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机械毕业设计全套
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JXFZ01-019@干粉压片机设计说明书,机械毕业设计全套
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1 毕业设计说明书 题 目： 干粉压片机的设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 姓 名： 指导教师： nts 2 目录 摘要 . 1 第一章 绪论 . 2 1.1干粉压片机概述 . 2 1.2国内外基本研究情况 . 2 1.3设计思路与方法 . 3 1.3.1研究步骤 . 3 1.3.3研究方法与措施 . 3 第二章 干粉压片机设计要求 . 4 2.1 干粉压片机数据要求 . 4 2.2 干粉压片机的研究方法与成果 . 4 第三章 工艺过程分析 . 5 3.1工艺动作分解 . 5 3.2 运动分析 . 5 3.3 功能分解 . 7 第四章 方案的提出与比较 . 8 4.1各功能单元的解 . 8 4.2 方案分析与初步筛选 . 8 4.3 方案的对比与评价 . 9 第五章 减速系统的设计 . 14 5.1电动机的选择 . 14 5.1.1电动机类型 . 14 5.1.2执行机构所需功率 . 14 5.1.3电动机功率 . 14 5.2传动比的确定，各轴功率以及带传动设计 . 15 5.2.1传动比的确定 . 15 5.2.2计算各轴的转速个功率 . 15 5.2.3设计 V型带轮的结构和尺寸和校对 . 16 5.3齿轮设计和校对 . 18 附：减速箱三视图 . 23 第六章 上冲头机构三维设计 . 24 6.1 齿轮箱的结构和尺寸确定 . 24 6.1.1齿轮箱的作用和工作原理 . 24 6.1.2两齿轮的尺寸确定 . 24 6.2 六杆机构的三维设计 . 24 nts 3 6.2.1软件介绍说明 . 24 6.2.2四杆机构三维设计 . 25 6.2.3摇杆长度 . 28 6.2.4通过图解法求出六杆机构中的曲柄和连杆长度 . 28 6.2.5检验曲柄存在的条件 . 28 6.2.6三维仿真设计 . 29 第七章 上冲头机构设计 . 32 7.1 凸轮部分设计 . 32 7.1.1凸轮基圆的确定 . 32 7.1.2滚子圆形运动轮廓的确定 . 32 7.1.3滚子半径的确定 . 32 7.1.4凸轮实际轮廓确定 . 33 7.2 曲柄滑块三维建模设计 . 33 7.2.1机构运动轨迹 . 33 7.2.2零件建 模与仿真设计 . 33 第八章 下冲头机构三维设计 . 37 8.1 下冲头凸轮机构设计 . 37 8.2 机构零件建模与仿真设计 . 38 第九章 总 结 . 42 参考文献 . 43 致谢 . 44 外文原文及翻译 . 45 nts 1 干粉压片机的设计 摘要 本次干粉压片机的设计首先对该机的定义进行了明确，而且对国内外干粉压片机的研究历程进行了回顾同时对研究现状进行了分析比较；根据之前干粉压片机的设计经验进行了总结和回顾，提出了下冲头、上冲头、送料、筛料、推片等一系列工艺动作过程需要的机构可选类别，在保证达到设计的工艺动作的基础上兼顾经济性，环保性等特点进行了机构的设计，为了让电机输出足够的扭矩，设计 了一级圆柱齿轮与二级圆柱齿轮传动减速箱。在设计过程中使用了常规的 CAD绘制图纸，同时为了让各个机构的运动更加简单直观，通过三维软件 Soldiworks进行设计机构的仿真运动 。 关键词 ： 干粉压片机；减速器；冲头 The design of powder tablet machine Abstract The powder tablet press machine is designed first of a clear definition, and the course of the study in powder tablet press at home and abroad were reviewed research status simultaneously analyzed and compared. According to dry before tableting machine design experience summary and review of proposed lower punch, upper punch, a series of process action feeding, screening materials, films