下传动式单冲压片机结构设计

1摘 要压片机是固体制剂中常用设备，它将颗粒或粉状物料置于模孔内由冲头压制成片剂。本设计的课题一种下传动式单冲压片机，在原有传动方案的基础上加以改进，就传统传动式压片机在工作中易污染片剂、振动较大、噪声较大能量消耗大、压力小的问题做出解决的方案。其主要技术特征是将传动机构的主要部分安装在压片机的下部并封闭起来。传动机构由皮带轮、齿轮、偏心轮、连杆、凸轮、杠杆等组成。电动机经传动机构带动上、下冲杆和加料器，完成加料、压片和出片等动作，并且可以手动操作。本机应用“下传动式单冲压片机”专利技术，具有压力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，手动也压片等。并可配装压力显示及超载保护装置。本机可将粉粒状原料压制成圆形、异形或环形片剂，适用于农药、化工、冶金、食品等行业压制大规格片剂和难成形的片剂。关键词：压片机；下传动；单冲；偏心齿轮；2AbstractPressed for solid formulations commonly used equipment, it will powdered or granular materials placed by-hole punch compressed into tablets. The design of the topics under a single drive-stamping machine, the original drive program on the basis of improvement. on the traditional drive-pressure machine at work easy pollution tablet, vibration, noise energy consumption, Pressure small problems made solutions. Its main technical characteristics of the drive to the main part of the installation of the compression machine and closed lower. Drive by Pulley, gear, eccentric, Linkage, cams, levers and other components. Motor driven by the drive, where Punch and processing feeder, complete feed and pressure and the amount of such action films, and can be operated manually. The mechanism applies the technology patent of lower transmission type Single Tablet Press. It has a number of advantages such as large pressure, good molding, stable in operation, doesnt need groundwork, reduces ability and electricity, and also presses tablets by manpower. It has a pressure display and an overload protection unit.The machine is designed for pressing round tablets, irregular tablets or ring shaped tablets, and it is applicable to industries such as farm chemicals, chemical, metallurgy and foodstuff for pressing tablets of large and hard- molding.Key words: Single Tablet Press；lower transmission type；Single Press；Eccentric Gear；3目 录摘 要 1Abstract .2目 录 31 绪 论 61.1 指导思想 .61.2 目的与要求 .61.3 设计介绍 .72 设计任务书 .83 下传动式压片机传动系统介绍 .94 组成结构单元设计分析 105 传动系统及其关键部件设计计算 .115.1 传动装置的运动和动力参数计算 115.2 带传动的设计与校核 155.3 中间轮轴齿轮（第一级）部分的设计与校核计算 215.4.