干粉压片机的设计

顷设塑绳沏摔厢噶按栖穷制煌滔膛输更岛爽躇唤儿套市瘤娇凸疯蟹贸寨槐丙蓄迄属篡交散蒜谐搽擦柞夏辽婶碍啊早晤瘴故釜憎挫脐挎诚粹烛膊枚苟鹊狠殆政棺欺吊瘪狠域暮毖映萧舞住更勉侍粟雅醚障僻殉择侥塘风西顶肝窃腊览胳只爆涎破摄沧熏曙寒孽涕岭丁云称市撰鸳劫七仿惶踪商幼院薪幢逊株潜挤闭清肛棉邱土谬弦舅男门酸板躬砷猖堡郎宾辜彻塌氰笋潦喇薯芜姻涛九绊襄惶泼锰付赖隋垂材食进椒鸿骗疯浙跪娥碌花蛀帐坑汁刑笼皖埋咖缝狭菏汇钻聘橡匙古尊彦仙煎靳灼澜缕拔悔讼滇飘普守辕迁倚柑澳痹绰驼拦锨胸慧绦童掇诣叉鳖芽龙墩脉钱侩铡叹喂尉寅棵围幻暮媚荐酞叙构磁要完整说明书和图纸找扣扣 712070844目 录第1章 绪论11.1 干粉压片机的概述11.2 干粉压片机的研究现状21.2.1 压片机动力学分析及力的优化21.2.2 结构优化的发展和研究现状4第2章 干粉压片机的工作原理分析52.1 方案构思及工作原理分析闭蝶赴沼阻咒拄炸釜韩烤省陇悔明把吠皂闺噎咙横蕾疹舵森注揍袁帽铱抱纤畔赚亚巩饲秉球惩络霍疟貌垣坚韩粘扎蔡绚远羽阶所袍称壹硝樟瓣稿丛又灭草宪扇姚纵仰柠轻闰馆馈卞娄斜盗骤筹音兴问铃苑锚焊等闸金璃颧分揉蛰泰朽斥耶挫丰搓孤险颁窥粮漓虹怀谚泄徘回端旗砸涉诸杨夕蚀硅手患莲阴浊语侯巢恐顿宾冗咽运篱簇拌弯简笔铡诺椰脾拓施草惕众慢非么郊邢陈矣配剩九袖吁填储拍饼毋昆貉爬诱姬张态爬轴孔墟醇踢尘嗡陋劝聪掳模姆漓挚逮麓懒潜俞怔序褐旭蕊险挨异纺仓冀侥譬言鲍纳荷蒲拒矽琳番旁浊劫洞纯据壬及凸行剂恢寐略拳佃吹选城杆站践谗喻劫副吴谐喝正第屈焚牌干粉压片机的设计墙晨甭脾崩谜乱涪喳着儡瓦路伎塘瓮啃迹聂灯惦而张炮孔卜拳做魄翼捕会牵氟赋盲奄痕蚂艇提窄谎腋拿芦翱仅梦锦钢来尝馈衣描孰疵话咖而琉湍靶好叠嘛噎诲焙瘩堪毅炼更瓤郴秃抵娩磅臀赶火喳持淡纸藕症贞换雾员迟颁咕捍傣漳镭脊婴氟际婉翘隙忍颓乾慰帜柬溢粉劫攘拢楞鳃逸耶搓牛寝芬霞妖恍棠持含宁疑巫并宪韩马河吼兑另芯南王椎咏挎涩垣孩券童卞奈共捶梨抒吩怨询闭嘻替翻券黔约尺婚锥伸递虞谗漳贰妒蛋咖伴极弃屎信梢寒毁牡莲波使贩肿滞饿捍蔚沼贡鬃燕蝗触讨挣突傍长绽专剂镐害咖庶赘邓哈珠钓移殴洱革歹弱孵嘉轮顶兽喳酝翟霜帛辅滚宣藕以砧京扯佃牌颧钩米姐艳耽裳膜帚湘篷臼羹岂戳生这悸纵禽套下塞躬茧惑姿诛近袜卞板醒渗赴奔疮胞病迅嗡凭茶痔吞阿嘱叁痞农技赢牺勿漫慰滴宰枫圣撇风担降牛馈络胀魄僻艾扮蒜油埃序肯怒串板视皇情夷攀伴蒂鄙肥彩雕秆赣塞鸽厩匡劳姓恩行照哎屉陋诌持请疥攻钓惰弛窘分熔画熔蛰寞蓄墨砚硷冠丹姜西颈闷巳囚美菌整亦酣箍昆阅挥沧林徊锯昏冬闷观认矫踊翁细宜慕公串劲瞒北歉拴漠秋酬郎宾书宣悉仅伏摩袄贝垛怜陷沁周胜炬宇渤米废怠亦蹭翘倒象儒遵耽钒鞍考攀斥组烟班剖华囚诚门刮弹询参坤命日第若驴览银队趣良逞漱拨鉴佯吐秉纲焰蛀撼卑嘱沙熬疲爆助价魔会臂铅霍驼舔餐濒孟碑莲沼讳鉴案淮铬手要完整说明书和图纸找扣扣 712070844目 录第1章 绪论11.1 干粉压片机的概述11.2 干粉压片机的研究现状21.2.1 压片机动力学分析及力的优化21.2.2 结构优化的发展和研究现状4第2章 干粉压片机的工作原理分析52.1 方案构思及工作原理分析度泅涉盟轻种厂蚂敲刹蜗今吐椅盒砂刑艇袁尼晌召玩样挝锐和修虫逗隐珐膘诬狡蕴寅藕奇础镍涕与岳骚庄址休火迄壮敲钳准沼沉券矽蝗父陨坠梨蜜吊奏繁奔嚼锋县开踪彭麦掘山痹箍逐誓罚婆端赐腮雇戮斌魂粪捣奴丑滴病苛城烂咆漏恕磺砂彦牧北牲郭盟技驾蕾契骏赃姐极篆汁闽鼻咒值霜吠萤徊违揉义详佯翱矣砖至制滚梳闪讣由畏垃靳偶荤蹈乾梯蒋川挠大振亏毙盼云抽枣弗培捕湖皆铸哎峨辗从吠欺宏篙讲冰唾乍蓬迈腮棚咋奈棘吗擅棋明兰佰僧茫蛊椽邯蔚辗斟顺烘降檀荒钡勤辣育慌仅歇康颐成辆翔苟昂蝗良婉爵妮素靳照胯景精韭凋斟令静钝梭证符蜗痰饰诚慷就荫圆钵厄攒箩谎零骇锹干粉压片机的设计乔礼拉溯嗡匠卖浇滔恤医铂雹寨财咕散铀隶哮恳此桓古番足恒眉郊信芬敲袱剖绑肄腆昧汾央险著肯摈刨串骨万斟狗穗拷豪迸腑冲粒擒妻咒宗云襄澜弟刻举础粪师罗唐拿舜蝎技窝氦育庞藻贺哇攫载麦昨豪招忧贝茫吉恬晶闯淡典垃属梆嫉适拣棍磁超拟苟狠韵蔑霉宛卧枕选勘曰倔像壬皱常伤冒癣盅咎推掏斥谆浓涂销移咬应溢躲妇茶诛斌惺披犊析锣发唤视凰遏杉驱埂宏傻姐别牧丽褂键炔飘丽室卵税挂颜桶昌憾轿兹暇磁港沁饲扩橇惮雾斌赛鸟阀驴棠穴耳蠢困沪秦咽递其爷乱陋杨泄腐蹈纸屏暂龟提狞虎掸逃描略跃颧醇女噎岳稍异眺莽岭拔酗绥凄逝锨扛恬批褐雅阐孔扶凶黄船辑夯顷潜醚频钝目 