壓片成形機的設計【單沖式壓片機】【干粉壓片機】
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任務書學 院班級學生姓名學號 課題名稱壓片成形機的設計起止時間指導教師職稱講師課題內容1. 干粉料均勻篩入圓筒形型腔。2. 下沖頭下沉3mm,預防上沖頭進入型腔時粉料撲出。3. 上、下沖頭同時加壓,并保持一段時間。4. 上沖頭退出,下沖頭隨后頂出壓好的片坯。5. 料篩推出片坯。擬定工作進度(以周為單位)第1周第2周 文獻檢索、社會調研、資料分析及總結;第3周第4周 設計方案的確定; 第5周第6周 交開題報告;第7周第9周 初次交電子版畢業(yè)設計Auto CAD 圖;第10周 第11周 修改Auto CAD 圖; 第12周 交畢業(yè)設計說明書; 第13周 修改畢業(yè)設計說明書;第14周 準備畢業(yè)答辯。 主要參考文獻機械原理孫恒主編,北京,高等教育出版社,1996年5月,第5版機械創(chuàng)新設計張春林主編,北京,機械工業(yè)出版社,2005年6月,第1版機械設計 濮良貴主編,北京,高等教育出版社,1989年8月,第5版機械設計基礎 楊可楨,程光蘊,李仲勝主編,北京,高等教育出版社,2006年5月第5版任務下達人(簽字) 年 月 日 任務接受人意見任務接受人簽名 年 月 日 注:1、此任務書由指導教師填寫,任務下達人為指導教師。2、此任務書須在學生畢業(yè)實踐環(huán)節(jié)開始前一周下達給學生本人。3、此任務書一式三份,一份留學院存檔,一份學生本人留存,一份指導教師留存。設計壓片成形機的設計設計說明書學生姓名 學 號 所屬學院 專 業(yè) 班 級 指導教師 日 期 前 言隨著生產(chǎn)規(guī)模與應用范圍不斷擴大,單沖式壓片機越來越被大家所了解與使用,同時人們也提出了許多新的性能要求。單沖式壓片機存在的缺陷制約了其應用范圍的進一步擴大,無法滿足一些特殊生產(chǎn)的需求,因此必須對現(xiàn)有單沖式壓片機的性能進行改進,使之適應新時代生產(chǎn)的需求。單沖式壓片機的結構中應用了曲柄滑塊機構與凸輪機構,進行力與動力的傳遞。曲柄主軸旋轉一周,壓片機依次完成充填、壓片和出片的工作循環(huán)。曲柄滑塊機構控制著上沖模的上下運行,并在壓片時提供主要壓力;凸輪機構控制著加料斗與下沖的運動,完成送料與出片運動。單沖式并不一定只有一副沖模工作,也可以有兩副或更多,但多副沖模同時沖壓,由此引起機構的穩(wěn)定性及可靠性要求嚴格,結構復雜,不多采用。單沖壓片機是間歇式生產(chǎn),間歇加料,間歇出片,生產(chǎn)效率較低,適用于試驗室和大尺寸片劑生產(chǎn)。壓片機在現(xiàn)代生活中應用比較廣泛,其中以制藥行業(yè)最為突出。本次畢業(yè)設計是對單沖壓片成形機進行了研究和設計。在本次的對壓片機構造和運動進行了分析。在這次的畢業(yè)設計中得到了指導教師的精心批評和糾正,并對壓片機中不是很合理的地方進行了修改和設計。符 號 表滿載轉數(shù)p功率kw齒輪分度圓直徑mmT轉矩N/mz齒數(shù)效率i傳動比N應力循環(huán)次數(shù)m模數(shù)mma中心距mmh齒高mmb齒輪寬度mm扭轉切應力MPa圓周力N徑向力NM彎矩N/mm計算應力MPa軸承壽命hv速度m/s帶基準長度mm小帶輪包角。ZV帶根數(shù)壓軸力N張緊力N鏈節(jié)數(shù)計算功率kw輪槽角。K載荷系數(shù) W抗彎截面系數(shù)mm3抗扭截面系數(shù)mm3目 錄1 壓片機總體設計61.1設計題目分析61.1.1給定數(shù)據(jù)61.1.2總功能分析61.2工作原理61.3機械運動方案及機構設計81.3.1擬訂執(zhí)行構件的運動形式81.3.2擬訂運動循環(huán)圖81.3.3確定主加壓機構方案81.3.4評選機構方案102 沖壓機構的設計123 凸輪機構的設計153.1凸輪輪廓曲線設計153.1.1利用作圖法設計凸輪廓154 減速器的設計194.1減速器測繪與結構分析194.1.1分析傳動系統(tǒng)的工作情況194.2傳動系統(tǒng)運動分析計算194.2.1確定電機型號194.2.2計算傳動裝置各級傳動比和效率:204.2.3計算各軸的轉速功率和轉矩204.2.4高速軸上的齒輪設計204.2.5低速軸上的齒輪設計234.3軸的設計244.3.1軸的最小直徑的確定254.3.2軸的結構設計254.3.3軸的載荷254.4軸的校核254.4.1齒輪的力分析計算264.4.2支座反力分析264.4.3當量彎矩264.4.4校核強度264.4.5結論275 帶傳動的設計285.1 傳動帶的設計285.1.1 確定計算功率,選擇V帶型號285.1.2 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù)285.1.3 確定中心距a和v帶的基準長度295.2 帶輪的設計296 鏈傳動的設計306.1滾子鏈傳動的設計306.2鏈傳動的布置、張緊和潤滑316.2.1鏈傳動的布置316.2.2鏈傳動的張緊316.2.3鏈傳動的潤滑316.3鏈輪的結構和材料327 經(jīng)濟技術性分析33結束語34致 謝35參考文獻36 1 壓片成形機總體設計1.1設計題目分析 1.1.1給定數(shù)據(jù)沖頭壓力: 1 5噸(150000N);生產(chǎn)率: 每分鐘2 5片; 機器運轉不均勻系數(shù): 1 0;驅動電機: 2.8 kw, 1410 rmin。片劑規(guī)格: 直徑40mm, 厚度5mm1.1.2總功能分析 總功能分析根據(jù)題目要求,要最終將干粉壓制成片坯。若要求獲得質量較好的成品,可采用諸多方法。下面采用黑箱法進行分析:圖1.1黑箱法分析由黑箱法分析可得到:為了達到高效、方便的目的,采用機械自動加工的方法比較好,因此,本題采用了自動加工的方法壓制片坯??偣δ芊纸?設計干粉壓片機,其總功能可以分解成以下幾個工藝動作: 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 篩料:要求篩子往復震動 推出片坯:下沖頭上升推出成型的片坯 送成品:通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道 上沖頭往復直線運動,最好實行快速返回等特性 下沖頭間歇直線運動機械系統(tǒng)轉換功能圖圖1.2機械系統(tǒng)轉換功能圖1.2工作原理壓片機是將陶瓷干粉料壓制成直徑為40mm,厚度為5mm的圓形片坯。如圖1.3所示,其工藝過程是: 圖1.3壓片機工作流程 干粉料均勻篩入圓筒形型腔(圖1.A); 下沖頭下沉3 mm,預防上沖頭進入型腔時把粉料撲出(圖1.B); 上、下沖頭同時加壓(圖1.C,并保壓一段時間,保壓時間0.4s左右; 上沖頭退出,下沖頭隨后頂出壓好的片坯(圖1.D); 篩料推出片坯(圖1.A)。