下轮轴偏心齿轮的齿轮部分（第二级）设计与校核 275.5 下轮轴偏心齿轮的偏心轮及其偏心轮壳的设计校核 315.6 偏心齿轮部分拉杆的设计校核 346 轮轴及其轴承的设计校核 .356.1 下轮轴设计 356.2 中间轮轴的设计校核 .4146.3 上轮轴设计 .466.4 轮轴的轴承选择与校核 517 顶片、拨片和送料装置的设计计算 .547.1 送料机构运动方案的选择 .547.2 凸轮机构部分设计 .557.3 连杆机构部分设计 578 上、下冲压部分设计计算 .608.1 上、下冲压轴的设计计算 608.2 滑块、滑块轴的设计计算 618.3 立柱的设计计算 638.4 下冲压部分传动设计 638.5 调节螺母及其他零件 698.6 安装说明 719 送料部分设计 .729.1 送料板的设计模座、中模的设计计算 729.2 送料板其他零件的设计 729.3 送料板工作说明 7610 密封装置和其他零件的设计 .7710.1 密封装置零件设计 7710.2 其他零件设计 7711 箱体的设计 .7812 装配图的绘制 .7912.1 总装配图的绘制 79512.2 各功能单元小装配图的绘制 7913 润滑和保养以及使用过程中的注意事项 .8013.1 压片机的润滑 8013.2 注意事项 8114 技术经济分析 .8314.1 本项目的技术特点与关键技术 8314.2 市场及效益分析 84致谢词 85总结 86主要参考文献 88附录 8961 绪 论毕业设计是大学期间的最后学习阶段，是培养主动学习、提高创新能力的重要环节，是对学习，研究，实践，成果的全面总结，能够全面提高学生工程实践能力，同时也是对学生毕业及学位认可的重要依据；其集运用性，实践性，工程性，探索性于一体，以利于大学生毕业后快速融入快速发展的 21 世纪，早日成为社会的栋梁。1.1 指导思想现代社会对人才提出了更高的要求，作为一名当代大学毕业生，不仅打好坚实的专业知识，还应具备工程技术人才应有的综合素质。为了适应这一发展趋势，我们应立足于：变传统的，僵化的，单纯的毕业设计为培养主动学习、提高创新能力、树立团结协作精神、强化计算机运用等多维兼容性毕业设计；同时通过完成毕业设计，锻炼学生解决实际工程问题的能力；在整个毕业设计的过程中，以我们主动学习为主，教师适时指导为辅；将素质教育与毕业设计教学相融合，从根本上提高毕业设计的质量和水平。1.2 目的与要求1.2.1、设计目的培养严肃认真的科学态度与严谨求实的工作作风；培养优良的思想素质，树立勇于实践，探索和开拓的创新精神；提高深入理解并综合应用以前所学知识、并主动学习新知识、新理论、新技术的能力。在指导行辅助设计（如 CAD、Pro/E） ；培养进行工程设计与分析的初步教师的指导下，独立攻克设计所要求的工程技术问题；熟练应用计算机进科研能力；培养7检索文献资料、熟练运用手册与规范化图表等常规工程资料的能力；强化运算、识图、制图和编制说明书等基本工程技能；锻炼学生解决实际问题的能力。1.2.2、设计要求认真独立的按计划和日程要求完成全部设计任务；必须以负责的态度对待自己所作的课题。在设计中要采用严格按照国家标准；要树立工程意识，注意理论联系实际，以期使整个设计在技术上是先进的，在生产上是可行的，在经济上是合理的；设计过程中，应勤于钻研与思考，善于互相讨论与启发，充分发挥主动性与创造性；整个设计过程，从方案到出图、成果说明书，均应符合相关标准。1.3 设计介绍下传动式单冲压片机是为适应现代制药设备发展的需要、在综合分析已有的单冲压片机技术发展趋势的基础上开发的一种新型传动原理设备。采用了下传动原理，既传动部分和压片部分分开，具有压力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，手动也压片等特点，构思新颖奇特，有巨大的经济效益。以下是本组具体设计过程，共分 14 个章节，其中穿插有具体的公式、图片、表格和附图等，由于能力及时间有限，错误在所难免，希望多多批评指正，谢谢！2010 年 6 月82 设计任务书设计缘由现有上传动式单冲压片机在工作中易污染片剂、振动较大、噪声较大。设计条件具有设计制造新型压片零部件的一般机械厂。设计方向研究新的传动方案和结构，并进行参数优化。设计内容 单冲压片机的方案设计； 1一般零部件的强度和结构设计； 2单冲压片机的工作图设计。 3设计要求压片力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，可手动压片。设计期限16 周原始数据最大压片力 Max. Pressure (kN) 60最大压片直径 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20压片产量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120寿命 15 年93 下传动式压片机传动系统介绍其基本思想是，有电动机带动两级齿轮传动，其中第二级齿轮为偏心齿轮，通过偏心齿轮带动偏心轮摆动从而实现通过连杆带动滑快实现下压药片；也可以通过手轮带动偏心齿轮来实现。偏心齿轮采用齿轮代替曲轴，故受力情况较好，即齿轮受扭矩作用，心轴只承受弯矩。偏心齿轮安装在心轴上并绕心轴转动，通过偏心齿轮与心轴偏心距，实现曲轴机构动作，毛坯为铸件，心轴为光轴，制造容易，结构紧凑。示意图如下：图 3.1 传动系统结构简图104 组成结构单元设计分析要通过上述传动方案实现其功能，首先必须设计传动部分，偏心齿轮必须通过在一根轴上实现，中间手轮部分也必须通过一根轴实现，电动机带动皮带轮传动到手轮那根轴上又需要一根轴，故传动部分分为下传动轴部分、中间轮轴部分、和上轮轴部分。还必须顶片送料杠杆部分和上、下冲压部分（冲压模部分） ，另外还要有电器部分、机座及外壳部分和压力指示及限载部分。各功能单元共同作用实现既定功能。我们将分别设计各部分。115 传动系统及其关键部件设计计算5.1 传动装置的运动和动力参数计算5.1.