粉料成型压片机的创新设计docWord文档下载推荐.docx
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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)。
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
其中
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:
(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:
symsa;
symsb;
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);
gridon;
subplot(3,1,2);
plot(a11(2:
63),v);
subplot(3,1,3);
plot(a11(3:
63),a);
gridon;
绘制图像如图六所示
图六
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=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,'
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。
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)
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×
0.94×
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/minY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P1.5kw
电动机满载转速n940rpm
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=3.2i锥齿轮=2.45i圆柱齿轮=4
2.动力参数计算
(1)各轴转速
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×
0.99=1.28kw
P3=P2•η2•η3=1.28×
0.97=1.23kw
Pw=P3•η2•η1=1.23×
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
编号
功率P/kw
转速n/(r/min)
转矩T/(N•m)
传动比i
效率η
Ⅰ轴
1.37
294
44.5
3.2
0.96
Ⅱ轴
1.28
120
101.87
7.84
0.89
Ⅲ轴
1.23
30
391.55
31.4
0.86
工作轴
1.20
382
0.84
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=1.2
计算功率Pc=×
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、
根据V带型号查表6-4,参考图6-8,选择=71mm
所以=3.2×
71=227.2mm
根据V带标准系列直径(表6-4),选择=224mm
4.验证带速
小带轮带速
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