塊機構，就兼有運動轉換和交替換向的功能。這樣，有些方案的動作結構或機構組合就顯得繁瑣而不合理，因而可以直觀進行判斷，從而舍棄一些方案。例如，我們可從中選出如圖1.5所示的四種方案作為評選方案。這種做法似乎比較繁瑣，但它的好處是可以開闊思路，盡量考慮周全，少漏掉一些可行方案。特別對于初次進行設計者更屬必要。 由于上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求，所以對上述方案要再作增改。 圖1.6 壓片機加壓機構的四個方案 圖1.7 按停歇要求補充的幾個方案 要使機構從動件(執(zhí)行構件)在行程中停歇，即運動速度為零，大致有下述幾種辦法： (1) 如圖1.6中方案一、三用轉動凸輪推動從動件，則與從動件行程末端相應的凸輪廓線用同心圓弧廓線時，從動件在行程末端停歇。曲線導桿機構(圖1.6a)也有同樣的作用。 (2) 使機構的運動副或運動鏈暫時脫離，這可采用基本機構的變異機構，如槽輪機構(圖1.6b)。也可采用換向機構或離合器(圖1.6c)，當換向輪處于中間位置時，從動件A、B——螺桿停歇。 (3) 在機構串聯(lián)組合時，使兩機構的從動件均在速度零位時串接。因為速度零位附近的速度一般也較小，這就使得串聯(lián)組合機構輸出構件的速度在較長一段時間內接近為零。如圖1.6方案四所示。 (4) 用其它方式組合機構。如用軌跡點串聯(lián)時，當軌跡點在直線段或圓弧段上運動時，從動件停歇。并聯(lián)組合時，將兩個輸入構件的運動規(guī)律相加，可使輸出構件的速度在預定區(qū)域內接近于零。 至于機構增力的要求，它與機構停歇的要求，從功率傳遞的角度來看，有著內在的聯(lián)系。因為，若不計摩擦損耗時，輸入、輸出功率應相等，即Mω=M1 ·ω1，所以速度低時，力大。根據這個道理，可使沖頭在下移行程末端8mm的范圍內有足夠低的速度，這是增力措施之一。此外，合適地安排機構構件的相對位置，使得到良好的傳力條件，即得到較大的有效作用力，也是一種“增力”的辦法。所以，這類要求不必另立方案，只需在選擇的方案中將構件作適當的配置就可以了。 至此，在圖1.6、1.7所示的七種方案中，已充分考慮了所提出的功能要求。 1.3.4評選機構方案 按照前述的方案評選原則，充分分析各方案的優(yōu)缺點，然后選出幾個比較合適的方案。 方案一、三都采用了凸輪機構。凸輪機構雖能得到理想的運動規(guī)律，但要使從動件達到90~100mm的行程，凸輪的向徑比較大，于是凸輪機構的運動空間也較大。而且凸輪與從動件是高副接觸，不宜用于低速、大壓力的場合。 方案二采用曲柄滑塊機構，曲柄長度僅為滑塊行程的一半，機構結構簡潔，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。如用方案四，將曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)，則可得到比較好的運動規(guī)律，尺寸也不致過大。又因為它是全低副機構，宜用于低速、重載的場合。 其余方案雖也可達到所要求的機構功能，但均不如前述幾個方案的結構簡潔。所以，選用方案四是比較適宜的。 至于下沖頭機構和料篩機構，也可照上述方法選定方案，不再詳述。前者因位移不大，運動規(guī)律復雜，可考慮用凸輪機構；后者因要完成振動動作，所以可用凸輪機構完成小振動動作，用串聯(lián)的連桿機構實現運動轉換和放大。 圖1.8 壓片機機構簡圖 整個壓片機的機構簡圖如圖1.8所示 2 沖壓機構的設計 由于壓片機的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構，它是由曲柄連桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)而成。先設計搖桿滑塊機構。 　　　　　(a) (b) (c) (d) (e) 圖2.1 主加壓機構設計原理 方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構，屬構件固接式串聯(lián)組合。今將第一個機構的輸出構件(在速度為零的位置)和第二個機構的輸入構件(在其輸出構件速度接近為零時的位置)固接起來，即機構串聯(lián)起來，那么，在這個位置附近(一段較長時間)組合機構的輸出構件將近似停歇。其原理說明如下： 假設已知曲柄滑塊機構的運動規(guī)律s—φ1 (圖2.1a)，圖2.1b所示為該機構正處于滑塊速度接近于零的位置；曲柄搖桿機構的運動規(guī)律ψ-φ1如圖c實線所示，而圖d所示為該機構搖桿OA,A，正處于速度為零的位置。若將圖b，d所示的兩個機構就在圖示位置串聯(lián)，則串聯(lián)以后構件OAA和OA′A′成為一個構件(圖e)，因此，第一個機構中的中φ1和第二個機構中的φ2有如下關系 φ2=φ0+φ1 （2.1） 式中φ0為一常數，所以若將圖2.1c的坐標φ1用φ2表示，則相當于曲線平移了一個距離φ0(如虛線所示)。