青島理工大學（臨沂）《機械原理》課程設計

說明書設計題目：壓片機加壓機構方案設計院（系）：機電工程系專業：機械設計制造及其自動化學號：學生姓名：指導教師：楊克石起迄日期：2013--06-17?2013-06-28I前言干粉壓片機的概述干粉壓片機是指利用傳動系統將電動機的轉速降低帶動執行機構對粉末物質采取上下進行加壓而成片狀。根據干粉壓片機的傳動系統和執行機構不同，干粉壓片機可以分為單片式壓片機，旋轉式壓片機，亞高速旋轉式壓片機、全自動高速壓片機以及旋轉式包芯壓片機。干粉壓片機的使用行業很廣泛。如制藥廠、電子元件廠、陶瓷廠、化工原料廠等等，而且壓片機還能用來做沖壓設備。壓片機在歐美出現的較早。而在國內到194處，上海市的天祥華記鐵工廠仿造成英國式33沖壓片機；1951年，根據美國16沖壓片機改制成國產18沖壓片機，這是國內制造的最早制藥機械；1957年，設計制造了ZP25-4型壓片機；1960年，自行設計制造成功60-30型壓片機，具有自動旋轉、壓片的功能。同年還設計制造了ZP33?、ZP1加壓片機。“七五”期間，航空航天部206所HZP2鶴速壓片機研制成功。1980年，上海第一制藥機械廠設計制造了ZP-21W型壓片機，達到國際上世紀80年代初的先進水平，屬國內首創產品。1987年，引進聯邦德國Fette公司微機控制技術，設計制造了P3100-37型旋轉式壓片機，具有自動控制片劑重量、壓力、自動數片、自動剔除廢片等功能，封閉結構嚴密、凈化程度達到GMPS求。1997年，上海天祥健臺制藥機械有限公司研發了ZP1008列旋轉式壓片機、GZPK100列高速旋轉式壓片機。進入21世紀，隨著GMPA證的深入，完全符合GMP勺ZP系列旋轉式壓片機相繼出現：上海的ZP35A山東聊城的ZP35D等。高速旋轉式壓片機在產量、壓力信號采集、剔廢等技術上有了長足的發展，最高產量一般都大于300000片/小時，最大預壓力20kN,最大主壓力80kN或10080kM譬如，北京國藥龍立科技有限公司的GZPLS-62芯列高速旋轉式壓片機、上海天祥健臺制藥機械有限公司的GZPK3000列高速旋轉式壓片機、北京航空制造工程研究所的PG5僚列高速旋轉式壓片機等。隨著制造加工工藝水平、自動化控制技術的提高以及壓片機使用廠家各種不同的特殊需求，各種特殊用途的壓片機也相繼出現。譬如，實驗室用ZP5旋轉式壓片機、用于干粉壓片的干粉旋轉式壓片機、用于火藥片劑的防爆型ZPYG5系列旋轉式壓片機等。國內壓片機的現狀：（1）壓片機規格眾多、數量大;（2）操作簡單；（3）技術含量較低，技術創新后力不足。國外壓片機的現狀：高速高產、密閉性、模塊化、自動化、規模化及先進的檢測技術是國外壓片機技術最主要的發展方向。干粉壓片機的研究現狀壓片機動力學分析及力的優化文獻［6］闡述了主加壓機構的運動學分析。對機構進行運動學分析可采用圖解法分析和解析法分析.在此，我們采用解析法，應用c語言程序進行分析。桿組法運動學分析原理，由機構的組成原理可知，任何平面機構都可分解為原動件、基本桿組和機架三個部分，每一個原動件為一個單桿構件.分別對單桿構件和常見的基本桿組進行運動學分析，并編制成相應的子程序，在對整個機構進行運動分析時，根據機構組成情況的不同，依次調用這些子程序，從而完成對整體機構的運動分析。文獻［10］闡述了各種方案的擬定。根據各功能元的解，動力源可以采用電動機、汽油機、蒸汽透平機、液壓機、氣動馬達等；上下加壓則可采用凸輪機構、齒輪機構、連桿機構、液壓缸等；送料可采用連桿機構、齒輪機構、槽輪機構等.這樣可組合的方案達上百種。文獻［7］闡述了諧響應分析。分析動態響應實際上是解一個完整的動力學方程，它是一個二階常系數線性微分方程：［M］{x(t)}+［c］{x⑴}+［K］{x(t)}={P(t)}式中：［M］、［c］、［K］--質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣。x(t)、x(t)、x(t)--結點的加速度、速度和位移向量，它們均為時間的函數。fP(t)卜一激振力向量，也是時問的函數。諧響應分析是用于確定線性結構在承受隨時問按正弦規律變化載荷時穩態響應的一種技術。