毕业设计(论文)-DPP-250C型平板式铝塑泡罩包装机.doc

DPP-250C平板式铝塑泡罩包装机- 54 - 摘 要本文主要介绍了一种包装机械-中成丸药铝箔平板式铝塑泡罩复合式包装机的工作原理及其设计过程。该机结合了塑料机械和包装机械的结构特点，它具有很强的实用性。 我们在原有机型的基础上对其进行了技术改良，增加了内包装部分。我们一组三人设计了三种不同的方案，并从中选择了最优方案。内包装部分可以使药丸外观更美观，并且对药丸具有一定的保护作用。在整个设计过程中，我们对其传动系统进行了详细计算，对其传动部件进行了强度和刚度的详细校核。该包装机主要适合于包装食品、茶叶、医疗器械、电子等产品中的颗粒状，药丸状、胶囊状及异形物的铝塑、纸塑复合泡罩式密封包装。其包装材料为复合材料，再高温下粘合。 本机主要有加热机构、成形机构、热封机构、压痕机构和冲裁机构。在本次设计中，我们的主要任务是对其传动系统进行设计，对齿轮传动，链轮传动和带传动的计算选择使其满足设计要求，以达到所要求的生产效率。 本设计由两部分组成：即机械部分和电气控制部分。主要完成平板式铝塑泡罩包装机的方案设计、整机结构设计和主要零件设计，控制电路的原理设计。在设计中以机械部分为重点介绍对象。在完成对DPP-250C改良的过程中，以提高生产率为目标。本设计为实现高效泡罩包装开辟了新的道路，使机电技术在药品包装中得到实际的应用。 关键词：包装机 传动设计 方案选择 模块化 AbstractThis text has introduced a kind of package packing machine mainly -China becomes flat aluminum of aluminum foil of pill of Chinese medicine and moulds and steeps the operation principle which covers the compounding type packer and design process. This machine has combined the structure characteristic of plastic machinery and package packing machine, it has very strong practicabilityIn the course of designing entirely, we have carried on detailed calculation to their transmissions; have carried on the detailed check of intensity and rigidity to its transmission part. This packer is suitable for such particle forms in the products as packaged food , tea , medical equipment , electron ,etc. mainly, pill form, capsule form and special-shaped aluminum of thing mould, the paper moulds and compounds to steep the putting on type sealed packaging. Its wrappings are composite, glue shutting under the high temperature againMachine this is it heat organization, take shape organization, heat seal organization, pigeonhole mark organization and blanking organization to have mainly. In this design, our main task is to design their transmissions, to gear wheel transmission, sprocket between transmission and with transmission calculation is it make their meet designing requirement to choose, in order to reach required production efficiency。