下传动式单冲压片机结构设计

摘 要压片机是固体制剂中常用设备，它将颗粒或粉状物料置于模孔内由冲头压制成片剂。本设计的课题一种下传动式单冲压片机，在原有传动方案的基础上加以改进，就传统传动式压片机在工作中易污染片剂、振动较大、噪声较大能量消耗大、压力小的问题做出解决的方案。其主要技术特征是将传动机构的主要部分安装在压片机的下部并封闭起来。传动机构由皮带轮、齿轮、偏心轮、连杆、凸轮、杠杆等组成。电动机经传动机构带动上、下冲杆和加料器，完成加料、压片和出片等动作，并且可以手动操作。本机应用“下传动式单冲压片机”专利技术，具有压力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，手动也压片等。并可配装压力显示及超载保护装置。本机可将粉粒状原料压制成圆形、异形或环形片剂，适用于农药、化工、冶金、食品等行业压制大规格片剂和难成形的片剂。关键词：压片机；下传动；单冲；偏心齿轮；AbstractPressed for solid formulations commonly used equipment, it will powdered or granular materials placed by-hole punch compressed into tablets. The design of the topics under a single drive-stamping machine, the original drive program on the basis of improvement. on the traditional drive-pressure machine at work easy pollution tablet, vibration, noise energy consumption, Pressure small problems made solutions. Its main technical characteristics of the drive to the main part of the installation of the compression machine and closed lower. Drive by Pulley, gear, eccentric, Linkage, cams, levers and other components. Motor driven by the drive, where Punch and processing feeder, complete feed and pressure and the amount of such action films, and can be operated manually. The mechanism applies the technology patent of lower transmission type Single Tablet Press. It has a number of advantages such as large pressure, good molding, stable in operation, doesnt need groundwork, reduces ability and electricity, and also presses tablets by manpower. It has a pressure display and an overload protection unit.The machine is designed for pressing round tablets, irregular tablets or ring shaped tablets, and it is applicable to industries such as farm chemicals, chemical, metallurgy and foodstuff for pressing tablets of large and hard- molding.Key words: Single Tablet Press；lower transmission type；Single Press；Eccentric Gear；目 录摘 要1Abstract2目 录31 绪 论61.1 指导思想61.2 目的与要求61.3 设计介绍72设计任务书83下传动式压片机传动系统介绍94 组成结构单元设计分析105传动系统及其关键部件设计计算115.1传动装置的运动和动力参数计算115.2带传动的设计与校核155.3中间轮轴齿轮（第一级）部分的设计与校核计算215.4.