分析的目的是計算出結構在諧波激振力下的響應，即位移響應與應力響應，并得到系統的動態響應與系統激振力頻率的曲線，稱為幅頻曲線。壓片機工作時，沖頭和壓輪周期性接觸，這樣就會造成有周期性的激振力作用在整個結構上。當激振力的頻率與壓片機的固有頻率接近時，就會發生共振。共振現象的發生不但不能保證沖壓的加工精度，還會對沖頭和壓輪以致整個機床造成嚴重破壞，這是一定要避免的。通過以上分析，可以得到以下結論：(1)經過力的優化以后，避免了在第一、二階固有頻率處的共振現象的發生，雖然優化后，第三階固有頻率處的位移比其他頻率處較大(1.8xlO4)，但小于優化前該頻率處的位移(2.1x104),更遠遠小于機器共振時的(1。6x10-),振動量降低了接近1O吾o(2)經過力的優化以后，由于對整體結構不存在激振力，所以一、二、四、五階振型不會對動態性能產生影響。(3)由于該壓片機的實際工作轉數在每分鐘4O-6O專之間，即工作頻率為4873Hz^間，而優化后在96HZ處振動量較大，遠離工作頻率范圍，所以，機器處于安全良好的工作區域范圍，具有良好的動態性能。通過對壓片機的模態分析，動力學諧響應分析，得出了壓片機在不同工作頻率范圍下的響應，在此基礎上對整體結構進行了力的優化，有效的抑制了共振現象的發生，解決了機器工作時振動和噪音的問題，分析結果對壓片機的設計具有很實用的理論參考價值。文獻［13］闡述了沖壓機構桿件的優化設計。沖壓機構的應用非常廣泛，以干粉壓片機為例，其中的沖壓機構對壓痕機的性能影響很大。它要求機構中的滑塊在工藝行程中速度盡可能均勻且施加于曲柄的平衡力矩盡可能小，為此有必要對各構件進行優化分析。運動及受力分析。沖壓機構，由一曲柄搖桿機構及一搖桿滑塊機構組成的多桿機構。采用解析法，建立起3種目標函數，運用罰函數法進行程序編制及計算，進行優化設計。首先，按機構的組成原理將機構分解成若干基本桿組，對每一個基本桿組編制相應的運動分析和受力分析的子程序，對具體某一機構只須建立一個簡單的主程序和調用相應的子程序即可。優化設計。采用有約束優化設計問題的間接求解方法中的罰函數法，編制程序suMT編制目標函數子程序FuN(J口約束函數子程序FNT編制各基本桿組的運動和受力分析子程序。文獻［12］闡述了連桿送料機構的運動優化。連桿機構推動的推板式送料裝置能夠實現沖第3頁共18頁壓生產的自動送料，該機構與斜楔推動的推板式送料機構和杠桿推動的推板送料裝置相比，可實現較大的行程設計連桿迭料機構所需考慮的因素較多，直觀性較差.容易導致設計失誤.因此設計了用于優化機構各桿長、送料行程、送料加速度等的多目標函數，綜合連桿機構成立的條件、機構大小限制、運動參數要求等建立約束條件，采用直觀的可視化方法對優化結果和連桿送料機構的運動特性進行分析。目標函數的建立。根據結構要求，連桿機構的迭料行程ZI,在蟆嵬:M,>330mriffi前提下，盡量取較小值，以避免總體結構過大；送料的左半行程￡L:與右半行程LZ4目圍l連桿送料機構原理圖當，以滿足機構的對稱性要求，因此設計第一目標函數為：Fl(x)=I165-LL1I+I165+LL1I沖床的工作頻率為每分鐘30次，為減少送料機構啟動時所產生的沖擊，使最大送料速度降低，設計送料最大加速度，即開始的加速度A。與結束時的加速度4:滿足第二目標函數：F2(x)=IA1+A2I該送料機構的搖桿長度L,將影響傳動的效率，希望它的長度大些，同時不應使該機構因此而變得龐大，就此設計第三且標函數為：F3(x)=90-L3為控制機構的總體尺寸，需要對送料機構的連桿長度Z-支架高度A進行限制，按實際情況確定第四目標函數為：F4(x)=L2-580第五目標函數為：F5(x)=L4-390依據各目標的重要性、數量級以及對優化結果的影響，確定各目標的加權因子分別為1、1、1、0.1、0.1。采用統一目標函數的加權組合法建立目標函數：F(x)=F1(x)+F2(x)+F3(x)+0.1F4(x)+0.1F5(x)該優化模型對機構位置的優化效果良好.可控制最大速度與加速度，以及在機構總體尺寸限制的情況下實現對各桿長度的優化。機構運動優化的結果能夠滿足工程使用的要求，利用該模型進行多目標優化是可行的。該連桿機構在啟動時存在柔性沖擊，具加速度特性難以得到根本改善，因此該機構只適合于低中速連續生產的場合。