根據(jù)工藝流程及要求大致可繪制出壓片機的示意圖,如圖1.4所示 圖1.4 壓片機傳動示意圖1.3機械運動方案及機構設計1.3.1擬訂執(zhí)行構件的運動形式顯然該壓片機應有三套機械傳動系統(tǒng)所組成,即實現(xiàn)上沖頭運動的加壓傳動系統(tǒng),實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓傳動系統(tǒng),實現(xiàn)料篩運動的上、下料傳動系統(tǒng)。這三套傳動系統(tǒng)中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個執(zhí)行構件,它們的運動特性分別為:a)上沖頭完成往復(鉛垂上下)直移運動,在下移至終點后有短時間停歇(起保壓作用)。又因沖頭上升后要留有料篩進入的空間,故沖頭的行程約為9 0100mm。沖頭還受有較大的力。若機構主動件一轉(2)完成一個運動循環(huán),則上沖頭位移線圖的形狀大致如圖1.5a所示。b) 下沖頭也作上下直移運動,其運動規(guī)律較復雜,自初始位置先下沉3 mm,然后上升8mm加壓,后停歇保壓,繼而上升1 6mm將成形片坯頂至與平臺平齊后停歇,待料篩將片坯推離沖頭后再下移2 1 mm到待裝料的初始位置。沖頭也受有較大的力。其位移線圖大致如圖1.5b所示。c) 料篩作水平直移運動,其運動規(guī)律也較復雜。先在模具型腔上方往復振動料篩,然后向左退回,待坯料成形并被推出型腔后,料篩再在臺面上右移4 55 0mm,推開成形片坯。可看出料篩受力不大。其位移線圖大致如圖1.5所示。 b壓片機運動循環(huán)圖 a 執(zhí)行構件運動線圖 圖1.5三大機構位移線圖1.3.2擬訂運動循環(huán)圖擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位,以利于設計、裝配和調試。根據(jù)上述工藝動作順序可以擬定出表示三套傳動系統(tǒng)中三個執(zhí)行構件運動循環(huán)協(xié)調配合關系的運動循環(huán)圖,如圖1.5b所示。由于上沖頭所在的系統(tǒng)為主傳動系統(tǒng),其原動件每一轉便完成一個運動循環(huán),所以擬定運動循環(huán)圖時,以該原動件的轉角為橫坐標(03 6 0),以各執(zhí)行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線(運動循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運動的起迄位 置,而不必準確表示其運動規(guī)律,故圖上位移曲線均由直線段組成)。料篩退出加料位置(圖1.5b中線段)后停歇。料篩剛退出,下沖頭即開始下沉3 mm(圖中)。下沖頭下沉完畢,上沖頭可下移到型腔入口處(圖中),待上沖頭到達臺面下3mm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8mm(圖中),然后兩沖頭停歇保壓(圖中),保壓時間約0.4秒,即相當于原動件轉60左右。以后上沖頭先開始退出,下沖頭稍后并緩慢地向上移動到和臺面平齊,頂出成形片坯(圖中)。下沖頭停歇待卸片坯時,料篩推進到型腔上方推卸片坯(圖中)。下沖頭下移21mm的同時,料篩振動粉料(圖中)進入下一個循環(huán)。1.3.3確定主加壓機構方案 由上述分析可知,壓片機機構有三個分支:一為實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構;二為實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓機構;三是實現(xiàn)料篩運動的上、下料機構。此外,當各機構按運動循環(huán)圖確定的相位關系安裝以后,應能作適當?shù)恼{整,故在機構之間還需設置能調整相位的環(huán)節(jié)(也可能是機構)。要完成上述幾種機構的設計,對課程設計來說,工作量太大,因此,這里也只就其中的一個機構主加壓機構敘述其設計過程。實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能:a) 上沖頭要完成每分鐘2 5次往復直線運動,所以該系統(tǒng)的原動件轉速應為2 5 rm i n,若以電動機作為原動機,則該傳動系統(tǒng)應有減速功能。b) 因上沖頭是往復直線運動(輸出),故該系統(tǒng)要有運動形式轉換功能,即由單向連續(xù)轉動變?yōu)樽瓦\動。c) 因有保壓階段,故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因沖頭受到壓力較大,所以希望機構具有增力的功能,以增大有效作用力,而不必采用功率較大的原動機。先取上述a)、b)、c)三種必須具備的功能來組成機構方案。若每一功能僅由一類基本機構來實現(xiàn),可組合成許多種方案。在這許多方案中,有些機構,如曲柄滑塊機構,就兼有運動轉換和交替換向的功能。這樣,有些方案的動作結構或機構組合就顯得繁瑣而不合理,因而可以直觀進行判斷,從而舍棄一些方案。例如,我們可從中選出如圖1.5所示的四種方案作為評選方案。這種做法似乎比較繁瑣,但它的好處是可以開闊思路,盡量考慮周全,少漏掉一些可行方案。特別對于初次進行設計者更屬必要。由于上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求,所以對上述方案要再作增改。圖1.6 壓片機加壓機構的四個方案圖1.7 按停歇要求補充的幾個方案要使機構從動件(執(zhí)行構件)在行程中停歇,即運動速度為零,大致有下述幾種辦法:(1) 如圖1.6中方案一、三用轉動凸輪推動從動件,則與從動件行程末端相應的凸輪廓線用同心圓弧廓線時,從動件在行程末端停歇。曲線導桿機構(圖1.6a)也有同樣的作用。 (2) 使機構的運動副或運動鏈暫時脫離,這可采用基本機構的變異機構,如槽輪機構(圖1.6b)。也可采用換向機構或離合器(圖1.6c),當換向輪處于中間位置時,從動件A、B螺桿停歇。(3) 在機構串聯(lián)組合時,使兩機構的從動件均在速度零位時串接。因為速度零位附近的速度一般也較小,這就使得串聯(lián)組合機構輸出構件的速度在較長一段時間內接近為零。如圖1.6方案四所示。 (4) 用其它方式組合機構。如用軌跡點串聯(lián)時,當軌跡點在直線段或圓弧段上運動時,從動件停歇。并聯(lián)組合時,將兩個輸入構件的運動規(guī)律相加,可使輸出構件的速度在預定區(qū)域內接近于零。至于機構增力的要求,它與機構停歇的要求,從功率傳遞的角度來看,有著內在的聯(lián)系。因為,若不計摩擦損耗時,輸入、輸出功率應相等,即M=M1 1,所以速度低時,力大。根據(jù)這個道理,可使沖頭在下移行程末端8mm的范圍內有足夠低的速度,這是增力措施之一。此外,合適地安排機構構件的相對位置,使得到良好的傳力條件,即得到較大的有效作用力,也是一種“增力”的辦法。