药品单冲压片机的设计-医药机械

药品单冲压片机的设计摘 要：压片机被广泛使用在实际生产医药，肥料等领域，本文设计了一种药品单冲压片机，采用凸轮机构、曲柄滑块机构相互配合，实现上冲、下冲、进料器配合压制药片的过程。本文首先对现有压片机进行了研究分析，提出了多种实现往复直线运动的运动机构，并确定了总体方案，根据药粉制片的工艺要求，对压片机的主要零部件进行了理论分析与计算，完成了总体结果设计，并绘制总体装配图和各零件图。关键词：单冲；压片机；机构设计2Design of punching machine for tableAbstract：T he punching machine of tablet was widely used in the actual production of pharmaceuticals, fertilizers, etc. This paper designed s single punching machine of tablet. By using cam, crank slider mechanism to complement each other for achieving the rush up and analyzed, we made a variety of reciprocating linear motion to achieve the movement organizations, and to determine the overall program, powder production process according to the punching machine. The main components theory analysis and calculation, the overall result of the completion of the design, and the drawing the assembly and the parts could be found in the paper.Key words：Single stamping; Punching machine; Mechanism design3目 录摘要 .1关键词 .11 前言 .22 压片机总体设计 .22.1 设计题目分析 .22.1.1 给定数据 .22.1.2 总功能分析 .22.2 工作原理 .32.3 机械运动方案及机构设计 .42.3.1 拟订执行构件的运动形式 .42.3.2 拟订运动循环图 .52.3.3 确定主加压机构方案 .62.3.4 评选机构方案 .72.3.5 机构的尺度设计 .83 冲压机构设计 .94 凸轮机构的设计 .124.1 凸轮机构的应用 .124.2 凸轮分类 .124.2.1 按凸轮的形状分类 .124.2.2 按从动件的形状分类 .124.3 凸轮等速运动规律 .124.4 凸轮轮廓曲线设计 .124.4.1 利用作图法设计凸轮廓 .135 减速器的设计 .145.1 减速器传动系统的分析 .145.2 分析减速器的装配方案 .1445.3 传动系统运动分析计算 .155.3.1 确定电机型号 .155.3.2 计算传动装置各级传动比和效率： .155.3.3 计算各轴的转速功率和转矩 .165.3.4 高速轴上的齿轮设计 .165.3.5 低速轴上的齿轮设计 .195.4 轴的设计 .195.4.1 轴的最小直径的确定 .195.4.2 轴的结构设计 .205.5 轴的校核 .215.5.1 齿轮的力分析计算 .215.5.2 支座反力分析 .215.5.3 当量弯矩 .225.5.4 校核强度 .225.5.5 结论 .226 带传动的设计 .236.1 传动带的设计 .236.1.1 确定计算功率，选择 V 带型号 .236.1.2 选择带轮的基准直径和验算带数 .246.1.3 确定中心距 a 和 v 带的基准长度 .24dL6.2 带轮的设计 .257 结束语 .26参考文献 .26致 谢 .2711 前言最早的压片机是由一副冲模组成，冲头做上下运动将颗粒状的物料压制成片状，这一机器称单冲压片机，以后发展成电动花篮式压片机。这两种压片机的工作原理仍然是以手工压模为基础的单向压片，即压片时下冲固定不动，仅上冲运动加压。这种压片的方式，由于上下受力不一致，造成片剂内部的密度不均匀，易产生裂片等问题。针对单向压片机存在的这种缺点，一种旋转式多冲双向压片机便诞生了。这种压片机上下冲同时均匀地加压，使药物颗粒中的空气有充裕的时间逸出模孔，提高了片剂密度的均匀性，减少了裂片现象。近年来，我国机械工业发展迅速，取得了很大的成就。随着科学技术的不断进步和人民生活水平的不断提高，尤其是我国改革、开放政策的进一步深入和社会主义市场经济的发展与完善，对产品质量和品种的要求越来越高，产品的更新换代的周期也愈来愈短。开发能满足市场需求和适应现代科技发展的新产品是企业发展生产的重要措施之一。单冲压片机是通过凸轮(或偏心轮)连杆机构(类似冲床的工作原理)，使上、下冲产生相对运动而压制药片。