压片机加压机构方案设计书.docx
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压片机加压机构方案设计书
青岛理工大学（临沂）
《机械原理》课程设计
说明书
设计题目：
压片机加压机构方案设计
院（系）：
机电工程系
专业：
机械设计制造及其自动化
学号:
学生姓名:
指导教师:
杨克石
起迄日期:
2013--06-17~2013-06-28
I前言
1.1干粉压片机的概述
干粉压片机是指利用传动系统将电动机的转速降低带动执行机构对粉末物质采取上下进行加压而成片状。
根据干粉压片机的传动系统和执行机构不同，干粉压片机可以分为单片式压片机，旋转式压片机，亚高速旋转式压片机、全自动高速压片机以及旋转式包芯压片机。
干粉压片机的使用行业很广泛。
如制药厂、电子元件厂、陶瓷厂、化工原料厂等等，而且压片机还能用来做冲压设备。
压片机在欧美出现的较早。
而在国内到1949年，上海市的天祥华记铁工厂仿造成英国式33冲压片机；1951年，根据美国16冲压片机改制成国产18冲压片机，这是国内制造的最早制药机械；1957年，设计制造了ZP25-4型压片机；1960年，自行设计制造成功60-30型压片机，具有自动旋转、压片的功能。
同年还设计制造了ZP33型、ZP19型压片机。
“七五”期间，航空航天部206所HZP26高速压片机研制成功。
1980年，上海第一制药机械厂设计制造了ZP-21W型压片机，达到国际上世纪80年代初的先进水平，属国内首创产品。
1987年，引进联邦德国Fette公司微机控制技术，设计制造了P3100-37型旋转式压片机，具有自动控制片剂重量、压力、自动数片、自动剔除废片等功能，封闭结构严密、净化程度达到GMP要求。
1997年,上海天祥健台制药机械有限公司研发了ZP100系列旋转式压片机、GZPK100系列高速旋转式压片机。
进入21世纪，随着GMP认证的深入，完全符合GMP的ZP系列旋转式压片机相继出现：
上海的ZP35A、山东聊城的ZP35D等。
高速旋转式压片机在产量、压力信号采集、剔废等技术上有了长足的发展，最高产量一般都大于300000片/小时，最大预压力20kN，最大主压力80kN或10080kN。
譬如，北京国药龙立科技有限公司的GZPLS-620系列高速旋转式压片机、上海天祥健台制药机械有限公司的GZPK3000系列高速旋转式压片机、北京航空制造工程研究所的PG50系列高速旋转式压片机等。
随着制造加工工艺水平、自动化控制技术的提高以及压片机使用厂家各种不同的特殊需求，各种特殊用途的压片机也相继出现。
譬如，实验室用ZP5旋转式压片机、用于干粉压片的干粉旋转式压片机、用于火药片剂的防爆型ZPYG51系列旋转式压片机等。
国内压片机的现状：
（1）压片机规格众多、数量大；
（2）操作简单；（3）技术含量较低，技术创新后力不足。
国外压片机的现状：
高速高产、密闭性、模块化、自动化、规模化及先进的检测技术是国外压片机技术最主要的发展方向。
1.2干粉压片机的研究现状
1.2.1压片机动力学分析及力的优化
文献[6]阐述了主加压机构的运动学分析。
对机构进行运动学分析可采用图解法分析和解析法分析．在此，我们采用解析法，应用c语言程序进行分析。
杆组法运动学分析原理，由机构的组成原理可知，任何平面机构都可分解为原动件、基本杆组和机架三个部分，每一个原动件为一个单杆构件．分别对单杆构件和常见的基本杆组进行运动学分析，并编制成相应的子程序，在对整个机构进行运动分析时，根据机构组成情况的不同，依次调用这些子程序，从而完成对整体机构的运动分析。
文献[10]阐述了各种方案的拟定。
根据各功能元的解，动力源可以采用电动机、汽油机、蒸汽透平机、液压机、气动马达等；上下加压则可采用凸轮机构、齿轮机构、连杆机构、液压缸等；送料可采用连杆机构、齿轮机构、槽轮机构等．这样可组合的方案达上百种。
文献[7]阐述了谐响应分析。
分析动态响应实际上是解一个完整的动力学方程，它是一个二阶常系数线性微分方程:
[M]{x（t）}+[c]{x（t）}+[K]{x（t）}={P（t）}
式中：
[M]、[c]、[K]--质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵。
x（t）、x（t）、x（t）--结点的加速度、速度和位移向量，它们均为时间的函数。
fP（t）卜一激振力向量，也是时问的函数。
