《干粉壓片機的設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《干粉壓片機的設計（50頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目 錄 第 1 章 緒論 ........................................................................................................................................... 1 1.1 干粉壓片機的概述 ...............................................................................................

2、..................... 1 1.2 干粉壓片機的研究現(xiàn)狀 ........................................................................................................... 2 1.2.1 壓片機動力學分析及力的優(yōu)化 .................................................................................. 2 1.2.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 ...........

3、........................................................................... 4 第 2 章 干粉壓片機的工作原理分析 ................................................................................... 5 2.1 方案構(gòu)思及工作原理分析 .............................................................................................

4、......... 5 2.1.1 干粉壓片機工藝動作分解 ........................................................................................... 5 2.1.2 干粉壓片機工藝動作單步分析 .................................................................................. 6 2.1.3 工作循環(huán)圖的分析與確定 ...................................

5、........................................................ 7 第 3 章 執(zhí)行機構(gòu)的設計與計算 ................................................................................................. 8 3.1 執(zhí)行機構(gòu)的方案構(gòu)思 .......................................................................................................

6、....... 8 3.1.1 料篩機構(gòu)的方案構(gòu)思 ..................................................................................................... 8 3.1.2 上加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思 ................................................................................................. 9 3.1.3 下加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思 ..................

7、............................................. 錯誤！未定義書簽。 3.2 執(zhí)行機構(gòu)方案比較及分析 ................................................................... 錯誤！未定義書簽。 3.3 執(zhí)行機構(gòu)的尺寸綜合 ............................................................................. 錯誤！未定義書簽。 3.3.1 主執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計及尺寸計算 ............

8、........................... 錯誤！未定義書簽。 3.3.2 下凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計及尺寸計算 ....................................... 錯誤！未定義書簽。 3.3.3 料篩凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設計及尺寸計算 .................................. 錯誤！未定義書簽。 第 4 章 傳動系統(tǒng)的設計與計算 ............................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.1 傳動機構(gòu)的方案構(gòu)

9、思及分析 ................................................................ 錯誤！未定義書簽。 4.2 傳動機構(gòu)的運動參數(shù)和動力參數(shù) ....................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.2.1 電動機的選擇 ................................................................................ 錯誤！未定義書簽。 4.2.2 分配傳動比 ....

10、................................................................................ 錯誤！未定義書簽。 4.2.3 計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù) ........................................... 錯誤！未定義書簽。 4.3 傳動零件的設計計算 ............................................................................. 錯誤！未定義書簽。 4.3.1 帶傳動的設計 ...

11、............................................................................. 錯誤！未定義書簽。 4.3.2 高速級齒輪傳動的設計計算 .................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.3.3 低速級齒輪傳動的設計計算 .................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.4 軸的設計計算 ......

12、...................................................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.4.1 輸出軸的設計 4.4.2 高速軸的設計  ................................................................................. 錯誤！未定義書簽。 ....................................................................

13、............ 錯誤！未定義書簽。 4.4.3 中間軸的設計 4.5 軸承的選擇與計算  ................................................................................. 錯誤！未定義書簽。 .................................................................................. 錯誤！未定義書簽。 4.5.1 輸入軸軸承的校核 4.5.2 中間軸軸承的校核 4.

14、5.3 輸出軸軸承的校核  ....................................................................... 錯誤！未定義書簽。 ....................................................................... 錯誤！未定義書簽。 ....................................................................... 錯誤！未定義書簽。 4.6 鍵連接的選擇和校核計算 10

15、4.7 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 11 設計總結(jié) 12 參考文獻 13 外文原文及翻譯 14 干粉壓片機的設計 摘要：隨著現(xiàn)代科技的發(fā)展，壓片機涉及的行業(yè)越來越廣泛，高科技、高效率，低成本已成為現(xiàn)代 壓片機的一個重要的發(fā)展趨勢。與國外的壓片機相比，我國生產(chǎn)的壓片機規(guī)模小、產(chǎn)量低、技術(shù)含 量較低。干粉壓片機是將干粉壓制成直徑為 30mm，厚度為 5mm 的圓形片坯狀的裝置。本文以壓片 機為研究對象，以造價低、結(jié)構(gòu)簡單為基礎，通過方案對比及力的分析 ,從而設計出合適的壓片機。 本文闡述了加壓

16、機構(gòu)、送料機構(gòu)及傳動系統(tǒng)的設計過程。 關(guān)鍵詞 ：壓片機；連桿加壓機構(gòu)；凸輪 The Design of the Dry Powder tablet Pressing Machine ABSTRACT : With the development of modem science and technology ， tablet pressing machine is used in more and more industries. High technology, high efficiency an

17、d 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

18、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

19、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 緒論 1.1 干粉壓片機的概述 干粉壓片機是指利用傳動系統(tǒng)將電動機的轉(zhuǎn)速降低帶動執(zhí)行機構(gòu)對粉末物質(zhì)采取上下進行加壓而成片狀。根據(jù)干粉壓片機的傳動系統(tǒng)和執(zhí)

20、行機構(gòu)不同，干粉壓片機可以分為單片式壓片機，旋轉(zhuǎn)式壓片機，亞高速旋轉(zhuǎn)式壓片機、全自動高速壓片機以及旋轉(zhuǎn)式包芯壓片機。 干粉壓片機的使用行業(yè)很廣泛。 如制藥廠、電子元件廠、陶瓷廠、化工原料廠等等，而且壓片機還能用來做沖壓設備。 壓片機在歐美壓片機出現(xiàn)的較早。而在國內(nèi)到 1949年，上海市的天祥華記鐵工廠仿造成英國式 33沖壓片機； 1951年，根據(jù)美國 16沖壓片機改制成國產(chǎn) 18沖壓片機，這是國內(nèi)制造的最早制藥機械； 1957年，設計制造了 ZP25-4型壓片機； 1960年，自行設計制造 成功 60-30 型壓片機，具有自動旋轉(zhuǎn)、壓片的功能。同年還設計制造了 ZP33型、