當s—φ2和ψ1—φ2如圖2.1a，c所示安排時， 則沿圖中箭頭所示走向從ψ1′得φ2′，由φ2′得s′，而從φ1′、s′得到ψ1-s曲線上的一點，依此可得出一條ψ1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知，在ψ1由b—c—0—a的區(qū)域內(轉角約70°)，滑塊的位移s約在接近零的一個很小的范圍(約0.37mm)內運動，依靠運動副的間隙，可近似認為這時滑塊是停歇的。 由此看來，若使s—φ2曲線上s為零的附近的一段曲線變化比較平緩，ψ1-φ1曲線在ψ1的最小值附近的曲線也比較平緩的話，滑塊近似停歇所占的ψ1角就比較大；又為了使構件A′B′受力小些，同時也使機構能得到比較合理的布置，可將曲柄搖桿機構OA′A′B′OB′整個繞OA′逆時針向轉一個角度φ0，如圖2.1g所示，這并不影響機構的運動性能，反而改善了構件A′B′的受力條件。 根據上述分析，該機構可按如下步驟設計： (1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據曲柄滑塊機構特性(圖2.2a)，λ=l/r愈小，在s=0處的位移變化愈大， 圖2.2 曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性 所以應選較大的λ；但λ愈大，從s=0到90~l00mm的位移所需曲柄的轉角θ也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖桿的轉角應小于180°，且希望取小一些為好。所以，應取一個合適的曲柄長度和λ值，滿足滑塊有90~100mm的行程而曲柄轉角則在30°左右，同時在φ2=178°~182°的范圍內滑塊位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。如圖2.3所示，取λ=1。為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的正負2度的范圍內，滑塊的位移量小于等于0.4mm。據此可得到搖桿的長度 (mm) （2.2） 式（2.1）中------搖桿滑塊機構中連桿與搖桿長度之比，一般取。 算出L=r=200mm。 圖2.3 主加壓機構設計 (2)確定曲柄搖桿機構尺寸。在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在OAA位置時，曲柄搖桿機構的連桿AB′與OAA的夾角應接近90°。此時，OB′若選在A B′的延長線上，則A B′受力最小。故在此線上選一適當位置作OB′。具體選定OB′的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數K或θ1愈大，在位置A時的位移變化較大(圖1.9b)，所以OB′距點A遠一些好，但又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定OB′以后，可定出與OAA兩個位移φ3、φ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)對應的OB′B′的兩個位移ψ3、ψ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度，角φ0　為兩機構串聯(lián)的相位角。設計結果如圖1.10所示。其后，再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規(guī)律。最后，再回到運動循環(huán)圖上，檢查它與其它執(zhí)行構件的運動有否干涉的情況出現。必要時可修正運動循環(huán)圖。 3 凸輪機構的設計 3.1凸輪輪廓曲線設計 設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度，使其繞凸輪軸心o轉動。根據相對運動原理，我們知道凸輪與推桿間的相對運動關系并不發(fā)生改變，但此時凸輪將靜止不動，而推桿則一方面和機架一起以角速度繞凸輪軸心O轉動，同時又在其導軌內按預期的運動規(guī)律運動?？梢?，推桿在復合運動中，其尖頂的軌跡就是凸輪廓線。利用 這種方法進行凸輪設計的稱為反轉法，如圖3.1 圖3.1反轉法 3.1.1利用作圖法設計凸輪廓 選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表所示。 先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。 1．下沖頭（1）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表3.1所示。 