压片机设计说明书

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目录

第1章 绪论 ···································································································· 1

背景 ··············································································· 错误!未定义书签。 第2章 压片样机概述······················································································· 4

2.1 主要用途及使用范围 ·············································································· 4 2.2 压片机的主要型式 ················································································· 5 2.3 精密样品压片机简介 ·············································································· 5 2.4 精密样品压片机的结构 ··········································································· 6 第3章 压片样机总体方案设计 ·········································································· 8

3.1 压片样机的功能要求 ·············································································· 8 3.2 工艺分析 ····························································································· 8 3.3 确定压片机主要构件 ·············································································· 9

3.3.1 液压泵的选择 ··············································································· 9 3.3.2 液压缸的选择 ·············································································· 12 3.3.3 压样模具的设计 ··········································································· 13 3.4 压片机的传动原理设计 ·········································································· 14 3.5 液压系统的油路控制设计 ······································································· 16 第4章 主要机构设计和参数计算 ······································································ 18

4.1 液压缸的设计计算 ················································································ 18 4.2 液压泵的参数计算 ················································································ 22 4.3 电动机的选择 ······················································································ 24 4.4 联轴器的选择 ······················································································ 25 4.5 油箱的设计及液压介质的选用 ································································· 26

4.5.1 油箱容量的确定 ··········································································· 26 4.5.2液压介质的选用 ············································································ 26

第5章 主要零件的强度校核 ············································································ 28

5.1 上横梁的强度校核 ················································································ 28 5.2 左立柱的强度校核 ················································································ 29 5.3 液压缸套筒和下横梁联接的可靠性检测 ····················································· 30 5.4 键的选择及强度校核 ············································································· 31

5.4.1选择键联接的类型和尺寸 ································································ 31 5.4.2 键联接强度计算 ··········································································· 32

结 论 ··········································································································· 34 致谢 ·············································································································· 35 参考文献 ········································································································ 36

第1章 绪论

引言

压片机与压片技术是医药制剂工业中最普遍的亦是最重要的,尽管压片机从19世纪初已经出现,但是至今,新的压片机及压片技术仍在不断的涌现。近十年来,随着GMP改造在我国的推进,压片机及压片技术亦获得了快速的发展,中国的压片机制造商已有近三十多家,能够生产高速压片机的亦有5-6家之多,然而长期以来,由于基础研究的薄弱,人才的贫乏以及缺乏完善的创新机制,因此与国外的先进的压片机及压 片技术还存在很大的差距。近年来,密闭性、模块化、自动化、规划化及先进的检测技术将是压片机与压片技术最主要的发展方向,压片机将朝着完善生产不断的进步。

1)向高速高产发展是压片机首要的发展方向

高速高产量是压片机生产商多年以来始终追求的目标,目前世界上主要的压片机厂商都拥有每小时产量达到100万片的压片机。

目前国内行业标准中规定高速压片机的转台节圆线速度应超过60 m/min。按这个标准,目前国外生产的压片机大多数均超过这个速度,有些压片机的转台节圆线速度已达200m/min。

如:Manestry公司生产的Xpress 700型压片机最高产量达100万片/h;

Korsch 公司生产的XL800型压片机最高产量达102万片/h; Courtoy 公司生产的 ModulD 型压片机最高产量达107万片/h; Fette 公司生产的4090 i 型压片机最高产量达150万片/h; 为了提高产量,国外不少压片机的转台越做越大,冲位数亦越来越多,当然机器的尺寸亦会越来越大。

例如:Fette公司的4090i 型压片机转台节径达1060mm,最大冲位数为122 冲,外形尺寸为1810×1810×2240 mm。主电机功率为 18.5kW。

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Korsch 公司的XL 800 型压片机转台节径达840 mm,最大冲位数为95 冲,TRP 700/900型压片机的转台节径为 780/1000mm。

Courtoy生产的ModulD 型压片机最大冲位数达89冲。 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。

当今的片剂设备面临着两个主要矛盾:一是在安全有效地生产出更多药品的同时,不断降低生产成本;二是在大批量规模化生产的同时亦要考虑最大的灵活性。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,而国内的压片机大多数这个过程是敞开的。全封闭的、一体化的片剂成型系统包括:上料、压片、除尘、筛片、检测等多台设备,以及这些设备的联接。