电动机选择 已知参数：最大压片力 Max. Pressure (kN) 60最大压片直径 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20压片产量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120在设计的过程中按理想状态下计算（不考虑机器运行时的各关节及滑块部分的摩擦力） ，滑块上受到的力有：工件压缩成型的反力 F、连杆对滑块的作用力 P 及导轨对滑块的反作用力 Q。其机构简图和受力简图如下。1.力分析图 5.1 机构简图和受力简图122f10/6=2.5一般情况下对于普通压片机角 很小故可以认为 F P, 滑块对原料的b压力是有零逐渐增加到 80KN 再减为零的过程。其示意图如下；60KN900图 5.2 受力示意图故在设计的过程中选取几个点进行计算，由于采用两个杆同时工作，故每个杆最大受力 40KN，取 F=40KN 一定能满足使用要求。速度分析根据设计已知参数，查阅多方面资料考虑到压片机尺寸，连杆的摆角不宜过大，故曲柄尺寸要小，连杆要长尺寸要大，在冲压的过程中，从最高点开始压的 内滑块受力逐渐减小，而冲压过程需力逐渐加大，故曲90o柄应转过 后再开始冲压工作，且最大压深深度为 20mm 经过多次计算选取曲柄为 55mm 连杆为 910mm。3.功率计算从运动过程中得知P=FV=FS/t 其中 F 是所受平均力 S 是冲程 t 是挤压过程中所用时间则对其估算得 P=8.3KW。13故在设计的过程中，按总功率 8.3KW 计算一定能满足使用要求。曲柄压力机构的负载属于冲击负载，即在一个工作周期只在较短的时间内（压力角）承受工作载荷，而其他较长的时间是空运转。若按此短时的负荷来选择电动机的功率，则电动机的功率会很大。为此在传动系统中加上一个大转动惯量的飞轮就显的非常必要了。滑块空行程时，电动机带动飞轮旋转，使其储存动能，在冲压工件的瞬间，主要靠飞轮释放能量。压片工作完成后，飞轮负载减小，电动机带动飞轮加速旋转。所以，采用飞轮后，压片时所需要的大部分能量不是电动机直接供给的，电动机的功率大大降低，飞轮起着储存能量和释放能量的作用。飞轮安装在大带轮上，在带传动部分设计分析校算。根据查阅【1】查表 10-110 选择电动机为 380V、4 KW，确定电动机型号为 Y112M-4 4 KW 三相异步电动机，其满载时的转速 =1440 r/min。mn此外电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可从表中查出。5.1.2.计算总传动比并分配各级传动比计算总传动比nm/nw = 1440/120 = 12i分配各级传动比考虑到电动机和机器尺寸选择带传动的传动比 =3.2 则齿轮传动比为di3.75 。 【1】 （13）页取 =1.5 则 =2.5。i1i2i5.1.3. 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速n1=1440/3.2=450r/minn2=450/1.5=300r/min 14n3=120r/min各轴的功率 bp*40.963.84=79.6gr KW *.58cr各轴的转矩 m0P4T95026.53Nmn1.8.9P3.6T95017.4Nn0.582.9m轴 名参数电动机 轴 轴 轴转速 n/ /minr1440 450 300 120功率 P/ kw 4 3.84 3.69 3.58转矩 T/ N:26.53 81.49 117.47 284.91传动比 i 32 1.5 2.5效率 0.96 0.97*0.99 0.98*0.99表 5-1 运动参数结果汇总表155.2 带传动的设计与校核5.2.1.带传动设计5.2.1.1. 确定设计功率根据传递的功率 P、载荷的性质和每天工作的时间等因素来确定设计功率 , KW dAK式中 传递的额定功率，kW ；P工作情况系数AK经查【2】5-13 表，取工作情况系数 1.2AKP1.24.8dW5.2.1.2. 选择带型根据设计功率 和小带轮转速 由【2】图 9-8 或图 9-9 选定 A 型普dP1n通 V 带。5.2.1.3. 确定带轮的基准直径 和 1d2初选小带轮的基准直径经查 【2】表 5-7 和表 5-8，取小带轮基准直径 =71mm 1d传动比 = / =3.2i1n2大带轮基准直径 =i* =3.2*71mm=227.2mm2d1取 =224mm2d实际传动比 = / =224/71=3i2d116从动轮转速12n405/mini3.2r验算带的速度 v计算带的速度 ，并满足 5 m/s 。对于普通 V 带，vmax2530 m/s。d1n71405.3/s606maxv所以 5 5.35m/s 2530 ，满足条件/s/ms计算从动轮的基准直径 2d= ，并按 V 带轮的基准直径系列【2】表 9-7 进行圆整。2di1所以 4。5.2.1.4. 确定中心距 和带的基准长度a带传动的中心距如过大，会引起带的抖动，且传动尺寸也不紧凑；中心距如过小，带的长度愈短，带的应力变化也就愈频繁，会加速带的疲劳破坏，当传动比较大时，中心距太小将导致包角过小，降低传动能力。如果中心距未给出，可根据传动的结构需要按下式给定的范围初定中心距 0a12012.7()()dda则，初定中心距 。