下轮轴偏心齿轮的齿轮部分（第二级）设计与校核275.5下轮轴偏心齿轮的偏心轮及其偏心轮壳的设计校核315.6偏心齿轮部分拉杆的设计校核346轮轴及其轴承的设计校核356.1下轮轴设计356.2 中间轮轴的设计校核416.3 上轮轴设计466.4轮轴的轴承选择与校核517顶片、拨片和送料装置的设计计算547.1 送料机构运动方案的选择547.2 凸轮机构部分设计557.3连杆机构部分设计578上、下冲压部分设计计算608.1上、下冲压轴的设计计算608.2滑块、滑块轴的设计计算618.3立柱的设计计算638.4下冲压部分传动设计638.5调节螺母及其他零件698.6安装说明719送料部分设计729.1送料板的设计模座、中模的设计计算729.2送料板其他零件的设计729.3送料板工作说明7610密封装置和其他零件的设计7710.1密封装置零件设计7710.2其他零件设计7711箱体的设计7812装配图的绘制7912.1总装配图的绘制7912.2各功能单元小装配图的绘制7913润滑和保养以及使用过程中的注意事项8013.1压片机的润滑8013.2注意事项8114技术经济分析8314.1本项目的技术特点与关键技术8314.2市场及效益分析84致谢词85总结86主要参考文献88附录891 绪 论毕业设计是大学期间的最后学习阶段，是培养主动学习、提高创新能力的重要环节，是对学习，研究，实践，成果的全面总结，能够全面提高学生工程实践能力，同时也是对学生毕业及学位认可的重要依据；其集运用性，实践性，工程性，探索性于一体，以利于大学生毕业后快速融入快速发展的21世纪，早日成为社会的栋梁。1.1 指导思想现代社会对人才提出了更高的要求，作为一名当代大学毕业生，不仅打好坚实的专业知识，还应具备工程技术人才应有的综合素质。为了适应这一发展趋势，我们应立足于：变传统的，僵化的，单纯的毕业设计为培养主动学习、提高创新能力、树立团结协作精神、强化计算机运用等多维兼容性毕业设计；同时通过完成毕业设计，锻炼学生解决实际工程问题的能力；在整个毕业设计的过程中，以我们主动学习为主，教师适时指导为辅；将素质教育与毕业设计教学相融合，从根本上提高毕业设计的质量和水平。1.2 目的与要求1.2.1、设计目的培养严肃认真的科学态度与严谨求实的工作作风；培养优良的思想素质，树立勇于实践，探索和开拓的创新精神；提高深入理解并综合应用以前所学知识、并主动学习新知识、新理论、新技术的能力。在指导行辅助设计（如CAD、Pro/E）；培养进行工程设计与分析的初步教师的指导下，独立攻克设计所要求的工程技术问题；熟练应用计算机进科研能力；培养检索文献资料、熟练运用手册与规范化图表等常规工程资料的能力；强化运算、识图、制图和编制说明书等基本工程技能；锻炼学生解决实际问题的能力。1.2.2、设计要求认真独立的按计划和日程要求完成全部设计任务；必须以负责的态度对待自己所作的课题。在设计中要采用严格按照国家标准；要树立工程意识，注意理论联系实际，以期使整个设计在技术上是先进的，在生产上是可行的，在经济上是合理的；设计过程中，应勤于钻研与思考，善于互相讨论与启发，充分发挥主动性与创造性；整个设计过程，从方案到出图、成果说明书，均应符合相关标准。1.3 设计介绍下传动式单冲压片机是为适应现代制药设备发展的需要、在综合分析已有的单冲压片机技术发展趋势的基础上开发的一种新型传动原理设备。采用了下传动原理，既传动部分和压片部分分开，具有压力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，手动也压片等特点，构思新颖奇特，有巨大的经济效益。以下是本组具体设计过程，共分14个章节，其中穿插有具体的公式、图片、表格和附图等，由于能力及时间有限，错误在所难免，希望多多批评指正，谢谢！ 2010年6月2设计任务书设计缘由现有上传动式单冲压片机在工作中易污染片剂、振动较大、噪声较大。设计条件具有设计制造新型压片零部件的一般机械厂。设计方向研究新的传动方案和结构，并进行参数优化。设计内容单冲压片机的方案设计； 一般零部件的强度和结构设计； 单冲压片机的工作图设计。设计要求压片力大，成型性好，运转平稳，不需要地基，节能省电，可手动压片。设计期限16周原始数据最大压片力 Max. Pressure (kN) 60最大压片直径 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20压片产量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120寿命15年3下传动式压片机传动系统介绍 其基本思想是，有电动机带动两级齿轮传动，其中第二级齿轮为偏心齿轮，通过偏心齿轮带动偏心轮摆动从而实现通过连杆带动滑快实现下压药片；也可以通过手轮带动偏心齿轮来实现。偏心齿轮采用齿轮代替曲轴，故受力情况较好，即齿轮受扭矩作用，心轴只承受弯矩。偏心齿轮安装在心轴上并绕心轴转动，通过偏心齿轮与心轴偏心距，实现曲轴机构动作，毛坯为铸件，心轴为光轴，制造容易，结构紧凑。