3)集成化、模块化使得压片机的发展取得巨大的成功。 Fette 公司新近也研发了一款新的压片机,其核心在于用冲盘组件来代替传统的冲模台板,而后者 需要逐一把每一只冲模装入冲模台板中,再用螺钉逐一紧固。如此在更换产品或清洗上下场时非常耗 时,新一款的压片机只需要3~5个冲盘组件,每个组件只需2个卡箍和2个螺钉紧固即可。这些独立的冲盘组件均有硬度,上面可以按所需压片的模腔 尺寸直接做在冲模台板上,而不再有分列的中模。 用这种技术带来的优势是:①大大节约了拆卸装配 所需的时间,据统计可节约 88 %的时间。②清洁效果更佳。③产品损失少。④生产能力更高。⑤设备 磨损小,维护简单。这项技术由 Fette 公司独创,技 术上处于领先地位

4)新颖的压片机及压片技术层出不穷。

1、增加预压力,改善压片质量是众多压片机厂商推出新产品时所共同考虑的,同时主压和预压一样,给装配调整、制造、产品类型都会带来很大的方便。

2、为了最大程度的提高设备利用率,降低设备使用成本,使设备的清洁更规范,WIP在位清洗的理念在更多的压片机上得到了贯彻。国外先进的压片机厂商还十分注重顶出力的研究,不少规格和型

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号的压片机已在控制系统中增加了顶出力显示。

我国压片机和压片技术虽然发展很快,成就很大,但与发达国家相比,无论在产品品种、技术水平和产品质量方面都有很大差距。发达国家已将微机控制、电子记录、电子签名、远程调制调解等高新技术成熟的应用于压片技术,而这些高新技术在我国压片行业才刚刚开始采用;我国的压片产品品种缺口约30%~40%,压片机产品的性能及质量有一定差距。

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第2章 压片样机概述

2.1 主要用途及使用范围

压片机是片剂生产中必不可少的设备其是将颗粒或粉状物料置于模孔内右冲头压制成片剂的设备,它是一种电动连续冲压机(无电时也可手摇压片) ,利用液压系统传递动力,将一定量的粉体物料在高压力下压制成形。能将各种颗粒状、晶体状或者流动性好的粉状原料压制成圆片状、圆柱状、球状、凸面、凹面和其他各种几何形状的产品(如方形、三角、椭圆、囊形等),还可压制带有文字、商标、图案的产品,适合于制药、保健品、食品、农业、化工、电子电池、冶金陶瓷等行业作为小批量生产和科研实验教学使用。

由于压片机在医药制剂工业上的重要作用,近年来在压片机的研究方面取得了很大的成果。例如在产量方面,Manestry公司生产的 Xpress 700型压片机最高产量达100万片/h;Korsch公司生产的XL800型压片机最高产量达102万片/h;Courtoy公司生产的ModulD 型压片机最高产量达107万片/h;Fette公司生产的4090 i 型压片机最高产量达 150万片/h;在集成化和模块化方面,Courtoy公司、Fette公司的压片机获得巨大进步,位于比利时布鲁塞尔的世界著名压片机制造商Courtoy 公司的ModulD 型压片机采用集成组合的设计技术,压片机上靠近转台所有接触成品的零部件 都可装在一个可以更换的压缩的模块化组件ECM 上,这使压片机的变型或上下场更加迅速。通常国内的高速旋转式压片机以及由Fette、Korsch、Maestry 等著名压片机公司生产的压片机,药片的片重差异控制均由主压处的压力传感器来控制。最近Courtoy公司在旋转式压片机上采用与上述原理不同的方法来控制药片的重量。这种原理的基础是测量固定压力下的厚度变化,而不是固定厚度下的压力变化,并且测量是在预压处进行的,而非一般的压片机在主压处。这个原理最重要的特点是测量的厚度与所控制的重量之间呈线性关系。

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为机械能并最终转化为压力来实现的,其压力大小以及方向是通过液压阀来控制的。其传动原理如图3.5