結構優化的發展和研究現狀文獻［8］闡述了國內外壓片機的創新與研究。1.向高速高產量發展是壓片機首要發展方向；2.全封閉的一體化的片劑成型系統是壓片機的一個主要發展方向，目前國外的壓片機十分注重輸入、輸出環節的密閉性，盡可能的減少交叉污染及粉塵飛揚，而國內大多數的壓片機這個過程是敞開的，斷裂的工序致使壓片機的粉塵和泄露是藥廠的一個通病；3.集成化、模塊化使Courtoy公司、Fette公司的壓片機獲得巨大進步；4.Courtoy壓片機片重控制的新方法；5.21CFRPart11(電子記錄和電子簽名)在壓片機上的應用；6.新穎的壓片機及壓片機技術層出不窮，（1）增加預壓力，（2）為了最大程度的提高設備利用率，降低設備使用成本，使設備的清洗更規范，WIP（washing—in—place）在位清洗的理念在更多的壓片機上得到了貫徹。II摘要隨著現代科技的發展，壓片機涉及的行業越來越廣泛，高科技、高效率，低成本已成為現代壓片機的一個重要的發展趨勢。與國外的壓片機相比，我國生產的壓片機規模小、產量低、技術含量較低。干粉壓片機是將干粉壓制成直徑為30mm,厚度為5mm的圓形片坯狀的裝置。本文以壓片機為研究對象，以造價低、結構簡單為基礎，通過方案對比及力的分析，從而設計出合適的壓片機。本文闡述了加壓機構、送料機構及傳動系統的設計過程。III目錄I前言2II摘要5III目錄IV設計任務書?1設計題目??2設計要求,?3原始數據設計TOC\o"1-5"\h\z4總功能分解85運動方案10V方案評價121運動循環圖122尺度計算143執行機構尺寸計算154干粉壓片機動作說明17VI心得與體會17VII參考書目

IV設計任務書.設計題目壓片成形機介紹設計自動壓片成形機，將具有一定濕度的粉狀原料（如陶瓷干粉、藥粉）定量送入壓形位置，經壓制成形后脫離位置。機器的整個工作過程（送料、壓形、脫離）均自動完成。該機器可以壓制陶瓷圓形片坯、藥劑（片）等。壓片成形機的工藝動作(D干粉料均勻篩入圓筒形型腔。下沖頭下沉3mm,預防上沖頭進入型腔是粉料撲出。上、下沖頭同時加壓，并保持一段時間。上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯料篩推出片坯。上＞片

(D干粉料均勻篩入圓筒形型腔。下沖頭下沉3mm,預防上沖頭進入型腔是粉料撲出。上、下沖頭同時加壓，并保持一段時間。上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯料篩推出片坯。上＞片壓片成形機設計數據電動機轉速/(r/min)：940；生產率/(片/min)：25;沖頭壓力/N:150000;機器運轉不均勻系數/6:10%;2、設計要求.上沖頭完成往復直移運動(鉛垂上下)，下移至終點后有短時間的停歇，起保壓作用，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100mm。因沖頭壓力較大，因而加壓機構應有增力能力。.下沖頭先下沉3mm,然后上升8mm,加壓后停歇保壓，繼而上升16mm,將成形片坯頂到與臺面平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后，再下移21mm,到待料位置。.料篩在模具型腔上方往復振動篩料，然后向左退回。待坯料成型并被推出型腔后，料篩在臺面上右移約45?50mm,推卸片坯。3、原始數據設計壓片成形機一般至少包括連桿機構、凸輪機構、齒輪機構在內的三種機構。畫出機器的運動方案簡圖與運動循環圖。擬定運動循環圖時，執行構件的動作起止位置可根據具體情況重疊安排，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干涉。設計凸輪機構，自行確定運動規律，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。設計計算齒輪機構。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靜力分析，計算飛輪轉動慣量。