示意图如下： 图3.1传动系统结构简图4 组成结构单元设计分析要通过上述传动方案实现其功能，首先必须设计传动部分，偏心齿轮必须通过在一根轴上实现，中间手轮部分也必须通过一根轴实现，电动机带动皮带轮传动到手轮那根轴上又需要一根轴，故传动部分分为下传动轴部分、中间轮轴部分、和上轮轴部分。还必须顶片送料杠杆部分和上、下冲压部分（冲压模部分），另外还要有电器部分、机座及外壳部分和压力指示及限载部分。各功能单元共同作用实现既定功能。我们将分别设计各部分。5传动系统及其关键部件设计计算5.1传动装置的运动和动力参数计算5.1.电动机选择 已知参数：最大压片力 Max. Pressure (kN) 60最大压片直径 Max. Dia. Of Tablet (mm) 20最大充填深度 Max. Depth Of Fill (mm) 20压片产量 Max. Production Capacity （single）( tablets/min) 120在设计的过程中按理想状态下计算（不考虑机器运行时的各关节及滑块部分的摩擦力），滑块上受到的力有：工件压缩成型的反力F、连杆对滑块的作用力P及导轨对滑块的反作用力Q。其机构简图和受力简图如下。1.力分析图5.1机构简图和受力简图一般情况下对于普通压片机角很小故可以认为FP, 滑块对原料的压力是有零逐渐增加到80KN再减为零的过程。其示意图如下；60KN900 图5.2受力示意图故在设计的过程中选取几个点进行计算，由于采用两个杆同时工作，故每个杆最大受力40KN，取F=40KN一定能满足使用要求。速度分析根据设计已知参数，查阅多方面资料考虑到压片机尺寸，连杆的摆角不宜过大，故曲柄尺寸要小，连杆要长尺寸要大，在冲压的过程中，从最高点开始压的内滑块受力逐渐减小，而冲压过程需力逐渐加大，故曲柄应转过后再开始冲压工作，且最大压深深度为20mm经过多次计算选取曲柄为55mm连杆为910mm。3.功率计算 从运动过程中得知P=FV=FS/t其中 F是所受平均力S是冲程t是挤压过程中所用时间则对其估算得P=8.3KW。故在设计的过程中，按总功率8.3KW计算一定能满足使用要求。曲柄压力机构的负载属于冲击负载，即在一个工作周期只在较短的时间内（压力角）承受工作载荷，而其他较长的时间是空运转。若按此短时的负荷来选择电动机的功率，则电动机的功率会很大。为此在传动系统中加上一个大转动惯量的飞轮就显的非常必要了。滑块空行程时，电动机带动飞轮旋转，使其储存动能，在冲压工件的瞬间，主要靠飞轮释放能量。压片工作完成后，飞轮负载减小，电动机带动飞轮加速旋转。所以，采用飞轮后，压片时所需要的大部分能量不是电动机直接供给的，电动机的功率大大降低，飞轮起着储存能量和释放能量的作用。飞轮安装在大带轮上，在带传动部分设计分析校算。根据查阅【1】查表10-110选择电动机为380V、4 KW，确定电动机型号为Y112M-4 4 KW三相异步电动机，其满载时的转速=1440 r/min。此外电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可从表中查出。5.1.2.计算总传动比并分配各级传动比计算总传动比 nm/nw = 1440/120 = 12分配各级传动比考虑到电动机和机器尺寸选择带传动的传动比=3.2则齿轮传动比为3.75 。【1】（13）页取=1.5则=2.5。5.1.3. 计算传动装置的运动和动力参数各轴的转速 n1=1440/3.2=450r/min n2=450/1.5=300r/min n3=120r/min各轴的功率各轴的转矩参数轴 名电动机轴轴轴转速n/ 1440450300120功率P/ kw43.843.693.58转矩T/ 26.5381.49117.47284.91传动比i321.52.5效率0.960.97*0.990.98*0.99表5-1运动参数结果汇总表5.2带传动的设计与校核5.2.1.带传动设计5.2.1.1. 确定设计功率根据传递的功率P、载荷的性质和每天工作的时间等因素来确定设计功率 , KW 式中传递的额定功率，kW；工作情况系数经查【2】5-13表，取工作情况系数 5.2.1.2. 选择带型根据设计功率和小带轮转速由【2】图9-8或图9-9选定A型普通V带。5.2.1.3. 确定带轮的基准直径和初选小带轮的基准直径经查 【2】表5-7和表5-8，取小带轮基准直径=71mm 传动比=/=3.2大带轮基准直径 =i*=3.2*71mm=227.2mm取=224mm实际传动比 =/=224/71=3从动轮转速验算带的速度计算带的速度，并满足5 m/s。对于普通V带，2530 m/s。所以55.35m/s 2530，满足条件计算从动轮的基准直径=，并按V带轮的基准直径系列【2】表9-7进行圆整。所以。5.2.1.4. 