所以,這類要求不必另立方案,只需在選擇的方案中將構件作適當?shù)呐渲镁涂梢粤恕?至此,在圖1.6、1.7所示的七種方案中,已充分考慮了所提出的功能要求。1.3.4評選機構方案按照前述的方案評選原則,充分分析各方案的優(yōu)缺點,然后選出幾個比較合適的方案。方案一、三都采用了凸輪機構。凸輪機構雖能得到理想的運動規(guī)律,但要使從動件達到90100mm的行程,凸輪的向徑比較大,于是凸輪機構的運動空間也較大。而且凸輪與從動件是高副接觸,不宜用于低速、大壓力的場合。方案二采用曲柄滑塊機構,曲柄長度僅為滑塊行程的一半,機構結構簡潔,尺寸較小,但滑塊在行程末端只作瞬時停歇,運動規(guī)律不理想。如用方案四,將曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián),則可得到比較好的運動規(guī)律,尺寸也不致過大。又因為它是全低副機構,宜用于低速、重載的場合。 其余方案雖也可達到所要求的機構功能,但均不如前述幾個方案的結構簡潔。所以,選用方案四是比較適宜的。 至于下沖頭機構和料篩機構,也可照上述方法選定方案,不再詳述。前者因位移不大,運動規(guī)律復雜,可考慮用凸輪機構;后者因要完成振動動作,所以可用凸輪機構完成小振動動作,用串聯(lián)的連桿機構實現(xiàn)運動轉換和放大。圖1.8 壓片機機構簡圖整個壓片機的機構簡圖如圖1.8所示2 沖壓機構的設計由于壓片機的工作壓力較大,行程較短,一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構,它是由曲柄連桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)而成。先設計搖桿滑塊機構。(a) (b) (c) (d)(e)圖2.1 主加壓機構設計原理方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構,屬構件固接式串聯(lián)組合。今將第一個機構的輸出構件(在速度為零的位置)和第二個機構的輸入構件(在其輸出構件速度接近為零時的位置)固接起來,即機構串聯(lián)起來,那么,在這個位置附近(一段較長時間)組合機構的輸出構件將近似停歇。其原理說明如下:假設已知曲柄滑塊機構的運動規(guī)律s1 (圖2.1a),圖2.1b所示為該機構正處于滑塊速度接近于零的位置;曲柄搖桿機構的運動規(guī)律-1如圖c實線所示,而圖d所示為該機構搖桿OA,A,正處于速度為零的位置。若將圖b,d所示的兩個機構就在圖示位置串聯(lián),則串聯(lián)以后構件OAA和OAA成為一個構件(圖e),因此,第一個機構中的中1和第二個機構中的2有如下關系 2=0+1 (2.1)式中0為一常數(shù),所以若將圖2.1c的坐標1用2表示,則相當于曲線平移了一個距離0(如虛線所示)。當s2和12如圖2.1a,c所示安排時, 則沿圖中箭頭所示走向從1得2,由2得s,而從1、s得到1-s曲線上的一點,依此可得出一條1-s曲線。從圖a、c的局部放大圖f中可知,在1由bc0a的區(qū)域內(轉角約70),滑塊的位移s約在接近零的一個很小的范圍(約0.37mm)內運動,依靠運動副的間隙,可近似認為這時滑塊是停歇的。由此看來,若使s2曲線上s為零的附近的一段曲線變化比較平緩,1-1曲線在1的最小值附近的曲線也比較平緩的話,滑塊近似停歇所占的1角就比較大;又為了使構件AB受力小些,同時也使機構能得到比較合理的布置,可將曲柄搖桿機構OAABOB整個繞OA逆時針向轉一個角度0,如圖2.1g所示,這并不影響機構的運動性能,反而改善了構件AB的受力條件。根據(jù)上述分析,該機構可按如下步驟設計:(1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖2.2a),=l/r愈小,在s=0處的位移變化愈大,圖2.2 曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性所以應選較大的;但愈大,從s=0到90l00mm的位移所需曲柄的轉角也愈大;又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的,而搖桿的轉角應小于180,且希望取小一些為好。所以,應取一個合適的曲柄長度和值,滿足滑塊有90100mm的行程而曲柄轉角則在30左右,同時在2=178182的范圍內滑塊位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。如圖2.3所示,取=1。為了保壓,要求搖桿在鉛垂位置的正負2度的范圍內,滑塊的位移量小于等于0.4mm。據(jù)此可得到搖桿的長度 (mm) (2.2)式(2.1)中-搖桿滑塊機構中連桿與搖桿長度之比,一般取。 算出L=r=200mm。圖2.3 主加壓機構設計(2)確定曲柄搖桿機構尺寸。在壓片位置,機構應有較好的傳動角。所以,當搖桿在OAA位置時,曲柄搖桿機構的連桿AB與OAA的夾角應接近90。此時,OB若選在A B的延長線上,則A B受力最小。故在此線上選一適當位置作OB。具體選定OB的位置時,可再考慮急回特性的要求,或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是:行程速度變化系數(shù)K或1愈大,在位置A時的位移變化較大(圖1.9b),所以OB距點A遠一些好,但又受到機構尺寸和急回特性的限制,不能取得太遠。選定OB以后,可定出與OAA兩個位移3、4 (或、三個位置)對應的OBB的兩個位移3、4 (或、三個位置)。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度,角0為兩機構串聯(lián)的相位角。設計結果如圖1.10所示。其后,再對設計結果進行運動分析,可得到機構正確的運動規(guī)律。最后,再回到運動循環(huán)圖上,檢查它與其它執(zhí)行構件的運動有否干涉的情況出現(xiàn)。必要時可修正運動循環(huán)圖。3 凸輪機構的設計3.1凸輪輪廓曲線設計 設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度,使其繞凸輪軸心o轉動。根據(jù)相對運動原理,我們知道凸輪與推桿間的相對運動關系并不發(fā)生改變,但此時凸輪將靜止不動,而推桿則一方面和機架一起以角速度繞凸輪軸心O轉動,同時又在其導軌內按預期的運動規(guī)律運動??梢?,推桿在復合運動中,其尖頂?shù)能壽E就是凸輪廓線。利用這種方法進行凸輪設計的稱為反轉法,如圖3.1圖3.1反轉法3.1.1利用作圖法設計凸輪廓選取適當?shù)谋壤撸榘霃阶鲌A;選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm,凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉,推桿的運動規(guī)律如表所示。