图3.5 压片样机的动原理图 系统的动力源为电机,它通过联轴器和油泵直接联接把电机的动能传递给油泵,液压泵的旁路上连接一个溢流阀来控制系统的最高压力,它的作用主要是起安全保护的,电磁溢流阀的控制压力可以根据外界压力来调定但是不能超过液压泵的最高许用压力。主油路通过电磁换向阀进入液压缸,电磁换向阀可以根据压片机的运动情况来选择。液压系统的回路可以用液控单向阀来控制,在整个回路上还应接一个滤油器对回油液进行过滤以防止油中的杂质颗粒进入油箱。其型号可以根据过滤精度、通过流量和工作压力来选择。

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3.5 液压系统的油路控制设计

液压系统的能量控制主要是采用液压阀来实现控制的。液压阀在液压系统中可以在以下三个方面实现控制:

方向控制 是控制系统中的能量分配,但不是能量控制,而是在适当的时间把传递能量的流体传送到系统中适当的地方。

压力控制 是通过调节泵输出的流体的压力势能值来控制能量的传递。

流量控制 是通过调节回路中的流量来控制能量传递的速率,流量的最终目的是控制执行元件的速度。

液压阀的分类:按功能可以分为压力控制阀、流量控制阀和方向控制阀,本次设计的方向控制主要有换向阀和单向阀两类。根据滑阀阀芯运动方式的不同,换向阀可以分为滑阀式和转阀式两种。滑阀式换向阀按阀芯的可变位置数可以分为两位、三位等,按主油路进出口的数目又可以分为二通、三通、四通、五通等,根据设计需要可以选用三位四通的电磁换向阀,其图形符号如下图

图4.1 三位四通电磁换向阀

电磁换向阀是利用电磁铁推动阀芯来控制液流的方向的。利用电磁换向阀可以使操作轻便,容易实现自动化操作,因此 应用极广。如上图的三位四通的电磁换向阀,它的两边各有一个电磁铁1DT、2DT,当两边电磁铁均不通电时,阀芯在两端对中弹簧的作用下处于中间的位置,进油口P和回油口O、工作口A和B四个通道均不相通。当右边的电磁铁通电时,铁芯通过推杆将阀芯推向左边,P、A两腔和B、O两腔分别相通。当左边的电磁铁通电时,同理可使P、B两腔和A、O两腔分别相通。

单向阀是用来控制油路的通断的,它的作用是使油液只能一个方

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向流动。由于它关闭较严,常在回路中起保持部分回路压力的作用,也常与其他阀组成复合阀。普通单向阀只能单向流动,而液控单向阀可以双向流动,在未引入控制压力油时能阻止反向流动,在引入控制压力油时反向液流也能通过。它由锥形单向阀和液控部分组成。图为高压用带卸荷阀的液控单向阀,当电磁换向阀左边通电时B口进油,此时油通过单向阀进入液压缸的下端,液压缸上端的油液通过A口回到油箱,液压缸处于工作状态。当电磁换向阀右边的电磁通电时A口进油,压力油便打开单向阀,此时压力油进入液压缸的上端,而液压缸下端的油液则通过已打开的单向阀流向油箱而卸荷,这个过程为液压缸的回程过程。

图4.2 液控单向阀控制回路

液压系统的安全回路:图所示为用电磁溢流阀限制系统压力不能超过最大允许值,防止系统过载的安全回路。在正常情况下,阀口关闭。当 超载时,系统油压达到最大允许值(溢流阀调定的压力),阀口打开,压力油通过阀口流回油箱,油压力便不再升高。在这种情况下,溢流阀通过限制系统的最高压力而对液压泵起安全保护作用。

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图4.3 安全回路

第4章 主要机构设计和参数计算

4.1 液压缸的设计计算

液压缸设计计算步骤

1) 根据主机的运动要求,按要求选择液压缸的类型为双作用单活塞杆无缓冲式液压缸。根据机构要求选择液压缸的安装方式,据工作要求本次设计选择为头部法兰安装。

2) 根据主机的动力分析和运动分析,确定液压缸的主要性能参数和主要尺寸。如液压缸的推力、速度、作用时间、内径、行程及活塞杆直径等。

3) 根据选定的工作压力和材料进行液压缸的结构设计。如缸体壁厚、缸盖结构、密封形式等。

液压缸参数:

最大行程: S=100mm 最大压力: 28 MPa 活塞直径: D=160mm 输出速度:v=2 mm/s

液压缸性能参数及主要几何尺寸的计算: 1)活塞杆直径d的计算:

活塞杆的直径可以根据液压缸的工作压力来查表选取,当工作压力P≥7.0 Mpa时,d/D=0.7,液压缸的工作压力为20 Mpa,所以 d=0.7D=112 mm

2)液压缸的输出力:

F1?p1A1?103 (4.1)

式中: F1—液压缸推力(kN); P1—工作压力(MPa);

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A1—活塞或柱塞的作用面积(㎡)。

将所有参数代入求出 F1=20 Mpa×=400 kN 液压缸的阻力:

F=F1±F2+F3±F4+F5+ F6

(4.2)

式中: F1—作用于活塞杆上的阻力(kN);

F2—液压缸在起动、制动或换向时的惯性阻力(kN); F3—除液压缸外,运动部件的摩擦阻力(kN);

F4—运动部件的自重(kN),对于立式设备,上行时取正值,

下行时取负值;

F5—液压缸活塞机活塞杆处的密封摩擦阻力(kN),通常用

液压缸的机械效率来反映,一般取η

F6—回油背压阻力(kN)。

3)液压缸的输出速度:

单杆活塞式液压缸和柱塞式液压缸的活塞外伸时的速度:

v1?60qvA1M=0.95;

(4.3)

式中 v1—活塞或柱塞得外伸速度(m/min); qv—进入或流出液压缸的流量(m3/s); A1—活塞的作用面积(m2)。

4)液压缸的输出功率: 液压缸的输出功率N为:

N=Fv=0.8 kW (4.4) 式中 N —液压缸的输出功率(kW); F —液压缸的输出力(kN); v —液压缸的输出速度(m/s)。 液压缸结构参数的计算:

液压缸的结构参数,主要包括缸筒壁厚、 油口直径、缸底厚度等。

5)缸筒厚度的计算 对于低压系统或是当D/δ≥16 Mpa时,

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液压缸按薄壁筒计算。 ??pyD2??? (4.5)

式中: δ—液压缸缸筒厚度(m);

Py—试验压力(MPa),工作压力P≤16 MPa时,Py=1.5P;

工作压力P≥16 MPa时,Py=1.25P;

D—液压缸内径(m);

[σ]—缸体材料的许用应力(Mpa); [σ]=100MPa

?b—缸体材料的抗拉强度(Mpa);

n—安全系数,n=3.5—5,一般取n=5。 当3.2≤D/δ≤16时,液压缸属于中等壁厚,此时 ??pyD(2.3????py)??c=

1.5?20MPa?160mm?c=17mm (4.6)

(2.3[?]?py)?式中: ?—强度系数,对于无缝钢管,?=1;

C—计入壁厚公差及腐蚀的附加厚度,通常圆整到标准厚度。

6)缸体的外径计算:

D1=D+2δ=194mm (4.7) 式中 D1——缸体外径(m),其有关标准见<<机械设计手册>>。

7)液压缸的油口直径计算:

液压缸油口直径应根据活塞最高运动速度v和油口最高液流速度v0而定:

d0?0.13Dvv0?16mm (4.8)

式中: d0—液压缸油口直径(m); D—液压缸内径(m);

v—液压缸的最大输出速度(m/min); v0—油口液流速度(m/s)。

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8)缸底厚度的计算: 平行缸底,当缸底无油孔时

h?0.433Dpy[?] (4.9)

式中: h—缸底厚度(m); D—液压缸内径(m);

py—试验压力(MPa);

[?]—缸底材料的许用压力(MPa)。 当缸底有油孔时:

h?0.433D式中: d0—缸底油孔直径。

9) 缸头厚度计算

由于液压缸缸头上有活塞杆导向孔,因此其厚度的计算方法和缸底的有所不同。

本次液压缸设计可采用法兰式缸头用螺钉来联接,其计算方法如下。

h?3F(D0?dcp)pyD(D?d0)[?]?40mm (4.10)

?dcp[?] (4.11)

式中: h—法兰厚度(m); F—法兰受力总和(N) F??4d2p??4(d2H?d2)q

dcp—密封环的平均直径(m); D0—螺钉孔的分布直径(m); ???—法兰材料的许用应力(Pa)。

10)液压缸的联接计算

缸体和缸盖采用螺栓联接时,螺纹处的拉应力为:

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??KF?4 (4.12)

d21Z 螺纹处的切应力为 ?? 其合应力为

?n??2?3?2?1.3????? (4.14) 式中: K—螺纹拧紧系数,静载时,取K=1.25~1.5;动载时,取

K=2.5~4;

F—缸体螺丝处所受拉力(N);

d1—螺纹内径(m),当采用普通螺纹时:d1?d0?1.0825t d0—螺纹外径(m); Z—螺栓个数;

???—螺纹材料的许用应力(Pa) ???? ?s—螺纹材料的屈服点(Pa); n—安全系数,通常取n=1.5~2.5; ?n—合成应力(Pa)。

K1KFd0 (4.13)

0.2d31Z?sn

4.2 液压泵的参数计算

1)确定液压泵的最大工作压力pp

pp?p1 pp≥P1+∑△P (4.15) 式中: P1—是液压系统执行元件的最高压力,对于本系统,最高

压力是液压缸的入口压力;

∑△P—从液压泵出口到液压缸或液压马达入口之间总的管路损失。∑△P的准确计算要待元件选定并绘出管路图时才能进行,初算时可以按经验数据选取:管路简单、流速不大的,取∑△P=(0.2~

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0.5)MPa;管路复杂,进口有调速阀的,取∑△P=(0.5~1.5)MPa。

2)确定液压泵的流量qvp 多液压缸或液压马达同时工作时,液压泵的输出流量应为: qvp=

K(?qvmax) (4.16)

式中: K—系统泄露系数,一般取K=1.1~1.3;

?qvmax—同时动作的液压缸或液压马达的最大总流量,可以从(qv-t)图上查得。对于在工作过程中用节流调速的系统, 还须加上溢流阀的最小溢流量,一般取0.5?10?4m3/s。

当系统使用蓄能器作辅助动力源时;

qvp??ViKi?1Ttz (4.17)

式中: K—系统泄露系数,一般取K=1.2; Tt—液压设备工作周期(s);

Vi—每一个液压缸或液压马达在工作周期中的总耗油量

(m3);

Z—液压缸或液压马达的个数。 3)选择液压泵的规格

根据以上求得的pp和qvp值,按系统中拟定的液压泵的形式,从产品样本或机械设计手册中选择相应的液压泵。为了使液压泵有一定的压力储备,所选泵的额定压力一般要比最大工作压力大25%~60%。本次可以选取泵的额定压力为31.5 MPa。

4)确定液压泵的驱动功率

在工作循环中,如果液压泵的压力和流量比较恒定,即(p-t)、(qv-t)图变化较平衡,则: p?ppqvp?p (4.18)

式中: pp—液压泵的最大工作压力(Pa);

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qvp—液压泵的流量(m3/s);

?p—液压泵的总效率,可以参考机械设计手册选择,选取

?p=0.85;

qvp=2.5ml?910r/min/60?3.87?10?5m3/s

20MPa?4?10?5m3/s?0.91kW P?0.85根据以上计算得出的数据来选择液压泵的型号为:

型号: 2.5MCY14-1B 公称排量: 2.5ml/r 额定压力: 31.5MPa 额定转速: 1500rpm

4.3 电动机的选择

选择电动机类型和结构型式

生产单位一般用三相交流电源,如无特殊的要求通常采用Y系列三相交异步电动机。它适用于不易燃烧、不易爆、无腐蚀性气体的场合和要求具有较好起动性能的机械中。同一类型的电动机,尚有不同的安装结构型式如卧式和立式,可以根据需要选择。按已知工作条件和要求,本次设计选用Y系列 一般用途的三相异步电机,安装结构采用立式安装。 选择电动机的容量

电动机的容量(额定功率)选的适合与否,对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求,则不能保证机器正常工作,或是电机长期过载、发热而过早损坏;容量过大,则电机的价格高,能力又不能充分利用。由于经常不在满载下运行,效率和功率因数都很低,造成很大的浪费。

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电动机的容量最主要是根据运行时发热条件决定的,额定功率是连续运行条件下电机发热不超过许用温度的最大功率,满载转速是指负荷相当于额定功率时的电机转速,同一类型电机,按额定功率和转速的不同 ,具有一系列型号。对于长期连续运行的机械,要求所选电动机的额定功率Pcd应大于等于电机所需要的功率Pd,即Pcd≥Pd。通常可不必校验发热和启动力矩。

