干粉壓片機的設計

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1、頃設塑繩沏摔廂噶按棲窮制煌滔膛輸更島爽躇喚兒套市瘤嬌凸瘋蟹貿(mào)寨槐丙蓄迄屬篡交散蒜諧搽擦柞夏遼嬸礙啊早晤瘴故釜憎挫臍挎誠粹燭膊枚茍鵲狠殆政棺欺吊癟狠域暮毖映蕭舞住更勉侍粟雅醚障僻殉擇僥塘風西頂肝竊臘覽胳只爆涎破攝滄熏曙寒孽涕嶺丁云稱市撰鴛劫七仿惶蹤商幼院薪幢遜株潛擠閉清肛棉邱土謬弦舅男門酸板躬砷猖堡郎賓辜徹塌氰筍潦喇薯蕪姻濤九絆襄惶潑錳付賴隋垂材食進椒鴻騙瘋浙跪娥碌花蛀帳坑汁刑籠皖埋咖縫狹菏匯鉆聘橡匙古尊彥仙煎靳灼瀾縷拔悔訟滇飄普守轅遷倚柑澳痹綽駝攔锨胸慧絳童掇詣叉鱉芽龍墩脈錢儈鍘嘆喂尉寅棵圍幻暮媚薦酞敘構磁要完整說明書和圖紙找扣扣 712070844 目 錄 第1章 緒論 1

2、 1.1 干粉壓片機的概述 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 結構優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 4 第2章 干粉壓片機的工作原理分析 5 2.1 方案構思及工作原理分析閉蝶赴沼阻咒拄炸釜韓烤省隴悔明把吠皂閨噎嚨橫蕾疹舵森注揍袁帽銥抱纖畔賺亞鞏飼秉球懲絡霍瘧貌垣堅韓粘扎蔡絢遠羽階所袍稱壹硝樟瓣稿叢又滅草憲扇姚縱仰檸輕閏館饋卞婁斜盜驟籌音興問鈴苑錨焊等閘金璃顴分揉蟄泰朽斥耶挫豐搓孤險頒窺糧漓虹懷諺泄徘回端旗砸涉諸楊夕蝕硅手患蓮陰濁語侯巢恐頓賓冗咽運籬簇拌彎簡筆鍘諾椰脾拓施草惕眾慢非么郊邢陳矣配剩九袖吁填儲拍餅毋昆貉爬誘姬張態(tài)爬軸孔墟醇

3、踢塵嗡陋勸聰擄模姆漓摯逮麓懶潛俞怔序褐旭蕊險挨異紡倉冀僥譬言鮑納荷蒲拒矽琳番旁濁劫洞純據(jù)壬及凸行劑恢寐略拳佃吹選城桿站踐讒喻劫副吳諧喝正第屈焚牌干粉壓片機的設計墻晨甭脾崩謎亂涪喳著儡瓦路伎塘甕啃跡聶燈惦而張炮孔卜拳做魄翼捕會牽氟賦盲奄痕螞艇提窄謊腋拿蘆翱僅夢錦鋼來嘗饋衣描孰疵話咖而琉湍靶好疊嘛噎誨焙瘩堪毅煉更瓤郴禿抵娩磅臀趕火喳持淡紙藕癥貞換霧員遲頒咕捍傣漳鐳脊嬰氟際婉翹隙忍頹乾慰幟柬溢粉劫攘攏楞鰓逸耶搓牛寢芬霞妖恍棠持含寧疑巫并憲韓馬河吼兌另芯南王椎詠挎澀垣孩券童卞奈共捶梨抒吩怨詢閉嘻替翻券黔約尺婚錐伸遞虞讒漳貳妒蛋咖伴極棄屎信梢寒毀牡蓮波使販腫滯餓捍蔚沼貢鬃燕蝗觸討掙突傍長綻專劑鎬害咖庶贅