表3.1 下沖頭（1）推桿的運動規(guī)律 序號 凸輪運動角 推桿運動規(guī)律 1 0度---80度 推桿近休 2 80度---90度 上升3mm 3 90度---220度 推桿遠休 4 220度---230度 下降3mm 5 230度---360度 推桿近休 （2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。 （3）繪制零件圖，如圖3.2所示： 圖 3.2 下沖頭凸輪（1）的輪廓線圖 2．下沖頭（2）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表3.2所示。 表3.2 下沖頭（2）推桿的運動規(guī)律 序號 凸輪運動角 推桿運動規(guī)律 1 0度---30度 推桿休止 2 30度---70度 下降8mm 3 70度---220度 推桿近休 4 220度---230度 上升21mm 5 230度---270度 推桿遠休 6 270度---320度 下降16mm 7 320度---360度 推桿休止 （2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。 3．料篩進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 （1）選取適當的比例尺，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=100mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉，推桿的運動規(guī)律如表3.3所示。 表3.3 料篩推桿的運動規(guī)律 序號 凸輪運動角 推桿運動規(guī)律 1 0度---90度 推桿近休 2 90度---130度 上升50mm 3 130度---220度 推桿遠休 4 220度---260度 下降50mm 5 260度---360度 推桿近休 （2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據反轉法原理，將凸輪機構按進行反轉，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。 （3）繪制零件圖，如圖3.6所示： 圖 3.3 料篩凸輪的輪廓線圖 3.2 料篩構件的設計 圖3.4：料篩機構 +-cos-cos=50 （3.1） tan= （3.2） =、= （3.3） 聯(lián)立可解得：=49.63、=85.97 圖3.5尺寸分解計算 ==69.28 ==49.57 其中，，以上單位均是毫米（mm)。 3.3上沖頭曲柄搖桿的設計： 圖3.6：上沖壓機構的設計 極位夾角=，==1.18， ==,=,2×-2××=100 =170.7 =×=241.42 =÷cos-=95.67 + ≤+ ，滿足周轉副條件 4 減速器的設計 4.1減速器測繪與結構分析 4.1.1分析傳動系統(tǒng)的工作情況 1、傳動系統(tǒng)的作用： 作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。 2、傳動方案的特點： 特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現象。 3、電機和工作機的安裝位置： 電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端,并用帶傳動； 工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端，并用鏈傳動。 4.2傳動系統(tǒng)運動分析計算 計算總傳動比i;總效率；確定電機型號： 傳動系統(tǒng)簡圖如4.1： 圖 4.1 傳動簡圖 4.2.1確定電機型號 根據工作條件：室內常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)，電壓為380V的三相交流電源，電動機輸出功率P=3kw，及同步轉速n=1500r/min等，選用Y系列三相異步電動機，型號為Y100L2-4，其主要性能數據如表4.1： 表 4.1 主要性能數據 電機型號 額定功率PM 滿載轉速nm 同步轉速n 凈重 Y100L2-4 2.8kw 1430r/min 1500r/min 38kg 4.2.2計算傳動裝置各級傳動比和效率： 1、各級傳動比： , , 為使V帶傳動外廓尺寸不知過大，初步取，按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由展開式曲線得：，則 2、各級效率： （4.1） （4.2） 4.2.3計算各軸的轉速功率和轉矩 如表4.2 表 4.2 主要參數 軸名 功率P（kw） 轉矩T（N*m） 轉數n r/min 傳動比 i 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 3 20.03 1430 2.8 Ⅰ軸 2.88 2.82 53.76 52.68 510.71 5.50 Ⅱ軸 2.74 2.69 286.18 28 0.46 92.85 3.70 Ⅲ軸 2.60 2.55 994.63 974.74 25.10 4.2.4高速軸上的齒輪設計 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 1）選用直齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88） 3）材料選擇。