确定中心距和带的基准长度带传动的中心距如过大，会引起带的抖动，且传动尺寸也不紧凑；中心距如过小，带的长度愈短，带的应力变化也就愈频繁，会加速带的疲劳破坏，当传动比较大时，中心距太小将导致包角过小，降低传动能力。如果中心距未给出，可根据传动的结构需要按下式给定的范围初定中心距则，初定中心距。根据带传动的几何关系，按下式计算所需带的基准长度根据查图选取相近的基准长度，求带传动实际中心距mm式中 ，mm ； , ；带传动的中心距可以调整，故可用下式近似计算 考虑到安装调整和张紧的需要，实际中心距的变动范围为 则计算得5.2.1.5. 验算小带轮包角根据对包角的要求，应保证 如太小，则应增大中心距，或增设张紧轮。经计算得5.2.1.6. 确定带的根数z实际工作条件下，单根V带的许用功率，其计算公式为 KW式中基本额定功率增量。由于1时，带在大带轮上的弯曲应力较小，故在寿命相同的条件下，可增大传递的功率，包角系数，考虑180时对传动能力的影响， 长度系数，考虑带的基准长度不为特定长度时对传动能力的影响，查表8-2 =1.06 查表8-5 =0.92V带的根数可用下式计算取z=3。5.2.1.7. 确定带的初拉力单根V带所需的初拉力为 N 经查表8-3得，Z型带， 5.2.1.8. 计算对轴的压力为了设计安装带传动的轴和轴承，必须确定带传动作用在轴上的径向压力FQ。如果不考虑带的两边拉力差，则压轴力可近似地按带两边的初拉力的合力来计算，得5.2.1.9. 带轮的结构设计确定带轮的材料、结构尺寸和加工要求，绘制带轮工作图。小带轮结构如下： 图5.4小带轮示意图具体尺寸详见零件图由于传动系统上要安装飞轮，故安装在大带轮上。飞轮结构计算如下；则飞轮储存能量的最大值时1.65KW计算飞轮转动惯量 图5.5飞轮尺寸计算示意图设计飞轮的大致结构尺寸，参考【3】（4-133）取60mm, ，其中：材料的密度，铸铁7.2kg/,铸钢7.8kg/； 飞轮轮缘宽度。,.故大皮带轮的结构图如下： 图5.6大带轮图具体尺寸详见零件图5.3中间轮轴齿轮（第一级）部分的设计与校核计算5.3.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据所选用的传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压片机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）材料选择。查表选择，小齿轮的材料为45，硬度为200HBS，大齿轮材料HT20-40，硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。选取小齿轮齿数，取5.3.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式【4】10-9a进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩查【4】表10-7选取齿宽系数查【4】表10-6得材料的弹性影响系数按齿面硬度查【4】图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限为计算应力循环次数查【4】图10-19得，接触疲劳寿命系数；计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得计算试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数根据，7级精度，查【4】图10-8得动载系数直齿轮，假设，查【4】10-3表得，查【4】表10-2得使用系数；查【4】10-4表得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时将数据代入后得：由，查【4】图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，计算模数为了使不至于太大，取 。5.3.3.校核齿轮的弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度的设计公式为确定公式内的计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查【4】图10-18得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得计算载荷系数K查【4】10-5取齿形系数经查表10-5得，查【4】10-5取应力校正系数经查【4】0-5表得，计算大小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大。校核计算，m=6满足条件。