4、總功能分解1、該干粉壓片機通過一定的機械能把原料(干粉)壓制成成品，其功能分解如圖IV—1能量干粉機械加工*小成品干粉機械加工*小成品圖IV—1總功能分解2、設計干粉壓片機，其總功能可以分解成以下幾個工藝動作：(1)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(2)篩料：要求篩子往復震動(3)推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯(4)送成品：通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道(5)上沖頭往復直線運動，最好實行快速返回等特性。(6)下沖頭間歇直線運動。⑹我運動i色包號性)間融運動⑹我運動i色包號性)間融運動巴科於由河欷貞羯運動圖IV-2樹狀功能分解圖IV—3運動轉換功能圖IV—3運動轉換功能沖頭送料機構成品頂出機構干粉壓片機運動方案選擇矩陣如圖IV-4運動方案功能元功能元分解12314減速A帶傳動?一?，f，齒能傳動、綱桿傳動減速B帶傳動斐輪伐動’、我桿傳劭上沖頭運動C移動推桿網柱凸輪眼柄導桿滑坡機構禹置西櫛海文「曲柄提什機：＞構送料機構D期輪蝸桿機構敏感動一1機構卜沖頭運動L雙導桿間歇運、動機構\移動凸輪機9'’\（間歇移動，曲線槽導桿機構方案1:方案2t圖IV—4運動方案由上表所列矩陣可知，可能的運動方案數目為N=4*4*4*3*3=576種。從此方案中剔除明顯不合理的，在進行綜合評價：是否滿足運動要求；是否滿足載要求；運動精度；制造工藝；安全性；是否滿足動力源、生產條件等限制。根據題目要求，功能元減速A而言，帶傳動結構簡單，運轉平穩，噪聲小，能緩和沖擊,有過載保護作用，安裝維修要求不高成本底。齒輪傳動工作可靠，效率高，易制造和精確加工。故可選用帶傳動或蝸桿傳動。減速B:齒輪或蝸桿傳動能滿足定速比傳動要求，且精度較高。應用范圍廣，承載能力大的優點，故選齒輪或蝸桿傳動。對于上沖頭運動C，要實現往復直線移動，還有考慮急回特性。因此選曲柄滑塊或搖桿機構送料機構D主要作用是將胚料送到加工位置，且能實現間歇要求，對承載能力要求低，故采用凸輪或蝸桿機構。下沖頭運動E雖然需要較高的承載能力，但下沖頭中可以加兩個擋板來增加其承載能力,且要實現間歇要求，可靠性好，故采用凸輪機構完成下沖頭的動作。綜上所述，可初步確定兩個方案，如表中實線、虛線所示的方案方案1:A3+B4+C3+D1+E2方案2:A1+B3+C4+D2+E25、運動方案方案示意圖如下:圖IV-5方案一圖IV-6方案V、萬案評價1、運動循環圖從上述工藝過程可以看出，由主動件到執行件有三支機構系統順序動作，畫出運動傳遞框圖如下圖IV—1圖IV—圖IV—1循環圖運動循環圖從整個機器的角度上看，它是一種時序式組合機構系統，所以要擬訂運動循環圖。以該主動件的轉角為橫坐標（0~360）,以機構執行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線。運動循環圖上的位移曲線主要著眼于運動的起迄位置，而不是其精確的運動規律。料篩從推出片坯的位置經加料位置加料后退回最左邊（起始位置）停歇。下沖頭即下沉4mm（如下圖中②）。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處（如圖中③），待上沖頭到達臺面下4mm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12mm（如圖中④），然后兩沖頭停歇保壓（如圖中⑤），保壓時間約0.2s,即相當于主動件轉36度左右。以后，上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并稍慢地身上移動到和臺面平齊，頂出成形片坯（如圖中⑥）。下沖頭停歇待卸片坯時，料篩已推進到形腔上方推卸片坯（如圖中⑦）。然后，下沖頭下移24cm的同時，料篩振動使篩中粉料篩入形腔（如圖中⑧）而進入下一循環。機械運動方案的擬訂和設計，最終要求通過分析比較以提供最優的方案。一個方案的優劣通過系統綜合評價來確定。下面用機械選型的評價體系，它可用視圖的方法來表示：