工作机所需功率,应由液压泵的工作压力以及运动参数计算求得,初步计算出液压泵的功率是0.91kW。通过上式可以知道所需电动机的Pw很小,根据设计资料选取Y90L-6三相异步交流电动机,其额定功率为1.1KW,额定电压为380V,同步转速为1000r/min,满载转速910 r/min。

4.4 联轴器的选择

联轴器是机械传动中的一种常用轴系部件,它的基本功用是联接两轴(有时也联接轴和其它回转零件),并传递运动和转矩,有时联轴器也起安全保险装置。压片机中的电机和液压泵之间需要用联轴器来联接,联轴器的选择如下。

a) 类型选择

为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器。 b) 载荷计算 公称转矩

T=9550T?9550?P1.1?9550??11.54N?m (4.19) n910由机械设计课本中表14-1查得KA=1.7,故有式子Tca?KA?Tn得计算转矩为:

Tca?KAT?1.7?11.54?19.6N?m (4.20)

c) 联轴器型号选择

从GB4323—84中查得TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63N.m,许用最大转速为4200r/min,轴径为20~28mm之间,故合用。

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4.5 油箱的设计及液压介质的选用

液压系统中的油箱和液压介质可以根据液压系统的工作需要来自

行设计和选择。 4.5.1 油箱容量的确定

初始设计时,先按经验公式确定油箱的容量,待系统确定后,再按散热的要求进行校核。

油箱容量的经验公式为:

V?aqv (4.21)

式中; qv—液压泵每分钟排出的压力油的容积(L);

a—经验系数,可以根据机械设计手册选择,这里选a=6。

代入选取的参数计算得:

V?6?910r/min?2.5ml/r?10?6?1.365?10?2L

在确定油箱尺寸时,一方面要满足系统的供油要求,还要保证执

行元件全部排油时,油箱不能溢出,以及系统中最大可能充油时,油箱的油位不低于最低限度。 4.5.2液压介质的选用

液压介质是液压传动与控制系统中使用的工作介质,液压介质应具有适宜的粘度和良好的粘-温特性;油膜强度要高;具有较好的润滑性能;能抗氧化稳定性好;腐蚀作用小,对涂料、密封材料等有良好的适应性;同时液压介质还应具有一定的消泡能力。

选择液压介质时,除了专用液压油外,首先是介质种类的选择。

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根据液压系统对介质是否有抗燃性的要求,决定选用矿油型液压油还是抗燃性液压油。

其次,应根据系统中的所用的液压泵的类型选用具有合适粘度的介质。由于压片机所选用的是轴向柱塞泵,其工作温度在30°左右,据此可以查机械设计手册得液压泵所用油粘度值为25~44mm2/s。 综合以上条件选择液压油的型号为:

使用46号液压油, 符合GB11118.1-

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第5章 主要零件的强度校核

由于压片机的冲压部分承受很大的压力,因此必须对关键零件进行强度校核,以保证压片机工作的安全性。

5.1 上横梁的强度校核

上横梁是和左右立柱及压杆相连接的结构,它承受很大的压力。可以将上横梁简化为如图5.1示,有图示可知,A、C两截面的弯矩都为0,而最大弯矩是在B截面,即B截面为危险点,且 Mz,max?MBz?Fa (5.1) 2

图5.1上横梁受力简图 根据截面B的尺寸可得:

14?836?834cm?cm4?341.3cm4 Iz?1212Iz341.3??85cm3 ymax4 wz?中心轴z是对称轴,其位置如图所示 根据强度条件有: ?maxMzmax2?105N?0.135m?6???316MPa

wz83?10?6 28

查材料力学表2-1可知,45号钢的许用应力[?]=400Mpa,由于

?max<[?],所以上横梁的强度满足。

5.2 左立柱的强度校核

左立柱和上下横梁是螺栓联接的,螺栓联接所承受的载荷可能包括轴向载荷、横向载荷、弯矩和转矩等。但是对于每一个螺栓而言,受载只有轴向力和横向力两种形式。在轴向力(包括预紧力)的作用下,螺栓杆和螺纹都有可能发生塑性变形或是断裂;而在横向力的作用下,当采用铰制孔用螺栓时,螺栓杆和孔壁的贴合面上可能发生压溃或是螺栓杆被剪断等。根据统计分析,在静载荷下螺栓联接是很少发生破坏的,只是严重过载的情况下才会发生。就破坏性质而言,约有90%的螺栓属于疲劳破坏。而且疲劳破坏经常发生在螺纹根部,即 截面面积较小并有缺口的应力集中的部位。