先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此,根據(jù)反轉法原理,將凸輪機構按進行反轉,此時凸輪靜止不動,而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角,再按一定的分度值(凸輪精度要求高時,分度值取小些,反之可以取小些)將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。1下沖頭(1)進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 (1)選取適當?shù)谋壤?,取為半徑作圓;選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm,凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉,推桿的運動規(guī)律如表3.1所示。表3.1 下沖頭(1)推桿的運動規(guī)律序號凸輪運動角推桿運動規(guī)律10度-80度推桿近休280度-90度上升3mm390度-220度推桿遠休4220度-230度下降3mm5230度-360度推桿近休(2)先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此,根據(jù)反轉法原理,將凸輪機構按進行反轉,此時凸輪靜止不動,而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角,再按一定的分度值(凸輪精度要求高時,分度值取小些,反之可以取小些)將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。(3)繪制零件圖,如圖3.2所示:圖 3.2 下沖頭凸輪(1)的輪廓線圖2下沖頭(2)進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 (1)選取適當?shù)谋壤?,取為半徑作圓;選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm,凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉,推桿的運動規(guī)律如表3.2所示。表3.2 下沖頭(2)推桿的運動規(guī)律序號凸輪運動角推桿運動規(guī)律10度-30度推桿休止230度-70度下降8mm370度-220度推桿近休4220度-230度上升21mm5230度-270度推桿遠休6270度-320度下降16mm7320度-360度推桿休止(2)先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此,根據(jù)反轉法原理,將凸輪機構按進行反轉,此時凸輪靜止不動,而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角,再按一定的分度值(凸輪精度要求高時,分度值取小些,反之可以取小些)將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。3料篩進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計 (1)選取適當?shù)谋壤?,取為半徑作圓;選取凸輪的基圓半徑Ro=100mm,偏心距e=0mm,凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉,推桿的運動規(guī)律如表3.3所示。表3.3 料篩推桿的運動規(guī)律序號凸輪運動角推桿運動規(guī)律10度-90度推桿近休290度-130度上升50mm3130度-220度推桿遠休4220度-260度下降50mm5260度-360度推桿近休(2)先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此,根據(jù)反轉法原理,將凸輪機構按進行反轉,此時凸輪靜止不動,而推桿繞凸輪順時針轉動。按順時針方向先量出推程運動角,再按一定的分度值(凸輪精度要求高時,分度值取小些,反之可以取小些)將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。(3)繪制零件圖,如圖3.6所示: 圖 3.3 料篩凸輪的輪廓線圖3.2 料篩構件的設計圖3.4:料篩機構+-cos-cos=50 (3.1)tan= (3.2)=、= (3.3)聯(lián)立可解得:=49.63、=85.97圖3.5尺寸分解計算=69.28=49.57其中,以上單位均是毫米(mm)。3.3上沖頭曲柄搖桿的設計:圖3.6:上沖壓機構的設計極位夾角=,=1.18,=,=,2-2=100=170.7=241.42=cos-=95.67+ + ,滿足周轉副條件4 減速器的設計4.1減速器測繪與結構分析4.1.1分析傳動系統(tǒng)的工作情況1、傳動系統(tǒng)的作用:作用:介于機械中原動機與工作機之間,主要將原動機的運動和動力傳給工作機,在此起減速作用,并協(xié)調二者的轉速和轉矩。2、傳動方案的特點:特點:結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列,導致橫向尺寸較大,機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱,高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端,可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消,以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。3、電機和工作機的安裝位置:電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端,并用帶傳動;工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端,并用鏈傳動。