Originally design and made up of two parts: Namely mechanical part and controlling the part electrically. Finish flat aluminum is it steep conceptual design, complete machine structural design and major part to put on the packer design to mould mainly, the principle of the control circuit is designed. Take mechanical part as the focal point to introduce the target in the design. During the process of finishing improving DPP-250C, regard boosting productivity as the goal. Design for realize high-efficient to is it is it is it open up new road to pack , make mechanical & electrical technology receive actual application of the package of medicines and chemical reagents to cover to steep originally。 Key words: Packer；Transfer design；The scheme choosing； Modulus绪 论DPP250C型平板式铝塑泡罩包装机是指用可热封的柔性包装材料自动完成制袋，物料的计量和填充，排气或充气，封口和切断等多功能的包装机。这类包装机适用范围广，可用于粉状、粒状、片状、块状、物料，流体和半流体以及气体物料。是近几十年发展较快、应用较普遍的包装机种之一。而且它们的应用范围不断扩大，包装速度不断提高。DPP250C型平板式铝塑泡罩包装机完成某一功能的不同执行机构功能相同，而其性能和规格却不同。若将完成某一功能的不同部件视为一个模块，则可通过选用模块内的不同部件，组成不同类型、不同规格的产品，故可采用模块化设计的方法。自动包装机有两个发展方向。其一是自动包装线，即由输送装置等将几台自动机连接起来，由统一的中央控制系统进行协调；其二是通用多功能包装机，即一台包装机可运用于不同种类的产品。前者适用于单品种大批量生产，后者则能满足多品种小批量生产。模块化设计能同时满足两个发展趋势，具有良好的前景。我们通过到温州瑞安市的实际考察，对整台机器的工作原理和应用价值有了初步的了解。我们本次设计的重点是内包装部分的设计。以下的内容就是我们所设计的结果。一、课题的目的及意义：1. 目的：（1） 通过到企业毕业实习和收集资料，形成对机械设备及其生产过程的完 整认识； （2） 通过对DPP250C型平板式铝塑泡罩包装机了解和分析，掌握自动机械的基本特点； （3） 掌握机械设计的基本过程； （4） 对学生毕业前的工程设计能力进行最后一次全面的训练。2. 意义：平板式铝塑泡罩包装机是一类重要的包装设备，广泛应用于医药、食品等多种行业的小个体固形或凝胶类产品的包装。本课题是在现有机型的基础上再加上一道铝箔内包装工序。这对于实现中药包装现代化，推动行业技术进步很有意义。该课题作为机械制造与设备本科专业的毕业设计题目，它是一个典型的自动机械，机、电、气均有涉及。二、课题的主要任务1 按设计参数完成平板式铝塑泡罩包装机的方案设计、整机结构设计和主要零件设计。（总体图纸工作量相当于5张A0号图）2 完成平板式铝塑泡罩包装机的控制电路的原理设计。3 设计参数：（1）冲裁频率：2030次/分，26版/次。（2） 生产能力：2.884.8万丸/时（610丸）（3） 版块规格：标准：140*65mm；或按用户要求设计。（4） 其他技术指标参照DPP250C型平板式铝塑泡罩包装机的设计参数。主要技术指标序号项目 技术指标 1冲裁频率2040次/分 14版/次 2生产能力4.820.8万粒（片）/时（1220粒版） 3最大成形面积110240mm 4行程范围60120mm 5板块规格标准：5780mm参考规格：8857、9565、10043mm（可按用户要求设计） 6每版粒数胶囊：10粒（0、1号）、12粒（2、3号）药片：830片异形物：可按用户要求设计 7包装材料无毒PVC硬片0.150.50250mm 符合GB56638A涂胶PTP铝箔0.020.35250mm 符合GB12255透析纸 50100g250mm（卷轴孔径均为7076mm） 8加热功率上预热板：1.2kw 机械成型加热：1.2kw下预热板：1.2kw 热封加热：1.5kw 9主电机功率TYPE2 Y802A 1.5kw 10气泵容量0.1（自备） 压力：0.60.8Mpa 11模具冷却自来水或循环水 耗量：60升/时 12外形尺寸29009501600mm（长宽高）13整机重量约1800kg三、设计方案的选择 在资料中，由浙江省瑞安市三联制药机械有限公司提供的DPP-250C型平板式铝塑泡罩包装机使用说明书中得到，其工作原理图如下：1. PVC塑片2.