单冲式并不一定只有一副冲模工作，也可以有两副或更多，但多副冲模同时冲压，由此引起机构的稳定性及可靠性要求严格，结构复杂，不多采用。单冲压片机是间歇式生产，间歇加料，间歇出片，生产效率较低，适用于试验室和大尺寸片剂生产。压片机在现代生活中应用比较广泛，其中以制药行业最为突出。本次毕业设计是对药品单冲压片机进行了研究和设计。在本次的对压片机构造和运动进行了分析。在这次的毕业设计中得到了指导教师的精心批评和纠正，并对压片机中不是很合理的地方进行了修改和设计。2 压片机总体设计2.1 设计题目分析2.1.1 给定数据冲头压力：15 吨(150000N)；生产率：25 片/分钟 机器运转不均匀系数： 10；药片重量： 30 克片剂规格： 直径 50mm, 厚度 11mm2压缩率： 6.82.1.2 总功能分析 （1）总功能分析将干粉压制成片坯。若要求获得质量较好的成品。采用下式进行分析：能量 + 干 粉 机械加工 成品由上式可得到：为了达到高效、方便的目的，采用机械自动加工的方法比较好，因此，采用自动加工的方法压制片坯。（2）总功能分解设计干粉压片机，其总功能可以分解成以下几个工艺动作：1) 送料机构：为间歇直线运动,这一动作可以通过凸轮上升段完成2) 筛料：要求筛子往复震动3) 推出片坯：下冲头上升推出成型的片坯4) 送成品：通过凸轮推动筛子来将成型的片坯挤到滑道5) 上冲头往复直线运动，最好实行快速返回等特性6) 下冲头间歇直线运动得如下树状功能图：图1 功能图Fig.1 function diagram2.2 工作原理压片机是将粉料压制成直径为 50mm，厚度为 11mm 的圆形片坯。如图 2 所示，其工艺过程是： 3图 2 干粉压片机工艺过程Fig.2 powder presser process technology1) 装满粉料的料筛在筒型腔上方振动数次将干粉均匀地撒入圆筒型腔内。2) 下冲头下沉 3mm，预防上冲头进入型腔内把干粉扑出。3) 上、下冲头同时加压，并保持一段时间。4) 上冲头退出，下冲头随后顶出压好的片坯。5) 料筛向右推出片坯。图3 压片机传动示意图Fig3 presser transmission schemes2.3 机械运动方案及机构设计2.3.1 拟订执行构件的运动形式显然该压片机应有三套机械传动系统所组成，即实现上冲头运动的加压传动系统，4实现下冲头运动的辅助加压传动系统，实现料筛运动的上、下料传动系统。这三套传动系统中的上冲头、下冲头、料筛即为三个执行构件，它们的运动特性分别为：a)上冲头完成往复(铅垂上下)直移运动，在下移至终点后有短时间停歇(起保压作用)。又因冲头上升后要留有料筛进入的空间，故冲头的行程约为 9 0100mm。冲头还受有较大的力。若机构主动件一转(2)完成一个运动循环。b) 下冲头也作上下直移运动，其运动规律较复杂，自初始位置先下沉 3mm，然后上升 8mm 加压，后停歇保压，将成形片坯顶至与平台平齐后停歇，待料筛将片坯推离冲头后再下移 21mm 到待装料的初始位置。c) 料筛作水平直移运动，其运动规律也较复杂。先在模具型腔上方往复振动料筛，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料筛再在台面上右移 4 55 0mm，推开成形片坯。可看出料筛受力不大。其位移线图大致如图 4 所示。2.3.2 拟订运动循环图拟定运动循环图的目的是确定各机构执行构件动作的先后顺序、相位，以利于设计、装配和调试。根据上述工艺动作顺序可以拟定出表示三套传动系统中三个执行构件运动循环协调配合关系的运动循环图，如图 4b 所示。由于上冲头所在的系统为主传动系统，其原动件每一转便完成一个运动循环，所以拟定运动循环图时，以该原动件的转角为横坐标(03 6 0)，以各执行构件的位移为纵坐标画出位移曲线(运动循环图上的位移曲线主要着眼于运动的起迄位 置，而不必准确表示其运动规律，故图上位移曲线均由直线段组成)。料筛退出加料位置(图 4b 中线段)后停歇。料筛刚退出，下冲头即开始下沉3mm (图中 )。下冲头下沉完毕，上冲头可下移到型腔入口处(图中)，待上冲头到达台面上 3mm 处时，下冲头开始上升，对粉料两面加压，这时上、下冲头各有移动 (图中 )，然后两冲头停歇保压(图中) ，保压时间约 0.4 秒，即相当于原动件转图 4(a) 执行构件运动线图Fig.4(a) Execution component moving chart图 4(b) 压片机运动循环图Fig.4(b) Presser movement cycle figure560左右。以后上冲头先开始退出，下冲头稍后并缓慢地向上移动到和台面平齐，顶出成形片坯(图中) 。下冲头停歇待卸片坯时，料筛推进到型腔上方推卸片坯(图中)。下冲头下移 21mm 的同时，料筛振动粉料(图中)进入下一个循环。2.3.3 确定主加压机构方案 由上述分析可知，压片机机构有三个分支：一为实现上冲头运动的主加压机构；二为实现下冲头运动的辅助加压机构；三是实现料筛运动的上、下料机构。