谐响应分析是用于确定线性结构在承受随时问按正弦规律变化载荷时稳态响应的一种技术。
分析的目的是计算出结构在谐波激振力下的响应，即位移响应与应力响应，并得到系统的动态响应与系统激振力频率的曲线，称为幅频曲线。
压片机工作时，冲头和压轮周期性接触，这样就会造成有周期性的激振力作用在整个结构上。
当激振力的频率与压片机的固有频率接近时，就会发生共振。
共振现象的发生不但不能保证冲压的加工精度，还会对冲头和压轮以致整个机床造成严重破坏，这是一定要避免的。
通过以上分析，可以得到以下结论:
（1）经过力的优化以后，避免了在第一、二阶固有频率处的共振现象的发生，虽然优化后，第三阶固有频率处的位移比其他频率处较大（1．8xlO4），但小于优化前该频率处的位移（2．1xlO4），更远远小于机器共振时的（1。
6x10一），振动量降低了接近1O倍。
（2）经过力的优化以后，由于对整体结构不存在激振力，所以一、二、四、五阶振型不会对动态性能产生影响。
（3）由于该压片机的实际工作转数在每分钟4O一6O转之间，即工作频率为4873Hz之间，而优化后在96HZ处振动量较大，远离工作频率范围，所以，机器处于安全良好的工作区域范围，具有良好的动态性能。
通过对压片机的模态分析，动力学谐响应分析，得出了压片机在不同工作频率范围下的响应，在此基础上对整体结构进行了力的优化，有效的抑制了共振现象的发生，解决了机器工作时振动和噪音的问题，分析结果对压片机的设计具有很实用的理论参考价值。
文献[13]阐述了冲压机构杆件的优化设计。
冲压机构的应用非常广泛，以干粉压片机为例，其中的冲压机构对压痕机的性能影响很大。
它要求机构中的滑块在工艺行程中速度尽可能均匀且施加于曲柄的平衡力矩尽可能小，为此有必要对各构件进行优化分析。
运动及受力分析。
冲压机构，由一曲柄摇杆机构及一摇杆滑块机构组成的多杆机构。
采用解析法，建立起3种目标函数，运用罚函数法进行程序编制及计算，进行优化设计。
首先，按机构的组成原理将机构分解成若干基本杆组，对每一个基本杆组编制相应的运动分析和受力分析的子程序，对具体某一机构只须建立一个简单的主程序和调用相应的子程序即可。
优化设计。
采用有约束优化设计问题的间接求解方法中的罚函数法，编制程序suMT，编制目标函数子程序FuNC和约束函数子程序FNT，编制各基本杆组的运动和受力分析子程序。
文献[12]阐述了连杆送料机构的运动优化。
连杆机构推动的推板式送料装置能够实现冲压生产的自动送料，该机构与斜楔推动的推板式送料机构和杠杆推动的推板送料装置相比，可实现较大的行程“。
设计连杆迭料机构所需考虑的因素较多，直观性较差．容易导致设计失误．因此设计了用于优化机构各杆长、送料行程、送料加速度等的多目标函数，综合连杆机构成立的条件、机构大小限制、运动参数要求等建立约束条件，采用直观的可视化方法对优化结果和连杆送料机构的运动特性进行分析。
目标函数的建立。
根据结构要求，连杆机构的迭料行程ZI，在蠛跫M，≥330mm的前提下，尽量取较小值，以避免总体结构过大；送料的左半行程￡L：
与右半行程L厶相围l连杆送料机构原理图当，以满足机构的对称性要求，因此设计第一目标函数为：
Fl（x）=∣165-LL1∣+∣165+LL1∣
冲床的工作频率为每分钟30次，为减少送料机构启动时所产生的冲击，使最大送料速度降低，设计送料最大加速度，即开始的加速度A。
与结束时的加速度4：
满足第二目标函数：
F2（x）=∣A1+A2∣
该送料机构的摇杆长度L，将影响传动的效率，希望它的长度大些，同时不应使该机构因此而变得庞大，就此设计第三且标函数为：
F3（x）=90-L3
为控制机构的总体尺寸，需要对送料机构的连杆长度厶、支架高度^进行限制，按实际情况确定第四目标函数为：
F4（x）=L2-580
第五目标函数为：
F5（x）=L4-390
依据各目标的重要性、数量级以及对优化结果的影响，确定各目标的加权因子分别为1、l、1、0.1、0.1。
采用统一目标函数的加权组合法建立目标函数：
F（x）=F1（x）+F2（x）+F3（x）+0.1F4（x）+0.1F5（x）
该优化模型对机构位置的优化效果良好．可控制最大速度与加速度，以及在机构总体尺寸限制的情况下实现对各杆长度的优化。
机构运动优化的结果能够满足工程使用的要求，利用该模型进行多目标优化是可行的。
该连杆机构在启动时存在柔性冲击，其加速度特性难以得到根本改善，因此该机构只适合于低中速连续生产的场合。