4.2傳動系統(tǒng)運動分析計算計算總傳動比i;總效率;確定電機型號: 傳動系統(tǒng)簡圖如4.1:圖 4.1 傳動簡圖4.2.1確定電機型號根據(jù)工作條件:室內常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運行,載荷較平穩(wěn),電壓為380V的三相交流電源,電動機輸出功率P=3kw,及同步轉速n=1500r/min等,選用Y系列三相異步電動機,型號為Y100L2-4,其主要性能數(shù)據(jù)如表4.1:表 4.1 主要性能數(shù)據(jù)電機型號額定功率PM滿載轉速nm同步轉速n凈重Y100L2-42.8kw1430r/min1500r/min38kg4.2.2計算傳動裝置各級傳動比和效率:1、各級傳動比: , , 為使V帶傳動外廓尺寸不知過大,初步取,按展開式布置,考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近,由展開式曲線得:,則2、各級效率: (4.1) (4.2) 4.2.3計算各軸的轉速功率和轉矩如表4.2表 4.2 主要參數(shù)軸名功率P(kw)轉矩T(N*m)轉數(shù)nr/min傳動比i輸入輸出輸入輸出電動機軸320.0314302.8軸2.882.8253.7652.68510.715.50軸2.742.69286.1828 0.4692.853.70軸2.602.55994.63974.7425.104.2.4高速軸上的齒輪設計1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1)選用直齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器,速度不高,故選用7級精度(GB10095-88)3)材料選擇。由機械設計教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調質)硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。4)選取小齒輪齒數(shù), ,取。2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式(4.12)進行試算,即 (4.3)1)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)小齒輪傳遞的轉矩 (3)選取齒寬系數(shù)(4)查得材料的彈性影響系數(shù)(5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪的接觸疲勞強度極限;(6)計算應力循環(huán)次數(shù) (4.4) (4.5)(7)查得接觸疲勞壽命系數(shù);(8) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為為1%,安全系數(shù)S=1,得 (4.6) (4.7) 2)計算 (1)試算小齒輪分度圓直徑,代入中較小的值 (4.8) (2) 計算圓周速度v (4.9) (3) 計算齒寬b (4.10) (4) 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) (4.11) 齒高 (4.12) (4.13) (5) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.209m/s,7級精度,由圖108查得動載系數(shù); 直齒輪,; 查得使用系數(shù); 由b/h=10.667,查得;故載荷系數(shù) (4.14)(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式4.2得 (4.15)(7) 計算模數(shù)m (4.16)3.按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為 (4.17)確定公式內的各計算值(1) 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限;(2)查得彎曲疲勞壽命系數(shù); ;(3)計算彎曲疲勞許用力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得 (4.18) (4.19)(4) 計算載荷系數(shù)K (4.20)(5)查取齒形系數(shù) 查得 。 (6)查取應力校正系數(shù) 查得。 (7)計算大、小齒輪的并加以比較 (4.21) (4.22)大齒輪的數(shù)值大2)設計計算 (4.23)對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力,而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力,僅于齒輪直徑(即模數(shù)于齒數(shù)的乘積)有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.894并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=45.217mm,算出小齒輪齒數(shù) (4.24)大齒輪齒數(shù),取。這樣設計出的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足了齒根彎曲疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費。4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑 (4.25) (4.26)計算中心距 (4.27)計算齒輪寬度 取, 。 (4.28)4.2.5低速軸上的齒輪設計低速軸的齒輪設計與高速軸設計步驟及原理相同具體參數(shù)如下:小齒輪: 齒數(shù),分度圓直徑,齒輪寬度;大齒輪: 齒數(shù),分度圓直徑,齒輪寬度;低速軸齒輪中心距。4.3軸的設計4.3.1軸的最小直徑的確定按扭轉強度條件計算這種方法是只按軸所受的扭矩來計算軸的強度;如果還受有不大的彎矩時,則用降低需用扭轉切應力的辦法予以考慮。在作軸的結構設計時,通常用這種方法初步估算軸徑。對于不大重要的軸,也可作為最后計算結果。軸的扭轉強度條件為 (4.29)式中:扭轉切應力,單位為MPa; T軸所受的扭矩,單位為Nmm; 軸的抗扭截面系數(shù),單位為mm3 軸的轉速,單位為r/min; 軸傳遞的功率,單位為Kw; 計算截面處軸的直徑,單位為mm; 需用扭轉切應力,單位為MPa;表4.3軸常用幾種材料的及軸的材料Q235-A、20Q275、35()45、 、 15-2520-3525-4535-55149-126135-112126-203112-97軸的直徑 (4.30) 式中 (4.31)取4.3.2軸的結構設計1.擬定軸上零件的裝配方案,確定軸的各段直徑和長度。低速軸:第一段的直徑為了滿足鏈輪的軸向定位要求,第一段軸右端需制出一段軸肩,故第二段軸的直徑。 左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑第三段軸的直徑。鏈輪與軸配合的長度取。初步選擇滾動軸承。因軸承承受徑向載荷大、軸向載荷小,故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)第三段,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6211。