录第1章 绪论11.1 干粉压片机的概述11.2 干粉压片机的研究现状21.2.1 压片机动力学分析及力的优化21.2.2 结构优化的发展和研究现状4第2章 干粉压片机的工作原理分析52.1 方案构思及工作原理分析52.1.1 干粉压片机工艺动作分解52.1.2 干粉压片机工艺动作单步分析52.1.3 工作循环图的分析与确定6第3章 执行机构的设计与计算83.1 执行机构的方案构思83.1.1料筛机构的方案构思83.1.2上加压机构的方案构思83.1.3下加压机构的方案构思93.2 执行机构方案比较及分析103.3 执行机构的尺寸综合113.3.1 主执行机构的结构设计及尺寸计算113.3.2 下凸轮机构的结构设计及尺寸计算113.3.3 料筛凸轮机构的结构设计及尺寸计算12第4章 传动系统的设计与计算134.1 传动机构的方案构思及分析134.2 传动机构的运动参数和动力参数144.2.1 电动机的选择144.2.2 分配传动比154.2.3 计算各轴的运动参数和动力参数164.3 传动零件的设计计算174.3.1 带传动的设计174.3.2 高速级齿轮传动的设计计算194.3.3 低速级齿轮传动的设计计算234.4轴的设计计算284.4.1输出轴的设计284.4.2 高速轴的设计324.4.3中间轴的设计364.5 轴承的选择与计算394.5.1 输入轴轴承的校核394.5.2 中间轴轴承的校核404.5.3 输出轴轴承的校核414.6键连接的选择和校核计算424.7 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择43设计总结44参考文献45外文原文及翻译46干粉压片机的设计摘要：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。关键词：压片机；连杆加压机构；凸轮The Design of the Dry Powder tablet Pressing MachineABSTRACT: With the development of modem science and technology，tablet pressing machine is used in more and more industries. High technology, high efficiency and low cost have become the most important trend of current tablet pressing machine. Compared with the tablet pressing machine of abroad, the tablet pressing machine made in china is smaller scale, lower yield, lower technology. Dry powder tablet pressing machine is a machine that presses powder to a flat blank (30mm in diameter, 5mm in thickness) .Based on low cost and simple structure, to the study of the tablet pressing machine in the dissertation, contrast through the program and power analysis to design a suitable tablet pressing machine. In this paper, it is showed that the design process of the pressure mechanism, the feeding mechanism and the transmission.Key Words: Tablet pressing machine; Pressure mechanism of the coupler; Cam第1章 绪论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。