and other processes needed to push agencies optional categpory, taking into account the economic action in the design process to ensure that reached on the basis of environmental protection and other characteristics of the design agency, in order to allow sufficient torque output of the motor is designed with two primary spur gear cylindrical gear reducer. In the design process, using a conventional CAD drawings, while the various agencies in order to allow more movement simple and intuitive, motion simulation of three-dimensional software design agency Solidworks. Keyword: the powder tablet press machine, reducer, formed punch nts 2 第一章 绪论 1.1 干粉压片概述： 干粉压片机的基本原理是是指传动系统带动执行机构对粉末物质采取上下进行加压形成片状结构。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等种类。 干粉压片机装配精度高，材质优良耐磨损，稳定可靠，干粉压片机的应用从有制药厂、电子元件厂，陶瓷厂，化工原料厂等，也可改进行异形冲模压片的制作。国民经济各个部门迫切需要各种各样性能好、能耗低、质优价廉、的机械产品，例如在蚊香厂、鱼药饲料厂、消毒剂厂、催化剂厂等都需要这类设备进行辅助 加工，应运而生的小型干粉压片机受这些中小企业的青睐。面对目前国内压片机的现状：压片机规格众多、数量大；操作简单；技术含量较低，技术创新后力不足的压片机的设备现状：我国明确了高速高产、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国内外基本研究现状： 压片机国内 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； 1957 年， ZP25-4 型压片机； 1960年，自行设计制造成功 60-30型压片机以及 ZP33型 、 ZP19型压片机。在“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型压片机受到好评。 1987年微机控制技术应用后设计制造了 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，结构优势明显。 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， ZP 系列旋转式压片机相继出现：比较优秀的有上海的 ZP35A、山东聊城的 ZP35D 等。经过多年 的发展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，目前还出现了一些特殊用途的压片机。例如实验室用 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。压片机的发展是不断前进的，目前主流的发展方向是 高速高产、密闭性、模块化 、 自动化、规模化 以及 检测技术 应用模式。 nts 3 1.3设计思路与方法 1.3.1研究步骤 首先分析了干粉压片机的工作原理，总体 方案由压制机构和送料机构两部分组成，通过对送料机构和压制机构集中类别方法的构思和比较后确定了较为合理和优秀的一种，方案确定后进行具体的传动机构设计以及传送系统的设计，最后对主要的传动机构进行了三维造型通过 Solidworks的 motion 功能的应用，模拟主要的运动机构的运动模式。通过严密的原理分析以及合理的三维模拟制作出基本的压片机结构，该机用料经济有较好的结构强度，达到预期的功能要求，外观设计美观。 1.3.2研究方法与措施： 查阅相关资料，培养感性认识；具体了解分析各个机构的设计、工作原理，加以创新，绘 制草图，提出初步设计理念；与老师同学交流讨论，解决难题，比较方案，重复修改；整理结果，编写正式的设计说明书，绘制工程图。 