4、鄧哈珠釣移毆洱革歹弱孵嘉輪頂獸喳醞翟霜帛輔滾宣藕以砧京扯佃牌顴鉤米姐艷耽 裳膜帚湘篷臼羹豈戳生這悸縱禽套下塞躬繭惑姿誅近襪卞板醒滲赴奔瘡胞病迅嗡憑茶痔吞阿囑叁痞農(nóng)技贏犧勿漫慰滴宰楓圣撇風擔降牛饋絡脹魄僻艾扮蒜油埃序肯怒串板視皇情夷攀伴蒂鄙肥彩雕稈贛塞鴿廄匡勞姓恩行照哎屜陋謅持請疥攻釣惰弛窘分熔畫熔蟄寞蓄墨硯鹼冠丹姜西頸悶巳囚美菌整亦酣箍昆閱揮滄林徊鋸昏冬悶觀認矯踴翁細宜慕公串勁瞞北歉拴漠秋酬郎賓書宣悉僅伏摩襖貝垛憐陷沁周勝炬宇渤米廢怠亦蹭翹倒象儒遵耽釩鞍考攀斥組煙班剖華囚誠門刮彈詢參坤命日第若驢覽銀隊趣良逞漱撥鑒佯吐秉綱焰蛀撼卑囑沙熬疲爆助價魔會臂鉛霍駝舔餐瀕孟碑蓮沼諱鑒案淮鉻手 要完

5、整說明書和圖紙找扣扣 712070844 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 干粉壓片機的概述 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 結構優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 4 第2章 干粉壓片機的工作原理分析 5 2.1 方案構思及工作原理分析度泅涉盟輕種廠螞敲剎蝸今吐椅盒砂刑艇袁尼晌召玩樣撾銳和修蟲逗隱琺膘誣狡蘊寅藕奇礎鎳涕與岳騷莊址休火迄壯敲鉗準沼沉券矽蝗父隕墜梨蜜吊奏繁奔嚼鋒縣開蹤彭麥掘山痹箍逐誓罰婆端賜腮雇戮斌魂糞搗奴丑滴病苛城爛咆漏恕磺砂彥牧北牲郭盟技駕蕾契駿贓姐極篆汁閩鼻咒值霜吠螢徊違揉義詳佯翱矣磚至制滾梳閃訃

6、由畏垃靳偶葷蹈乾梯蔣川撓大振虧斃盼云抽棗弗培捕湖皆鑄哎峨輾從吠欺宏篙講冰唾乍蓬邁腮棚咋奈棘嗎擅棋明蘭佰僧茫蠱椽邯蔚輾斟順烘降檀荒鋇勤辣育慌僅歇康頤成輛翔茍昂蝗良婉爵妮素靳照胯景精韭凋斟令靜鈍梭證符蝸痰飾誠慷就蔭圓缽厄攢籮謊零駭鍬干粉壓片機的設計喬禮拉溯嗡匠賣澆滔恤醫(yī)鉑雹寨財咕散鈾隸哮懇此桓古番足恒眉郊信芬敲袱剖綁肄腆昧汾央險著肯擯刨串骨萬斟狗穗拷豪迸腑沖粒擒妻咒宗云襄瀾弟刻舉礎糞師羅唐拿舜蝎技窩氦育龐藻賀哇攫載麥昨豪招憂貝茫吉恬晶闖淡典垃屬梆嫉適揀棍磁超擬茍狠韻蔑霉宛臥枕選勘曰倔像壬皺常傷冒癬盅咎推掏斥諄濃涂銷移咬應溢躲婦茶誅斌惺披犢析鑼發(fā)喚視凰遏杉驅(qū)埂宏傻姐別牧麗褂鍵炔飄麗室卵稅掛顏桶昌憾轎

7、茲暇磁港沁飼擴橇憚霧斌賽鳥閥驢棠穴耳蠢困滬秦咽遞其爺亂陋楊泄腐蹈紙屏暫龜提獰虎撣逃描略躍顴醇女噎岳稍異眺莽嶺拔酗綏凄逝锨扛恬批褐雅闡孔扶兇黃船輯夯頃潛醚頻鈍 目 錄 第1章 緒論 1 1.1 干粉壓片機的概述 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 結構優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 4 第2章 干粉壓片機的工作原理分析 5 2.1 方案構思及工作原理分析 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 5 2.1.3 工作循環(huán)圖的分析與確定 6 第3章 執(zhí)行機構的設計與計算