21、ZP19型壓片機。 “七五”期間，航空航天部 206所 HZP26高速壓片機研制成功。 1980年，上海第一制藥機械廠設計制造了 ZP-21W型壓片機，達到國際上世紀 80年代初的先進水平，屬國內(nèi)首創(chuàng)產(chǎn)品。 1987年，引進聯(lián)邦德國 Fette 公司微機控制技術(shù)，設計制造了 P3100-37 型旋轉(zhuǎn)式壓片機，具有自動控制片劑重量、壓力、自動數(shù)片、自動剔除廢片等功能，封 閉結(jié)構(gòu)嚴密、凈化程度達到 GMP要求。 1997，年上海天祥健臺制藥機械有限公司研發(fā)了ZP100系列旋轉(zhuǎn)式壓片機、 GZPK100系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機。進入 21世紀，隨著 GMP認證的深入，完全符合 GMP的 ZP 系列

22、旋轉(zhuǎn)式壓片機相繼出現(xiàn)：上海的 ZP35A、山東聊城的ZP35D等。高速旋轉(zhuǎn)式壓片機在產(chǎn)量、壓力信號采集、剔廢等技術(shù)上有了長足的發(fā)展， 最高產(chǎn)量一般都大于 300000片 / 小時，最大預壓力 20kN，最大主壓力 80kN或10080kN。譬如，北京國藥龍立科技有限公司的 GZPLS-620系列高速旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)式壓片機、北京航空制造工程研究所的 PG50 系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機等。隨著制造加工工藝水平、自動化控制技術(shù)的提高以及壓片機 使用廠家各種不同的特殊需求， 各種特殊用途的壓片機也相繼出現(xiàn)。 譬如，實驗室用 Z

23、P5 旋轉(zhuǎn)式壓片機、 用于干粉壓片的干粉旋轉(zhuǎn)式壓片機、 用于火藥片劑的防爆型 ZPYG51系列旋轉(zhuǎn)式壓片機等。 國內(nèi)壓片機的現(xiàn)狀：（ 1）壓片機規(guī)格眾多、數(shù)量大； （2）操作簡單；（3）技術(shù)含量較低，技術(shù)創(chuàng)新后力不足。國外壓片機的現(xiàn)狀：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(shù)是國外壓片機技術(shù)最主要的發(fā)展方向。 1.2 干粉壓片機的研究現(xiàn)狀 1.2.1 壓片機動力學分析及力的優(yōu)化 文獻 [6] 闡述了主加壓機構(gòu)的運動學分析 。對機構(gòu)進行運動學分析可采用圖解法分析和解析法分析．在此，我們采用解析法，應用 c語言

24、程序進行分析。桿組法運動學分析原理，由機構(gòu)的組成原理可知，任何平面機構(gòu)都可分解為原動件、基本桿組和機架三個部分，每一個原動件為一個單桿構(gòu)件．分別對單桿構(gòu)件和常見的基本桿組進行運動學分析， 并編制成相應的子程序，在對整個機構(gòu)進行運動分析時，根據(jù)機構(gòu)組成情況的不同，依次調(diào)用這些子程序，從而完成對整體機構(gòu)的運動分析。 文獻 [10] 闡述了各種方案的擬定。根據(jù)各功能元的解， 動力源可以采用電動機、汽油機、蒸汽透平機、液壓機、氣動馬達等；上下加壓則可采用凸輪機構(gòu)、齒輪機構(gòu)、連桿機構(gòu)、液壓缸等；送料可采用連桿機構(gòu)、齒輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)等．這樣可組合的方案達上百種。 文獻 [7] 闡述了諧響應分

25、析。分析動態(tài)響應實際上是解一個完整的動力學方程，它是一個二階常系數(shù)線性微分方程 : [M]{x(t)}+[c]{x(t)}+[K]{x(t)}={P(t)} 式中： [M] 、 [c] 、[K]-- 質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣。 x(t) 、 x(t) 、 x ( t)-- 結(jié)點的加速度、速度和位移向量，它們均為時間的函數(shù)。 fP(t) 卜一激振力向量，也是時問的函數(shù)。諧響應分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時問按正弦規(guī)律變化載荷時穩(wěn)態(tài)響應 的一種技術(shù)。分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在諧波激振力下的響應， 即位移響應與應力響應，并得到系統(tǒng)的動態(tài)響應與系統(tǒng)激振力頻率的曲線，稱為幅頻曲線。

26、壓片機工作時，沖頭 和壓輪周期性接觸，這樣就會造成有周期性的激振力作用在整個結(jié)構(gòu)上。當激振力的頻率與壓片機的固有頻率接近時，就會發(fā)生共振。共振現(xiàn)象的發(fā)生不但不能保證沖壓的加工精度，還會對沖頭和壓輪以致整個機床造成嚴重破壞，這是一定要避免的。通過以上分析，可以得到以下結(jié)論 : (1) 經(jīng)過力的優(yōu)化以后，避免了在第一、二階固有頻率處的 共振現(xiàn)象的發(fā)生， 雖然優(yōu)化后，第三階固有頻率處的位移比其他頻率處較大 (1 ．8xlO4) ，但小于優(yōu)化前該頻率處的位移 (2 ．1xlO4) ，更遠遠小于機器共振時的 (1 。 6x10一 ) ，振動量降低了接近 1O倍。 (2) 經(jīng)過力的優(yōu)化以后，由