转折棍3.加热箱4.成形上模5.成形下模6.铝箔压棍7.转折棍8.热封上模9.光电开关（仅用于对版机型）10.平衡棍11.铝箔12.机械手气夹 13.冲裁模14.成品 15.机械手（气夹） 16.无极变速器17.主传动链18.压痕模19.热封下模20.传动轴其是以1.5Kw电动机为动力，通过转臂行星摩擦式无极变速调速，经机械传动链传动，实现整机各运动副泡罩成形、热封打批号、压制撕裂线、版块牵引、冲裁成形按要求同步。加料方案的选择： 加料方案一 加料方案二 加料方案三比较个加料方案的优缺点： 方案（1）优点：整体结构简单，设计和制造都很方便；由于转动毛刷的作用，药丸在下落的过程中不会出现卡药的情况；落料的速度由工作要求控制，本设计将转盘分成均匀的12等份，由分度装置控制其运动，这和主运动是同步进行的，操作方便；体积小，适合安装。 缺点：由于药丸和机箱壁直接接触，药丸容易受到磨损和挤压，从而导致药效降低，形状改变。但问题不是很大，只要转速均匀，这方面的问题可以忽略。总体上该方案比较可行。 方案（2）优点：传动均匀、稳定，落料灵活，不会出现卡药的情况，转速容易控制，药丸在传动链上的分布均匀，落药时也比较均匀。 缺点：该机构的传动链太长，机身臃肿，体积庞大，不适合安装在加料箱的顶端。另外，其落料是散落的，容易飞散和溅药。总体上说来，该方案不适用于本机器，传动太过复杂和臃肿。 方案（3）优点：该方案的实现是由凸轮机构控制的，它可以一次落多立药丸，工作效率很高，另外，由于加料箱壁上加了震动器，所以药丸不会卡住。 缺点：该机构的设计比较复杂，凸轮传动不精确；挡板的来回往复运动会对药丸产生伤害；凸轮需要独立电机支持，整体结构庞大，体积臃肿；有噪声，传动不稳定。总体上不是最优方案。综上比较可知，我们所选用的加料方案是第一种。我所选用的最终的新方案示意图是：本方案的工作原理如图所示本方案方法简单，经济实用，整机体积小，易于安装在药丸包装机上，所以我们最终选用了此方案。第一章 DPP-250C型平板式铝塑泡罩包装机工作原理1.机械部分传动结构：（参考附图传动原理图）本机以1.5kw电机为动力，通过转臂行星摩擦式无极变速器调速，经机械传动与链传动，实现整机各运动副泡罩成形、热封打批号、压制撕裂线、板块牵引、冲裁成型按同步要求进行。工作过程： 1.1 泡罩成形 开机加热，上、下加热板闭合，PVC塑片在上、下加热板之间进行预热，预热后在牵引作用下，进入泡罩成形模。成形上模固定，成形下模在凸轮作用下上升至上极限并压紧PVC塑片，此时气阀打开，经过过滤减压阀的压缩空气经成形上模进入成形下模模腔，将PVC塑片正压成形。1.2 加料 PVC塑片成形为SD特定形状后，加料器将被包装物品送入泡罩内。特殊形状物品采用人工加料。1.3 热封已填料后的PVC塑片和铝箔进入热封模，平压封台，同时打上生产批号或其他标记。1.4 压痕热封后PVC铝箔或铝箔复合物进入压痕模进行压制撕裂线（不需要压制的板块可不装压痕模具块）1.5 冲裁机械手将热封、压痕后的复合物送入冲裁模具，落料后成品和废料分离，成品自动输出。 以上各工序同步进行。2. 电气部分 本机能源采用Y100-6电容启动单相电源电动机，额定功率1.5KW，转速1000r/min，效率77.5%，功率因数0.74，重量35kg.外线电源由于机器下放电源插座引进，转动电源开关电源指示灯亮，拨动电机开关启动电机，电机指示灯亮，电机接入时通过电机保险丝。 热封系统 是采用电阻丝加热连续封合，纵封辊采用两个环行加热器；横 封 是两个棒形加热器，纵 封加热器是锁定螺母固定在基板上，均可以直接与电源相接。 加热的温度是预先调到给定温度，由两 台位式温度调节仪 分别 对纵封及横封 进行温度控制，即控制他们各自的续电器，从而使他们的加热器通电或断电。温度调节仪的信号分别来自他们的热敏电阻，将温度的变化转换成电信号的变化进行自动控制。3. 光电控制的简要说明3.1 在该自动包装机中，必须保持商标位置正确，这是对包装质量的基础要求，为此必须使纵、横 封辊的速度与包装商标间隔长度一样，然而，包装纸商标的实际速度有可能与预计有误差，此误差积累起来就会使商标位置改变，以致超出允许范围，造成废电气部分。A：凸轮接近开关控制结构 单一的光电控制，只能使用伺服电机作 出一种动作，而包装机却要做三种动作，为此，在本机主轴上装上凸轮积极及接近开关。以实现以上三种动作。B：减速电机 本机采用Y100-6电机作为执行机构，为防止主电机停转时，减速电机被开动，而超负荷，所以与主电机采用同一拨动开关，减速电机才能接通电源。