由機械設計教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 4）選取小齒輪齒數, ,取。 2.按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（4.12）進行試算，即 （4.3） 1)確定公式內的各計算數值 (1)試選載荷系數 (2)小齒輪傳遞的轉矩 (3)選取齒寬系數 (4)查得材料的彈性影響系數 (5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪的接觸疲勞強度極限; (6)計算應力循環(huán)次數 （4.4） （4.5） (7)查得接觸疲勞壽命系數; (8) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為為1%，安全系數S=1,得 （4.6） （4.7） 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 （4.8） (2) 計算圓周速度v （4.9） (3) 計算齒寬b （4.10） (4) 計算齒寬與齒高之比b/h 模數 （4.11） 齒高 （4.12） （4.13） (5) 計算載荷系數 根據v=1.209m/s，7級精度，由圖108查得動載系數; 直齒輪，; 查得使用系數； 由b/h=10.667，查得;故載荷系數 （4.14） (6) 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式4.2得 （4.15） (7) 計算模數m （4.16） 3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為 （4.17） 確定公式內的各計算值 (1) 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限; （2）查得彎曲疲勞壽命系數; ； （3）計算彎曲疲勞許用力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得 （4.18） （4.19） (4) 計算載荷系數K （4.20） （5）查取齒形系數 查得 。 （6）查取應力校正系數 查得。 （7）計算大、小齒輪的并加以比較 （4.21） （4.22） 大齒輪的數值大 2）設計計算 （4.23） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數于齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.894并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=45.217mm,算出小齒輪齒數 （4.24） 大齒輪齒數,取。 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4.幾何尺寸計算 1) 計算分度圓直徑 （4.25） （4.26） 計算中心距 （4.27） 計算齒輪寬度 取, 。 （4.28） 4.2.5低速軸上的齒輪設計 低速軸的齒輪設計與高速軸設計步驟及原理相同具體參數如下： 小齒輪： 齒數，分度圓直徑，齒輪寬度； 大齒輪： 齒數，分度圓直徑，齒輪寬度； 低速軸齒輪中心距。 4.3軸的設計 4.3.1軸的最小直徑的確定 按扭轉強度條件計算 這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度；如果還受有不大的彎矩時，則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。在作軸的結構設計時，通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸，也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度條件為 （4.29） 式中：—扭轉切應力，單位為MPa; T—軸所受的扭矩，單位為Nmm； —軸的抗扭截面系數，單位為mm3 —軸的轉速，單位為r/min; —軸傳遞的功率，單位為Kw; —計算截面處軸的直徑，單位為mm； —需用扭轉切應力，單位為MPa; 表4.3軸常用幾種材料的及 軸的材料 Q235-A、20 Q275、35 （） 45 、 、 15-25 20-35 25-45 35-55 149-126 135-112 126-203 112-97 軸的直徑 （4.30） 式中 （4.31） 取 4.3.2軸的結構設計 1.