5.3.4几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距 计算齿轮宽度故取，5.3.5验算5.3.6结构设计及绘制齿轮零件图图5.7主动齿轮示意图 图5.8 中间大齿轮示意图具体尺寸详见零件图。5.4.下轮轴偏心齿轮的齿轮部分（第二级）设计与校核5.4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据所选用的传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压片机一般为工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）材料选择。查表选择，小齿轮的材料为45，硬度为200HBS，大齿轮材料HT20-40，硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。选取小齿轮齿数，取5.4.2按齿面接触强度设计由设计计算公式【4】10-9进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩查【4】表10-7选取齿宽系数查【4】表10-6得材料的弹性影响系数按齿面硬度查【4】图10-21d得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限为计算应力循环次数查【4】图10-19a得，接触疲劳寿命系数；计算接触疲劳需用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得5.4.3计算试计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度计算齿宽b计算齿宽与齿高之比模数齿高5.4.4计算载荷系数根据，7级精度，查【4】图10-8得动载系数直齿轮，假设，查表得，查【4】表10-2得使用系数；查【4】表10-4得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时将数据代入后得：由，查【4】图10-13得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，mm计算模数为了使不至于太大，取。5.4.5校核齿轮的弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度的设计公式【4】10-5为确定公式内的计算数值查【4】图10-20得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查【4】图10-1得弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得计算载荷系数K查取齿形系数经查【4】表10-5得，查取应力校正系数经查【4】表10-5得，计算大小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大。校核计算，m=7满足条件。5.4.6几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度故取， 5.4.7验算5.5下轮轴偏心齿轮的偏心轮及其偏心轮壳的设计校核在曲柄压力机构中，常见的曲柄工作有四种方式，即曲柄轴、曲拐轴即偏心轴、偏心齿轮，各自有以下特点 曲柄轴 曲柄半径R较大，使用于滑块行程较大的压力机构。但机械加工比较复杂。成本增加。故排除。 偏心轴 偏心轴的曲轴颈短而粗，支座间距小机构紧凑，刚性好，但偏心部分直径大，摩擦力也大，制造困难，成本增加。故排除。 曲拐轴 曲拐轴在轴的一端形成悬臂，故刚性较差，随着曲柄半径R的增大轴颈增大，摩擦损耗加大，因此曲柄直径不能过大，但结构简单易于制造。本次设计需要两端对称，故排除。 偏心齿轮 偏心齿轮采用齿轮代替曲轴，故受力情况较好，即齿轮受扭矩作用，心轴只承受弯矩。偏心齿轮安装在心轴上并绕心轴转动，通过偏心齿轮与心轴偏心距，实现曲轴机构动作，毛坯为铸件，心轴为光轴，制造容易，结构紧凑。故本次设计采用偏心齿轮。5.5.1偏心轮结构设计及绘制偏心齿轮零件图 在前面已经选好，偏心半径是55mm偏心轮在运转时，构件所产生的不平衡惯性力将在运动副中引起附加的动压力。这不仅会增大运动副中的摩擦和构件的内应力，降低机械效率和使用寿命，而且由于这些惯性力的大小和方向一般都是周期性变化的，所以必将引起机械及其基础产生强迫振动。对机器造成损害。所以必须进行机械平衡计算。目的是设法将机构的不平衡惯性力加以平衡或者减小惯性力的不良影响。由于偏心轮的刚性较好，转速不是太高，属于刚性转子。考虑到动平衡，故其结构设计如下： 图5.9偏心轮示意图动平衡计算： 偏心轮部分的质径积如下：参考【5】（133页）多余部分质径积如下：基本上可以。5.5.2偏心轮壳的设计无法将栏杆直接连到偏心轮上。