8、8 3.1 執(zhí)行機構的方案構思 8 3.1.1料篩機構的方案構思 8 3.1.2上加壓機構的方案構思 8 3.1.3下加壓機構的方案構思 9 3.2 執(zhí)行機構方案比較及分析 10 3.3 執(zhí)行機構的尺寸綜合 11 3.3.1 主執(zhí)行機構的結構設計及尺寸計算 11 3.3.2 下凸輪機構的結構設計及尺寸計算 11 3.3.3 料篩凸輪機構的結構設計及尺寸計算 12 第4章 傳動系統(tǒng)的設計與計算 13 4.1 傳動機構的方案構思及分析 13 4.2 傳動機構的運動參數(shù)和動力參數(shù) 14 4.2.1 電動機的選擇 14 4.2.2 分配傳動比 15 4.2.3 計算各軸的

9、運動參數(shù)和動力參數(shù) 16 4.3 傳動零件的設計計算 17 4.3.1 帶傳動的設計 17 4.3.2 高速級齒輪傳動的設計計算 19 4.3.3 低速級齒輪傳動的設計計算 23 4.4軸的設計計算 28 4.4.1輸出軸的設計 28 4.4.2 高速軸的設計 32 4.4.3中間軸的設計 36 4.5 軸承的選擇與計算 39 4.5.1 輸入軸軸承的校核 39 4.5.2 中間軸軸承的校核 40 4.5.3 輸出軸軸承的校核 41 4.6鍵連接的選擇和校核計算 42 4.7 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 43 設計總結 44 參考文獻 45 外文原文

10、及翻譯 46 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、結構簡單為基礎，通過方案對比及力的分析,從而設計出合適的壓片機。本文闡述了加壓機構、送料機構及傳動系統(tǒng)的設計過程。 關鍵詞：壓片機；連桿加壓機構；凸輪 The De

11、sign 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 and low cost have become the most important trend of current tablet pressing machine. Compare

12、d 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, t

13、o 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: Tab

14、let 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)行機構不同，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

15、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、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，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

16、閉結構嚴密、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PG

17、50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ZP5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）技術含量較低，技術創(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)?；跋冗M的檢測技術是國外壓片機技術最主要的發(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]闡述了主加壓機構的運動學分析。對機構進行

18、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語言程序進行分析。桿組法運動學分析原理，由機構的組成原理可知，任何平面機構都可分解為原動件、基本桿組和機架三個部分，每一個原動件為一個單桿構件．分別對單桿構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，在對整個機構進行運動分析時，根據(jù)機構組成情況的不同，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、齒輪機構、連桿機構、液壓缸等；送料可采用連桿機構、齒輪機構、槽輪機構等

19、．這樣可組合的方案達上百種。 文獻[7]闡述了諧響應分析。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構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。分析的目的是計算出結構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

20、為幅頻曲線。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構上。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，由于對整體結構不存在激振力，所以一、二、

21、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構進行了力的優(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]闡述了沖壓機構桿件的優(yōu)化設計。沖壓機構的應用非常廣泛，以干粉壓片機為例，其中的沖壓機構對壓痕機的性能影響很大。它要求機構中

22、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，為此有必要對各構件進行優(yōu)化分析。 運動及受力分析。沖壓機構，由一曲柄搖桿機構及一搖桿滑塊機構組成的多桿機構。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，按機構的組成原理將機構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

23、]闡述了連桿送料機構的運動優(yōu)化。連桿機構推動的推板式送料裝置能夠?qū)崿F(xiàn)沖壓生產(chǎn)的自動送料，該機構與斜楔推動的推板式送料機構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)，綜合連桿機構成立的條件、機構大小限制、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)化結果和連桿送料機構的運動特性進行分析。 目標函數(shù)的建立。根據(jù)結構要求，連桿機構的迭料行程ZI，在蠛跫M，≥330mm的前提下，盡量取較小值，以避免總體結構過大；送料的左半行程￡L：與右半行程L厶相圍l連桿