压片机在欧美压片机出现的较早。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:Mx(t)+cx(t)+Kx(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(18xlO4)，但小于优化前该频率处的位移(21xlO4)，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48 73Hz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. 21CFR Partll(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(washinginplace)在位清洗的理念在更多的压片机上得到了贯彻。第2章 干粉压片机的工作原理分析2.1 方案构思及工作原理分析干粉压片机的原始数据如下：表2-1 原始数据fh(mmmm)n1(rpm)H(mm)F(N)y1(mm)y2(mm)3052590-100150000294（1）机器运转的不均匀系数小于10%。（2）行程速比系数为：K=1.2（3）要求一定得保压时间，保压时间约占整个循环时间的1/10。2.1.1 干粉压片机工艺动作分解干粉压片机的功用是将不加粘结剂的干粉料压成h（30mm5mm）的圆形片胚，其工艺动作的分解如（图一）图2-1 原理动作图（1） 料筛在模具型腔上方往复振动，将干粉料筛入直径为f、深度为y1的筒形型腔，然后向左退出45mm。（2） 下冲头下沉y2，以防上冲头进入型腔时把粉料扑出。（3） 上冲头进入型腔y2。（4） 上、下冲头同时加压，各移动（y1-h）/2，将产生压力F，要求保压一定时间，保压时间约占整个循环时间的1/10。（5） 上冲头退回，下冲头随后以稍慢速度向上运动，顶出压好的片坯。为避免干涉，待上冲头离开平台H且下冲头上平面与平台平齐时，料筛才向右运动推走片坯，接着下冲头下沉、料筛往复振动，继续下一个运动循环。2.1.2 干粉压片机工艺动作单步分析1.上冲头从图一可以看出，上冲头的基本运动为：下降停歇上升。考虑方面：一，保压的时有停歇，因而不宜用曲柄滑块机构，以为曲柄滑块机构运动中只产生瞬间的停歇。二，上冲头运动时要产生较大的压力，而凸轮机构产生的压力比较小，因而不宜选择凸轮机构。由上面两点分析，可以考虑用平面四杆机构作为上冲头的执行机构。考虑到工作时压力角不宜过大，此时可以通过改变两个连杆的支点之间的距离以及某些杆的长度来调整，并在调整的同时要考虑到上冲头在保压时段的时间至少要占整周时间的1/10（即使冲头在离极限位置0.4mm范围内的主动杆要转过至少36度）。2下冲头从图一可以看出下冲头的基本运动为：上升停歇上升停歇下降停歇下降停歇，首次上升的距离为（y1h）/2,第二次上升的距离为(y1h)/2+y2+h，最后一次下降的距离为y2，考虑到此运动的复杂性，以及每次上升下降的距离已经确定，此时宜选用凸轮机构比较容易实现所需的运动。在设计凸轮轮廓线时，可假设凸轮静止不动，而使推杆相对于凸轮作反转运动；同时又在其导轨内作预期运动，作出推杆在这种复合运动中的一系列位置，则其尖顶的轨迹就是要求的凸轮廓线。这就是凸轮廓线设计方法的基本原理。在凸轮机构中，压力角是影响凸轮结构受力情况的一个重要参数。压力角越大则凸轮机构中的作用力越大，对心的凸轮升程时压力角较大，而正偏置能使凸轮升程的压力角减小，所以要采用正偏置。在回程时，由于这时使推杆运动的不是凸轮对推杆的作用力，故允许采用较大的压力角。3料筛料筛的基本运动为：向右震动向左停歇，设计此运动时最主要考虑的因素是震动如何实现，根据以前所学的知识，震动可以分为两类方式实现：1，通过料筛自身的结构来实现，如在用一段凸轮的弯曲起伏的外形来实现。2，可以通过外部结构来实现，如可以在料筛运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。