nts 4 第二章 干粉压片机设计要求 本次设计的干粉压片机要求是将干粉状物质通过压片机完成送料、压制、推料等一系列预定的工艺过程完成设计要求。这样设计的干粉压片机可以应用于药片等的压制有广大的应用前景。机械的整个工作过程通过减速机构的减速以及执行机构的相互配合自动完成。研究的重难点在于需要将各个减速机构的设计以及传动过程中执行机构的 凸轮设计研究以及各个机构之间相互配合关系设计。 2.1 干粉压片机设计数据要求： （ 1）将干粉压制成直径为 30mm、厚度为 5mm的圆形片坯。 （ 2）每分钟生产 25 片；冲头压力 150kN；机器运转的不均匀系数小于 10%；上冲头总位移 90 100mm。 （ 3）回程的平均速度为工作行程速度的 1.2倍 (行程速比系数 K=1.2)。 （ 4）要求保压一定时间，保压时间约占整个循环时间的 1/10。 2.2 设计过程与成果： （ 1）分析干粉压片机工作原理和 技术要求及构思方案（含方案比较）。 （ 2）完成干粉压片机传动系统的设计、机构设计和结构设计。主要零部件的受力分析和强度计算。绘制所设计方案的机构运动简图；绘制干粉压片机的装配图及主要的零件图。要求图纸工作量 2.5张 A0图纸以上（ AutoCAD绘图）。 （ 3）设计说明书一份，电子文档一份。 （ 4）英文文献翻译（含原文）。 要求：原文 5000个单词以上，中文翻译要求通顺。 nts 5 第三章 工艺过程分析 3.1工艺动作的分解： 干粉压片机的功用是将不加粘结剂的干粉料压制成 305圆型片坯 其工艺动作分解流程如图 3-1： ( 1 ) ( 2 ) ( 3 ) ( 4 ) ( 5 ) ( 6 )图 3-1 工艺动作的分解流程 1料筛在模具型腔上方往复振动，将干粉料筛入直径为 30的筒形型腔，然后向左退出。 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， 将产生冲模压力 F，要求保压 1/10的运动周期，同一时间打开下料阀门，下一个循环待用的粉料进入补充筛料斗。 5上冲头退出到型腔外部，下冲头随后以稍慢速度向上运动，顶出压好的片坯。 6为防止干涉的发证，待上冲头向上移动 H 后，料筛向右运动推走片坯，接着料筛往复振动，继续下一个运动循环。 3.2 运动部件运动轨迹分析： 对流程图动作要求进行研究后发现要实现我们预定额动作要求基本可以将动作进行分解，对每一部分进行分析判断 : 上冲头基本运动为：下降 -远休 -上升 -近休； 上冲头设计的设计主要需要进行两方面考虑：一， 本可以考虑使用曲柄滑块机构进行运动的实现，但是运动过程中有中间停顿过程所以不进行该机构选用。二，考虑使用凸轮机构进行设计可以发现上冲头要产生较大的压力才能完成压制过程，而凸轮机构产nts 6 生的压力比较小，不能完成设计要求。最后一确定用平面六杆机构作为上冲头的执行机构。压力角在工作过程中不能过大，可通过改变两个连杆的支点之间的距离以及杆的长度来调整，调整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，即让冲头在离极限位置 0.4mm 范围内的主动杆要转过至少 36度。 下冲头基本运动为：上升 -中停 -上升 -远休 -下降 -中停 -下降 -近休； 下冲头的运动过程进行分析后可以发现 :首次上升的距离为（ y1 h） /2,第二次上升的距离为 (y1 h)/2+y2+h，最后一次下降的距离为 y2，由于该过程涉及到较多的设计要求并且考虑目前的行程已经是可以确定的所以选用凸轮机构进行设计。凸轮机构的外形是设计的重难点，凸轮轮廓线设计过程中可以想象凸轮静止不动，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，推杆在完成该复合运动时所形成的顶尖轨迹就是凸轮廓线。这时基本的凸轮设计方法。 筛料斗的基本运动为：向右 -震动 -向左 -停歇。 筛料 斗的设计可以从他的运动工艺要求进行考虑：震动的实现是设计过程中首先要进行考虑的问题，一般情况下震动实现有如下几种机构方法： 1，通过用一段凸轮的弯曲起伏的外形来让料筛进行震动。 2，料筛运动到导槽处加入振荡机构对料筛进行振动。方案对比后发现第二种较为复杂同时不容易完成，所以采用方法 1较为合理。 从整个机械的角度来看，它是一种时序式组合机构系统，因此要拟定三个机构的运动循环图。 以该主动件的转角位横坐标（ 0 360），机构执行构件的位移为纵坐标做三个 机构的的直线式工作循环图： 图 3-2 运动循环图 nts 7 筛料斗从压片位置经排出粉料后退回左边补料位置停歇。下冲头下沉。下冲头下沉完毕，上冲头可下移至型腔入口处。等上冲头下平面略低于台面时，下冲头同时开始上升，上下冲头同时对粉料两面加压。