1.2.2结构优化的发展和研究现状
文献[8]阐述了国内外压片机的创新与研究。
1.向高速高产量发展是压片机首要发展方向；2.全封闭的一体化的片剂成型系统是压片机的一个主要发展方向，目前国外的压片机十分注重输入、输出环节的密闭性，尽可能的减少交叉污染及粉尘飞扬，而国内大多数的压片机这个过程是敞开的，断裂的工序致使压片机的粉尘和泄露是药厂的一个通病；3.集成化、模块化使Courtoy公司、Fette公司的压片机获得巨大进步；4.Courtoy压片机片重控制的新方法；5.21CFRPartll（电子记录和电子签名）在压片机上的应用；6.新颖的压片机及压片机技术层出不穷,
（1）增加预压力,
（2）为了最大程度的提高设备利用率，降低设备使用成本，使设备的清洗更规范，WIP（washing—in—place）在位清洗的理念在更多的压片机上得到了贯彻。
II摘要
随着现代科技的发展，压片机涉及的行业越来越广泛，高科技、高效率，低成本已成为现代压片机的一个重要的发展趋势。
与国外的压片机相比，我国生产的压片机规模小、产量低、技术含量较低。
干粉压片机是将干粉压制成直径为30mm，厚度为5mm的圆形片坯状的装置。
本文以压片机为研究对象，以造价低、结构简单为基础，通过方案对比及力的分析,从而设计出合适的压片机。
本文阐述了加压机构、送料机构及传动系统的设计过程。
III目录
I前言·····································2
II摘要····································5
III目录···································6
IV设计任务书·····························7
1设计题目······························8
2设计要求······························8
3原始数据设计···························8
4总功能分解·····························8
5运动方案·····························10
V方案评价·······························12
1运动循环图·····························12
2尺度计算······························14
3执行机构尺寸计算························15
4干粉压片机动作说明······················17
VI心得与体会····························17
VII参考书目·····························18
IV设计任务书
1.设计题目
1.1压片成形机介绍
设计自动压片成形机，将具有一定湿度的粉状原料（如陶瓷干粉、药粉）定量送入压形位置，经圧制成形后脱离位置。
机器的整个工作过程（送料、压形、脱离）均自动完成。
该机器可以压制陶瓷圆形片坯、药剂（片）等。
1.2压片成形机的工艺动作
（1）干粉料均匀筛入圆筒形型腔。
（2）
下冲头下沉3mm，预防上冲头进入型腔是粉料扑出。
（3）上、下冲头同时加压，并保持一段时间。
（4）上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯。
（5）料筛推出片坯。
1.3压片成形机设计数据
电动机转速/（r/min）：
940；生产率/（片/min）：
25；
冲头压力/N：
150000；机器运转不均匀系数/δ：
10%；
下冲头
上冲头
8
5
3
21
2、设计要求
1.上冲头完成往复直移运动（铅垂上下），下移至终点后有短时间的停歇，起保压作用，保压时间为0.4s左右。
因冲头上升后要留有料筛进入的空间，故冲头行程为100mm。
因冲头压力较大，因而加压机构应有增力能力。
2.下冲头先下沉3mm，然后上升8mm，加压后停歇保压，继而上升16mm，将成形片坯顶到与台面平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后，再下移21mm，到待料位置。
3.料筛在模具型腔上方往复振动筛料，然后向左退回。
待坯料成型并被推出型腔后，料筛在台面上右移约45~50mm，推卸片坯。
3、原始数据设计