3.2 牵引部分的PLC程序控制 由后面计算可知，泡罩成形处、热封处的凸轮工作行程为：推程运动时间0.5秒，远休止时间1.5秒，回程运动时间0.5秒，近休止时间0.5秒。 当成形、热封部分的凸轮处于推程运动状态时，定机械气夹手松开，动机械气夹手夹紧，牵引PVC板料向前运动。此过程的完成是通过PLC控制器控制汽缸的开合来完成的，具体的控制过程见附图：PLC控制原理图。 当凸轮处于远休止位置时，即整机处于工作状态时，定机械气夹手夹紧，动机械气夹手松开，各工作部分开始工作，其中包括预热，泡罩成形和热封的完成。 当凸轮处于回程运动状态时，定机械气夹手夹紧，动机械气夹手在弹簧力的作用下复位。 当凸轮处于近休止位置时，定机械气夹手松开，动机械气夹手夹紧，牵引PVC板料向前运动。3.3 废料落料部分的PLC控制 由于在机箱中间泡罩成形部分和热封部分之间装有废料检测装置，当检测机发现有空丸后，会立即传送一个电信号给PLC控制器，然后PLC控制器发出指令控制落料部分汽缸的运动，使落料阀门打开，将废料落入废料回收器中。 其运动对应关系如下图所示，1表示高电平机械气夹手夹紧 0表示高电平机械气夹手松开图表 1凸轮运动与PLC控制关系图第二章、总体方案设计2.1 功能和应用范围用途：包装蜜丸类药丸规格：标准为57*80mm（可按用户要求设计）冲裁频率：20次/分 1-4板/每次生产能力：4.8万粒/时 包装材料：涂胶PTP铝箔纸、无毒pvc硬片和透析纸等复合材料封合方式：热封2.2 工艺分析2.2.1 确定机器类型1.工位由于生产批量较大，故选用多工位自动包装机。2.运动形式根据自动机械设计理论，找到多个动作同步点，采用连续运动形式。2.2.2 确定工艺路线 包装机的工艺路线主要有直线型、阶梯型、圆弧型、组合型等，其中直线型又分为立式和卧式两种，本机采用立式直线型工艺要求路线。2.2.3 对执行机构的运行要求1. 包装材料的供送包装材料的供送是利用纵封辊的摩擦来完成的，这样使机器的结构简单紧凑，容易实现自动化。同时提高了生产效率，使包装材料供送与封口一次完成。2. 供料机构3. 供料机构的计量方式采用容积法计量，散体供送装置，依其主体运动的方式分为：旋转式、摆动式、直线往复式和振动式等多种方式；依其传动方式分为：机械式、液压式、气动式和电磁式等多种。本机采用的运动方式是旋转式，其传动采用机械式4. 主传送主传送系统主要采用链轮传动，使其达到生产要求。5. 纵封机构本机的纵封机构采用连续型辊式纵封器，他的热封机构是做等速相向回转的一对滚筒，它对袋筒兼有施压、牵引及加热封边的作用。在热封期间，热量由滚筒内的电热丝通电后供给常热式辐射加热，使热熔型塑料进入两滚筒的热合接触面，相互粘合而形成密合的纵封。6. 冲裁机构本机的冲裁机构采用滚刀式切断装置。实际上切割过程具有双重作用，即刃口对塑料薄膜的挤压、滚切和撕裂，因此要求滚刀速度和药丸的进给速度保持一致。2.3 机构造型2.3.1 包装材料的供送机构为操作方便，将卷筒支架设置在机器上方。利用象鼻成型器折弯史封口机，平张卷筒薄膜经导辊引至象鼻成型器，从而折成圆筒状，然后借等速回转的纵封辊加压热合并连续向下牵引。物料经内包装加料器后落入封底的袋筒内。2.3.2 主传动系统 卷筒式复合泡罩包装材料经象鼻成型器折叠后，即由热封装置先后完成分段纵封和底边全封。该系统的主传动可采用带轮传动，带动两个凸轮的循环运动。2.3.3 传动系统卷筒式复合泡罩包装机的生产效率要达到80版/分，版块规格为57*80mm。因此要在电机输出轴上安装追滚无极调速机构，使其速度达到规定要求。2.3.3 切断装置机械式切断铝箔纸的方法大体上有热切和冷切两种。可根据具体条件，如包装材料的材质、厚度、牵引形式、切割方法和切口形状等来适当选用。热切元件多采用电加热刀或电加热丝，常与纵封装置组合在一起，使热封和切割同时完成。冷切是借助锋利的金属刀具使薄膜在横截面上受剪切力而分离的一种方法。冷切常用的刀具有：滚刀、铡刀、锯齿刀等。由于机器是连续运动的，所以选用滚刀，它有两种组合方式：1）滚刀与定刀；2）慢转滚刀与快转滚刀。前者多用于低速有少量切削的场合，因此本机选用第一种组合方式。2.4 确定电动机功率根据DPP-250C型平板式铝塑泡罩包装机使用说明书中主要技术指标可知，主电机功率为1.5KW，型号为TYPE2 Y802A 但查相关手册后，最终选用Y100-6型电动机。功率完全满足要求，其安装尺寸也与整机相吻合。其同步转速为1000r/min，满载转速为940r/min,额定电流为4A。堵转转矩/额定转矩=2.0 堵转电流/额定电流=6.0 最大转矩/额定转矩=2.2 重量为35kg 第三章 .参数的计算和传动系统的设计3.1 链传动的计算 滚子链轮的轴向轮廓尺寸 P=15.87512.7 b1=9.4mm pt=18.11mm d1=10.16mm1.