故需要设计偏心轮壳。基本形状如下，详细尺寸见零件图图5.10偏心轮壳5.6偏心齿轮部分拉杆的设计校核5.6.1拉杆的设计计算 考虑到前面曲柄连杆机构中连杆的尺寸为910mm设计拉杆的总长度为875mm，选择拉杆的材料为45钢，零件图如下图所示，具体尺寸详见零件图：图5.11拉杆零件示意图5.6.2拉杆校核拉杆在机器工作的过程中受拉力很大，故需要进行抗拉强度的校核。查【6】表5-2，45钢为塑性材料，选取安全系数为，则而，材料，故。满足使用要求。6轮轴及其轴承的设计校核6.1下轮轴设计（1）选择轴的材料，确定许用应力普通用途、中小功率减速装置，选用40Cr钢，调质处理。经查【2】表14-2得=750MPa,=75 MPa。 （2） 按扭转强度，初估轴的最小直径经查【2】表14-5得=112，=34.74mm（3） 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度= 1.539m/s齿轮采用脂润滑，轴承采用脂润滑。（4） 轴系初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴系结构草图，图6.1轴系结构草图（5）轴的结构设计 径向尺寸确定从轴段=56mm开始，逐段选取相邻轴段的直径：如图所示，起定位固作用，定位轴肩高度可在(0.070.1)d范围内按经验选取，故= +2h40(1+20.07)=63.84 mm，该直径处将安装轴承螺母，标准内螺纹直径应取=63 mm；与轴承内径相配合，为便于轴承安装，故取=65mm，选定轴承型号为30214查【13】（8-137）；与圆螺母相配合。为了便于装配，取轴得内螺纹直径=70 mm；与凸轮轮毂相配和，取=72mm; 与轴承配合，取=65mm；为轴承轴肩，查【13】，取=78mm；和一样，与大齿轮相配和，取。 轴向尺寸的确定与传动零件(如齿轮、带轮、联轴器等)相配合的轴段长度，一般略小于传动零件的轮毂宽度。题中锻造齿轮轮毂宽度=110 mm，取=b=110 mm，取轴段；与轴承相配合的轴段长度如，查【13】（8-137）轴承宽度为24mm ，取挡油板厚为5 mm ，于是。与圆螺母相配和得轴段长，查得螺母得高h=20mm，故取，因为作为轴肩，故取，与凸轮配合部分按凸轮轮毂进行选取，取，凸轮和右轴承之间的轴段取。（6）轴的强度校核计算齿轮受力分度圆直径d =转矩T=9.549=9.549=284878.5 Nmm 齿轮切向力=2T/d=2*284878.5/245=2326.5 N齿轮径向力=tan=2326.5tan 20=846.78 N 绘制轴的受力简图。 计算支承反力水平平面=3624 N=-1297.6 N垂直平面= =1319 N=-473N绘制弯矩图水平平面弯矩图1截面 =140=140X2326=325640mm垂直平面弯矩图 =140=140846.78=118549.2Nmm合成弯矩图 =325856 Nmm 图6.2轴的强度校核图 绘制转矩图转矩T=284878Nmm 绘制当量弯矩图图15-15 (h)单向运转，转矩为脉动循环，=0.6T=0.6284878=171000Nmm1截面 =367998.9Nmm校核1截面=36.6 mm实际直径分别为65mm,强度足够，所选轴承和键联接等经计算后确认寿命和强度均能满足，该轴的结构设计无须修改。 绘制轴的零件工作图轴上各轴段直径的尺寸公差：对配合轴段直径(如轴承、齿轮、联轴器等)可根据配合性质决定；对非配合轴段轴径，为未注公差。各轴段长度尺寸公差通常均为未注公差。为保证主要工作轴段的同轴度及配合轴段的圆柱度和径向跳动两项形位公差综合表示。图6.3轴零件图具体尺寸和公差详细见零件图。6.2 中间轮轴的设计校核（1）选择轴的材料，确定许用应力普通用途、中小功率减速装置，选用45钢，正火处理。经查【2】表14-2得=600MPa,=55 MPa。 （2） 按扭转强度，初估轴的最小直径经查【2】表14-5得A=100，d=25.39mm（3） 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度=2.12 m/s齿轮采用脂润滑，轴承采用脂润滑。（4） 轴系初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴系结构草图，图6.4轴系结构草图（5）轴的结构设计 径向尺寸确定从轴段d1=45开始，逐渐选取轴段的直径：如上图所示，d2起定位固定作用，定为轴肩高度为hmin=(0.070.1)d范围内经验录取，故d2=d1+2h,该直径处将安装轴承，标准直径应取d2=50，选定轴承型号为62206【13】（8-110），为了轴承能够轴向定位，并且使中间轴向定（【2】表10-36）位方便安装套筒，取=57， 同理取，d5=45,d6=34。 