27、于對整體結(jié)構(gòu)不存在激振力，所以一、二、四、五階振型不會對動態(tài)性能產(chǎn)生影響。 (3) 由于該壓片機的實際工作轉(zhuǎn)數(shù)在每分 鐘4O一 6O轉(zhuǎn)之間，即工作頻率為 48 73Hz之間，而優(yōu)化后在 96HZ處振動量較大，遠離工作頻率范圍，所以，機器處于安全良好的工作區(qū)域范圍，具有良好的動態(tài)性能。通過對壓片機的模態(tài)分析，動力學諧響應分析，得出了壓片機在不同工作頻率范圍下的響應，在此基礎上對整體結(jié)構(gòu)進行了力的優(yōu)化，有效的抑制了共振現(xiàn)象的發(fā)生，解決了機器工 作時振動和噪音的問題，分析結(jié)果對壓片機的設計具有很實用的理論參考價值。 文獻 [13] 闡述了沖壓機構(gòu)桿件的優(yōu)

28、化設計。沖壓機構(gòu)的應用非常廣泛，以干粉壓片 機為例，其中的沖壓機構(gòu)對壓痕機的性能影響很大。它要求機構(gòu)中的滑塊在工藝行程中 速度盡可能均勻且施加于曲柄的平衡力矩盡可能小，為此有必要對各構(gòu)件進行優(yōu)化分 析。 運動及受力分析。沖壓機構(gòu)，由一曲柄搖桿機構(gòu)及一搖桿滑塊機構(gòu)組成的多桿機構(gòu)。采用解析法，建立起 3種目標函數(shù)，運用罰函數(shù)法進行程序編制及計算，進行優(yōu)化設計。首先，按機構(gòu)的組成原理將機構(gòu)分解成若干基本桿組，對每一個基本桿組編制相應的運動分析和受力分析的子程序， 對具體某一機構(gòu)只須建立一個簡單的主程序和調(diào)用相應的子程序即可。 優(yōu)化設計。采用有約束優(yōu)化設計問題的間接求解方

29、法中的罰函數(shù)法， 編制程序 suMT，編制目標函數(shù)子程序 FuNC和約束函數(shù)子程序 FNT，編制各基本桿組的運動和受力分析子 程序。 文獻 [12] 闡述了連桿送料機構(gòu)的運動優(yōu)化。 連桿機構(gòu)推動的推板式送料裝置能夠?qū)? 現(xiàn)沖壓生產(chǎn)的自動送料， 該機構(gòu)與斜楔推動的推板式送料機構(gòu)和杠桿推動的推板送料裝 置相比，可實現(xiàn)較大的行程 “。設計連桿迭料機構(gòu)所需考慮的因素較多， 直觀性較差．容易導致設計失誤．因此設計了用于優(yōu)化機構(gòu)各桿長、送料行程、送料加速度等的多目標 函數(shù)，綜合連桿機構(gòu)成立的條件、機構(gòu)大小限制、運動參數(shù)要求等建立約束條件，采用直觀的可視化方法對優(yōu)化結(jié)果和連桿送料

30、機構(gòu)的運動特性進行分析。 目標函數(shù)的建立。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，連桿機構(gòu)的迭料行程 ZI ，在蠛跫 M，≥330mm的前提下，盡量取較小值，以避免總體結(jié)構(gòu)過大；送料的左半行程￡ L：與右半行程 L厶相圍 l 連桿送料機構(gòu)原理圖當，以滿足機構(gòu)的對稱性要求，因此設計第一目標函數(shù)為： Fl(x)= ∣165-LL1∣ +∣ 165+LL1∣ 沖床的工作頻率為每分鐘 30次，為減少送料機構(gòu)啟動時所產(chǎn)生的沖擊，使最大送料速度降低，設計送料最大加速度，即開始的加速度 A。與結(jié)束時的加速度 4：滿足第二目標函數(shù)： F2（x）=∣A1+A2∣ 該送料機構(gòu)的搖桿長度 L，將影

31、響傳動的效率，希望它的長度大些，同時不應使該機構(gòu) 因此而變得龐大，就此設計第三且標函數(shù)為： F3（x）=90-L3 為控制機構(gòu)的總體尺寸，需要對送料機構(gòu)的連桿長度厶、支架高度 ^進行限制，按實際 情況確定第四目標函數(shù)為： F4（x）=L2-580 第五目標函數(shù)為： F5 （x）=L4-390 依據(jù)各目標的重要性、數(shù)量級以及對優(yōu)化結(jié)果的影響，確定各目標的加權(quán)因子分別為 1、 l 、 1、 0.1 、0.1 。采用統(tǒng)一目標函數(shù)的加權(quán)組合法建立目標函數(shù)： F(x)=F1(x)+F2 （x）+F3（ x） +0.1

32、F4（x）+0.1F5（x） 該優(yōu)化模型對機構(gòu)位置的優(yōu)化效果良好．可控制最大速度與加速度，以及在機構(gòu)總體尺寸限制的情況下實現(xiàn)對各桿長度的優(yōu)化。機構(gòu)運動優(yōu)化的結(jié)果能夠滿足工程使用的要求，利用該模型進行多目標優(yōu)化是可行的。該連桿機構(gòu)在啟動時存在柔性沖擊，其加速度特性難以得到根本改善，因此該機構(gòu)只適合于低中速連續(xù)生產(chǎn)的場合。 1.2.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 文獻 [8] 闡述了國內(nèi)外壓片機的創(chuàng)新與研究。 1. 向高速高產(chǎn)量發(fā)展是壓片機首要發(fā) 展方向； 2. 全封閉的一體化的片劑成型系統(tǒng)是壓片機的一個主要發(fā)展方向，目前國外的 壓片機十分注重輸入、輸出