（1）压片成形机一般至少包括连杆机构、凸轮机构、齿轮机构在内的三种机构。
（2）画出机器的运动方案简图与运动循环图。
拟定运动循环图时，执行构件的动作起止位置可根据具体情况重叠安排，但必须满足工艺上各个动作的配合，在时间和空间上不能出现干涉。
（3）设计凸轮机构，自行确定运动规律，选择基圆半径，校核最大压力角与最小曲率半径，计算凸轮廓线。
（4）设计计算齿轮机构。
（5）对连杆机构进行运动设计。
并进行连杆机构的运动分析，绘出运动线图。
如果是采用连杆机构作为下冲压机构，还应进行连杆机构的动态静力分析，计算飞轮转动惯量。
4、总功能分解
1、该干粉压片机通过一定的机械能把原料（干粉）压制成成品，其功能分解如图IV—1
图IV—1总功能分解
2、设计干粉压片机，其总功能可以分解成以下几个工艺动作：
（1）送料机构：
为间歇直线运动,这一动作可以通过凸轮上升段完成
（2）筛料：
要求筛子往复震动
（3）推出片坯：
下冲头上升推出成型的片坯
（4）送成品：
通过凸轮推动筛子来将成型的片坯挤到滑道
（5）上冲头往复直线运动，最好实行快速返回等特性。
（6）下冲头间歇直线运动。
例下表所示的树状功能图：
图IV—2树状功能分解
3、根据功能的要求，进行功能元求解
干粉压片机运动转换功能图如下：
图IV—3运动转换功能
干粉压片机运动方案选择矩阵如图IV—4运动方案
图IV—4运动方案
由上表所列矩阵可知，可能的运动方案数目为N=4*4*4*3*3=576种。
从此方案中剔除明显不合理的，在进行综合评价：
是否满足运动要求；是否满足载要求；运动精度；制造工艺；安全性；是否满足动力源、生产条件等限制。
根据题目要求，功能元减速A而言，带传动结构简单，运转平稳，噪声小，能缓和冲击，有过载保护作用，安装维修要求不高成本底。
齿轮传动工作可靠，效率高，易制造和精确加工。
故可选用带传动或蜗杆传动。
减速B：
齿轮或蜗杆传动能满足定速比传动要求，且精度较高。
应用范围广，承载能力大的优点，故选齿轮或蜗杆传动。
对于上冲头运动C，要实现往复直线移动，还有考虑急回特性。
因此选曲柄滑块或摇杆机构。
送料机构D主要作用是将胚料送到加工位置，且能实现间歇要求，对承载能力要求低，故采用凸轮或蜗杆机构。
下冲头运动E虽然需要较高的承载能力，但下冲头中可以加两个挡板来增加其承载能力，且要实现间歇要求，可靠性好，故采用凸轮机构完成下冲头的动作。
综上所述，可初步确定两个方案，如表中实线、虚线所示的方案
方案1：
A3+B4+C3+D1+E2
方案2：
A1+B3+C4+D2+E2
5、运动方案
方案示意图如下：
图IV—5方案一
图IV—6方案二
V、方案评价
1、运动循环图
从上述工艺过程可以看出，由主动件到执行件有三支机构系统顺序动作，画出运
动传递框图如下图IV—1
图IV—1循环图
从整个机器的角度上看，它是一种时序式组合机构系统，所以要拟订运动循环图。
以该主动件的转角为横坐标（0~360），以机构执行构件的位移为纵坐标画出位移曲线。
运动循环图上的位移曲线主要着眼于运动的起迄位置，而不是其精确的运动规律。
料筛从推出片坯的位置经加料位置加料后退回最左边（起始位置）停歇。
下冲头即下沉4mm（如下图中②）。
下冲头下沉完毕，上冲头可下移到型腔入口处（如图中③），待上冲头到达台面下4mm处时，下冲头开始上升，对粉料两面加压，这时，上、下冲头各移动12mm（如图中④），然后两冲头停歇保压（如图中⑤），保压时间约0.2s，即相当于主动件转36度左右。
以后，上冲头先开始退出，下冲头稍后并稍慢地身上移动到和台面平齐，顶出成形片坯（如图中⑥）。
下冲头停歇待卸片坯时，料筛已推进到形腔上方推卸片坯（如图中⑦）。
然后，下冲头下移24cm的同时，料筛振动使筛中粉料筛入形腔（如图中⑧）而进入下一循环。
机械运动方案的拟订和设计，最终要求通过分析比较以提供最优的方案。
一个方案的优劣通过系统综合评价来确定。
下面用机械选型的评价体系，它可用视图的方法来表示：
根据个评价指标相互关系，建立评价模型为：
H=U1*U2*U3*U4*U5
在式中U1=S1+S2U2=S3+S4+S5+S6
U3=S7+S8+S9+S10U4=S11+S12+S13+S14U5=S15+S16+S17
上述表达式表示U1、U2、U3、U4、U5各指标之间采用了乘法原则，而它们之间用了加法原则。
根据题目要求，功能元比较如表V—2：
方案中机构的性能、特点、评价
表V—2
性能指标