然后两冲头停歇保压，保压时间约为 0.24s，即相当于主动件转动 36左右。以后，上冲头快速退回至起始位置，下冲头稍慢地上升至上表面与台面平齐，顶出成品片坯。下冲头停歇待卸片坯时，筛料斗已经到达型腔上方并将成品片坯推出至滑道上。最后 ，下冲头下移，同时料筛小行程往复震动将粉料筛入型腔中，最终进入下一循环。 3.3功能分解： 该干粉压片机通过一定的机械能将原料（粉状物料）压制成成品 图 3-3 总功能分解 设计该干粉压片机，其总共能可分解成以下几个工艺动作： （ 1）送料：本质为间歇直线往复运动，可通过凸轮完成； （ 2）筛料：要求筛料斗小行程往复运动； （ 3）从型腔推出片坯：通过下冲头上升可完成； （ 4）送出成品：筛料斗从侧面将成品片坯挤推入滑道； （ 5）上冲头间歇往复直线运动， 有急回等特性； （ 6）下冲头间歇往复直线运动。 可作树状功能图 3-4：图 3-4树状功能图 nts 8 第 4 章 方案提出与比较 4.1各功能单元的解： 执行机构的形式设计是可以多种多样的，为了不遗漏任何一种结构方案模式可以采用将单步的功能单元进行分解列出，然后每一步的功能单元的可能方案相互自由组合后即可得出最大化的方案集合。例如一个功能单元有 m个解决原理，而每一种原理有 n个，经排列组合则该功能单元的解可以有 mn个方案。如果把每个功能单元的解建立在一个直角坐标上，就产生一个独立的“形态学矩阵”，根据矩阵的横纵向组合方式即可得到最大化的功能数量集合。 4.2方案分析与初步筛选： 根据前面 4.1进行分析的方法现列出所有功能单元的可能数量进行组合，如下表所示： 表 4.1 各分部方案选择矩阵 功能 元 功能元分解 1 2 3 4 一次减速 a 带传动减速 蜗杆减速 齿轮减速 链传动减速 二次减速 b 带传动减速 链传动减速 齿轮减速 蜗杆减速 上冲头 c 凸轮机构 曲柄导杆滑块机构 偏置曲柄滑块机构 六杆机构 送料机构 d 移动凸轮机构 涡轮蜗杆机构 凸 轮曲柄滑块机构 偏置曲柄滑块机构 下冲头 e 双导杆间歇运动机构 移动凸轮机构 曲线槽导杆机构 双凸轮联动机构 从表中可以发现存在明显不合理的机构组合方式可以进行首先删除减小挑选范围，同时结合实际生产中的机构组合评价进行筛选：运动要求；承载要求；运动精度要求工艺简便；安全生产；动力源，同时考虑生产条件的限制条件，综合以上各个因素后进行机构的择优选择。 从表中左侧栏一次减速、二次减速、上冲头、送料机构、下冲头的各个机构模式结合本次压片机设计的实际工艺动作需要进行分析如下： nts 9 一次减速功能元：带传动结构简单， 传动平稳，缓冲吸震，适合压片机的工作环境。价格低廉，安装维修方便，噪声小，可以优先进行选择；蜗杆传动比大，传动噪音小，但是装配要求高，价格相对较贵，可备选；齿轮传动效率高，结构紧凑，工作可靠且寿命长，传动稳定，但是安装较为麻烦同时，成本过高，本次较大的传动距离不适合该方案，故淘汰；链传动噪音大，传动相对没有皮带传动平稳，不适合压片机的工况，故淘汰。 对于二次减速功能元：齿轮和蜗杆传动稳定，属于定速比传动同时精度较高可以较好满足工况要求，可选用；带传动链传动、不适宜该环境，故淘汰。 对于上冲头功能元：根据前面 的分析可知机构必须满足往复直线运动，急回特性，同时由于滑块需要油脂润滑，污损严重且磨损较大，所以淘汰曲柄导杆滑块机构；相比之下凸轮加工工艺性好，但是上冲头行程较大，凸轮尺寸将较大，故备选；而备选的六杆机构结构简单、轻盈，能满足保压要求，故优先选择。 对于送料功能元：选择的是凸轮加曲柄滑块组合机构，这样避免了出现单独使用时尺寸较大，非常笨重的缺点。 对于下冲头功能元：下冲头机构的运动特点是复杂，负载大，故淘汰曲线槽导杆机构；而双导杆间歇运动机构根据以往的实际生产经验可知污染较大，不适合该压片机构的实际生产故淘 汰。相比之下双凸轮联动机构加工成本高，故备选；而单凸轮机构可优先。 4.3方案比较与评价 机械运动方案的拟定和设计，可以根据 4.2内的分析，从备选方案和优先选用方案以及可选方案中进行方案组合列出几种备选方案如下，进行选择。 方案一：如图 4 1 所示 1 曲柄连杆机构 2、 13 涡轮 3、 12 蜗杆 4、 8、 10 皮带轮 5 皮带 6 齿轮 nts 10 7 减速箱 9 电动机 11 圆柱凸轮 14 下冲头 15 料筛 16 上冲头 图 4 1 方案一运动简图 动作说明 : 1.压片成形机经皮带轮 1 级减速，减速器 2 级减速后由齿轮带动圆柱凸轮转动，使料筛作往复运动。由两皮带轮分别带动两蜗轮蜗杆机构。 2.两涡轮蜗杆分别带动曲柄连杆机构、凸轮机构运动。 3.曲柄连杆机构与摇杆滑块机构串联构成肘杆机构，是上冲头作往复运动，并实现加压。 凸轮机构带动下冲头，使其作往复运动。 