33、環(huán)節(jié)的密閉性，盡可能的減少交叉污染及粉塵飛揚，而國內(nèi) 大多數(shù)的壓片機這個過程是敞開的， 斷裂的工序致使壓片機的粉塵和泄露是藥廠的一個 通病；3. 集成化、模塊化使 Courtoy 公司、Fette 公司的壓片機獲得巨大進步； 4. Courtoy 壓片機片重控制的新方法； 5. 21CFRPartll( 電子記錄和電子簽名 ) 在壓片機上的應用； 6. 新穎的壓片機及壓片機技術(shù)層出不窮 , (1) 增加預壓力 , (2) 為了最大程度的提高設備 利用率，降低設備使用成本，使設備的清洗更規(guī)范， WIP(washing—in —place) 在位清洗的理念在更

34、多的壓片機上得到了貫徹。 第 2章 干粉壓片機的工作原理分析 2.1 方案構(gòu)思及工作原理分析 干粉壓片機的原始數(shù)據(jù)如下： 表 2-1 原始數(shù)據(jù) h(mm n1 (rpm) H(mm) F(N) y1 (mm) y2(mm) mm) 30 5 25 90-100 150000 29 4 （1）機器運轉(zhuǎn)的不均勻系數(shù)小于 10%。 （2）行程速比系數(shù)為： K=1.2 （3）要求一定得保壓時間，保壓時間約占整

35、個循環(huán)時間的 1/10。 2.1.1 干粉壓片機工藝動作分解 干粉壓片機的功用是將不加粘結(jié)劑的干粉料壓成 Φh（ 30mm5mm）的圓形片胚，其工藝動作的分解如（圖一） (1) (2) (3) (4) (5) (6) 圖 2-1 原理動作圖 （1）料篩在模具型腔上方往復振動，將干粉料篩入直徑為 、深度為 y1 的筒形型腔， 然后向左退出 45mm。 （2）下沖頭下沉 y2，以防上沖頭進入型腔時把粉料撲出。 （3）上沖頭進入型腔 y

36、2。 （4）上、下沖頭同時加壓，各移動（ y1-h ）/2 ，將產(chǎn)生壓力 F，要求保壓一定時間，保 壓時間約占整個循環(huán)時間的 1/10 。 （5）上沖頭退回，下沖頭隨后以稍慢速度向上運動，頂出壓好的片坯。 為避免干涉，待上沖頭離開平臺 H 且下沖頭上平面與平臺平齊時，料篩才向右運動 推走片坯，接著下沖頭下沉、料篩往復振動，繼續(xù)下一個運動循環(huán)。 2.1.2 干粉壓片機工藝動作單步分析 1. 上沖頭 從圖一可以看出，上沖頭的基本運動為：下降－停歇－上升?？紤]方面：一，保壓 的時有停歇，因而不宜用曲柄滑塊機構(gòu)

37、， 以為曲柄滑塊機構(gòu)運動中只產(chǎn)生瞬間的停歇。 二，上沖頭運動時要產(chǎn)生較大的壓力， 而凸輪機構(gòu)產(chǎn)生的壓力比較小， 因而不宜選擇凸輪機構(gòu)。 由上面兩點分析， 可以考慮用平面四桿機構(gòu)作為上沖頭的執(zhí)行機構(gòu)。 考慮到工作時壓力角不宜過大，此時可以通過改變兩個連桿的支點之間的距離以及某些桿的長度來調(diào)整， 并在調(diào)整的同時要考慮到上沖頭在保壓時段的時間至少要占整周時間的 1/10（即使沖頭在離極限位置 0.4mm 范圍內(nèi)的主動桿要轉(zhuǎn)過至少 36 度）。2．下沖頭 從圖一可以看出下沖頭的基本運動為：上升－停歇－上升－停歇－下降－停歇－下 降－停歇

38、，首次上升的距離為（ y1－h(huán)） /2,第二次上升的距離為 (y1 －h(huán))/2+y2+h，最后一次下降的距離為 y2，考慮到此運動的復雜性，以及每次上升下降的距離已經(jīng)確定，此時 宜選用凸輪機構(gòu)比較容易實現(xiàn)所需的運動。 在設計凸輪輪廓線時， 可假設凸輪靜止不動，，而使推桿相對于凸輪作反轉(zhuǎn)運動；同時又在其導軌內(nèi)作預期運動，作出推桿在這種復合 運動中的一系列位置，則其尖頂?shù)能壽E就是要求的凸輪廓線。這就是凸輪廓線設計方法的基本原理。在凸輪機構(gòu)中，壓力角是影響凸輪結(jié)構(gòu)受力情況的一個重要參數(shù)。壓力角越大則凸輪機構(gòu)中的作用力越大，對心的凸輪升程時壓力角較大，而正偏置能使凸輪升程的壓力角減小，所以