确定基本参数由机械设计表9-6查得齿宽 bf1=0.93b1=0.939.4=8.742mm倒角宽 =(0.1-0.15)P=0.1215.875=1.905mm 倒角半径 =p 取=16mm齿侧凸缘圆角半径 =0.04p=0.0415.875=0.635mm 取=1mm链轮齿总宽 =(n-1)pt+bf1=(2-1) 18.11+8.742=26.85mm 综上可得 n2=20r/min (取从动链轮 z=38 主动链轮 z=17)由式（9-1）得v=z1n1p/(601000)=z2n2p/(601000)i12=n1/n2=z2/z1代入已知数据得，n1=44.706r/min I =2.2356 v=0.201m/1.5m/s.由于链相同，故大链轮和张紧轮中只是齿根圆、齿顶圆和分度圆直径不同，齿形、倒角及轴向尺寸均不变。2.确定个各链轮的基本尺寸 大轮：分度圆直径 d0=p/sin(180/z)=15.875/sin(180/38)=192.24mm 齿顶圆直径 =d0+1.25p-d1=201.13mm =d0+(1-1.6/z)-d1=197.29mm取=200mm齿根圆直径 =d0-d1=192.24-10.16=182.08mm 圆整后=182mm 张紧轮 z=11 分度圆 d0=p/sin(180/z)=56.35mm 齿顶圆 =d+1.25p-d1=65.24mm =d+(1-1.6/z)-d1=59.76mm 取=62mm 齿根圆 =d-d1=56.35-10.16=46.19mm 取=46mm主动链轮 z=17从动链轮z=38张紧轮 z=11分度圆直径 97 192 57齿顶圆直径 104 200 62齿根圆直径 66 182 46三个链轮均取:dg=60mm 齿面圆弧半径re=30mm 齿沟圆弧半径 =5.2mm 齿沟角a=124齿宽bf1=8.74mm 倒角宽=1.92mm 倒角半径=16mm 排间槽圆角半径=1mm，链轮齿总宽=26.85mm3.链条强度的计算并校核 由以上计算可知 大链轮转速 n2=20r/min 小链轮转速n1=44.7r/min.由链板的疲劳强度限定的额定功率p01p01=0.003e11.08n10.9 (p/25.4)3-0.0028p=0.49kw由滚子、套筒的冲击疲劳强度限定的功率p02p02=950z11.5p0.8/n11.5=2034.7.kw求得单排链传递的有效圆周力Fe=7901N =14.58由机械设计图9-14知 v=(44.7/60) 96.9810-2=0.23m/s1.5m/s且其润滑方式为人工定期润滑由机械设计课程设计指导书及机械设计和电机与电器查得 =kAp =1.5kw 联轴器=0.98 无极变速器=0.55链轮=0.96 分析知原动机种类为电动机冲击工作，故kA=1.3=1.31.50.980.960.55=1.00kw单排链所传递的功率p0= / 由机械设计表9-10查得=0.887 =0.944 由表9-11查得=1.7综上得p0=0.702kw4.链传动的中心距和节距 由上面的计算可知 主轴中心距底座 a=497mm ,无极变速器输出轴中心距底座 a1=100mm,由此可知两链轮中心距a0=a-a=397mm节距p=15.875mm z1=17 z2=38链节数=2a0/p+(z1+z2)/2+(z2-z1/2)*p/a0=77.96mm 圆整后 取=80mm 计算链轮中心距：a=p/4(-(z1+z2)/2)+ =413.3mm圆整后 取a=415mm因张紧轮的存在，实际中心距a1应小于理论中心距a减小量a=(0.002-0.004)a=1.65mm a1=a-a=411.66mm因此可取实际中心距a=397mm5.确定有效圆周力和传递扭矩最小链轮轮毂孔的最大直径由表94可知=45mm压轴力= Fe 对于垂直传动 =1.05 Fe为有效圆周力静力强度计算 由于v=0.23m/sA0 =45.38mm根据张陪图可知，轴的最小直径应该是安装轴承处的直径，d1-2=50mm2.滚动轴承的选择 由于此轴受到的轴向力较小，因此选用深沟球轴承。根据轴径d=50mm,选用轴承型号为6310。3.计算作用在轴上的零件上的力(1)求作用在凸轮上的力 凸轮所受的力主要来自于热封部分和冲裁部分的自重，两部分结构相同，估计质量为m=15kg，则径向力Fr1=Fr4=mg=150N，切向力Ft1=Ft4=100N(2)求作用在链轮上的力 链轮速度：V=nzp/601000=0.201m/s 有效圆周力：Fe=1000P/v=6985N 压轴力： =1.026985=7335N注：对于垂直传动=1.05)（3）求作用在锥齿轮上的力切向力：Ft2=2T/dm3=1337N dm3=100mm径向力：Fr2=Ft2tancos=328.94N 其中a=20 b=47.5轴向力： Fa2=Ft2tansin=358.98N由于两个锥轮完全相同，只是安装方向相反，因此 Fr2=Fr3=328.98N Fa2=Fa3=358.98N4.