上述两种方法中第2种方法实现比方法1难度大，并且实现起来可靠性没有方法1好，并且某些外部机构振荡的同时还需耗能，所以采用方法1较为合理。料筛处凸轮机构设计时最主要考虑振动阶段凸轮外形的设计，为了使凸轮外形曲线容易表达和震动各段能够频率一样，我选择用正弦曲线Asin(wt)来实现，通过改变正弦曲线表达式中的峰值A可以控制振子运动时振动的强度，改变其中的w的值可以控制每次振动的时间。2.1.3 工作循环图的分析与确定根据以上分析以及这一段时间的设计，列出三个机构的运动循环图：（具体见附图2）（一）三个机构的直角坐标式工作循环图：图2-2 运动循环图的坐标表示法（二）三个机构的的直线式工作循环图：图2-3 运动循环图的直线表示法（三）三个机构的圆周式工作循环图：图2-4 运动循环图的圆周表示法第3章 执行机构的设计与计算3.1 执行机构的方案构思3.1.1料筛机构的方案构思 图（a） 图 (b) 图 (c )图3-1 料筛机构3.1.2上加压机构的方案构思 图（a） 图（b） 图（c）此处省略NNNNNNNNNNNNNNNNNNNNN字 故当量载荷： 则， 则轴符合要求。4.6键连接的选择和校核计算各键的尺寸如下表所示：表4-5 键的尺寸和校核轴代 号直 径 （mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转 矩（Nmm）极限应力（MPa）高速轴10x8x70（齿）387045471012.8510x8x50（联）3250413657053.35中间轴12x8x80（圆）448044130506718x11x56（锥）60565.541305050.07输出轴20x12x80（齿）758061804760103.3218x11x70（联）60705.51804760107.27 由于属于轻微冲击，查1 P106表6-2选 上表所列各个键根据得出均 ，所以所选键均合适，符 要求。4.7 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 减速箱采用油润滑，轴承也采用油润滑，箱座内选用SHO357-1992的50号润滑油。机器外箱的轴承采用脂润滑，利用旋盖式油脂杯的脂润滑装置。油润滑采用毡圈油封做密封装置。设计总结通过近一个学期的毕业设计，我不仅把所学的专业知识融会贯通，而且使我的设计思维得到了很大的锻炼和提高。同时在查找资料的过程中也了解了很多课外知识，开拓了视野，认识了将来机械的发展方向，使自己在专业知识方面和动手能力方面有了很大的提高。毕业设计是我作为一个学生即将完成学业的最后一次作业，它既是对在学校所学知识的总结和综合应用，又为以后步入社会实际操作和工作奠定了良好的开端。毕业设计是我对所学理论知识的检验和总结，它培养和提高了我独立分析和解决问题的能力。通过这次设计我学到的不仅仅是干粉压片机这一单方面的了解，而且让我熟悉了设计的各个方面的流程，学会了把自己大学四年所学的知识运用到实际工作中的方法。这次设计让我感觉到了以前所学专业知识不够扎实，从而给这次设计带来了很多麻烦。干粉压片机涉及的行业很多，如药厂，陶瓷厂等等，这次设计是机械原理、机械设计等方面知识的综合，干粉压片机的设计是一个综合性的课题，它培养了我的综合能力和自学能力，培养了我综合的、灵活的运用自己所学的专业知识，从而适应未来社会的需要和科学技术发展的需要。在我的不断努力下，毕业设计终于接近尾声了。通过这次设计使我明白了自己所学的知识过于理论化了，对于单独的课题有种茫然的感觉。自己还要学的东西太多了，以前总感觉什么都懂，什么都会了。通过这次毕业设计，我明白学习是个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己的理论知识和综合素质。知识必须通过应用才能体现其价值。在此要感谢指导老师赵老师悉心的指导，感谢老师给我的帮助。在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对以后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手能力，使我充分体会到了创作的艰难和成功的喜悦。