39、要采用正偏置。在回程時，由于這時使推桿運動的不是凸輪對推桿的作用力，故允許采用較大的壓力角。 3．料篩 料篩的基本運動為：向右－震動－向左－停歇，設計此運動時最主要考慮的因素是 震動如何實現(xiàn)，根據(jù)以前所學的知識，震動可以分為兩類方式實現(xiàn)： 1，通過料篩自身的結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如在用一段凸輪的彎曲起伏的外形來實現(xiàn)。 2，可以通過外部結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如可以在料篩運動到導槽處加入振蕩機構(gòu)對料篩進行振動。上述兩種方法中第 2 種方法實現(xiàn)比方法 1 難度大，并且實現(xiàn)起來可靠性沒有方法 1 好，并且某些外部機構(gòu)振蕩的同 時還需耗能，所以采用方法 1 較為合理。 料篩處凸

40、輪機構(gòu)設計時最主要考慮振動階段凸輪外形的設計，為了使凸輪外形曲線 容易表達和震動各段能夠頻率一樣， 我選擇用正弦曲線 Asin(wt) 來實現(xiàn)，通過改變正弦曲線表達式中的峰值 A 可以控制振子運動時振動的強度，改變其中的 w 的值可以控制每次振動的時間。 2.1.3 工作循環(huán)圖的分析與確定 根據(jù)以上分析以及這一段時間的設計， 列出三個機構(gòu)的運動循環(huán)圖：（具體見附圖 2） （一）三個機構(gòu)的直角坐標式工作循環(huán)圖：

41、 圖 2-2 運動循環(huán)圖的坐標表示法 （二）三個機構(gòu)的的直線式工作循環(huán)圖： 圖 2-3 運動循環(huán)圖的直線表示法 （三）三個機構(gòu)的圓周式工作循環(huán)圖： 圖 2-4 運動循環(huán)圖的圓周表示法 第 3 章 執(zhí)行機構(gòu)的設計與計算 3.1 執(zhí)行機構(gòu)的

42、方案構(gòu)思 3.1.1 料篩機構(gòu)的方案構(gòu)思 圖（ a） 圖 (b) 圖 (c ) 圖 3-1 料篩機構(gòu) 3.1.2 上加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思 圖（ a） 圖（ b）

43、 圖（ c） 此處省略 NNNNN NNNNNNN NNNN NNN NN 字 故當量載荷： P f（ XFr YFa1） 8640.8N A p P f（ XFr YFa 2） 3969.9N B p 則， PA PB 106 （ f t c 103

44、 3.14 7 4 L h P ） 10 4.8 10 60n1 則軸符合要求。 4.6 鍵連接的選擇和校核計算 各鍵的尺寸如下表所示： 表 4-5 鍵的尺寸和校核 軸 代 直 徑 工作長度 工作高度 轉(zhuǎn) 矩 極限應力 號 （mm） （mm） （ Nmm） （MPa） （mm） 高速 10x8x70（齒） 38 70 4 54710 12.85 軸 10x8x50（聯(lián)） 32 50

45、 4 136570 53.35 中間 12x8x80（圓） 44 80 4 413050 67 軸 18x11x56（錐） 60 56 5.5 413050 50.07 輸出 20x12x80（齒） 75 80 6 1804760 103.32 軸 18x11x70（聯(lián)） 60 70 5.5 1804760 107.27 由于屬于輕微沖擊，查 [1] P106 表 6-2 選 p 110MPa 上表所列各個鍵根據(jù) 2T 103 p，所以所選鍵均合適，符

46、 p 得出均 kld 要求。 4.7 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 減速箱采用油潤滑， 軸承也采用油潤滑， 箱座內(nèi)選用 SHO357-1992 的 50 號潤滑油。機器外箱的軸承采用脂潤滑，利用旋蓋式油脂杯的脂潤滑裝置。油潤滑采用氈圈油封做 密封裝置。 設計總結(jié) 通過近一個學期的畢業(yè)設計，我不僅把所學的專業(yè)知識融會貫通，而且使我的設計思維得到了很大的鍛煉和提高。同時在查找資料的過程中也了解了很多課外知識，開拓了視野，認識了將來機械的發(fā)展方向，使自己在專業(yè)知識方

47、面和動手能力方面有了很大的提高。 畢業(yè)設計是我作為一個學生即將完成學業(yè)的最后一次作業(yè)， 它既是對在學校所學知識的總結(jié)和綜合應用，又為以后步入社會實際操作和工作奠定了良好的開端。畢業(yè)設計是我對所學理論知識的檢驗和總結(jié)，它培養(yǎng)和提高了我獨立分析和解決問題的能力。 通過這次設計我學到的不僅僅是干粉壓片機這一單方面的了解， 而且讓我熟悉了設計的各個方面的流程，學會了把自己大學四年所學的知識運用到實際工作中的方法。這 次設計讓我感覺到了以前所學專業(yè)知識不夠扎實，從而給這次設計帶來了很多麻煩。干粉壓片機涉及的行業(yè)很多，如藥廠，陶瓷廠等等，這次設計是機械原理、機械設計等方面知識的綜合，干粉

48、壓片機的設計是一個綜合性的課題，它培養(yǎng)了我的綜合能力和自學能力，培養(yǎng)了我綜合的、靈活的運用自己所學的專業(yè)知識，從而適應未來社會的需要和科學技術(shù)發(fā)展的需要。 在我的不斷努力下，畢業(yè)設計終于接近尾聲了。通過這次設計使我明白了自己所學的知識過于理論化了，對于單獨的課題有種茫然的感覺。自己還要學的東西太多了，以 前總感覺什么都懂， 什么都會了。通過這次畢業(yè)設計， 我明白學習是個長期積累的過程，在以后的工作、生活中都應該不斷的學習，努力提高自己的理論知識和綜合素質(zhì)。知識 必須通過應用才能體現(xiàn)其價值。 在此要感謝指導老師趙老師悉心的指導，感謝老師給我的幫助。在設計過程中，我通過查閱