左立柱是受轴向载荷的螺栓联接,螺栓联接的强度计算,首先是根据联接的类型、联接的装配情况(预紧或是不预紧)、载荷状态等条件,确定螺栓的受力,然后是按相应的强度条件计算螺栓危险截面的直径(螺纹的小径)或是校核其强度。

应当指出的是,螺栓除了承受轴向工作了F外,还受预紧力Qp作用。螺栓在工作时所受的总拉力为Q,并按Q计算螺栓的强度。

其中螺栓的总拉力和残余预紧力为: Q?Qp?Cb?F (5.2)

Cb?CmCm?F (5.3)

Cb?Cm Q/p?Qp?式中: Qp—为预紧力,其中Qp?0.6?sA1,?s为螺栓材料的屈服极

12限,A1为螺栓危险截面的面积,A1??d1。

4

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F—为最大工作压力 ;

Cb—称为螺栓的相对刚度,它的大小可以根据机械设计

Cb?Cm表4-4来选择;

把选取的参数代入计算得:

Qp?0.6?sA1?0.6?355?3.14?(35.7?10?3)2?2.13?105N Q?2.13?105N?0.2?2?105?2.5?105N 于是螺栓的危险截面的拉伸强度条件为: ?ca?1.3Q?4?[?] (5.4)

d12把螺栓的总压力代入求出危险面的拉伸应力为:

1.3Q1.3?2.5?105?4???33.5MPa 123.14?(35.7?10?3)2?d14 ?max由螺栓的材料查得[?]=120Mpa,则?max?[?], 所以左立柱的强度是满足的。

5.3 液压缸套筒和下横梁联接的可靠性检测

液压缸套筒和下横梁是用螺纹来联接的,在压片机工作时它承受轴向载荷的作用。对于受拉螺栓,其主要的破坏形式是螺栓杆螺纹部分发生断裂,因而其准则是保证螺栓的静力或是疲劳拉伸强度;对于受剪螺栓,其主要的破坏形式是螺栓杆和孔壁的贴合面上出现压溃或是螺栓杆被剪断,其设计准则是保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度,其中联接的挤压强度对可靠性起决定性作用。

因此它的强度可以根据压片机的最大工作压力来进行校核。液压

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缸套筒所承受的最大应力为:

?max?FF (5.5) ?A1?(D2?d2)4式中: F—为压片机的最大拉力;

D—为液压缸套筒的外径; d—为液压缸套筒的内径; 将数据代入计算得:

Q4?105N4?105N?4??45Mp a ???22?61A?(D2?d2)?(160?120)?104由液压缸套筒材料查得[?]=100MPa,则?max?[?], 所以液压缸套筒和下横梁的连接是可靠的。

5.4 键的选择及强度校核

转矩,有的还能实现轴上零件的轴向固定或是轴向滑动的导向。键联接的主要类型有:平键联接、半圆键是一种标准件,通常用来实现轴和轮毂之间的周向固定以传递键联接、锲键联接和切向键联接。 5.4.1选择键联接的类型和尺寸

键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面,键的类型应根据键联接的结构特点、使用要求和工作条件来选择;键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定的。键的主要尺寸为其截面的尺寸(一般以键宽b?键高h表示)与长度L。键的截面尺寸b?h按轴的直径d由标准中选定,键的长度L一般可以按轮毂的长度而定,即键长等于或是略短于轮毂的长度,这里是和联轴器联接,因此键长应该有联轴器的型号来定,所选定的键长亦应符合标准规定的长度系列。键联接在