擬定軸上零件的裝配方案，確定軸的各段直徑和長度。 低速軸：第一段的直徑為了滿足鏈輪的軸向定位要求，第一段軸右端需制出一段軸肩，故第二段軸的直徑。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑第三段軸的直徑。鏈輪與軸配合的長度取。 初步選擇滾動軸承。因軸承承受徑向載荷大、軸向載荷小，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據第三段，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6211。由手冊上查得6211型軸承的定位軸肩高h=6mm。 軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與鏈輪右端面間的距離，故取。第四段軸的直徑，。 取安裝齒輪處的軸段第六段的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。,。中間軸：。 高速軸：。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 2.軸上零件的周向定位 齒輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由機械設計教材表4-1,查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，帶輪與軸的配合為。滾動軸承軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。 3.確定軸上圓角和倒角尺寸 取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。 4.3.3軸的載荷 首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支承點位置時，應從手冊中查取B值（參看機械設計教材圖15-23）。對于6211型深溝球軸承，由手冊查得B=21mm.因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。 從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 C是危險面。 4.4軸的校核 4.4.1齒輪的力分析計算 III軸： 圓周力 （4.32） 徑向力 （4.33） 4.4.2支座反力分析 1.定跨距測得：；； 2.水平反力： （4.34） （4.35） 3.垂直反力： （4.36） （4.37） 4.4.3當量彎矩 1.水平彎矩： （4.38） 2.垂直面彎距： （4.39） （4.40） 3.合成彎矩： （4.41） （4.42） 4.當轉矩；取得： 5.當量彎矩： （4.43） = （4.44） 4.4.4校核強度 按扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，只校核軸上承受最大當量彎矩的 截面的強度，則由[1]P339得軸的強度校核公式 （4.45） 其中： 1.因為軸的直徑為d=55mm的實心圓軸，故取 2.因為軸的材料為45鋼、調質處理查[1]P330取軸的許用彎曲應力為： 合格 （4.46） 4.4.5結論 根據軸承號6211查表取軸承基本額定動載荷為：C=43200N；基本額定靜載荷為： Cor=29200N 由軸承壽命公式得： （4.47） 因為實際壽命 （4.48） 所以 故軸承使用壽命足夠、合格。 5 帶傳動的設計 5.1 傳動帶的設計 5.1.1 確定計算功率，選擇V帶型號 （5.1） 計算功率，單位為kw 要求傳遞的功率，單位為kw 工作情況系數 根據計算功率和小帶輪轉數選取V帶型號，初步選用A型V帶 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數 選擇帶輪的基準值經 帶輪直徑小使傳動機構尺寸緊湊，但直徑過小，將使帶的彎曲應力過大，降低壽命，且在一定轉矩下的圓周力增大，使帶根數增多，故帶輪直徑不宜過小，應使并符合直徑系列。大帶輪直徑可由式計算。 初選 ， 驗算帶速v 過高帶速，會使離心力增大，使帶輪和帶間正壓力減小而降低傳動能力，并影響帶的壽命。因此，一般使帶速在5~25m/s范圍內，否則調整小帶輪直徑或轉速。 合格 （5.2） 確定中心距a和v帶的基準長度 初定中心距 （5.3） 得 故選mm 計算帶近似長度 基準長度： （5.4） 按表選取標準=1400mm, 確定中心距a 實際中心距： （5.5） 驗算小帶輪包角 帶傳動的包角大小直接影響帶傳動的工作能力，包角減小，傳動能力降低，易打滑。