具体指标
评价
带传动
齿轮机构
曲杆滑块机构
简单六杆机构
凸轮机构
蜗轮蜗杆机构
A功能
A1运动规律
定比传动
定比传动和移动
定比传动
任意性较差能达到有限精度
基本上任意
定比传动和移动
A2传动精度
高
高
高
较高
较高
高
B工作性能
B1应用范围
较广
广
较广
较广
较广
广
B2可调性
很好
较差
一般
较好
较差
较差
B3运动精度
较高
较高
较高
高
较高
高
B4承载能力
大
大
大
较大
较小
大
C
C1加速度峰值
小
小
较大
较大
较小
小
C2噪音
小
小
一般
较小
较大
较小
C3耐磨性
较好
较好
一般
较好
差
较好
C4可靠性
可靠
可靠
可靠
可靠
可靠
可靠
D
D1制造难度
较易
较难
易
易
难
较难
D2制造误差敏感性
敏感
敏感
敏感
不敏感
敏感
敏感
D3调整方便性
较方便
较便
较方便
方便
较麻烦
方便
D4能耗大小
一般
一般
一般
一般
一般
一般
E
E1尺寸
较大
较小
较小
较大
较小
较小
E2重量
较轻
较重
较轻
较轻
较重
较重
E3结果复杂度
简单
一般
一般
简单
复杂
复杂
表示上述两个机构方案的评价指标体系、评价值及计算结果。
表中，所以的指标值分为5个等级：
“很好”、“好”、“较好”、“不太好”、“不好”，分别用1、0.75、0.5、0.25、0表示。
如表V—3：
表V—3
评价指标
系统工程评价法
方案一
方案二
U1
S1
0.75
0.75
S2
1
0.75
U2
S3
1
0.75
S4
0.75
0.5
S5
0.75
1
S6
0.75
0.75
U3
S7
0.75
0.75
S8
0.75
0.5
S9
0.75
0.5
S10
0.75
0.75
U4
S11
0.75
0.5
S12
0.5
0.5
S13
0.75
0.5
S14
0.5
0.5
U5
S15
0.75
0.75
S16
0.5
0.75
S17
0.75
0.75
H值
85.31
56.95
由表中H值可知，方案1较方案2好，故可优先选用方案1为最终方案。
2、尺度计算
A.上冲头
B.下冲头
C.对心直动滚子推杆盘形凸轮机构
D.曲柄滑块机构
E曲柄滑块机构
F.蜗轮蜗杆机构
G.蜗轮蜗杆机构
H.料筛
I.圆锥齿轮
J.圆锥齿轮
K.L传动齿轮
M.传动齿轮
N.传动蜗杆
O.电动机
图V—4方案说明图
3、执行机构的尺寸计算
根据选定的驱动电机（在图中没画出）的转速n=940r/min和生产率为25件/分钟，它传动系统的总速比为：
I=940/24=37.6k=1.2
θ=180°*（k-1）/（k+1）=180°*（1.2-1）/（1.2+1）=16.4°
以下压力角和模数均取标准值α=20m=5
第一级皮带减速I=4z1=17z2=68
第二级齿轮减速I=9.8z1=17z2=167
已知如图：
n1=n1′=n1〞=25r/min；n4=n6=25r/min
取蜗杆齿数z3’=z5’=4，则查表可知：
d=50mm,θ=21°48′05″;z6=z4=52,则：
n5′=n6z6/z5′=325r/min=n5
N3’=n4z4/z3’=325r/min=n3
取z5=20z3=18z2’=30则z1’’=n5z5/n1’’=260；d=mz=1300mm
δ3=arctan18/30=31.0°δ2’=90°-31.0°=59.0°
n2’=n2=n3z3/z2’=325*18/30=195r/min
取z2=15则z1=117,δ1=arctan15/117=7.31°δ2=90°-7.31°=82.69°
综合以上计算可得定轴轮系传动7个齿轮设计如表V—5：
表V—5
Θ/α/δ
模数m
齿数z
转速r/min
分度圆直径d
Z1
7.31°
5
117
25
/
Z1’
20°
5
/
25
/
Z1’’
20°
5
260
25
1300
Z2
82.69°
5
15
195
/
Z2’
59.0°
5
30
195
/
Z3
31.0°
5
18
325
/
Z3’
21°48'05"
5
4
325
50
Z4
20°
5
52
25
120
Z5
20°
5
20
325
100
Z5’
21°48'05"
5
4
325
50
Z6
20°
5
52
25
265
下冲头对心直
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