方案二： 运动方案如图 4 2 所示 nts 11 图 4 2 方案二运动简图 1 电动机 2、 3 齿轮 4、 5 圆锥齿轮 6、 17 凸轮机构 7、 19 蜗杆 8、 18 蜗轮 9 皮带轮 10 皮带 11 曲柄滑块机构 12 弹簧 13、振动筛 14、上冲头 15、圆筒型腔 16、下冲头 动作说明： 压片机在电动机的带动下，通过齿轮、圆锥齿轮、蜗轮蜗杆机构将动力传到两个 凸轮机构上。 两凸轮又分别控制振动筛和凸轮机构，凸轮通过皮带传动带动曲柄滑块机构， 最终带动上冲头、振动筛、下冲头运动起来，从而使整个机构工作起来。 nts 12 方案三： 运动方案如图 4 3 所示； ABCDEFGHIJK图 4 3 方案三运动简图 A:上冲头 B：下冲头 C：对心直动推杆盘形凸轮机构 D：凹槽凸轮 E：料筛 F：圆柱凸轮 G： 电动机 H：齿轮 I：圆锥齿轮 J：涡轮蜗杆 K：进料口 动作说明： 由电动机 G 输出原动力传给 H 齿轮 ， 齿轮 H 通过三对锥齿轮分别传动 ， 通过锥齿轮的传动 F 圆柱凸轮转动带动 E 料筛左移 ， 原料通过 K 进料口送入料筛 。 对心直动推杆盘形凸轮机构转动使下冲头下 移 。 通过圆柱凸轮推动料筛右移把原料送到压料胚口原料进入压料桶内之后 E 料筛又左移装料 。 通过传动杆带动涡轮蜗杆 j 带动 D 凹槽凸轮机构使上冲头向下压同时下冲头向上压并保持一段时间 。 上冲头上移回原位，下冲头向上把压好的成品推出压料胚 。 料筛继续送料同时通过料筛前铲头推到出料口，同时下冲头下移料进压料胚 。 通过以上运动完成压料，此后继续 重复 。 将列出的三种方案经过分析和比较后择优进行选用，综合考虑传动的动作要求以及实际的工作工况，从节约成本和环保的要素进行考虑后发现方案一在三个方案中对比后，发现其可以实现干粉压片及设计功能 的情况下兼顾了成本因素，有效的做好了噪音低，传动比可靠，环境污染小，工作平稳等要素，所以选择方案一作为本次设计方案。 nts 13 表 4.2 各方案比较 方 案 评 比 方案 评价 性能 方案一 方案二 方案三 工作性能 应用范围较广 可调性高 运转精度大 应用范围广 可调性高 运转精度一般 应用范围广 可调性一般 运转精度一般 传动性能 传动性强 速度范围大 噪声小 传动比大 承载能力一般 传动平稳 噪音小 经济性 经济性一般 结构简单 经济性好 经济性一般 结构紧凑性 较好 一般 好 nts 14 第五章 减速系统的设计： 5.1电动机的选择： 5.1.1电动机类型： 按照工作要求和工作条件选用 Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，额定电压 380V。 5.1.2电动机功率： 选择依据： （电动机的工作功率）电动机的额定功率 ded PP )( 电动机所需工作功率： wPP dwP 工作机的有效功率，单位（ KW）。 从动机到工作输送带间的总效率。 故 其中： V带传动效率 96.01 ； 直齿轮传动 8级效率（油润滑） 97.02 ； 滚子轴承效率（脂润滑正常） 98.03 ； 弹性联轴器 99.04 ； 5.1.3选择电动机 由于该机械为制药机械，主要针对工厂设计，故采用 380V额定电压，异步电机较直流电机实用方便，价格低廉，故采用三相电容启动异步电动机作为动力源。电机型号YB2-160M2-8，其特性参见下表 5.1： 表 5.1 电机参数 型号 YB2-160M2-8 额定 功率 kW 5.5 电流（ 380V） A 13.4 转速 r/min 750 效率 % 负载 1.00 83 0.75 83.7 nts 15 0.50 82.8 功率因数 补偿 COS 负载 1.00 0.75 0.75 0.67 0.50 0.55 堵转转矩倍数 1.9 堵转电流倍数 6 最大转矩倍数 2.2 噪声 dB（ A） 68 振动等级 mm/s 2.8 转动惯量 kg.m 0.61 尺寸 mm 200*200*300 5.2传动比的确定，各轴功率以及带传动设计 5.2.1传动比的确定： 由设计要求可知，电动机的给定转速，而生产率的给定值为 25 片 /min，即执行转速。 故总传动比大小可确定 根 据机械设计（文献 1） 中关于 V 型带传动比分配原则：由于 V型带传动的传动比不宜太大，一般 7，故可分配 =2.5，则。故可采用两级减速箱。 取 i 带 =2.5（ V 带传动比 i=24 合理） i=i 总 /i 带 =30/2.5=12 由课程设计图 7-2，取高速级传动比为 i = 4，那么 低速级传动比 i2=i 轮 /i1=12/4=3，取 i2=3. 