轴向尺寸的确定因与齿轮相连接，取长度为98，使结构能够合理安排轴承的位置，取端盖的延伸长度m为60，因此，取安装轴承的周段长度为30于结构中需考虑大轴安装齿轮的长度，综合分析，得不重要轴段的长度为350。由于这段轴上需要装轴承做为支撑，所以考虑到两端对称，在内壁的位置等问题，初步定为60。安小齿轮轴短考虑齿轮结构取51mm，与手轮连接部分的轴向距离取93mm。（6）轴的强度校核计算齿轮受力分度圆直径转矩T=9.549=9.549=117470 Nmm 齿轮切向力=2T/d=5221 N=2T/d=2397.35 N齿轮径向力=tan=5221.17tan 20=1900.3N=tan=2397.35tan 20=872.44N 绘制轴的受力简图。 计算支承反力水平平面=-1084.6N=3908N垂直平面= -394.9 N=1422.7N绘制弯矩图水平平面弯矩图1截面 =202082Nmm垂直平面弯矩图 =555319Nmm合成弯矩图=590945 Nmm 绘制转矩图转矩T=0Nmm 绘制当量弯矩图校核1截面=47.54 mm实际直径分别为50mm，强度足够，所选轴承和键联接等经计算后确认寿命和强度均能满足，该轴的结构设计无须修改 图6.6轴的强度校核图 绘制轴的零件工作图轴上各轴段直径的尺寸公差：对配合轴段直径(如轴承、齿轮、联轴器等)可根据配合性质决定；对非配合轴段轴径，为未注公差。各轴段长度尺寸公差通常均为未注公差。为保证主要工作轴段的同轴度及配合轴段的圆柱度和径向跳动两项形位公差综合表示。图6.7轴零件示意图具体尺寸和公差详细见零件图。6.3 上轮轴设计（1）选择轴的材料，确定许用应力普通用途、中小功率减速装置，选用45钢，正火处理。经查【2】表14-2得=600MPa,=55 MPa。 （2） 按扭转强度，初估轴的最小直径经查【2】表14-5得A=110， （3） 确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度齿轮采用脂润滑，轴承采用脂润滑。（4） 轴系初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴系结构草图，图6.8轴系结构草图（5）轴的结构设计 径向尺寸确定从轴段=22开始，逐渐选取轴段的直径：如上图所示，d2起间接传动作用，安装轴承和轴承垫套，选定轴承型号为6005【13】（8-112），查得标准直径应取d2=25，与轴承内径配合，为便于安装轴承，故取=30。 轴向尺寸的确定与轴承6006相配和，查得B=13mm,故取=13mm,与轴承和轴承垫套连接，又通过轴承垫套和大带轮以及主动齿轮相连，取=100mm,根据箱体尺寸取。（6）轴的强度校核计算齿轮受力分度圆直径转矩T=9.549=9.549=15278.4Nmm 齿轮切向力=2T/d=599.2 N=2T/d=143.5 N齿轮径向力=tan=599.2tan 20=1340.5N=178.4N 绘制轴的受力简图。 计算支承反力水平平面=1340.5+178.4500=1018.9N垂直平面= N=599.2+143.5244.7=498N绘制弯矩图水平平面弯矩图1截面 =65=651018.9=66228.5Nmm垂直平面弯矩图 =65=65498=32370Nmm合成弯矩图 绘制转矩图转矩T=0Nmm 绘制当量弯矩图校核1截面=13.9mm实际直径分别为22mm，强度足够，所选轴承和键联接等经计算后确认寿命和强度均能满足，该轴的结构设计无须修改。 绘制轴的零件工作图轴上各轴段直径的尺寸公差：对配合轴段直径(如轴承、齿轮、联轴器等)可根据配合性质决定；对非配合轴段轴径，为未注公差。各轴段长度尺寸公差通常均为未注公差。为保证主要工作轴段的同轴度及配合轴段的圆柱度和径向跳动两项形位公差综合表示。 图6.9轴的强度校核图图6.10上轮轴零件示意图具体尺寸和公差详细见零件图。6.4轮轴的轴承选择与校核6.4.1上轮轴上的轴承选择与校核上轮轴上与大带轮相配合轴承选用106轴承，即新代号为6006的深沟球轴承，小齿轮右端为6005号深沟球轴承。查【1】表10-35得6006轴承得额定动载荷，额定静载荷，极限转速，外径D=55mm，宽度B=13mm。因轴承只受径向载荷，故P=，每个轴承所受得当量动载荷为707.2N。查【2】表13-5得=1.1，查【2】表13-4得。根据【2】式13-2得，所选得轴承满足设计要求，可用。6.4.2中间轴上的轴承的选择与校核 轴与机座之间采用7210号轴承，即新代号为30210的圆锥滚子轴承。查【1】表10-37得30210轴承的额定动载荷，额定静载荷，极限转速，外径D=90mm，宽度B=20mm。因轴承只受径向载荷，故P=，每个轴承所受得当量动载荷为4753N。查【2】表13-5得=1.1，查【2】表13-4得。根据式【2】13-2得，所选得轴承满足设计要求，可用。