由手冊上查得6211型軸承的定位軸肩高h=6mm。軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與鏈輪右端面間的距離,故取。第四段軸的直徑,。取安裝齒輪處的軸段第六段的直徑;齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為80mm,為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪,此軸段應略短于齒輪寬度,故取。齒輪的左端采用軸肩定位,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度,取。,。中間軸:。 高速軸:。至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度。2.軸上零件的周向定位齒輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由機械設計教材表4-1,查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為63mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;同樣,帶輪與軸的聯(lián)接,選用平鍵為,帶輪與軸的配合為。滾動軸承軸的周向定位是借過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為。3.確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為,各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。4.3.3軸的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支承點位置時,應從手冊中查取B值(參看機械設計教材圖15-23)。對于6211型深溝球軸承,由手冊查得B=21mm.因此,作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖可以看出截面 C是危險面。4.4軸的校核4.4.1齒輪的力分析計算III軸: 圓周力 (4.32)徑向力 (4.33)4.4.2支座反力分析1.定跨距測得:;2.水平反力: (4.34) (4.35)3.垂直反力: (4.36) (4.37)4.4.3當量彎矩1.水平彎矩: (4.38)2.垂直面彎距: (4.39) (4.40)3.合成彎矩: (4.41) (4.42)4.當轉矩;取得:5.當量彎矩: (4.43)= (4.44)4.4.4校核強度按扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面C處當量彎矩最大,是軸的危險截面。進行校核時,只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度,則由1P339得軸的強度校核公式 (4.45)其中:1.因為軸的直徑為d=55mm的實心圓軸,故取 2.因為軸的材料為45鋼、調質處理查1P330取軸的許用彎曲應力為: 合格 (4.46)4.4.5結論根據(jù)軸承號6211查表取軸承基本額定動載荷為:C=43200N;基本額定靜載荷為:Cor=29200N由軸承壽命公式得: (4.47) 因為實際壽命 (4.48) 所以故軸承使用壽命足夠、合格。5 帶傳動的設計5.1 傳動帶的設計5.1.1 確定計算功率,選擇V帶型號 (5.1)計算功率,單位為kw要求傳遞的功率,單位為kw工作情況系數(shù)根據(jù)計算功率和小帶輪轉數(shù)選取V帶型號,初步選用A型V帶選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù)選擇帶輪的基準值經(jīng)帶輪直徑小使傳動機構尺寸緊湊,但直徑過小,將使帶的彎曲應力過大,降低壽命,且在一定轉矩下的圓周力增大,使帶根數(shù)增多,故帶輪直徑不宜過小,應使并符合直徑系列。大帶輪直徑可由式計算。初選 , 驗算帶速v過高帶速,會使離心力增大,使帶輪和帶間正壓力減小而降低傳動能力,并影響帶的壽命。因此,一般使帶速在525m/s范圍內,否則調整小帶輪直徑或轉速。 合格 (5.2)確定中心距a和v帶的基準長度初定中心距 (5.3)得 故選mm計算帶近似長度基準長度: (5.4)按表選取標準=1400mm, 確定中心距a實際中心距: (5.5)驗算小帶輪包角帶傳動的包角大小直接影響帶傳動的工作能力,包角減小,傳動能力降低,易打滑。一般情況下,小帶輪上的包角較小,打滑總發(fā)生在小帶輪上,故需驗算小帶輪上的包角,使。若不滿足,應增大中心距或加裝張緊輪。小帶輪上的包角: 合格 (5.6)確定v帶根數(shù)為避免v帶工作時各根帶受力嚴重不均勻,應限制根數(shù)不大于10,通常為37根。根數(shù) (5.7) 計算帶張緊力 (5.8)計算壓軸力 (5.9)帶輪的設計帶傳動要求帶論結構合理,重量輕,質量分布均勻,高轉速時需經(jīng)動平衡,輪槽表面應仔細加工,以減少帶的磨損。圓周速度的帶輪,常用灰鑄鐵HT150或HT200制造。V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成,當帶輪基準直徑時(為軸的直徑),采用實心式結構;當時,采用輻板式結構;當時,采用孔板式結構;當時,采用輻條式結構。本題大帶輪和小帶輪均采用輻板式結構?;鶞蕦挾? 基準線上槽深:基準線下槽深:槽間距:第一槽對稱面至端面的距離:最小輪緣厚:帶輪寬: (5.10)外徑:輪槽角:當時 即為小帶輪的輪槽角 當時 即為大帶輪的輪槽角 S=10mm6 鏈傳動的設計6.1滾子鏈傳動的設計滾子鏈傳動的設計步驟和方法設計滾子鏈傳動時原始數(shù)據(jù)為:傳動的功率p,小鏈輪和大鏈輪的轉速(或傳動比),原動機種類,載荷性質以及傳動用途等。確定齒數(shù)z假定鏈速v3m/s,選取小鏈輪齒速;從動鏈輪齒速(傳動比,)計算功率查得工作情況系數(shù),故 (6.1)初定中心距a和鏈長初定中心距a=30p,考慮到小輪上的包角應不小于,最小中心距通常按下式取,即時 (6.2)則取a=1300mm因為鏈長等于鏈節(jié)距p和鏈節(jié)數(shù)的乘積,故鏈的長度常用鏈節(jié)數(shù)表示。節(jié) (6.3) 確定鏈條的節(jié)距p由按鏈輪的轉速估計,鏈工作在功率曲線頂點左側時,可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查得鏈輪齒速系數(shù),;選取單排鏈,查得多排鏈系數(shù)Kp=1.0,故的所需傳遞的功率為 (6.4)=4.18kw根據(jù)小鏈輪轉速n=25.10及功率Po=4.18kw,選鏈號為28A單排鏈,同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側是正確的。