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选出类型和尺寸后,还应进行强度校核。一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求,应该选用平键联接,平键联接具有结构简单、装拆方便,对中性比较好等优点,因而得到广泛的应用。由于轴向柱塞泵在轴端,因此选用圆头普通平键(B型)。普通平键的两侧面都是工作面,工作时,靠键同键槽侧面的挤压来传递转矩。键的上表面和联轴器的键槽底面间留有间隙。但是平键联接不能承受轴向力,因而对轴上的零件不能起到轴向固定作用。

由于联轴器是联接电机和轴向柱塞泵的,因此有一定的定心精度要求,应选用平键联接。由于联轴器在轴的轴端处,故选用平头普通平键(B型)。

根据d=14mm从标准中查得键的截面尺寸为:宽度b=5mm,高度h=5mm,由联轴器宽度并参考键的长度系列,取键长L=12mm(比联轴器宽度要小些)。 5.4.2 键联接强度计算

平键联接传递转矩时,联接中各零件的受力情况可以分析出来。对于采用常见材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接(静联接),其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载,一般不会出现键的剪断。因此,通常只按工作面上的挤压力进行强度校核计算。对于导向平键联接和滑键联接,其主要的失效形式是工作面的过度磨损。因此,通常按工作面的压力进行条件性的强度校核计算。

假定载荷在键的工作面上均匀分布,普通平键联接的强度条件为:

2T?103?p??[?]p Mpa (5.6)

kld导向滑键链接的强度条件为:

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2T?103P?[p] Mpa (5.7)

kld式中: T—传递的转矩,N.m;

k—键与联轴器键槽的接触高度,k=0.5h,此处h为键的

高度,mm;

l—键的工作长度,mm, 圆头平键l=L ,这里L为键的

公称长度,mm ;

b—键的宽度,mm; d—轴的直径,mm;

???p—键、轴、联轴器三者中最弱的材料的许用挤压力,Mpa; ?P?—键、轴、联轴器三者中最弱材料的许用压力,Mpa; 键、轴和联轴器的材料都是45号钢,它们的拉伸强度都不小于600Mpa。由机械设计表5-1查得挤压应力=100-120 Mpa,取其平均值,

???p=110 Mpa。键的工作长度

k=0.5h=0.5?5=2.5mm。

l=12mm,键与联轴器键槽的接触高度

上式5.7中的T为传递的转矩,T的值可以根据轴向柱塞泵的参数来计算,T?0.159pq?0.159?2.5mL/r?31.5MPa?12.5N?m,将所有参数代入式5.7中得:

2T?1032?12.5?103?p???74.4Mpa

kld2.5?12?14 由此可以确定键联接的挤压强度是满足的。

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结 论

本次压片样机的毕业设计涉及到大学期间所学的机械原理,机械设计,机械系统设计,机电传动控制,液压与气压传动等多门课程。作为大学四年的最后一次大型综合性的毕业设计很好的提升了我们综合运用所学知识,融合各个学科,交叉运用各个学科知识的能力,很好的培养了我们的研究能力,设计能力和动手能力。

本次毕业设计我的设计题目是:精密样品压片机的设计,本次所涉及的设计内容是自己在本科阶段没有接触过的,对压片样机也没有太多的了解。感谢××××老师第一时间带领我们到链条所参观了压片样机的具体结构,并且给我们详细讲解了压片样机的各部分组成原理和工作原理,从那一刻我才对压片样机有了一个大致的了解。而且在这次毕业设计的过程中自己查阅了大量压片样机的相关内容,对压片样机也有了很大程度的了解,这无疑是对自己知识的进一步扩充。从了解压片样机到着手设计压片样机,这个过程不仅仅是对自己以前所学知识的综合运用和总结,也是对自己能力的最大考验和肯定,毫无疑问这次毕业设计给我们提供了一次很好的锻炼机会。在这次毕业设计过程中,自己难免会遇到很多困难,但是自己从来都没有放弃过,遇到困难的时候我会首先查阅相关的参考资料,实在是自己解决不了的问题我会请教身边的同学和老师,在困难中学习,每次从遇到困难到解决困难的过程都是知识的进一步积累,也是自己经验和能力的一种提高,在这些困难中我学到了很多教科书上学不到的东西。感谢机械学院能给我这次锻炼自己的机会,也感谢在毕业设计的过程中给予我帮助的尊敬的ΧΧ,还有班级同学。

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本文来源:https://www.bwwdw.com/article/nl9f.html

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