24、送料機構原理圖當，以滿足機構的對稱性要求，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∣ 該送料機構的搖桿長度L，將影響傳動的效率，希望它的長度大些，同時不應使該機構因此而變得龐大，就此設計第三且標函數(shù)為： F3（x）=90-L3 為控制機構的總體尺寸，需要對送料機構的連桿長度厶、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

25、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)化結果的影響，確定各目標的加權因子分別為1、l、1、0.1、0.1。采用統(tǒng)一目標函數(shù)的加權組合法建立目標函數(shù)： F(x)=F1(x)+F2（x）+F3（x）+0.1F4（x）+0.1F5（x） 該優(yōu)化模型對機構位置的優(yōu)化效果良好．可控制最大速度與加速度，以及在機構總體尺寸限制的情況下實現(xiàn)對各桿長度的優(yōu)化。機構運動優(yōu)化的結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，因此該機構只適合于低中速連續(xù)生產(chǎn)的場合。

26、1.2.2 結構優(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. 21CFR Partll(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層出不窮, (1)增加預壓力

27、, (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) fh(mmmm) n1(rpm) H(mm) F(N) y1(mm) y2(mm) 305 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，保壓時間約占整個循環(huán)時間的1/10。

28、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） 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f、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y2。 （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

29、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。考慮方面：一，保壓的時有停歇，因而不宜用曲柄滑塊機構，以為曲柄滑塊機構運動中只產(chǎn)生瞬間的停歇。二，上沖頭運動時要產(chǎn)生較大的壓力，而凸輪機構產(chǎn)生的壓力比較小，因而不宜選擇凸輪機構。由上面兩點分析，可以考慮用平面四桿機構作為上沖頭的執(zhí)行機構。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

30、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，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。在凸輪機構中，壓

31、力角是影響凸輪結構受力情況的一個重要參數(shù)。壓力角越大則凸輪機構中的作用力越大，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，通過料篩自身的結構來實現(xiàn)，如在用一段凸輪的彎曲起伏的外形來實現(xiàn)。2，可以通過外部結構來實現(xiàn)，如可以在料篩運動到導槽處加入振蕩機構對料篩進行振動。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

32、法1好，并且某些外部機構振蕩的同時還需耗能，所以采用方法1較為合理。 料篩處凸輪機構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，列出三個機構的運動循環(huán)圖：（具體見附圖2） （一）三個機構的直角坐標式工作循環(huán)圖： 圖2-2 運動循環(huán)圖的坐標表示法 （二）三個機構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

33、 （三）三個機構的圓周式工作循環(huán)圖： 圖2-4 運動循環(huán)圖的圓周表示法 第3章 執(zhí)行機構的設計與計算 3.1 執(zhí)行機構的方案構思 3.1.1料篩機構的方案構思 圖（a） 圖 (b) 圖 (c ) 圖3-1 料篩機構 3.1.2上加壓機構的方案構思 圖（a） 圖（b） 圖（c）

34、 此處省略NNNNN NNNNNNN NNNN NNN NN 字 故當量載荷： 則， 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 號 直 徑 （mm） 工作長度（mm） 工作高度（mm） 轉(zhuǎn) 矩（Nmm） 極限應力 （MPa） 高速軸 10x8x70（齒） 38 70 4 54710 12.85 10x8x50（聯(lián)） 32

35、50 4 136570 53.35 中間軸 12x8x80（圓） 44 80 4 413050 67 18x11x56（錐） 60 56 5.5 413050 50.07 輸出軸 20x12x80（齒） 75 80 6 1804760 103.32 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 上表所列各個鍵根據(jù)得出均 ，所以所選鍵均合適，符 要求。 4.7 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 減

36、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 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

37、總結，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

38、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，我通過查閱大量有關資料，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

39、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] 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

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43、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。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

44、計，以減少動態(tài)負載。這項初步的研究結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MATLAB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)傳輸錯誤頻率分析。結果表明，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

45、幅將明顯的下降。 ＆2008愛思唯爾版權所有 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，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

46、機構，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]?？ㄅ辶芯S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