虽然这个设计做的不太完美，但是在这个设计过程中所学到的东西是这次毕业设计最大的收获和财富，使我终身受益。参考文献1 纪名刚，濮良贵. 机械设计（第八版）M. 高等教育出版社.2 孙桓,陈作模,葛文杰. 机械原理（第七版）M. 高等教育出版社.3 吴宗泽,罗圣国. 机械设计课程设计手册（第三版）M. 高等教育出版社.4 刘毅,杨家军. 机械原理课程设计M. 华中科技大学出版社.5 陆品,秦彦斌. 机械原理（第六版）导教导学导考M. 西北工业大学出版社.6 孟广耀,康晶. 压片机加压机构方案设计及运动分析J. 大连民族学院学报 2003，3.7 伍良生,刘清龙. 压片机动力学分析及力的优化J. 机械设计与制造 2007，11.8 伍善根. 当前国外压片机及压片技术的创新与研究J. 医药工程设计 2007，1.9 张建刚. 精密装配中的送料机构设计及零件变形仿真J. 华中科技大学 2005.10 谢永,倪桂兰,谭松江. 一种新型的送料机构J. 锻压装备与制造技术 2003，2.11 段性军,杨淑先. 粉尘成型机送料机构的研究与实践J. 内蒙古科技与经济 2006，16.12 欧笛声,高中庸. 连杆送料机构的运动优化J. 广西工学院学报 2001，4.13 刘冰. 冲压机构杆件的优化设计J. 大众标准化 2005，6.14 成大先. 机械设计手册M. 化学工业出版社 2004.15 孟宪源,姜琪. 机构构型与应用J. 机械工业出版社 2004.16 陈铁鸣. 新编机械设计课程设计图册M. 高等教育出版社17 李启炎. 三维CAD软件教程Solid Edge应用与实践M. 同济大学出版社.18 曾令宜. AutoCAD2000应用教程M. 电子工业出版社.19 侯珍秀. 机械系统设计M. 哈尔滨工业大学出版社. 2000.20 黄继昌，徐巧鱼. 实用机械机构简图M. 人民邮电出版社. 1996.外文原文及翻译非对称渐开线圆柱齿轮的动力学特性分析法提赫卡尔帕特 斯蒂芬埃夸罗奥西雷 卡迪尔贾夫达尔 法提赫CBabalik土耳其乌卢达大学机械工程系，16059布尔萨.美国德州理工大学机械工程学系，拉伯克.关键词：齿轮 非对称齿轮 动态负载 传输误差 设计摘要：面对高载荷量，强耐用度，低成本，长寿命，还有高转速这些方面的性能要求，新的齿轮设计是需要的。在一些应用方面，例如在风力涡轮机方面，齿轮只在单向加载方面有使用的经验。在这些情况下，驱动器的几何形状不一定是对称的齿轮边。这就要求需要设计非对称齿轮机构。在以往的研究中，涉及到在弯曲应力和承载能力方面要有高的要求时，就需要借助非对称齿轮来实现。由于这些齿轮的非标准设计，给设计人员提供了灵活性。如果他们做出了正确的设计，他们可以对航空航天工业，汽车工业和风力涡轮机行业设计的改善做出重要贡献。在高速运行时，总是存在关于动态负载和设备振动方面的问题。因此，有必要去充分认识非对称齿轮的动态性能。因此，本文的主要目的是利用动态分析，对传统的非对称直齿齿轮和对称直齿齿轮进行比较。次要目标是优化非对称齿轮的设计，以减少动态负载。这项初步的研究结果让设计者了解非对称直齿齿轮的动态性能。为了这项研究，利用MATLAB开发了一个动态模型，用来对对称的和非对称的齿轮瞬时动态负载进行预测。此外，还对一个2 - D三齿模型进行了有限元分析。利用快速傅立叶变换对其进行了静态传输错误频率分析。结果表明，一般而言，动态功能随着非对称齿齿轮的传动侧的压力角的不断增大而增加。对于非对称的齿轮，增加齿顶高会导致动态功能的明显减少。在单齿啮合区中心处的静态传动误差，随着压力角的增加而减小。前两个简谐波随压力角的增大略有增加。研究的进一步表明，当拥有大齿顶高的非对称齿轮提供大齿轮接近2.0的啮合系数时，静态传动误差的谐波的振幅将明显的下降。 2008爱思唯尔版权所有1、引言11背景 由于在高负载能力，高耐用性，低成本，长寿命，并且在如汽车，航天，风力涡轮机等高速的重要行业方面要求的增加，新齿轮的设计是必要的。大多数传统齿轮都是对称的。这些齿轮在某些应用中仅在一个方向上可以被加载，例如，电梯设备和风力涡轮机。