一般情況下，小帶輪上的包角較小，打滑總發(fā)生在小帶輪上，故需驗算小帶輪上的包角，使。若不滿足，應增大中心距或加裝張緊輪。 小帶輪上的包角： 合格 （5.6） 確定v帶根數 為避免v帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，應限制根數不大于10，通常為3~7根。 根數 （5.7） 計算帶張緊力 （5.8） 計算壓軸力 （5.9） 帶輪的設計 帶傳動要求帶論結構合理，重量輕，質量分布均勻，高轉速時需經動平衡，輪槽表面應仔細加工，以減少帶的磨損。圓周速度的帶輪，常用灰鑄鐵HT150或HT200制造。 V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成，當帶輪基準直徑時（為軸的直徑），采用實心式結構；當時，采用輻板式結構；當時，采用孔板式結構；當時，采用輻條式結構。 本題大帶輪和小帶輪均采用輻板式結構。 基準寬度: 基準線上槽深: 基準線下槽深: 槽間距: 第一槽對稱面至端面的距離: 最小輪緣厚: 帶輪寬: （5.10） 外徑: 輪槽角:當時 即為小帶輪的輪槽角 當時 即為大帶輪的輪槽角 S=10mm 6 鏈傳動的設計 6.1滾子鏈傳動的設計 滾子鏈傳動的設計步驟和方法 設計滾子鏈傳動時原始數據為：傳動的功率p，小鏈輪和大鏈輪的轉速（或傳動比），原動機種類，載荷性質以及傳動用途等。 確定齒數z 假定鏈速v〈3m/s，選取小鏈輪齒速；從動鏈輪齒速（傳動比,） 計算功率 查得工作情況系數，故 （6.1） 初定中心距a和鏈長 初定中心距a=30p，考慮到小輪上的包角應不小于，最小中心距通常按下式取，即 時 （6.2） 則取a=1300mm 因為鏈長等于鏈節(jié)距p和鏈節(jié)數的乘積，故鏈的長度常用鏈節(jié)數表示。 節(jié) （6.3） 確定鏈條的節(jié)距p 由按鏈輪的轉速估計，鏈工作在功率曲線頂點左側時，可能出現鏈板疲勞破壞。查得鏈輪齒速系數,；選取單排鏈，查得多排鏈系數Kp=1.0，故的所需傳遞的功率為 （6.4） =4.18kw 根據小鏈輪轉速n=25.10及功率Po=4.18kw，選鏈號為28A單排鏈，同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查得鏈節(jié)距p=44.45mm。 確定鏈長L及中心距a L=Lp*P/1000=2.934 （6.5） 實際安裝時的中心距應比計算出的a小，這樣可保證松邊有一個合適的垂度。鏈傳動中心距應設計為可調節(jié)，便于在鏈條磨損變長的情況下仍能調整到一定的張緊度。 故取a=1330mm 驗算鏈速 （6.6） 與原假設相符。 驗算小鏈輪轂孔Dk 查得小鏈輪轂孔許用最大直徑D=112mm，大于電動機軸徑，故適合。 計算壓軸力 （6.7） （6.8） 按水平布置取壓軸系數 則壓軸力： （6.9） 低速鏈傳動的靜強度計算 對于v﹤0.6m/s的低速傳動，因靜強度不夠而損壞的概率很大，故按靜強度設計條件計算得 故合格 （6.10） 6.2鏈傳動的布置、張緊和潤滑 6.2.1鏈傳動的布置 鏈傳動一般應布置在鉛垂平面內，盡可能避免布置在水平或傾斜平面內。如確有需要，則應考慮加脫板或張緊輪等裝置，并且設計較緊湊的中心距。 6.2.2鏈傳動的張緊 鏈傳動張緊的目的，主要是為了避免在鏈條的垂度過大時產生嚙合不良和鏈條的振動現象；同時也為了增加鏈條與嚙合包角。當兩輪軸心連線傾斜角大于60度時，通常設有張緊裝置。 由于本設計傾斜角在60度的范圍內，故不需要有張緊裝置。 6.2.3鏈傳動的潤滑 鏈傳動的潤滑十分重要，對高速、重載的鏈傳動更為重要。良好的潤滑可緩和沖擊，減輕磨損，延長鏈條使用壽命。潤滑油推薦采用牌號為L-AN32，L-AN46，L-AN68的全損耗系統(tǒng)用油。溫度低時取前者。對于開式重載低速傳動，可在潤滑油中加入MoS2,WS2等添加劑。對用潤滑油不便的場合，允許涂抹潤滑脂，但應定期清洗和涂抹。 6.3鏈輪的結構和材料 鏈輪的齒廓形狀對傳動質量有重要的影響，正確的鏈輪齒形應保證鏈節(jié)能平穩(wěn)的進入和退出嚙合，盡量降低接觸應力，減小磨損和沖擊，還應便于加工。目前常用的一種是三圓弧一直線齒形（如圖6.1（a）所示，由三圓弧、a⌒a、a⌒b、c⌒d和一直線bc組成），并用相應的標準刀具加工，只需一把滾刀便可切制節(jié)距相同而齒數不同的鏈輪。在鏈輪工作圖中，端面齒形不必畫出，但要在圖上注明“齒形按3R GB1244—1985 規(guī)定制造” 。鏈輪的軸面齒形需畫出如（圖6.1(b)），兩側齒廓為圓弧狀，以利于鏈節(jié)進入和退出嚙合。 圖6.1（a）端面齒形 圖6.1（b）軸面齒形 鏈輪的主要尺寸： 滾子外徑 鏈輪節(jié)距p=44.45mm 軸孔直徑 分度圓弦齒高 （6.11） 齒側凸緣直徑 （6.12） 分度圓直徑 （6.13） 齒頂圓直徑 （6.14） 齒根圓 （6.15） 最大齒根距離（奇