实现上冲头运动的主加压机构应有下述几种基本运动功能：a) 上冲头要完成每分钟 25 次往复直线运动，所以该系统的原动件转速应为 25 rm i n，若以电动机作为原动机，则该传动系统应有减速功能。b) 因上冲头是往复直线运动(输出) ，故该系统要有运动形式转换功能，即由单向连续转动变为住复运动。c) 因有保压阶段，故上冲头在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。 d) 因冲头受到压力较大，所以希望机构具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率较大的原动机。上冲头在下移行程的末端还有停歇和增力的附加要求，故对上述方案要再作增改。要使机构从动件(执行构件)在行程中停歇，即运动速度为零，大致有下述几种办法：(1) 如图 5 中方案一、三用转动凸轮推动从动件，则与从动件行程末端相应的凸轮廓线用同心圆弧廓线时，从动件在行程末端停歇。曲线导杆机构(图 5a)也有同样的图 5 压片机加压机构的四个方案Fig.5 presser pressurized structure of the four schemes6图 6 压片机机构简图Fig.6 presser actuating limbs作用。(2) 使机构的运动副或运动链暂时脱离，这可采用基本机构的变异机构，如槽轮机构( 图 5b)。也可采用换向机构或离合器(图 5c)，当换向轮处于中间位置时，从动件A、B 螺杆停歇。(3) 在机构串联组合时，使两机构的从动件均在速度零位时串接。因为速度零位附近的速度一般也较小，这就使得串联组合机构输出构件的速度在较长一段时间内接近为零。如图 5 方案四所示。 至此，在图 5 所示的四种方案中，已充分考虑了所提出的功能要求。2.3.4 评选机构方案按照前述的方案评选原则，充分分析各方案的优缺点，然后得知选用方案四是比较适宜的。 至于下冲头机构和料筛机构，前者因位移不大，运动规律复杂，可考虑用凸轮机构；后者因要完成振动动作，所以可用凸轮机构完成小振动动作，用串联的连杆机构实现运动转换和放大。整个压片机的机构简图如图 6 所示。72.3.5 机构的尺度设计图 7 主加压机构设计原理 Fig.7 Lord pressurized structure design principle方案四是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成的组合机构。今将第一个机构的输出构件(在速度为零的位置)和第二个机构的输入构件(在其输出构件速度接近为零时的位置) 固接起来，那么，在这个位置附近(一段较长时间)组合机构的输出构件将近似停歇。其原理说明如下：根据上述分析，该机构可按如下步骤设计：(1) 确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图 8a)，=l/r 愈小，在s=0 处的位移变化愈大，图 8 曲柄滑块机构和曲柄机构特性Fig.8 slider-crank mechanism and crank mechanism properties8所以应选较大的 ；但 愈大，从 s=0 到 90l00mm 的位移所需曲柄的转角 也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串接的，而摇杆的转角应小于 180。所以，应取一个合适的曲柄长度和 值，满足滑块有 90100mm 的行程而曲柄转角则在 30左右，同时在 2=178182的范围内滑块位移不大于 0.4mm 或更小。如图 9 所示，取 =1。 图 9 主加压机构设计Figu.9 Lord pressurized structure design(2)确定曲柄摇杆机构尺寸。在压片位置，机构应有较好的传动角。所以，当摇杆在 OAA 位置时，曲柄摇杆机构的连杆 AB与 OAA 的夹角应接近 90。此时，OB若选在 A B的延长线上，则 A B受力最小。故在此线上选一适当位置作OB。具体选定 OB的位置时，可再考虑急回特性的要求，或摇杆速度接近零的区域中位移变化比较平缓的要求。它与机构尺寸的大致关系是：行程速度变化系数 K或 1 愈大，在位置 A 时的位移变化较大(图 8b)，所以 OB距点 A 远一些好。选定OB以后，可定出与 OAA 两个位移 3、 4 (或、三个位置)对应的OBB的两个位移 3、 4 (或、三个位置)。按上述命题设计出曲柄摇杆机构的尺度，角 0为两机构串联的相位角。设计结果如图 9 所示。其后，再对设计结果进行运动分析，可得到机构正确的运动规律。最后，再回到运动循环图上，检查它与其它执行构件的运动有否干涉的情况出现。必要时可修正运动循环图。3 冲压机构设计由于压片机的工作压力较大，行程较短，一般采用肘杆式增力冲压机构作为主体机构，它是由曲柄连杆机构和摇杆滑块机构串联而成。先设计摇杆滑块机构。9图 10 主加压机构设计原理Fig.10 Lord pressurized structure design principle方案四是由曲柄摇杆机构和曲柄滑块机构串联而成的组合机构，属构件固接式串联组合。