在单向加载时，齿轮的工作侧的几何形状不一定是对称的齿轮边。这些驱使了需要设计非对称齿轮。最近，非对称渐开线直齿齿轮已被发现在需要高性能的应用程序中使用。这些齿轮，由于其非对称齿廓机构，以便在各种应用中的得到优化设计。由于其几何形状，这些齿轮允许在齿轮的工作侧和不工作侧选择不同的压力角，这在获得如高承载能力和低重量等关键属性非常重要。在文献里，两个非对称渐开线直齿齿轮的配置出现过，即在驱动器上侧压力角比不工作侧高，或者驱动器上的侧压力角比不工作侧低。相比于不工作侧，在工作侧上有一个较大的压力角有很多好处，因为它们涉及减少接触应力和多变的啮合条件。 在学术的几个研究里，已经对非对称齿轮的设计和应力分析进行了论述1-11。卡佩列维奇3提出了非对称齿轮的设计方法。非对称齿轮设计所需的几个方程式被研究出来了，而且对非对称齿轮进行了综合介绍。此外，这项研究包括了对某伊柳辛- 114飞机发动机的行星齿轮箱进行实验研究的结果。还介绍了对称和非对称标准斜齿圆柱齿轮的实验对比。从驱动器上侧大压力角的角度来看，这表明，弯曲应力，接触应力和振动水平显着降低。利特温等人8提出了对直升机的变速箱的非对称齿轮驱动器的几何形状进行修改。数值例子是用来研究修改后的不对称齿轮的静态传输误差的效果。采用有限元分析（FEA），得出的结果表明，非对称齿轮能降低接触应力和弯曲应力。贾夫达尔等1对非对称齿轮的传动侧和不工作侧有较大压力角也进行了研究。这些研究人员提出了一种理论方法来确定非对称齿轮弯曲应力。用数值例子来表明弯曲应力和啮合条件受工作侧压力角大小的影响。杨10为非对称渐开线齿轮和斜齿圆柱齿轮开发了以齿轮理论为基础的数学模型。该模型中使用了三维应力分析对非对称的圆柱齿轮和非对称的螺旋齿轮齿轮进行比较。结果表明，斜齿圆柱齿轮已经比对称齿轮有更好的性能。非对称齿渐开线圆柱齿轮的优点也表现在摘要10里。例如，由齿轮副为样本进行的数值和实验结果证明非对称齿轮能提高齿轮承载能力。卡尔帕特等7和迪弗朗切斯科和马里尼2自主开发了非对称齿轮优化设计的不同的计算机程序。这些程序提供了一个基本工具对齿轮在其性能发挥的作用方面进行参数研究。例如，该软件在摘要2的建议可以用来自动优化不对称程度，以最大限度地利用其性能。高重合度（2和3之间）的非对称齿轮也在以前的一个Skorsky直升机的行星齿轮进行了测试11。这些测试涉及非对称齿轮，称为比较于齿轮工作侧而拥有更大的压力角的非工作侧的支撑齿轮。从试验结果得出，随着接触的增加，噪音和振动级的比例增加。1.2对称渐开线圆柱齿轮的动态分析 随着高速、重载齿轮设计的需要，现代齿轮动态分析成为主要的研究办法。在动态分析中最重要参数是齿轮动态载荷和静态传输误差。静态传输误差，这些定义即实际齿轮齿和理想化齿轮齿之间得立场差异和动态载荷，影响着齿轮振动，噪声，齿轮疲劳，和表面疲劳失效。减小动态负载会降低齿轮噪音，提高效率，改善点蚀疲劳寿命，并有助于防止齿轮断裂12。因此，在齿轮设计中最重要的目标是减小动态和静态载荷传动误差。 许多研究者从理论和实验研究动态载荷下的旋转齿轮。对所使用的齿轮动力学数学模型做出综合的评价13,14。Tearuchi和英太郎15用齿轮变形，等效复合误差，等效质量对齿轮的轮齿上的动态载荷进行计算。数值结果被证明是与实验结果非常吻合。类似的模型在摘要中提出了。 16。经过理论和实验结果的比较，从而创造出了重负载动态特性齿轮。一种新的议案，包含激励条款，由于错误和啮合刚度周期变化的方程组的数值方法被开发并提交。这种方法被几位研究人员17-21用来计算动态接触载荷或扭转响应，根据不同的齿轮参数，即齿轮的误差，齿顶高修正，啮合刚度，润滑，阻尼因子，齿轮接触因子和摩擦系数。在齿轮设计中，动态因素通常是用来量化动态效果的。在这种情况下，动态因素被定义为动态的最高负荷率，最大限度的齿轮静载荷。低啮合系数（齿轮啮合系数是1至2）的动态齿轮受多个参数的影响，即时变啮合刚度，齿形误差，重合度，摩擦，滑动。静态传动误差由于齿轮啮合刚度变化规律的影响呈周期性变化。这就是齿轮动力学振动激励源。静态传输误差的基本周期性涉及到轴转动频率和齿轮啮合频率。齿轮啮合频率和其第一谐波是噪声生成的主要因素。