机械基础综合课程设计——粉料压片机设计说明书目录1.设计任务书 (1)2.系统运动方案的设计 (2)3. 机构系统的运动协调设计 (3)4.主体机构的尺度综合 (3)5.主体机构的运动分析和受力分析 (4)6.系统传动方案的设计 (7)7.电机的选择 (8)8.传动系统的运动参数、动力参数的计算 (9)9.传动零件的设计计算 (10)10.轴系零件的设计及校核计算 (14)11.润滑与密封的设计 (24)12.机架设计及说明 (24)13.所选用附件的说明 (25)14.设计小结 (26)15.参考文献 (26)4.设计内容如下：（1）机构系统运动方案的设计根椐成型压片过程的工艺动作要求和给定的已知数据，结合与同类产品的对比，提出机构系统运动方案（含工作执行机构、传动机构和原动机）。

其机构系统运动简图画在4号图纸上。

鼓励方案的创新设计。

（2）对上冲头加压机构进行尺度综合，求出各杆件尺寸。

（方法不限）（3）对上冲头加压机构进行运动分析，求出上冲头的位移、速度、加速度线图。

（方法不限）（4）对上冲头加压机构进行受力分析，求出各运动副处作用力。

（方法不限）（5）传动装置的总体设计（6）传动件的设计计算（7）减速器装配图的设计与绘制（0号图纸一张）三、机构系统的运动协调设计各执行机构的运动协调送料机构上冲头下冲头粉料成型压片机的运动循环图四、主体机构的尺度综合如右图所示虚线和实现分别表示上冲头运动的两个极限位置由于模具厚度为50mm，且料斗高度为30mm，为使上冲头与料斗不干涉，令上冲头的冲程为s=60mm＞（50/2+30）mm设杆l3=l4=90mm在虚线表示的位置中，令l EB=60mm由所设数据可知l AC′=l3+l4−s=120mm通过简单的几何运算可以得到l EB′=l ED′+l D′B′=130mm 又有所设条件l EB=l DB−l DE=60mm联立解得杆l DE=35mm，l BD=95mm综上所述l3=l4=90mm，l1=l DE=35mm，l2=l BD=95mm 通过上述数据即可确定该主体机构的实际尺寸。

五、主体机构的运动分析和受力分析运动分析利用Pro|E的模拟仿真功能实现。

步骤1)建立主体机构的实体模型根据主体机构的实际尺寸绘制零件图再按照机构的运动关系绘制装配图如右图2)模拟仿真通过在原动件处加载虚拟电机，完成相关设置后，即可进行模拟仿真。

运动分析利用Pro|E的运动分析功能对仿真结果进行分析，生成运动关系曲线如下图。

速度和转角位置和转角加速度和转角受力分析利用AutoCAD作出杆件的结构简图，如右图，令机构运动到一个位置使杆l3摆过α=5.00°的角度。

由于l3=l4，即杆l4与竖直方向的夹角γ=5.00°通过测量可得l2与水平方向的夹角β=16.10°l1与l2的夹角∠BDE=31.88°已知F=9000N通过分析可知杆DB、BC为二力杆，假设受力方向如图所示。

由于杆AB不受转矩作用，因此其所受合力的方向一定为沿着杆的方向，假设方向如图所示。

对铰C及冲头（未画出）进行受力分析受力及方向如左图竖直方向受力平衡，有F∑y=F−F4′cosγ=0解得F4′=9034N根据作用力与反作用力，有F4=F4′=9034N对铰B进行受力分析受力及方向如右图竖直方向受力平衡，有F∑y=F4′cosγ−F3′cosα−F2′sinβ=0水平方向受力平衡，有F∑x=F2′cosβ−F3′sinα−F4′sinγ=0解得F2′=1602N,F3′=8588N则有F2=F2′=1602N,F3=F3′=8588N对DE杆及所带铰链进行受力分析受力及方向如右图由力矩平衡，杆受到的由机架作用的力F E与杆BD作用于ED杆的力F2′的大小相等，方向相反，与电机提供的转矩相平衡。

即T=F2’×l1×sin∠BDE解得T=29.6Nm综上，机构在当前位置时，杆DE受到的电机提供的转矩为29.6Nm，杆DB为受拉状态，所受拉力为1602N，杆AB为受压状态，所受压力为8588N，杆BC为受压状态，所受压力为9034N。