今将第一个机构的输出构件(在速度为零的位置)和第二个机构的输入构件(在其输出构件速度接近为零时的位置)固接起来，即机构串联起来，那么，在这个位置附近( 一段较长时间) 组合机构的输出构件将近似停歇。根据以上，该机构可按如下步骤设计：(1)确定曲柄滑块机构尺寸。根据曲柄滑块机构特性(图 11a)，=l/r 愈小，在 s=0处的位移变化愈大，图 11 曲柄滑块机构和曲柄摇杆机构特性Fig.11 slider-crank mechanism and crank rocker organization characteristics10所以应选较大的 ；但 愈大，从 s=0 到 90l00mm 的位移所需曲柄的转角 也愈大；又因为曲柄是与曲柄摇杆机构中的摇杆串接的，而摇杆的转角应小于 180，且希望取小一些为好。所以，应取一个合适的曲柄长度和 值，满足滑块有90100mm 的行程而曲柄转角则在 30左右，同时在 2=178182的范围内滑块位移不大于 0.4mm 或更小(可近似看作滑块停歇)。如图 3.3 所示，取 =1。为了保压，要求摇杆在铅垂位置的正负 2 度的范围内，滑块的位移量小于等于 0.4mm。据此可得到摇杆的长度(mm) （1）2sinicos1/4.0r式（3.1）中 -摇杆滑块机构中连杆与摇杆长度之比，一般取rL/。 算出 L=r=200mm2图 12 主加压机构设计Fig .12 Lord pressurized structure design(2) 确定曲柄摇杆机构尺寸。根据上冲头的行程长度 H=100mm，即可的摇杆的另一极限位置，摇杆的摆角以小于 60 度为宜。设计曲柄摇杆机构时，为了“增力”，曲柄的回转中心可在过摇杆活动铰链、垂直于摇杆铅垂位置的直线上适当选取，以改善机构再冲头下极限位置附近的传力性能。根据摇杆的三个位置（正负 2 度位置和另一极限位置），设定与之对应的曲柄三个位置，其中对应于摇杆的两个极限位置，曲柄应在与连杆共线的位置，曲柄另一个位置可根据保压时间约占整个循环时间的 1/10来设定，则可根据两连架杆的三组对应位置来设计此机构。根据摇杆两个极限位置时曲柄和连杆共线的条件，确定曲柄和连杆的长度为 250mm，590mm。曲柄回转中心距摇杆铅垂位置愈远，机构的行程速比系数愈小，冲头在下极限位置附近的位移变化愈小，但机构尺寸愈大。曲柄转速为 n=25.10r/min,可据此设计主传动系统。在压片位置，机构应有较好的传动角。所以，当摇杆在 OAA 位置时，曲柄摇杆机构的连杆 AB与 OAA 的夹角应接近 90。此时，OB若选在 A B的延长线上，11则 A B受力最小。故在此线上选一适当位置作 OB。具体选定 OB的位置时，可再考虑急回特性的要求，或摇杆速度接近零的区域中位移变化比较平缓的要求。它与机构尺寸的大致关系是：行程速度变化系数 K 或 1 愈大，在位置 A 时的位移变化较大(图 3.2b)，所以 OB距点 A 远一些好，但又受到机构尺寸和急回特性的限制，不能取得太远。选定 OB以后，可定出与 OAA 两个位移 3、 4 (或、三个位置)对应的 OBB的两个位移 3、 4 (或、三个位置)。按上述命题设计出曲柄摇杆机构的尺度，角 0为两机构串联的相位角。设计结果如图 12 所示。其后，得 L3=240mm，L4=330mm,再对设计结果进行运动分析，可得到机构正确的运动规律。4 凸轮机构的设计4.1 凸轮机构的应用凸轮机构是由凸轮、从动件、机架以及附属装置组成的一种高副机构。其中凸轮是一个具有曲线轮廓的构件，通常作连续的等速转动、摆动或移动。从动件在凸轮轮廓的控制下，按预定的运动规律作往复移动或摆动。凸轮机构的最大的优点是：只要适当地设计出凸轮的轮廓线，就可以使推杆得到各种预期的运动规律，而且机构简单紧凑。凸轮机构的缺点是凸轮轮廓线与推杆之间为点、线接触，易磨损，所以凸轮机构多用传力不大的场合。4.2 凸轮分类4.2.1 按凸轮的形状分类盘形凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮。4.2.2 按从动件的形状分类尖顶从动件、滚子从动件、平底从动件。 此外，按维持高副接触分（锁合） ；1）力锁合弹簧力、重力 .2）几何锁合：等径凸轮；等宽凸轮。4.3 凸轮等速运动规律 从动件开始和最大行程加速度有突变则有很大的冲击。这种冲击称刚性冲击。实质材料有弹性变形不可能达到，但仍然有强烈的冲击。只适用于低速轻载。4.4 凸轮轮廓曲线设计 设想给整个凸轮机构加上一个公共角速度，使其绕凸轮轴心 o 转动。根据相对运动原理，我们知道凸轮与推杆间的相对运动关系并不发生改变，但此时凸轮将静止不12动，而推杆则一方面和机架一起以角速度绕凸轮轴心 O 转动，同时又在其导轨内按预期的运动规律运动。可见，推杆在复合运动中，其尖顶的轨迹就是凸轮廓线。