6.4.3下轮轴上的轴承的选择与校核 与轴配合的轴承为两对30214圆锥滚子轴承。查【1】表10-37得30214轴承的额定动载荷，额定静载荷，极限转速，外径D=125mm，宽度B=24mm。因轴承只受径向载荷，故P=，每个轴承所受得当量动载荷为2299.25N。查【2】表13-5（得=1.1，查【2】表13-4得。根据式【2】13-2得所选得轴承满足设计要求，可用。与偏心轮相配合的轴承选134号深沟球轴承，即新代号为6034。查【13】（8-101）得所选轴承得参数为额定动载荷，额定静载荷，极限转速，外径D=260mm，宽度B=42mm。此轴承不承受压力，故无需进行强度校核，只要满足尺寸尺寸要求和转速要求即可。7顶片、拨片和送料装置的设计计算7.1 送料机构运动方案的选择送料机构要实现的运动是将顶出后的药片拨出，并将药粉送入冲压槽，即送料杠杆两次摆动，根据以上运动要求和运动传动情况选用下面的凸轮带动连杆的传动方案。图7.1送料部分的机构简图2）校验所选机构的自由度分析送料部分的机构简图，以上机构在计算自由度时，将滚子和送料下杠杆看成一个零件，可以看作有4个运动构件，形成了5个低副，一个高副，故自由度故自由度满足要求，可以用以上所选的机构。3）分析所选机构要满足的运动要求在压片的过程中，只在压完后才将药片拨出，然后在摆动送料，连杆1两次摆动，工作时间较短，设计在转轴转内工作，其余内不摆动。7.2 凸轮机构部分设计选择摆杆的运动规律选择摆杆的运动规律，首先要满足机器的工作要求，同时还应使凸轮机构具有良好的动力特性和所设计的凸轮便于加工，等等。对于不同的工作条件选择不同的运动规律。当机器的工作过程只要求凸轮转过某一角度时，推杆完成一行程h 或角行程，至于推杆的运动规律如何，则不作严格要求。在此种情况下，可考虑采用圆弧、直线或其他比较简单的曲线作为凸轮的轮廓曲线。在此机构中，凸轮回转时，能使摆杆摆过一定的角度，从而将药片播出并将药粉送入冲压槽。故此处可选用较简单曲线作为凸轮的轮廓曲线。摆杆摆动的角度随凸轮转角变化的运动曲线确定如下，图7.2摆杆运动曲线凸轮基圆半径的确定当凸轮与轴作成一体时凸轮工作半径应略大于轴的半径。当凸轮与轴单独制作时，凸轮上要作出轮毂，此时凸轮的工作廓线的最小直径应略大于轮毂的直径。此时可取凸轮工作廓线的最小直径等于或大于轴径的（1.62）倍。此机构中凸轮和轴单独制作，轴径r=36mm，故凸轮的最小基圆半径，为避免失真现象的发生，基圆要取大点，取基圆半径r=120mm。选择滚子推杆的滚子半径在滚子从动凸轮机构中，滚子半径的选择要综合考虑滚子的结构、强度、凸轮轮廓曲线形状等因素，特别是不能因滚子半径选的过大造成从动规律失真等情况。一般取滚子半径此处取=40mm。确定凸轮的理论廓线 用倒转作图法确定，由于作图过程中线太密，不能具体标出各条线，故具体过程不再详细叙述，最后将凸轮的推程和回程曲线圆整为圆弧。（【5】）图7.3倒转作图法求凸轮轮廓图校核压力角经分析测量得所设计得出得理论轮廓线上得最大压力角，满足要求。凸轮及滚子材料的选择凸轮在空行程和回程过程中不受力，只有在推程中受有较大的力，因此在推程部分采用锒块，其余的部分采用铸造加工，材料为QT505，锒块的材料为20，滚子材料也为20。7.3连杆机构部分设计对连杆长度、具体结构进行设计对各连杆的具体结构的设计，为了便于安装和整体结构的要求，具体设计结构如下图所示。具体尺寸详见零件图。送料上杠杆;图7.4送料上杠杆详见零件图送料连杆图7.5送料连杆详见零件图送料下杠杆;图7.6送料下杠杆详见零件图8上、下冲压部分设计计算8.1上、下冲压轴的设计计算上冲压轴根据结构和功能要求，需要和横粱板和滑块相连接，并需要用上下调节螺母固定，故选择上冲压轴材料为45 设计结构如下：图8.1上冲压轴示意图查【6】表5-2合金钢的抗拉强度和屈服强度都比45钢好，拉杆经过校核能强度要求，而上冲压轴比拉杆尺寸大，也能满足要求不用再校核。下冲压轴根据结构和功能要求下冲压轴需要和定片上杠杆相连接，上面装有冲头，还和中模接触，并且需要用上下调节螺母固定，故选择上冲压轴材料 设计结构如下：图8.2下冲压轴示意图查【6】表5-2合金钢的抗拉强度和屈服强度都比45钢好，拉杆经过校核能强度要求，而上冲压轴比拉杆尺寸大，也能满足要求不用再校核。8.2滑块、滑块轴的设计计算8.2.1滑块滑块设计结构如下；图8.3滑块示意图具体尺寸和公差祥见零件图。8.2.2滑块轴设计滑块轴零件简图如下；图8.4滑块轴示意图具体尺寸和公差祥见零件图。8.3立柱的设计计算根据结构需要选择立柱材料为45钢，设计结构如下;图8.5立柱示意图立柱在机器中不承受很大的力主要起支撑作用，以拉杆为参考不用校核。8.4下冲压部分传动设计8.4.1下冲压机构运动方案的选择根据下冲压轴要实现的运动要求和运动传动情况选用下面的传动方案。图8.6下冲压部分的机构简图校验所选机构的自由度分析下冲压部分的机构简图，以上机构共有6个