49、大量有關(guān)資料，與同學交流經(jīng)驗和自學，并向老師請教等方式，使自己學到了不少知識，也經(jīng)歷了不少艱辛，但收獲同樣巨大。在整個設計中我懂得了許多東西，也培養(yǎng)了我獨立工作的能力，樹立了對自己工作能力的信心，相信會對以后的學習工作生活有非常重要的影響。而且大大提高了動手能力，使我充分體會到了創(chuàng)作的艱難和成功的喜悅。雖然這個設計做的不太完美，但是在這個設計過程中所學到的東西是這次畢業(yè)設計最大的收獲和財富，使我終身受益。 參考文獻 [1] 紀名剛，濮良貴 . 機械設計（第八版） [M] . 高等教育出版社 . [2]

50、孫桓 , 陳作模 , 葛文杰 . 機械原理（第七版） [M] . 高等教育出版社 . [3] 吳宗澤 , 羅圣國 . 機械設計課程設計手冊（第三版）[M] . 高等教育出版社 . [4] 劉毅 , 楊家軍 . 機械原理課程設計 [M] . 華中科技大學出版社 . [5] 陸品 , 秦彥斌 . 機械原理（第六版）導教導學導考[M] . 西北工業(yè)大學出版社 . [6] 孟廣耀 , 康晶 . 壓片機加壓機構(gòu)方案設計及運動分析 [J] . 大連民族學院學報 2003 ， 3. [7] 伍良生 , 劉清龍 .

51、 壓片機動力學分析及力的優(yōu)化 [J] . 機械設計與制造 2007 ， 11. [8] 伍善根 . 當前國外壓片機及壓片技術(shù)的創(chuàng)新與研究 [J] . 醫(yī)藥工程設計 2007 ，1. [9] 張建剛 . 精密裝配中的送料機構(gòu)設計及零件變形仿真[J] . 華中科技大學 2005. [10] 謝永 , 倪桂蘭 , 譚松江 . 一種新型的送料機構(gòu) [J] . 鍛壓裝備與制造技術(shù) 2003 ， 2. [11] 段性軍 , 楊淑先 . 粉塵成型機送料機構(gòu)的研究與實踐[J] . 內(nèi)蒙古科技與經(jīng)濟 2006 ， 16.

52、 [12] 歐笛聲 , 高中庸 . 連桿送料機構(gòu)的運動優(yōu)化 [J] . 廣西工學院學報 2001 ， 4. [13] 劉冰 . 沖壓機構(gòu)桿件的優(yōu)化設計 [J] . 大眾標準化 2005 ， 6. [14] 成大先 . 機械設計手冊 [M] . 化學工業(yè)出版社 2004. [15] 孟憲源 , 姜琪 . 機構(gòu)構(gòu)型與應用 [J] . 機械工業(yè)出版社 2004. [16] 陳鐵鳴 . 新編機械設計課程設計圖冊 [M] . 高等教育出版社 [17] 李啟炎 . 三維 CAD軟

53、件教程—— Solid Edge 應用與實踐 [M] . 同濟大學出版社 . [18] 曾令宜 . AutoCAD2000 應用教程 [M] . 電子工業(yè)出版社 . [19] 侯珍秀 . 機械系統(tǒng)設計 [M] . 哈爾濱工業(yè)大學出版社 . 2000 . [20] 黃繼昌，徐巧魚 . 實用機械機構(gòu)簡圖 [M] . 人民郵電出版社 . 1996. 外文原文及翻譯 非對稱漸開線圓柱齒輪的動力學特性分析 法提赫卡爾帕特 斯蒂芬埃夸羅奧西雷 卡迪爾賈夫達爾 法提赫 C

54、Babalik 土耳其烏盧達大學機械工程系， 16059 布爾薩 . 美國德州理工大學機械工程學系，拉伯克 . 關(guān)鍵詞：齒輪 非對稱齒輪 動態(tài)負載 傳輸誤差 設計 摘要： 面對高載荷量，強耐用度，低成本，長壽命，還有高轉(zhuǎn)速這些方面的性能要求，新的齒輪設計 是需要的。在一些應用方面，例如在風力渦輪機方面，齒輪只在單向加載方面有使用的經(jīng)驗。在這些情況下，驅(qū)動器的幾何形狀不一定是對稱的齒輪邊。這就要求需要設計非對稱齒輪機構(gòu)。在以往的研究中，涉及到在彎曲應力和承載能力方面要有高的要求時，就需要借助非對稱齒輪來實現(xiàn)。由于這些齒輪的非標準設計，給設計人員提供了靈活性。如

55、果他們做出了正確的設計，他們可以對航空航天工業(yè)，汽車工業(yè)和風力渦輪機行業(yè)設計的改善做出重要貢獻。在高速運行時，總是存在關(guān)于動態(tài)負載和設備振動方面的問題。因此，有必要去充分認識非對稱齒輪的動態(tài)性能。因此，本文的主要目的是利用動態(tài)分析，對傳統(tǒng)的非對稱直齒齒輪和對稱直齒齒輪進行比較。次要目標是優(yōu)化非 對稱齒輪的設計， 以減少動態(tài)負載。 這項初步的研究結(jié)果讓設計者了解非對稱直齒齒輪的動態(tài)性能。為了這項研究， 利用 MA TLAB 開發(fā)了一個動態(tài)模型， 用來對對稱的和非對稱的齒輪瞬時動態(tài)負載進行預測。 此外， 還對一個 2 - D 三齒模型進行了有限元分析。 利用快速傅立葉變換對其進行了靜態(tài)傳