4.4.1 利用作图法设计凸轮廓选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径 Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度 沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表所示。先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值 S。1下冲头（1）进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径 Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度 沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表 1 所示。表 1 下冲头（1）推杆的运动规律Table 1 next punch (1) motion rule of push rod序号 凸轮运动 角推杆运动规律1 0 度-80 度 推杆近休2 80 度-90 度 上升 3mm3 90 度-220 度 推杆远休4 220 度-230 度 下降 3mm5 230 度-360 度 推杆近休（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值 S。（3）绘制零件图。2下冲头（2）进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径 Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度 沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表 2 所示。表 2 下冲头（2）推杆的运动规律Table 2 next punch (2) the motion law of the push rod序号 凸轮运动 角推杆运动规律1 0 度-30 度 推杆休止2 30 度-70 度 下降 8mm3 70 度-220 度 推杆近休134 220 度-230 度 上升 21mm5 230 度-270 度 推杆远休6 270 度-320 度 下降 16mm7 320 度-360 度 推杆休止（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值 S。（3）绘制零件图。3料筛进给机构对心直动滚子推杆盘形凸轮机构设计 （1）选取适当的比例尺，取为半径作圆；选取凸轮的基圆半径 Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸轮以等角速度 沿逆时针方向回转，推杆的运动规律如表 3 所示。表 3 料筛推杆的运动规律Table 3 screen the motion law of the push rod material序号 凸轮运动 角推杆运动规律1 0 度-90 度 推杆近休2 90 度-130 度 上升 50mm3 130 度-220 度 推杆远休4 220 度-260 度 下降 50mm5 260 度-360 度 推杆近休（2）先作相应于推程的一段凸轮廓线。为此，根据反转法原理，将凸轮机构按进行反转，此时凸轮静止不动，而推杆绕凸轮顺时针转动。按顺时针方向先量出推程运动角，再按一定的分度值（凸轮精度要求高时，分度值取小些，反之可以取小些）将此运动角分成若干等份并依据推杆的运动规律算出各分点时推杆的位移值 S。（3）绘制零件图。5 减速器的设计5.1 减速器传动系统的分析1、传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端,并用带传动；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端，并用链传动。5.2 分析减速器的装配方案按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。14（1） 、主要零部件：轴、轴承、齿轮、联轴器（2） 、附件：窥视孔、通气器、定位销、启箱螺钉、放油孔及放油螺塞5.3 传动系统运动分析计算计算总传动比 i;总效率 ；确定电机型号，传动系统简图如 13：图 13 传动简图Fig.13 transmission diagram5.3.1 确定电机型号根据工作条件：室内常温、灰尘较大、两班制、连续单向运行，载荷较平稳，电压为 380V 的三相交流电源，电动机输出功率 P=3kw，及满载转速 n=1500r/min 等，选用 Y 系列三相异步电动机，型号为 Y100L2-4，其主要性能数据如表 4：表 4 主要性能数据Table 4 main performance data电机型号 额定功率 PM 满载转速 nm 净重Y100L2-4 2.8kw 1430r/min 38kg5.3.2 计算传动装置各级传动比和效率：1、各级传动比：, ia0 , 57.2251430 ai 2.8i 57.2为使 