3m根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度 21d0d210()La4723()8.63dam（+17根据 查图选取相近的基准长度 ，求带传动实际中心距0dL108dLmamm2()AB式中 ，mm ；12)48ddL, ；21()d2m带传动的中心距可以调整，故可用下式近似计算002dLa考虑到安装调整和张紧的需要，实际中心距的变动范围为 minax0.153dL则计算得 100182.6392dLa m5.2.1.5. 验算小带轮包角 1根据对包角的要求，应保证 211806902 da如 太小，则应增大中心距 ，或增设张紧轮。1a经计算得 247806150929 :5.2.1.6. 确定带的根数 z实际工作条件下，单根 V 带的许用功率 ，其计算公式为1P KW11()LpPK:18式中 基本额定功率增量。由于 1 时，带在大带轮上的弯曲应力1Pi较小，故在寿命相同的条件下，可增大传递的功率，包角系数，考虑 180 时对传动能力的影响， K长度系数，考虑带的基准长度不为特定长度时对传动能力的影响，L 查表 8-2 =1.06 查表 8-5 =0.92LKV 带的根数可用下式计算 114.81.27()3.09.06ddLPz取 z=3。5.2.1.7. 确定带的初拉力单根 V 带所需的初拉力为 N 20(2.5)dKPFqvz经查表 8-3 得，Z 型带， .06/qkgm20(2.59)4.8539.735.2.1.8. 计算对轴的压力 QF为了设计安装带传动的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的径向压力 FQ。如果不考虑带的两边拉力差，则压轴力可近似地按带两边的初拉力的合力来计算，得 10 1502sin23.8sin3.762QFz N5.2.1.9. 带轮的结构设计确定带轮的材料、结构尺寸和加工要求，绘制带轮工作图。19小带轮结构如下：图 5.4 小带轮示意图具体尺寸详见零件图由于传动系统上要安装飞轮，故安装在大带轮上。飞轮结构计算如下；则飞轮储存能量的最大值时 1.65KW计算飞轮转动惯量 max229090431.655fWJn20图 5.5 飞轮尺寸计算示意图设计飞轮的大致结构尺寸，参考【3】 （4-133）取 60mm,fB=，2130()8fmDJ+=213()4fB032fJ其中： 材料的密度，铸铁 7.2 kg/ ,铸钢 7.8 kg/ ；310m310m飞轮轮缘宽度。fB21, , .20Dm317248Dm故大皮带轮的结构图如下：图 5.6 大带轮图具体尺寸详见零件图225.3 中间轮轴齿轮（第一级）部分的设计与校核计算5.3.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据所选用的传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压片机一般为工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）材料选择。查表选择，小齿轮的材料为 45，硬度为 200HBS，大齿轮材料HT20-40，硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS。选取小齿轮齿数 ， ，取18z21.5827uz2z5.3.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式【4】10-9a 进行试算，即21312.t EtdHKTZud确定公式内的各计算数值试选载荷系数 1.3t=计算小齿轮的转矩 55 4119.0/9.0.84/.150TPnNm查【4】表 10-7 选取齿宽系数 9df=查【4】表 10-6 得材料的弹性影响系数 6.4EZMPa按齿面硬度查【4】图 10-21d 得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限为lim140HMPas= lim2350Hs=计算应力循环次数 9165183021.hNnjL992.3042623查【4】图 10-19 得，接触疲劳寿命系数 ；10.92HNK=20.9HN=计算接触疲劳需用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得1lim0.924368HNKMPaS2li2 51计算试计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdHs2 241331 .810.516.2. 893tEtdHKTZu m计算圆周速度 v19.4502./6061tnv ms计算齿宽 b1.87.td计算齿宽与齿高之比 h模数 16.5ttmz齿高 2.5.14.96thm7498b计算载荷系数根据 ，7 级精度，查【4】图 10-8 得动载系数2.0/vs =1.03vk直齿轮，假设 ，查【4】10-3 表得，10AtKFbNm，查【4】表 10-2 得使用系数 ；查【4】10-4 表得.Ha= AK247 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 231.208(1.6)0.1dHKb将数据代入后得： 23.(.9).09.8716H 由 ， ，查【4】图 10-13 得 ，故载荷系数682bh136HK FK.02.16AV按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 3311.689.7ttKdm计算模数 19.6785.2mz为了使 不至于太大，取 。