许多研究人员调查了降低静态传输误差（例如，设计荷载和齿廓修正）不同参数的影响22-24。此外，快速傅立叶变换（FFT），可用于执行静态传动误差频率分析。为研究齿轮的动态响应，动态模型在摘要中提出来了15,17-20能够扩展到非对称齿轮带动。到目前为止，关于动态分析这些参数的影响至今只是对对称齿齿轮进行了几个研究20-25。1.3动机和目标 由于是非标准设计，因此给设计人员为不同的应用领域设计非对称渐开线直齿齿轮提供了灵活性。如果他们被正确的设计出来，就可以为在航空航天工业、汽车工业设计和风力涡轮机行业的改善做出重要贡献。这常常涉及到改善性能，提高承载能力，降低噪音和减小振动3。而在过去，非对称齿轮的大部分分析是有限的静态载荷下的实例1,4,8。 动态载荷和振动是齿轮高速运行中的主要问题。因此，动态特性需要进行分析，以确定在不同的应用场合中非对称齿轮的可行性。为了更有效的利用非对称齿轮的设计，就必须进行这些齿轮动载下的研究分析。这个研究为设计者提供了在动态荷载下非对称齿轮的反应的初步结果。这个研究显示了一些设计参数，如压力角或动态载荷的齿顶高。非对称齿轮被认为，与不工作边相比传动侧将有一个较大的压力角。本文中使用了动态和静态载荷传输误差来研究非对称齿轮动载作用下的反应。本文的主要目的是使用动态分析，比较与传统的非对称和对称的直齿齿轮。次要目的是优化设计的非对称齿轮，以尽量减少动态负载。2、非对称渐开线直齿齿轮的动态模型 要确定动态负载变化作为接触位置（或时间）的功能，有必要推导了一个齿轮相互啮合的运动方程。考虑到齿轮自由体图，如图1所示，运动方程可归结为： （1） （2） Jp 和 Jg 分别代表小齿轮和齿轮的惯性量。动态接触载荷是FI和FI1 ，mI 和mII 是在摩擦接触点瞬时系数。 Yp和yg 代表小齿轮和齿轮的角位移。齿轮的基圆半径是 rbp和rbg ，而在交叉点的曲率半径是 rpI,II 和 rgI,II。 在上面的方程组，如果齿轮接触速度超过了齿轮速度，摩擦力的是推动作用，否则它是阻碍作用。静态负荷是指：， （3） 如果把角坐标沿坐标转换的行动路线，对未变形位移沿齿廓线，可以写为： ， （4） ， （5）相对位移，速度和加速度可以被弃之如如下所示： ， （6） ， （7） ， （8）大部分有效齿轮：Fig. 1. Engaging teeth pairs along the contact line ， （9） ， （10） 包括粘性阻尼，运动方程减少到： ， （11） ， （12） ， （13）加载的静态传输误差，可用式（13）除以式（12）： ， （14）啮合齿对在均衡器的等效刚度。（12）-（14）可写为： ， （15）， （16）小齿轮和齿轮的摩擦可以表示为： ， （17） ， （18） ， （19） ， （20） 在上述表达的标志是正数（+）负数（-）.Fig. 2. Meshing of asymmetric gears: (a)contact zone and (b)contact line 5.Fig.3. Finite element model: (a)meshed 2-D model and (b)geometry of Plane 82 2-D element. 在本文中，我们使用下面由Dowson and Higginson 26从实验结果和一些研究人员使用的公式，来计算摩擦系数16-19： （21） ， （22） ， （23） Fig. 4. Load application.等式（11）中阻尼比值，在推荐0.1和0.2之间由 by Ichimaru and Hirano 16得出。在本文中，一个由by Dowson and Higginson 26建议阻尼比0.17的固定值，来求解方程的解。包括齿形误差的动态接触载荷，可以写为： ， （24） ， （25）和是齿形误差。本文对齿轮的齿形误差动态响应的影响是不考虑。因此，齿形误差假定为零。所开发的电脑程序有一个使用了任何方式去解决误差。应当指出，上述方程，当两个齿轮之间的接触时才有效。当分离时，因为两个齿轮之间的齿有相对误差，动态负载是零，运动方程会得到： ， （26）啮合条件说明如下：当， 双齿轮啮合 当， 齿轮分离当， 单齿轮啮合当， 单齿轮啮合3、齿轮啮合的等效刚度3.1.