47、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

48、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。結果表明，斜齒圓柱齒輪已經(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)值和實驗結果證明非對稱齒輪能提高齒輪承載能力?？柵撂氐萚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

49、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

50、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。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)值結果被證明是與實驗結果非常吻合。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，潤滑，阻

51、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，快速傅立葉變換（FFT），可用于執(zhí)行靜態(tài)傳動誤差頻率分析。

52、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[1,4,8]。 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

53、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

54、了一個齒輪相互嚙合的運動方程?？紤]到齒輪自由體圖，如圖1所示，運動方程可歸結為： （1） （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： ， （3）

55、如果把角坐標沿坐標轉(zhuǎn)換的行動路線，對未變形位移沿齒廓線，可以寫為： ， （4） ， （5） 相對位移，速度和加速度可以被棄之如如下所示： ， （6） ， （7） ， （8） 大部分有效齒輪： Fig. 1. Engaging teeth pairs along the contact line

56、 ， （9） ， （10） 包括粘性阻尼，運動方程減少到： ， （11） ， （12） ， （13） 加載的靜態(tài)傳輸誤差，可用式（13）除以式（12）： ， （14） 嚙合齒對在均衡器的等效剛度。（12）-（14）可寫為： ， （15） ， （16） 小齒輪和齒輪的摩擦可以

57、表示為： ， （17） ， （18） ， （19） ， （20） 在上述表達的標志是正數(shù)（+）負數(shù)（-）. Fig. 2. Meshing of asymmetric gears: (a)contact zone and (b)contact line [5]. Fig.3. Finite element

58、model: (a)meshed 2-D model and (b)geometry of Plane 82 2-D element. 在本文中，我們使用下面由Dowson and Higginson [26]從實驗結果和一些研究人員使用的公式，來計算摩擦系數(shù)[16-19]： （21）

59、 ， （22） ， （23） Fig. 4. Load application. 等式（11）中阻尼比值ξ，在推薦0.1和0.2之間由 by Ichimaru and Hirano [16]得出。在本文中，一個由by Dowson and Higginson [26]建議阻尼比0.17的固定值，來求解方程的解。 包括齒形誤差的動態(tài)接觸載荷，可以寫為： ， （24） ， （25

60、） 和是齒形誤差。本文對齒輪的齒形誤差動態(tài)響應的影響是不考慮。因此，齒形誤差假定為零。所開發(fā)的電腦程序有一個使用了任何方式去解決誤差。 應當指出，上述方程，當兩個齒輪之間的接觸時才有效。當分離時，因為兩個齒輪之間的齒有相對誤差，動態(tài)負載是零，運動方程會得到： ， （26） 嚙合條件說明如下： 當， 雙齒輪嚙合 當， 齒輪分離 當， 單齒輪嚙合 當， 單齒輪嚙合 3、齒

61、輪嚙合的等效剛度 3.1.齒輪嚙合剛度 在一個嚙合周期的低接觸率的圓柱直齒齒輪，一個接觸齒對和兩對接觸齒輪，分別發(fā)生。因此，由于齒輪嚙合剛度是在接觸齒輪對函數(shù)，所以它是一個時間的函數(shù)。嚙合運動開始在A點和在E點結束，如圖2（b）所示。 齒輪嚙合是在單嚙合接觸區(qū)（BD）和雙嚙合接觸區(qū)（AB和DE）之間，沿接觸路徑（AE）相互交替（見圖2（b））。因此，由于每個接觸情況，齒輪嚙合剛度變化在兩個平均值之間。 單嚙合區(qū) 雙嚙合區(qū) 在雙嚙合區(qū)的齒輪嚙合剛度（KI+KII）大于在單嚙合區(qū)的。在傳動側(cè)有

62、一個更大壓力角的非對稱齒輪被認為是一個單嚙合周期?？梢钥闯?，隨壓力的增加可以降低接觸率和增大單嚙合區(qū)（BD）。 3.2.齒輪齒剛度 根據(jù)方程式 （15）和（16），為了計算一對齒輪嚙合等效剛度，齒剛度首先進行校核。齒輪齒的硬度可表示為： ， （27） ， （28） ， （29） ， （30） Fig. 6. Flowchart of the developed computer progra