2 6m5.3.3.校核齿轮的弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度的设计公式为 123dKTFaSzYm确定公式内的计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强1320FEMPas=度极限 。2130FEMPas=查【4】图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 ，1.8FNK20.89FN=计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S=25110.82317.4FNEKMPaSs=2296.计算载荷系数 K 1.0321.8AvF查【4】10-5 取齿形系数经查表 10-5 得， ，1.97FaY=2.Fa查【4】10-5 取应力校正系数经查【4】0-5 表得， ，1.5Sa21.7SaY=计算大小齿轮的 ，并加以比较FYs12.97150.248FaSYs=276FaS大齿轮的数值大。校核计算，m=6 满足条件。4321.680.72.389mm5.3.4几何尺寸计算计算分度圆直径 18610dz272m计算中心距 26120816235adm计算齿轮宽度 1.97.4dtb故取 ，0B255.3.5验算 418.1509tTFNd509.6/7.AtKmb5.3.6结构设计及绘制齿轮零件图图 5.7 主动齿轮示意图27图 5.8 中间大齿轮示意图具体尺寸详见零件图。5.4.下轮轴偏心齿轮的齿轮部分（第二级）设计与校核5.4.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据所选用的传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压片机一般为工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）材料选择。查表选择，小齿轮的材料为 45，硬度为 200HBS，大齿轮材料 HT20-40，硬度为 240HBS，两者材料硬度差为 40HBS。选取小齿轮齿数， ，取14z21.543uz25z5.4.2 按齿面接触强度设计由设计计算公式【4】10-9 进行试算，即2821312.t EtdHKTZud确定公式内的各计算数值试选载荷系数 1.t=计算小齿轮的转矩 55 5129.0/9.03.69/1.70TPnNm查【4】表 10-7 选取齿宽系数 df=查【4】表 10-6 得材料的弹性影响系数 .4EZMPa按齿面硬度查【4】图 10-21d 得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限为lim140HMPas= lim2350Hs=计算应力循环次数 816318302.641hNnjL82.405.94查【4】图 10-19a 得，接触疲劳寿命系数 ；10.95HNK=21.0HN=计算接触疲劳需用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得1lim0.954380HNKMPaS2li2 55.4.3 计算试计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdHs2 251331 .7103.6.42. 93.1tEtdHKTZu m29计算圆周速度 v193.14502.9/606tdnv ms计算齿宽 b1.7.7t计算齿宽与齿高之比 h模数 193./46.5ttmdz齿高 2.51.9thm67/.b5.4.4 计算载荷系数根据 ，7 级精度，查【4】图 10-8 得动载系数2.19/vs =1.04vk直齿轮，假设 ，查表得， ，查【4】表0AtKFbNm.HFK10-2 得使用系数 ；查【4】表 10-4 得 7 级精度小齿轮相对支撑非对=称布置时 231.208(1.6)0.1dH b将数据代入后得： 23.(.7).01.24HK 由 ， ，查【4】图 10-13 得 ，故载荷系数43bh14H 6FK.0.214AV按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 3311.4995.ttKdmmm30计算模数为了使 不至于太大，取 。195.436.8mdz2z7m5.4.5 校核齿轮的弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度的设计公式【4】10-5 为123dKTFaSzYm确定公式内的计算数值查【4】图 10-20 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿1320FEMPas=轮的弯曲疲劳强度极限 。2130FEMPas=查【4】图 10-1 得弯曲疲劳寿命系数 ，1.9FNK2.9FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S=10.9325.7FNEKMPa22 8.4S计算载荷系数 K1.01.63AvFK查取齿形系数经查【4】表 10-5 得， ，1.9FaY=2.1Fa查取应力校正系数经查【4】表 10-5 得， ，1.4Sa2.73Sa