V 带传动外廓尺寸不知过大，初步取 ，按展开式布置，考虑润滑条2.80 i件，为使两级大齿轮直径相近，由展开式曲线得： 5.1i，则7.36.5 43.2012 iii2、各级效率： （2）93.07.9806.321 （3） 12423155.3.3 计算各轴的转速功率和转矩如表 5表 5 主要参数Table 5 main parameters功率 P（kw） 转矩 T（N*m）轴名输入 输出 输入 输出转数 nr/min传动比i电动机轴 3 20.03 1430 2.80轴 2.88 2.82 53.76 52.68 510.715.50轴 2.74 2.69 28618 280.46 92.85轴 2.60 2.55 994.63 974.74 25.103.705.3.4 高速轴上的齿轮设计1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）3）材料选择。由机械设计教材表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。4）选取小齿轮齿数 , ,取 。241z 13426.51zu52z2.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即312112.uzTkdhedtt （4）1)确定公式内的各计算数值(1)试选载荷系数 .tK(2)小齿轮传递的转矩 mNT52701(3)选取齿宽系数 d(4)查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE(5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触PaH601lim疲劳强度极限 ;PaH502lim(6)计算应力循环次数1691 1047.308217.5060 hjLnN （5）92 6./4.i（6）(7)查得接触疲劳寿命系数 ;9.1HNK.2HN(8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为为 1%，安全系数 S=1,得（7）MPaSHNH 52609.1lim1 （8）K.37.2li222)计算(1)试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdHmZuTKdHEdtt 217.45.38195.1027.53.232. 411 （9）(2) 计算圆周速度 v（10）smndvt /209.160(3) 计算齿宽 b（11）dt 17.45.1(4) 计算齿宽与齿高之比 b/h模数 （12）mzmtt 8.2/./1齿高 （13）ht 39452.（14）6.0./74/b(5) 计算载荷系数 根据 v=1.209m/s，7 级精度，由图 108 查得动载系数 ;05.1VK直齿轮， ;1FHK查得使用系数 ；25.A由 b/h=10.667， 查得 ;故载荷系数47357.1FK（15）8.40.1HV(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式 5.2 得（16）mKdtt 624.5/3117(7) 计算模数 m（17）mzd109.24/7.5/13.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为（18） 132dKTSaFYz（ ）确定公式内的各计算值(1) 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;大齿轮的弯曲疲劳强度极MPaFE501限 ;MPaFE3802（2）查得弯曲疲劳寿命系数 ; ；8.1FNK8.2N（3）计算弯曲疲劳许用力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得（19） MPaSFEF 57.304.18501（20）KFEF 86.2.22(4) 计算载荷系数 K71.35.10.5FVA （21）（5）查取齿形系数查得 6.21FY ; 4.2。 （6）查取应力校正系数查得 58.1S ; 16.2S。 （7）计算大、小齿轮的 并加以比较FSY（22）12.6580.13793FaSY6.42FS（23）大齿轮的数值大2）设计计算18mm894.10637.24137.56.34（24）对比计算结果，由齿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，仅于齿轮直径（即模数于齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.894 并就近圆整为标准值 m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径=45.217mm,算出小齿轮齿数1d236./217.451mz（25）大齿轮齿数 ,取 。