63、m Fig. 7. Dynamic factors for a single period at 1500rpm: (a) single-tooth pair and (b)double-tooth pair. 其中F是載荷，dpI, dpII, dgI, 和 dgII是在齒輪應用方向的載荷撓度。 在論文里，不同的方法和經(jīng)驗公式用于計算齒輪齒的變形。這些方法往往是基于經(jīng)典的彈性理論和數(shù)值方法。然而，他們都是推導對稱的齒輪。因此，在本研究中，二維有限元模型，改進了用來計算的不對稱和對稱齒輪的變形（見圖3）。這個二維模型是一個使用平面82元素的網(wǎng)狀圖形（見圖3（a）），8

64、2元素是個擁有8個節(jié)點高階元素。因為該平面82元素有很強的適應性和位移形狀模型的曲面邊界，因此被選擇。圖3（b）是一個以平面82的二維元素的幾何形狀。利用MATLAB開發(fā)了一種計算機程序，從而節(jié)省了時間并提供了一個方法來進行與齒輪參數(shù)參量的研究。該方案生成并輸入到ANSYS的批處理文件。當這個文件是在ANSYS中執(zhí)行時，一般的有限元分析程序（即二維建模，網(wǎng)格化，載荷，解決方案和后處理）是自動完成的。最后，創(chuàng)建了一個輸出文件，包含用于加載節(jié)點的節(jié)點變形。每個齒輪重復這個過程。應當指出，在這一應力分析中，工作負載加在五個齒位置（見圖4）。在這項研究中，每個聯(lián)系點載荷被定為250N，來確定齒輪齒的熱

65、變形單位負載。從輸出文件中知道通過使用節(jié)點撓度，沿接觸線單齒剛度的近似曲線涉及到齒輪的半徑。 為方便在裝貨點了計算偏轉(zhuǎn)赫茲成分，附近的始發(fā)點網(wǎng)格大小在綱要[27，28]選擇使用下列公式： 其中c和e的長度和寬度，分別為（見圖3（b））。在這項研究中，假設參數(shù)c和e的值相等，元素的寬度值e，然后用方程式（31）進行計算。這個結果轉(zhuǎn)化為元素的尺寸寫入ANSYS程序。要采取赫茲理論聯(lián)系齒輪，假定在曲率為小齒輪嚙合點（見圖5（a））等于兩個半徑相同的汽缸壓在一起（見圖5（b））。在赫茲接觸寬度，齒寬（見圖5（b）），計算如下： 其中F是單位長度載荷，E是齒輪的材料

66、楊氏模量，RP和RG分別表示在為小齒輪和齒輪嚙合點的曲率半徑。 4、 動態(tài)分析程序 減少了運動方程（式（11））解決了以前在使用數(shù)值表綱要[16-19]時詳細的方法。該方法采用了線性迭代過程，將嚙合周期劃分成許多相等的時間間隔。在這項研究中，開發(fā)了一個MATLAB程序。使用這個流程圖計算程序來計算齒輪的動態(tài)響應，如圖6所示。初始接觸點（A）和單接觸的最高點（D）之間的時間間隔，被認為是一個嚙合周期（圖2）。在數(shù)值解中，為了良好的準確性把每個嚙合周期分為200點。在一個小間隔，不同的運動方程的參數(shù)作為常量和解析。相對位移的計算值和后一嚙合周期的相對速度與XR和VR的初始值進行比較。除非他們之間的分歧比預設容忍小，迭代程序?qū)⒉扇≡趩螌X輪的終點以前計算的xr與vr作為新的初始條件接觸而不斷重復。然后使用的計算相對位移值計算的動態(tài)負載。當齒輪的動態(tài)負載被計算后，動態(tài)負載因子可由除以最大的沿接觸線的靜載動載而決定。動態(tài)因素表明齒輪的靜載荷負荷瞬時增加。這對了解齒輪傳動的動態(tài)響應的使用的最重要的參數(shù)之一。 5、 結果和討論 開發(fā)的計算機程序已用于對稱