56、 輸錯誤頻率分析。結(jié)果表明，一般而言，動態(tài)功能隨著非對稱齒齒輪的傳動側(cè)的壓力角的不斷增大 而增加。對于非對稱的齒輪，增加齒頂高會導致動態(tài)功能的明顯減少。在單齒嚙合區(qū)中心處的靜態(tài) 傳動誤差，隨著壓力角的增加而減小。前兩個簡諧波隨壓力角的增大略有增加。研究的進一步表明， 當擁有大齒頂高的非對稱齒輪提供大齒輪接近 2.0 的嚙合系數(shù)時，靜態(tài)傳動誤差的諧波的振幅將明 顯的下降。 ＆ 2008 愛思唯爾版權(quán)所有 1、引言 1． 1 背景 由于在高負載能力，高耐用性，低成本，長壽命，并且在如汽車，航天，風力渦輪機等高速的重要行業(yè)方面要求的增加，

57、新齒輪的設計是必要的。大多數(shù)傳統(tǒng)齒輪都是對 稱的。這些齒輪在某些應用中僅在一個方向上可以被加載，例如，電梯設備和風力渦輪 機。在單向加載時，齒輪的工作側(cè)的幾何形狀不一定是對稱的齒輪邊。這些驅(qū)使了需要 設計非對稱齒輪。最近，非對稱漸開線直齒齒輪已被發(fā)現(xiàn)在需要高性能的應用程序中使 用。這些齒輪，由于其非對稱齒廓機構(gòu)，以便在各種應用中的得到優(yōu)化設計。由于其幾 何形狀，這些齒輪允許在齒輪的工作側(cè)和不工作側(cè)選擇不同的壓力角，這在獲得如高承載能力和低重量等關(guān)鍵屬性非常重要。在文獻里，兩個非對稱漸開線直齒齒輪的配置出現(xiàn)過，即在驅(qū)動器上側(cè)壓力角比不工作

58、側(cè)高，或者驅(qū)動器上的側(cè)壓力角比不工作側(cè)低。相比于不工作側(cè)，在工作側(cè)上有一個較大的壓力角有很多好處，因為它們涉及減少接觸應力和多變的嚙合條件。 在學術(shù)的幾個研究里，已經(jīng)對非對稱齒輪的設計和應力分析進行了論述 [1-11] ?？? 佩列維奇 [3] 提出了非對稱齒輪的設計方法。 非對稱齒輪設計所需的幾個方程式被研究出 來了，而且對非對稱齒輪進行了綜合介紹。此外，這項研究包括了對某伊柳辛 - 114 飛 機發(fā)動機的行星齒輪箱進行實驗研究的結(jié)果。 還介紹了對稱和非對稱標準斜齒圓柱齒輪的實驗對比。從驅(qū)動器上側(cè)大壓力角的角度來看，這表明，彎曲應力，接觸應力和振動水平顯著降低。利特溫

59、等人 [8] 提出了對直升機的變速箱的非對稱齒輪驅(qū)動器的幾何形狀進行修改。數(shù)值例子是用來研究修改后的不對稱齒輪的靜態(tài)傳輸誤差的效果。采用有限元分析（ FEA ），得出的結(jié)果表明，非對稱齒輪能降低接觸應力和彎曲應力。賈夫達爾 等 [1] 對非對稱齒輪的傳動側(cè)和不工作側(cè)有較大壓力角也進行了研究。 這些研究人員提出了一種理論方法來確定非對稱齒輪彎曲應力。 用數(shù)值例子來表明彎曲應力和嚙合條件受工作側(cè)壓力角大小的影響。楊 [10] 為非對稱漸開線齒輪和斜齒圓柱齒輪開發(fā)了以齒輪理論為基礎的數(shù)學模型。 該模型中使用了三維應力分析對非對稱的圓柱齒輪和非對稱的螺旋齒輪齒輪進行比較。結(jié)果表明，斜齒圓柱齒輪已

60、經(jīng)比對稱齒輪有更好的性能。非對稱 齒漸開線圓柱齒輪的優(yōu)點也表現(xiàn)在摘要 [10] 里。例如，由齒輪副為樣本進行的數(shù)值和實 驗結(jié)果證明非對稱齒輪能提高齒輪承載能力。 卡爾帕特等 [7] 和迪弗朗切斯科和馬里尼 [2] 自主開發(fā)了非對稱齒輪優(yōu)化設計的不同的計算機程序。 這些程序提供了一個基本工具對齒輪在其性能發(fā)揮的作用方面進行參數(shù)研究。 例如，該軟件在摘要 [2] 的建議可以用來自動優(yōu)化不對稱程度，以最大限度地利用其性能。高重合度（ 2 和 3 之間）的非對稱齒輪也在以前的一個 Skorsky 直升機的行星齒輪進行了測試 [11] 。這些測試涉及非對稱齒輪，稱為比較于齒輪

61、工作側(cè)而擁有更大的壓力角的非工作側(cè)的支撐齒輪。從試驗結(jié)果得出，隨著接觸的增加，噪音和振動級的比例增加。 1.2 對稱漸開線圓柱齒輪的動態(tài)分析 隨著高速、重載齒輪設計的需要，現(xiàn)代齒輪動態(tài)分析成為主要的研究辦法。在動態(tài)分析中最重要參數(shù)是齒輪動態(tài)載荷和靜態(tài)傳輸誤差。靜態(tài)傳輸誤差，這些定義即實際齒輪齒和理想化齒輪齒之間得立場差異和動態(tài)載荷，影響著齒輪振動，噪聲，齒輪疲勞，和表面疲勞失效。減小動態(tài)負載會降低齒輪噪音，提高效率，改善點蝕疲勞壽命，并有助于防止齒輪斷裂 [12] 。因此，在齒輪設計中最重要的目標是減小動態(tài)和靜態(tài)載荷傳動誤差。 許多研究者從理論和實驗研究動態(tài)載荷下的旋轉(zhuǎn)齒輪。