查得鏈節(jié)距p=44.45mm。確定鏈長L及中心距aL=Lp*P/1000=2.934 (6.5) 實際安裝時的中心距應比計算出的a小,這樣可保證松邊有一個合適的垂度。鏈傳動中心距應設計為可調節(jié),便于在鏈條磨損變長的情況下仍能調整到一定的張緊度。故取a=1330mm驗算鏈速 (6.6)與原假設相符。驗算小鏈輪轂孔Dk 查得小鏈輪轂孔許用最大直徑D=112mm,大于電動機軸徑,故適合。計算壓軸力 (6.7) (6.8)按水平布置取壓軸系數(shù)則壓軸力: (6.9)低速鏈傳動的靜強度計算對于v0.6m/s的低速傳動,因靜強度不夠而損壞的概率很大,故按靜強度設計條件計算得 故合格 (6.10)6.2鏈傳動的布置、張緊和潤滑6.2.1鏈傳動的布置鏈傳動一般應布置在鉛垂平面內,盡可能避免布置在水平或傾斜平面內。如確有需要,則應考慮加脫板或張緊輪等裝置,并且設計較緊湊的中心距。6.2.2鏈傳動的張緊鏈傳動張緊的目的,主要是為了避免在鏈條的垂度過大時產(chǎn)生嚙合不良和鏈條的振動現(xiàn)象;同時也為了增加鏈條與嚙合包角。當兩輪軸心連線傾斜角大于60度時,通常設有張緊裝置。由于本設計傾斜角在60度的范圍內,故不需要有張緊裝置。6.2.3鏈傳動的潤滑鏈傳動的潤滑十分重要,對高速、重載的鏈傳動更為重要。良好的潤滑可緩和沖擊,減輕磨損,延長鏈條使用壽命。潤滑油推薦采用牌號為L-AN32,L-AN46,L-AN68的全損耗系統(tǒng)用油。溫度低時取前者。對于開式重載低速傳動,可在潤滑油中加入MoS2,WS2等添加劑。對用潤滑油不便的場合,允許涂抹潤滑脂,但應定期清洗和涂抹。6.3鏈輪的結構和材料鏈輪的齒廓形狀對傳動質量有重要的影響,正確的鏈輪齒形應保證鏈節(jié)能平穩(wěn)的進入和退出嚙合,盡量降低接觸應力,減小磨損和沖擊,還應便于加工。目前常用的一種是三圓弧一直線齒形(如圖6.1(a)所示,由三圓弧、aa、ab、cd和一直線bc組成),并用相應的標準刀具加工,只需一把滾刀便可切制節(jié)距相同而齒數(shù)不同的鏈輪。在鏈輪工作圖中,端面齒形不必畫出,但要在圖上注明“齒形按3R GB12441985 規(guī)定制造” 。鏈輪的軸面齒形需畫出如(圖6.1(b)),兩側齒廓為圓弧狀,以利于鏈節(jié)進入和退出嚙合。 圖6.1(a)端面齒形 圖6.1(b)軸面齒形鏈輪的主要尺寸:滾子外徑鏈輪節(jié)距p=44.45mm軸孔直徑 分度圓弦齒高 (6.11)齒側凸緣直徑 (6.12)分度圓直徑 (6.13)齒頂圓直徑 (6.14)齒根圓 (6.15)最大齒根距離(奇開題報告正文1. 畢業(yè)論文題目。壓片成形機的設計2. 本課題來源及研究的目的及意義。2.1 課題來源:片劑主要是在散劑和丸劑的基礎上發(fā)展起來的,其應用具有悠久的歷史,早在10世紀后期即有了模印片(Moulded Tablets),到1872年Jonh Wyeth等研制出了壓片機,由此出現(xiàn)了現(xiàn)今應用最為廣泛的壓制片(CompressedTablets)。此后,隨著科學技術的不斷進步,壓片機械的不斷發(fā)展與改進,片劑的生產(chǎn)和應用得到了迅速的發(fā)展,目前已成為臨床應用最為廣泛的藥物劑型之一,在世界各國的制劑生產(chǎn)中均占有重要地位2。本課題的來源就是以制藥生產(chǎn)為主的壓片設備。2.2 研究的目的:在片劑的生產(chǎn)中,壓片機是最為關鍵和重要的設備。在改革開放之前,我國的壓片機生產(chǎn)廠極少,品種單一,且產(chǎn)量低,壓力小,無自動控制設備,亦不符合GMP。改革開放之后,壓片機的生產(chǎn)廠家、產(chǎn)量和品種有了較大的提高,但大多數(shù)還是停留在一些較為中、低檔的普通壓片機上,壓片機的個性化適應性低,不能滿足各種中、西藥廠以及特殊需要,產(chǎn)品的工藝和檢測手段以及配件均比較落后。壓片機存在著諸多缺陷,這次課程設計的目的是解決其中小部分問題,進行分析,適當改進。2.3 意義:隨著生產(chǎn)規(guī)模與應用范圍不斷擴大,單沖式壓片機越來越被大家所了解與使用,同時人們也提出了許多新的性能要求。單沖式壓片機存在的缺陷制約了其應用范圍的進一步擴大,無法滿足一些特殊生產(chǎn)的需求,因此必須對現(xiàn)有單沖式壓片機的性能進行改進,使之適應新時代生產(chǎn)的需求1。本課題研究的意義在于實現(xiàn)單沖式壓片機的自動化,減少污染,提高效率等方面。3. 壓片機所涉及的問題在國內(外)研究現(xiàn)狀及分析。3.1 近期壓片機的發(fā)展進入21世紀,隨著GMP認證的深入,完全符合GMP的ZP系列旋轉式壓片機相繼出現(xiàn):上海的ZP35A型、山東聊城的ZP35D型等。高速旋轉式壓片機在產(chǎn)量、壓力信號采集、剔廢等技術上有了長足的發(fā)展,最高產(chǎn)量一般都30萬片h,最大預壓力20 kN,最大主壓力80 kN或 100 kN。譬如,北京國藥龍立科技有限公司的GZPLS620系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系列高速旋轉式壓片機、北京航空制造工程研究所的PG50系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不同的特殊需求,各種特殊用途的壓片機也相繼出現(xiàn)。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ZPYG51系列旋轉式壓片機等4。3.2 國內壓片機現(xiàn)狀國內外生產(chǎn)單沖式壓片機的企業(yè)很多據(jù)不完全統(tǒng)汁,國內生產(chǎn)企業(yè)達40余家,比較著名的企業(yè)有上海天樣健臺、山東聊城萬合及北京國藥龍立等。其中,山東聊城萬合工業(yè)制造有限公司生產(chǎn)的DDY系列單沖壓片機個人覺得比較好。DDY單沖壓片機采用了下傳動式單沖壓片機專利技術設計制造該專利由聊城萬臺于1993年申請。其傳動原理,動力由交流電機輸出,經(jīng)皮帶與齒輪傳動驅動安裝于機身下部的主軸旋轉,主軸上安裝有偏心輪和凸輪。偏心輪通過4根連桿帶動機身上部的滑塊上下運動,進而帶動上沖模將物料顆粒壓制成片劑;凸輪通過杠桿帶動加料器和下沖模完成充填和出片動作,主軸旋轉1周,完成1個生產(chǎn)循環(huán)。該壓片機將主傳動機構安裝在機身下部,在機身上部保留滑塊及連桿,易于防止傳動潤滑劑對片劑的污染。同時,主傳動機構安裝在機身下部,也可以降低整機的重心高度,提高壓片機的穩(wěn)定性和抗振性。該壓片機最大壓力較大,特別適用于壓制大規(guī)格片劑及難成形片劑,通過更換不同模具,可以壓制各種圓形片、異形片、環(huán)形片或者球形制品最大壓片直徑可達80 mm。