六、系统传动方案的设计采用V带传动＋单级蜗杆减速器的传动方案V带传动承载能力小，但传动平稳，能缓冲吸振，因此布置在高速级。

蜗杆传动可以实现较大的传动比，传动平稳，适用于中、小功率间歇运转的场合。

七、电机的选择电动机类型和结构形式的选择按工作要求和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。

电动机功率的确定工作机所需功率P w由P w=2Fv 1000kW式中，2表示工作机有两个冲头；F为工作阻力，有F=9000N；v为工作机的平均速度，有v=N×2×s×10−360=5.000×10−2m/s则有P w=2Fv1000=2×9000×5.000×10−21000=0.900kW所需电动机功率P d 由P d=P w η式中，P w已知；η为由电动机至工作机的总效率，有η=η1η22η3η4η5其中η1-V带传动效率取0.96η2-滚子轴承传动效率取0.98η3-双头蜗杆传动效率取0.80η4-联轴器传动效率取0.99η5-连杆机构传动效率取0.6故η≈0.43813P d=P wη=2.054kW电动机额定功率P ed对于载荷比较稳定、长期运转的机械，只需使所选电动机的额定功率P ed等于或稍大于所需电动机功率P d，即P ed≥P d就可以。

因此选择额定功率为2.2kW的电动机。

电动机转速的确定电动机的转速高，磁极对数少，尺寸和质量小，价格也低，但传动装置的传动比大，从而使传动装置的结构尺寸增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反。

一般来说，无特殊,通常多选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。

本设计选择同步转速为1000r/min的电动机。

综上所述，初选电机如下表由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小。

因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y100L1-4。

八、传动系统的运动参数、动力参数的计算总传动比的确定及各级传动比的分配传动装置总传动比根据电机满载转速n m 和工作机转速n w ，可得传动装置的总传动比为i =n m n w =143025=57.2各级传动比分配取V 带传动比为i 1=3,则单级蜗杆减速器的传动比为i 2=i i 1=57.23=19.067所得i 2符合一般蜗杆传动减速器传动比的常用范围。

各轴输入功率P 1=P d η1=1.972 kW P 2=P 1η2η3=1.546 kW P w ′=P 2η2η4=1.500 kW P w =P 2η2η4η5=0.900 kW其中η1-V 带传动效率取0.96η2-滚子轴承传动效率取0.98η3-双头蜗杆传动效率取0.80 η4-联轴器传动效率取0.99 η5-连杆机构传动效率取0.6各轴输入转速n1=n mi1=476.667 r/minn2=n1i2=25.000 r/min各轴输入转矩T1=9550P1n1=39.509 NmT2=9550P2n2=590.572 NmT w=9550∗P w′n w=573.000 Nm九、传动零件的设计计算V带传动的设计已知：原动机为Y100L1-4型，额定功率P ed=2.2kW，转速n m=1430r/min，传动比i1=3，单班制工作。

由于是带式输送机，查《机械设计》（V带设计部分未作说明皆查此书）确定计算功率P c根据给定的工作条件，由表6-8查得工作情况系数K A=1.1，故P c=K A P ed=1.1∗2.2=2.42 kW1)选择V带型号按P c=2.42 kW和n m=1430r/min，由图6-8选择A型V带。

2)确定带轮基准直径d1、d2根据V带型号查表6-4，并参考图6-8，选择d1=100mm>d min。

由d2=i1d1，计算从动轮直径为d2=i1d1=3×100=300mm由表6-4选取最接近的标准直径为d2=315mm3)验算带速v=πd1n m60×1000=3.14×100×143060×1000=7.484m/sv<25m/s,因此带速适宜。

4)确定中心距a和带的基准长度L d由式（6-19）初定中心距a00.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)即280≤a0≤800(mm) 初定中心距a0=450mm由式（6-20）计算带的基准长度初值L d0L d0=2a0+π2(d1+d2)+(d2−d1)24a0=2×450+π2×(100+300)+(300−100)24×450 =1550.52mm由表6-3选取接近的基准长度L d=1600mm 因此带传动的实际中心距为aa≈a0+L d−L d02=450+1600−1550.522=474.7mm安装时应保证的最小中心距a min、调整时的最大中心距a max分别为a min=a−0.015L d=474.7−0.015×1600=450.7mma max=a+0.03L d=474.7+0.03×1600=522.7mm即，中心距的变化范围为450.7~522.7mm5)校核小带轮包角α1α1=180°−(d2−d1)a×57.3°=180°−(300−100)474.7×57.3°=155.858°α1>120°,合格。

6)计算所需V带根数Z查表6-5得其基本额定功率P0=1.31kW；查表6-7得额定功率增量∆P0=0.17kW；查表6-6得包角系数Kα=0.936，查表6-3得长度系数K L=0.99，则Z=P c(P0+∆P0)KαK L=2.42(1.31+0.17)×0.936×0.99=1.76取V带根数Z=2根。

7)确定初拉力F0和轴上压力F Q查表6-2得A型V带q=0.10kg/m，由式6-24计算确定带传动的初拉力为F0=500P cZv(2.5Kα−1)+qv2=500×2.422×7.484×(2.50.936−1)+0.10×7.4842 =160.678N由式（6-25）计算作用于带轮轴上的压力为F Q=2ZF0sin α12=2×2×160.678×sin155.858°2=628.501N涡杆传动设计计算已知：输入功率P1=1.972 kW，输入转速n1=476.667 r/min，传动比i2= 19.067，单班制，每班工作8小时，传动装置的使用寿命预定为10年（每年工作365天）。