实际总传动比 i=2.5x4x3=30 传动滚筒实际转速 n= nm/ i=1440/30=48r / min 5.2.2计算各轴的转速和功率 各轴的转速： 电机输出轴： 1440 nts 16 减速箱 I轴： n =n /i 带 =1440/2.5=576(r/min) 减速箱 II轴： n =n /i 齿 =576/4=144(r/min) 减速箱 III轴： n =n /i 齿 =144/3=48(r/min) 各轴功率： 由机械设计课程设计指导书表 9.2 查得，带传动的效率；直齿轮传动 8级的效率；滚子轴承的效率，又，故： 计算各轴得输入功率 P =4.34kW 轴 （带轮输入轴） P =P 带 =4.340.96=4.17KW 轴 （减速器高速轴） P =P 轴承 齿轮 =4.170.990.97=4.00KW 轴 （减速器低速轴） P =P 轴承 齿轮 =4.000.990.97=3.84KW 5.2.3设计 V型带轮的结构和尺寸和校对 确定计算功率： 其中 计算功率， kW； 工作情况系数； 所需传递的额定功率， kW； 根据机械设计（文献 1） 表 8-7，载荷变动较大，空、轻载启动， 选取 KA=1.1 则 Pd = KAPx=1.14.34=4.774KW 选择 V带型，小带轮转速，。由机械设计（文献 1） 图 8-11选择 A型 V带。取，因此，由机械设计（文献 1） 表 8.8 进行圆整选择。 验证带速度： 带速 V： V=dd1n1/601000 =1121440/601000 =8.39m/s 由于 5m/s 25m/s，故 V带合适。 确定中心距 a 和基准长度 : 因为 0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 0. 7(112+280)a02(112+280) 所以有： 274.3mma0779mm nts 17 因此取 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1629.522)/2=485.239mm 由机械设计（文献 1） 表 8-2选取基带长度 计算小带轮上包角： 1=180-(dd2-dd1)/a57.3 =180-(280-112)/485.23957.3=160.1615120（适用） 因此符合设计验证条件，故设计方案合理。 确定 V型带的根数 Z： 计算单根 V型带的额定功率： 由且，根据机械设计（文献 1） 表 8-4b得。 根据 4,m in14001 irn 和 Z型带查表 8-4b得 kwP 03.00 。 查机械设计 （文献 1） 表 8-5得 924.0K ，查表 8-2得 16.1LK ， 故有 kwKKPPL 4.016.1924.0)03.034.0()(P 00r 计算 V型带的根数 Z： 025.34.0 21.1)(P 00r LAca KKPP PKPz 故取 4根 计算单根 V型带得初拉力的最小值 min0)(F ： 由表 8-3得 Z型带的单位长度 mkgq 06.0 ， 所以： F0=156.41N 应使带得实际 初拉力 min00 )(FF 。 带轮的结构设计： 带轮材料采用 HT200，由于大带轮的基准直径故采用轮辐式；由于小带轮的安装直径 d=96，查的小带轮为实心轮。 nts 18 5.3齿轮设计和校对： 第一对齿轮设计（类型、材料、精度、齿数） 选用直齿圆柱齿轮传动； 由于干粉压片机为一般工作机器，速度不高，所以采用 8级精度 （ GB10095-88） ； 查机械设计 （文献 1） 10-1表，选择一级小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，二级大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选择二级小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，三级大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 选择一级小齿轮牙数 261z ，二级大齿轮齿数 7878326 212 zizz ，取。选择二级小齿轮牙数 261z ，二级大齿轮齿数 104104426 212 zizz ，取。 按齿轮面接触强度计算： 参考机械设计 （文献 1） 10-9a公式，即 3 211 )(132.2 HZuuTKd Edtt 确定公式内各计算数值： 选择载荷系数 tK =1.3； 计算小齿轮传递的转矩： mmNmmNn PT 451 151 1025.13300 16.4105.95105.95 减 由机械设计表 10-7可知，选择齿宽系数 d=0.9 由机械设计表 10-6查得材料的弹性影响系数 由机械设计图 10-21d按齿面硬度 查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH 600lim ；大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 550lim 。 