62、 對所使用的齒輪動力學數(shù)學 模型做出綜合的評價 [13,14]。 Tearuchi 和英太郎 [15] 用齒輪變形，等效復合誤差，等效 質(zhì)量對齒輪的輪齒上的動態(tài)載荷進行計算。數(shù)值結(jié)果被證明是與實驗結(jié)果非常吻合。類 似的模型在摘要中提出了。 [16] 。經(jīng)過理論和實驗結(jié)果的比較，從而創(chuàng)造出了重負載動 態(tài)特性齒輪。一種新的議案，包含激勵條款，由于錯誤和嚙合剛度周期變化的方程組的 數(shù)值方法被開發(fā)并提交。 這種方法被幾位研究人員 [17-21] 用來計算動態(tài)接觸載荷或扭轉(zhuǎn) 響應，根據(jù)不同的齒輪參數(shù)，即齒輪的誤差，齒頂高修正，嚙合剛度，潤

63、滑， 阻尼因子，齒輪接觸因子和摩擦系數(shù)。在齒輪設計中，動態(tài)因素通常是用來量化動態(tài)效果的。在這 種情況下，動態(tài)因素被定義為動態(tài)的最高負荷率，最大限度的齒輪靜載荷。低嚙合系數(shù) （齒輪嚙合系數(shù)是 1 至 2）的動態(tài)齒輪受多個參數(shù)的影響， 即時變嚙合剛度， 齒形誤差，重合度，摩擦，滑動。靜態(tài)傳動誤差由于齒輪嚙合剛度變化規(guī)律的影響呈周期性變化。 這就是齒輪動力學振動激勵源。 靜態(tài)傳輸誤差的基本周期性涉及到軸轉(zhuǎn)動頻率和齒輪嚙合頻率。齒輪嚙合頻率和其第一諧波是噪聲生成的主要因素。許多研究人員調(diào)查了降低 靜態(tài)傳輸誤差（例如，設計荷載和齒廓修正）不同參數(shù)的影響 [22-24] 。此外，快

64、速傅立葉變換（ FFT），可用于執(zhí)行靜態(tài)傳動誤差頻率分析。為研究齒輪的動態(tài)響應， ，動態(tài)模型在摘要中提出來了 [15,17-20]能夠擴展到非對稱齒輪帶動。 到目前為止，關(guān)于動態(tài)分析這些參數(shù)的影響至今只是對對稱齒齒輪進行了幾個研究 [20-25] 。 1.3 動機和目標 由于是非標準設計， 因此給設計人員為不同的應用領域設計非對稱漸開線直齒齒輪提供了靈活性。如果他們被正確的設計出來，就可以為在航空航天工業(yè)、汽車工業(yè)設計和風力渦輪機行業(yè)的改善做出重要貢獻。這常常涉及到改善性能，提高承載能力，降低噪音和減小振動 [3] 。而在過去，非對稱齒輪的大部分分析是有限的靜態(tài)載荷下的實例[1,4

65、,8]。 動態(tài)載荷和振動是齒輪高速運行中的主要問題。因此，動態(tài)特性需要進行分析，以確定在不同的應用場合中非對稱齒輪的可行性。為了更有效的利用非對稱齒輪的設計，就必須進行這些齒輪動載下的研究分析。 這個研究為設計者提供了在動態(tài)荷載下非對稱齒輪的反應的初步結(jié)果。 這個研究顯示了一些設計參數(shù)， 如壓力角或動態(tài)載荷的齒頂高。非對稱齒輪被認為，與不工作邊相比傳動側(cè)將有一個較大的壓力角。本文中使用了動態(tài) 和靜態(tài)載荷傳輸誤差來研究非對稱齒輪動載作用下的反應。 本文的主要目的是使用動態(tài)分析，比較與傳統(tǒng)的非對稱和對稱的直齒齒輪。次要目的是優(yōu)化設計的非對稱齒輪，以盡量減少動態(tài)負載。 2、非對稱漸

66、開線直齒齒輪的動態(tài)模型 要確定動態(tài)負載變化作為接觸位置（或時間）的功能，有必要推導了一個齒輪相互嚙合的運動方程。考慮到齒輪自由體圖，如圖 1 所示，運動方程可歸結(jié)為： Jg grbg (F1 F11 ) g1 1F1 g11 11F11 rbg FD （1） Jp p rbp FD rbp (F1 F11) g 1 1F1g11 11F11 （2） Jp 和 Jg 分別代表小齒輪和齒輪的慣性量。 動態(tài)接觸載荷是 FI 和 FI1 ，mI 和 mII 是在摩擦接觸點瞬時系數(shù)。 Yp 和 yg 代表小齒輪和齒輪的角位移。齒輪的基圓半徑是 rbp 和 rbg ，而在交叉點的曲率半徑是 rpI,II 和 rgI,II 。 在上面的方程組，如果齒輪接觸速度超過了齒輪速度，摩擦力的是推動作用，否則 它是阻礙作用。靜態(tài)負荷是指： F Tp Tg ， （3） D rbp rbg 如