5.1.2z127z4.几何尺寸计算1) 计算分度圆直径（26）mzd4631（27）2572计算中心距（28）da10/46/21计算齿轮宽度取 , 。 （29）mbd1B72m6515.3.5 低速轴上的齿轮设计低速轴的齿轮设计与高速轴设计步骤及原理相同具体参数如下：小齿轮： 齿数 ，分度圆直径 ，齿轮宽度 ；63zd783 mB853大齿轮： 齿数 ，分度圆直径 ，齿轮宽度 ；974291404低速轴齿轮中心距 。ma5.1825.4 轴的设计5.4.1 轴的最小直径的确定按扭转强度条件计算，轴的扭转强度条件为（30）3950.2TTPnWd式中： 扭转切应力，单位为 MPa;T轴所受的扭矩，单位为 N mm；19轴的抗扭截面系数，单位为 mm3 TW轴的转速，单位为 r/min;n轴传递的功率，单位为 Kw;P计算截面处轴的直径，单位为 mm；d需用扭转切应力，单位为 MPaT表 6 轴常用几种材料的 及T0ATable 6 axis of some common materials and轴的材料 Q235-A、20 Q275、35（ ）189riCNT45、 4rC35inoSM、i1r/tMPa15-25 20-35 25-45 35-550A149-126 135-112 126-203 112-97轴的直径（31）333959500.2.2TTPPdnn式中 （32）/A取 MaT45md032.187.2301A.956302 md21.47.305.4.2 轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案，确定轴的各段直径和长度。低速轴：第一段的直径 为了满足链轮的轴向定位要求，第一段轴右端d51需制出一段轴肩，故第二段轴的直径 。 左端用轴端挡圈定位，按轴端直m62径取挡圈直径第三段轴的直径 。链轮与轴配合的长度取 。DmL451参照工作要求并根据第三段 ，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙d5320组、标准精度级的深沟球轴承 6211。由手册上查得 6211 型轴承的定位轴肩高h=6mm。轴承端盖的总宽度为 20mm。取端盖的外端面与链轮右端面间的距离 ，mL30故取 。第四段轴的直径 ， 。mL502md704L764取安装齿轮处的轴段第六段的直径 ；齿轮左端与左轴承之间采用套筒6定位。已知齿轮的宽度为 80mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，则轴环处的直径 。l756 d825轴环宽度 ，取 。 , 。中间轴：hb4.1l10d537ml07。 高速轴： 。至此，已初步确定了轴的各段直径和md32in48min长度。2.轴上零件的周向定位齿轮、与轴的周向定位均采用平键联接。按 由机械设计教材表 6-1,查d76得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证齿214bh轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，带轮与轴67/nH的联接，选用平键为 ，带轮与轴的配合为 。滚动轴承轴的970m周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 。6m3.确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见轴零件图。2455.5 轴的校核5.5.1 齿轮的力分析计算III 轴： 圆周力 （33）NdTFt 94.6229145843径向力 （34）tr 08.tan.an 5.5.2 支座反力分析1.定跨距测得： ； ；681L792423L2.水平反力：（35）NFRtBH 6.1794.32（36）BHtD 8.4350.2.63.垂直反力：21（37）NLFRrDV34.15832（38）DVrB7.5.5.3 当量弯矩1.水平弯矩：（39）mNLRMBH 62.18709.232.垂直面弯距：（40）V.64921（41）D850323.合成弯矩：（42）mNMVH 30.1948.62.179221（43） 6508224.当转矩 ；取 得：mNT940.5.当量弯矩：（44）222)(Ie= 8.7963（45）mNMe 01415.5.4 校核强度易知截面 C 处是轴的危险截面。则由1P339 得轴的强度校核公式（46）1We其中：1.因为轴的直径为 d=55mm 的实心圆轴，故取 31.0dW2.因为轴的材料为 45 钢、调质处理查1P330 取轴的许用弯曲应力为：#合格 （47）MPaWMe 604751.082796312 5.5.5 结论轴的载荷分析图 1422图 14 轴的载荷分析图Fig.14 Graph FenXiTu shaft load根据轴承号 6211 查表取轴承基本额定动载荷为：C=43200N；基本额定静载荷为：Cor=