计算应力循环次数 7812811104.143 1032.41032.483001013006060iNNjLnN h ）（ nts 19 由机械设计 （文献 1） 10-19图，取解除疲劳寿命系数。98.0;93.0 21 HNHN KK 计算接触疲劳许用应力： 取失效概率为 1%，安全系数 s=1 M P aM P aSKM P aM P aSKHNHHNH53955098.055860093.02l i m221l i m11计算： 试计算小齿轮分度圆直径 1td 带入 H中较小的值： mmmmZuuTKdHEdtt 80)5398.189(789.01028.23.132.2)(132.2 3 243 211 计算圆周速度 2V ： smsmndV t 256.11 0 0 060 300801 0 0 060 112 计算齿宽 b： mmdb td 72809.01 计算齿宽与齿高之 比 bh： 模数mmzdm tt 1.3268011 齿高 mmmh t 71.325.225.2 所以齿宽与齿高之比29.10772 hb计算载荷系数： 根据一般情况选取 8级精度，查机械设计 （文献 1） 图 10-8可得，动载系数 vK =1.1 直齿轮 1 FH KK ； 由机械设计 （文献 1） 表 10-2 查得使系数 1AK .50； 由机械设计 （文献 1） 表 10-4 用插值法查得 8级精度、小齿轮相对称位置时 ,31.1HK nts 20 由29.10772 hb， ,31.1HK 查机械设计 （文献 1） 图 10-13得 26.1FK ；故载荷系数 16.231.111.150.1 HHVA KKKKK 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计 （文献 1） 10-10a得： mmKKdd tt 803.1 16.280 3311 计算模数 m mmzdm 1.3268011 按齿根弯曲疲劳强度计算： 由弯曲强度的设计计算公式： 13212 F a S aFYYkTmdz确定公式内的各计算数值： 由机械设计 （文献 1） 中图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500FE M P a ；大齿轮的的弯曲疲劳强度极限2 380FE M P a 。 由机械设计 （文献 1） 图 10-18 取弯曲寿命系数 90.0,86.0 21 FNFN KK ； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 1.4S ，得 129.2444.13809.014.3074.150086.0222111M P aSKM P aSKFEFNFFEFNF计算载荷系数： 33.126.1105.11 FFVA KKKKK 查取齿形系数： 由机械设计 （文献 1） 表 10-5查得 。164.2;97.2 21 FaFa YY nts 21 计算大、小齿轮 Fa SaFYY并加以比较 0147.014.307 52.197.2 1 11 F SaFa YY 016.029.244 806.1164.2 2 22 F SaFa YY 大齿轮的数值大。 设计计算mmYYzKTmFsaFad1.3)(23 2112 对比计算结果，由曲面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.63 并就近圆整为 mmm 3 ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd 801 ，算出小齿轮的齿数 : 2638011 mdz，大齿轮的齿数 : 7812 izz ，取 1332 z 。 几何尺寸计算： 计算分度圆直径： mmmmmzd mmmmmzd 234378 783262211 计算中心距： mmmmdda 1562 234782 21 计算齿轮宽度： mmmmdb d 2.70789.01 取 mmBmmB 45,40 12 ；齿轮 1和 2的几何尺寸如下： nts 22 mmmmzmdmmmmzmdmmmmzmd
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