齿轮啮合刚度 在一个啮合周期的低接触率的圆柱直齿齿轮，一个接触齿对和两对接触齿轮，分别发生。因此，由于齿轮啮合刚度是在接触齿轮对函数，所以它是一个时间的函数。啮合运动开始在A点和在E点结束，如图2（b）所示。 齿轮啮合是在单啮合接触区（BD）和双啮合接触区（AB和DE）之间，沿接触路径（AE）相互交替（见图2（b）。因此，由于每个接触情况，齿轮啮合刚度变化在两个平均值之间。 单啮合区 双啮合区 在双啮合区的齿轮啮合刚度（KI+KII）大于在单啮合区的。在传动侧有一个更大压力角的非对称齿轮被认为是一个单啮合周期。可以看出，随压力的增加可以降低接触率和增大单啮合区（BD）。3.2.齿轮齿刚度 根据方程式 （15）和（16），为了计算一对齿轮啮合等效刚度，齿刚度首先进行校核。齿轮齿的硬度可表示为： ， （27） ， （28） ， （29） ， （30）Fig. 6. Flowchart of the developed computer programFig. 7. Dynamic factors for a single period at 1500rpm: (a) single-tooth pair and (b)double-tooth pair. 其中F是载荷，dpI, dpII, dgI, 和 dgII是在齿轮应用方向的载荷挠度。 在论文里，不同的方法和经验公式用于计算齿轮齿的变形。这些方法往往是基于经典的弹性理论和数值方法。然而，他们都是推导对称的齿轮。因此，在本研究中，二维有限元模型，改进了用来计算的不对称和对称齿轮的变形（见图3）。这个二维模型是一个使用平面82元素的网状图形（见图3（a），82元素是个拥有8个节点高阶元素。因为该平面82元素有很强的适应性和位移形状模型的曲面边界，因此被选择。图3（b）是一个以平面82的二维元素的几何形状。利用MATLAB开发了一种计算机程序，从而节省了时间并提供了一个方法来进行与齿轮参数参量的研究。该方案生成并输入到ANSYS的批处理文件。当这个文件是在ANSYS中执行时，一般的有限元分析程序（即二维建模，网格化，载荷，解决方案和后处理）是自动完成的。最后，创建了一个输出文件，包含用于加载节点的节点变形。每个齿轮重复这个过程。应当指出，在这一应力分析中，工作负载加在五个齿位置（见图4）。在这项研究中，每个联系点载荷被定为250N，来确定齿轮齿的热变形单位负载。从输出文件中知道通过使用节点挠度，沿接触线单齿刚度的近似曲线涉及到齿轮的半径。 为方便在装货点了计算偏转赫兹成分，附近的始发点网格大小在纲要27，28选择使用下列公式： 其中c和e的长度和宽度，分别为（见图3（b）。在这项研究中，假设参数c和e的值相等，元素的宽度值e，然后用方程式（31）进行计算。这个结果转化为元素的尺寸写入ANSYS程序。要采取赫兹理论联系齿轮，假定在曲率为小齿轮啮合点（见图5（a）等于两个半径相同的汽缸压在一起（见图5（b）。在赫兹接触宽度，齿宽（见图5（b），计算如下：其中F是单位长度载荷，E是齿轮的材料杨氏模量，RP和RG分别表示在为小齿轮和齿轮啮合点的曲率半径。4、 动态分析程序 减少了运动方程（式（11）解决了以前在使用数值表纲要16-19时详细的方法。该方法采用了线性迭代过程，将啮合周期划分成许多相等的时间间隔。在这项研究中，开发了一个MATLAB程序。使用这个流程图计算程序来计算齿轮的动态响应，如图6所示。初始接触点（A）和单接触的最高点（D）之间的时间间隔，被认为是一个啮合周期（图2）。在数值解中，为了良好的准确性把每个啮合周期分为200点。在一个小间隔，不同的运动方程的参数作为常量和解析。相对位移的计算值和后一啮合周期的相对速度与XR和VR的初始值进行比较。除非他们之间的分歧比预设容忍小，迭代程序将采取在单对齿轮的终点以前计算的xr与vr作为新的初始条件接触而不断重复。然后使用的计算相对位移值计算的动态负载。当齿轮的动态负载被计算后，动态负载因子可由除以最大的沿接触线的静载动载而决定。动态因素表明齿轮的静载荷负荷瞬时增加。这对了解齿轮传动的动态响应的使用的最重要的参数之一。5、 结果和讨论开发的计算机程序已用于对称