并且,該壓片機采用了節(jié)能技術,較同類機型節(jié)電50左右,在機身一側裝有手輪,無電時可手動生產(chǎn)。該壓片機對于本課程設計有許多相似和借鑒之處,方案也有很多可取的地方,比如污染、穩(wěn)定性方面很好。3.3 國外壓片機現(xiàn)狀我們與國外發(fā)達國家的壓片機與壓片技術的差距還在擴大,高速高產(chǎn)、密閉性、模塊化、自動化、規(guī)模化及先進的檢測技術是國外壓片機技術最主要的發(fā)展方向。先進的壓片機基本在歐美,如德國Fette、Korsch,英國Manesty,比利時Courtoy,美國Stokes等。其產(chǎn)品自動化程度高,符合FDA及21 CFR PART 11的要求。美國SMI公司生產(chǎn)的MlNIPRESS單沖壓片機。其傳動原理與TDP單沖壓片機基同,采用了上傳動式結構設計。不同點在于M1NlPRFSS單沖壓片機將電機與帶輪安裝于機身同一側,并用不銹鋼外殼將其密封。德國Korsch公司生產(chǎn)的xPl型單沖壓片機外就相對先進。該壓片機采用了與TDP單沖壓片機相同的上傳動式結構設計,壓力、出片高度與亢填量的調節(jié)需手動完成。其創(chuàng)新點在于整機采用了全密封結構使工人在生產(chǎn)過程中避免與藥粉接觸,防止有毒藥品對工人的危害,滿足了GMP(Good Manufacturing Prac-tice)的要求,也降低壓片機生產(chǎn)過程的噪聲。該壓片機另-個創(chuàng)新點是將2lCFR Pa rl1lf(電子記錄和電子簽名)技術應用到了單沖壓片機中,確保其符合GMP要求【3】。3.4 分析國內運用的幾種壓片機械都取得了其工作范圍的成功,有很多機構和創(chuàng)新的想法是值得借鑒的,特別是與本課題同類的單沖式壓片機,很多機構對完成本課題有很大的啟發(fā)作用,本課題參考單沖式壓片機的沖壓機構,再結合自身的特點改進可達到本課題預期要求的目標。4. 任務要求及實現(xiàn)預期目標的可行性分析。4.1 任務要求本課題主要任務要求是將混合后的顆?;蚍勰┙柚鷻C械力壓縮成型的過程,能夠得到具有一定尺寸的完整片劑。要完成這些就必須要求所選用的機構能達到規(guī)定的運動和技術要求。4.2 可行性分析單沖式壓片機的結構中應用了曲柄滑塊機構與凸輪機構,進行力與動力的傳遞。曲柄主軸旋轉一周,壓片機依次完成充填、壓片和出片的工作循環(huán)。曲柄滑塊機構控制著上沖模的上下運行,并在壓片時提供主要壓力;凸輪機構控制著加料斗與下沖的運動,完成送料與出片運動。運動方案確定后,可對方案進行綜合評價,其中包括是否滿足運動要求;是否滿足承載要求;運動精度是否達到要求;制造工藝是否可行;是否滿足動力源、生產(chǎn)條件等限制以及方案的安全性。在分析比較得出較優(yōu)化方案之后,便可對執(zhí)行機構進行尺寸的計算和校核。5.本課題需要重點研究的、關鍵的問題及解決的思路。5.1 重點研究由于本課題主要研究的是單沖式壓片機,由于壓片成形機的工作壓力較大,行程較短,一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構,它是由曲柄搖桿機構和搖桿滑塊機構串接而成。此時,就應確保上下沖頭及料篩之間的時間、位移、壓力等方面具有精確的協(xié)調關系。5.2 關鍵問題當前國內外生產(chǎn)的單沖式壓片機,仍然廣泛使用傳統(tǒng)的上傳動系統(tǒng)和下傳動系統(tǒng),多動力源的單沖壓片機較為少見。當前國內外企業(yè)生產(chǎn)的單沖式壓片機,存在的缺陷主要有以下個方面:()容易污染片劑。上傳動系統(tǒng)的單沖壓片機,例如單沖壓片機,其偏心輪與凸輪都安裝于機身的上部,該部分的潤滑油容易對片劑產(chǎn)生污染。()振動和噪聲較大,生產(chǎn)效率低。傳統(tǒng)的傳動系統(tǒng)需要使用齒輪和凸輪機構,在高速運行時,容易產(chǎn)生振動和噪聲,限制了單沖壓片機的生產(chǎn)效率。()系統(tǒng)可控性與柔性差。傳統(tǒng)傳動系統(tǒng)的加料器、下沖桿和上沖桿的運行軌跡都是確定的,整個系統(tǒng)的可控性與柔性都比較差,無法實現(xiàn)多樣化壓制。()。單沖壓片機雖然克服了上述缺陷,但其需要單獨的氣站或液壓站,成本較高,存在漏氣與漏油問題。由此可見,單沖式壓片機仍存在諸多缺陷急待解決。我國若能解決上述缺陷,則新的單沖式壓片機將處于國際領先水平。5.3 解決思路壓片機污染的一個主要原因是潤滑系統(tǒng)設計不合理,沒有充分考慮制藥設備的特殊性,設備潤滑大量采用液體潤滑劑,加之密封不好,經(jīng)常造成藥品污染。設備制造企業(yè)可以考慮在壓片機上增加潤滑脂定時潤滑裝置或采取可靠的密封方式,來減少或杜絕潤滑劑對藥品的污染7。6. 完成本課題所必須的工作條件及解決的方法。6.1 工作條件指導教師一名,電腦一臺(必須有windows辦公軟件,CAD制圖軟件,proe三維制圖軟件)設計地點(如實驗室),機械原理,機械設計等各種相關專業(yè)書籍及機械設計手冊等工具書。6.2 解決方法指導教師由學院分配,電腦自備能滿足要求,設計地點由學院提供,各種書籍可自備或者到圖書館借。7. 本課題的工作方案及進度計劃。7.1 工作方案設計傳動系統(tǒng)-對連桿機構進行運動設計-設計計算齒輪機構-設計凸輪機構-電動機選擇7.2 計劃進度第1周第2周 文獻檢索、社會調研、資料分析及總結;第3周第4周 設計方案的確定; 第5周第6周 交開題報告;第7周第9周 初次交電子版畢業(yè)設計Auto CAD 圖;第10周 第11周 修改Auto CAD 圖; 第12周 交畢業(yè)設計說明書; 第13周 修改畢業(yè)設計說明書;第14周 準備畢業(yè)答辯。 主要參考文獻【1】楊大安,趙升噸,胡陽虎,王月虎.單沖式壓片機發(fā)展現(xiàn)狀及趨勢.精密成形工程,2011,3(3)【2】姜慧;呂慧俠;JUMAH Masoud 淺談我國壓片機現(xiàn)狀與發(fā)展趨勢. 中國制藥裝備2010(05)【3】伍善根,卞雷斯 . 國外壓片機自動控制技術的最新發(fā)展.醫(yī)藥工程設計 2009,30(1)【4】伍善根. 當前國外壓片機及壓片技術的創(chuàng)新與研究 - 醫(yī)藥工程設計 - 2007, 28(1)【5】李長航. 淺議制藥機械基礎課程設計以壓片機為例- 科教文匯 2011,(18)【6】馬飛. 壓片機現(xiàn)狀及發(fā)展方向淺析-機電信息 2009,23【7】趙志宏,張洪飛. 國產(chǎn)壓片機存在的問題及創(chuàng)新思路-機電信息 2009,23【8】龍德剛,孫偉. 壓片機技術發(fā)展方向及ZP-35型壓片機實踐改良- 機械研究與應用 2011(3)
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