H根據個評價指標相互關系,建立評價模型為：H=U1*U2*U3*U4*U5在式中Ui=Si+S2U2=S3+S4+S5+S6U3=S7+S8+S9+Sl0U4=Sll+Sl2+Sl3+Sl4U5=Sl5+Sl6+Sl7上述表達式表示Ui、U2、U3、U4、U5各指標之間采用了乘法原則，而它們之間用了加法原則。根據題目要求，功能元比較如表V-2:方案中機構的性能、特點、評價表V—2性能指標具體指標評價帶傳動齒輪機構曲桿滑塊機構簡單六桿機構凸輪機構蝸輪蝸桿機構A功能A1運動規律定比傳動定比傳動和移動定比傳動任意性較差能達到有限精度基本上任意定比傳動和移動A2傳動精度高高高較局較局高B工作性能B1應用范圍較廣廣較廣較廣較廣廣B2可調性很好較不較好較不較不B3運動精度較局較局較局高較局高B4承載能力大大大較大較小大CC1加速度峰值小小較大較大較小小C2噪音小小較小較大較小C3耐磨性較好較好較好差較好C4可靠性可靠可靠可靠可靠可靠可靠DD1制造難度較易較難易易難較難D2制造誤差敏感性敏感敏感敏感不敏感敏感敏感

D3調整方便性較方便較便較方便方便較麻煩方便D4能耗大小EE1尺寸較大較小較小較大較小較小E2重量較輕較重較輕較輕較重較重E3結果復雜度簡單簡單復雜復雜表示上述兩個機構方案的評價指標體系、評價值及計算結果。表中，所以的指標值分為5個等級：“很好”、“好”、“較好”、“不太好”、“不好”，分別用1、0.75、0.5、0.25、0表示。如表V—3:表V—3評價指標系統工程評價法力殺一力殺一U1S10.750.75S210.75U2S310.75S40.750.5S50.751S60.750.75U3S70.750.75S80.750.5S90.750.5S100.750.75U4S110.750.5S120.50.5S130.750.5S140.50.5U5S150.750.75S160.50.75S170.750.75H值85.3156.95由表中H值可知，方案1較方案2好，故可優先選用方案1為最終方案2、尺度計算A.上沖頭B.下沖頭C.對心直動滾子推桿盤形凸輪機構D.曲柄滑塊機構E曲柄滑塊機構F.蝸輪蝸桿機構G.蝸輪蝸桿機構H.料篩I.圓錐齒輪J.圓錐齒輪K.L傳動齒輪M.傳動齒輪N.傳動蝸桿O.電動機圖v—4方案說明圖3、執行機構的尺寸計算根據選定的驅動電機(在圖中沒畫出)的轉速n=940r/min和生產率為25件鐘，它傳動系統的總速比為：1=940/24=37.6k=1.28=18°*(k-1)/(k+1)=180°*(1.2-1)/(1.2+1)=16.4°以下壓力角和模數均取標準值a=20m=5第一級皮帶減速I=4Zi=17Z2=68第二級齒輪減速I=9.8zi=17Z2=167..已知如圖：n1=n1=n1=25r/min；n4=n6=25r/min取蝸桿齒數z3=z5=4,則查表可知：d=50mm,0=214805;z6=z4=52，則n5=n6z6/z5=325r/min=n5一，，’N3=nz4/z3=325r/min=n3i，一，，''取z5=20z3=18z2=30z1=n5z5/n1=260;d=mz=1300mm對arctan18/30=31.O&=90°-31.0°=59.0°’.’n2=n2=n3Z3/Z2=325*18/30=195r/min取z2=15WJz1=117,W=arctan15/117=7.3T/=90°-7.31°=82.69°綜合以上計算可得定軸輪系傳動7個齒輪設計如表V—5:

表V50/o/5模數m齒數z轉速r/min分度圓直徑dZ17.310511725/Zr2005/25/Zi-2005260251300Z282.690515195/Z259.00530195/Z331.00518325/Z32148'05"5432550Z420055225120Z5200520325100Z52148'05"5432550Z620055225265下沖頭對心直動滾子推桿盤形凸輪機C.對心直動滾子推桿盤形凸輪機構C.對心直動滾子推桿盤形凸輪機構圖V—6凸輪機構下沖頭對心直動滾子推桿盤形凸輪機的位移曲線

注：采取余弦加速度運動規律位移曲線注：采取余弦加速度運動規律位移曲線圖V—7位移曲線4、干粉壓片機動作說明各級傳動都為齒輪或蝸輪蝸桿傳動，傳動精度高，運動可靠；上沖頭由曲柄滑