求轴上载荷 1)首先画出轴的计算简图，做出轴的弯矩图、扭矩图和计算扭矩图。计算出的力及弯矩列于下表中载荷 水平面H垂直面V 支反力FFnh1=1513N Fnh2=890N Fnv1=972N Fnv2=-40N 弯矩MMH=120918N*mmMv1=67592N*mmMv2=-2020N*mm 总弯矩M1 M2M1=138527N*mmM2=120935N*mm 扭矩TT=67000N*mm 计算弯矩McaMca=153879N*mm2)做出弯矩图 根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV，然后按下式计算总弯矩并做出M图。 MH=120918N*mm MV1=67592N*mm MV2=-2020N*mm M1= =138527N*mm M2= =120935N*mm3)做出扭矩图 扭矩图如图e所示T=67000N*mm4)校核该轴的强度 已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面作弯扭合成强度校核计算。按第三强度理论计算应力 ca= 对于直径为d的圆轴，弯曲应力=M/W扭转切应力=T/Wt=T/2WM=138527N*mm T=6.70104W=d3/16=27608mm3 将和代如入上式，则轴的弯扭合成强度条件为ca=2+42 = /W=45Mpa (a=1)由机械设计表15-1得 ，对称循环变应力时轴的许用弯曲应力-1=60Mpa,前已选定轴的材料为45钢，调质处理。ca-1由于该轴上装有轴力抵消装置，因此可忽略轴力的影响。5.轴向零件的定位1） 键的选择 根据d1-2=55mm,由机械零件手册查得，锥 齿轮选用键 1625 GB/T 1096-1979平键截面 bh=1610由于花键轴直径 d=52mm花键轴选用外花键， GB/T 1144-1987 2) 键的强度校核 在此只对锥齿轮选用的键进行校核。 有前面的计算已知：需传递的转矩T=6.70104N*mm 装齿轮处的轴径d=54mm 键的截面尺寸=宽度b=16mm高度h=10mm键长l=25mm 键轴轮毂的材料都是45#钢.由表61查得许用挤压应力=100120mpa 平均值=110mpa 键的工作长度L=l-b=25-16=9mm 键的轮毂的接触高度k=0.5h=5mm 由式61可得=2T/kld=26.70104/5954=55.14vmpa 键的标记为:键1625GB/T 106919196. 精确校核轴的疲劳强度这种校核计算的实质在于约定变应力情况下轴的安全程度.1) 判断危险截面截面的A、E只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱稠的疲劳强度,但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕地确定的,所以截面A、E均无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重;从受截的情况看,截面的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近, 但截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面上虽然应力最大,但应力集中不大.由机械设计的第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需要校核截面左右两侧即可2) 截面的左侧抗弯截面系数W =0.1d3=0.1523=14060.8mm3抗扭截面系数W T=0.2d3=28121.6mm3截面左侧的弯矩M为:M=138527*(105-20)/105=138527*0.809=112140.90N.mm截面上的扭矩T3=670000N.mm截面上的弯曲应力b=M/W=12140.90/14060.8=7.98Mpa轴的材料为45#钢.调质处理.由表151查得b=640Mpa;-1=275Mpa; -1=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取.因r/d=2.0/52=0.0385 D/d=54/52=1.03,经插值后查得=2.0 =1.32又由附图31可得轴的材料敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数按式(附34)为k=1+q(-1)=1+0.82 (2.0-1)=1.82k=1+q(-1)=1+0.85 (1.32-1)=1.27由附图32得尺寸系数=0.67由附图33得扭转尺寸系数=0.82轴按磨削加工, 由附图34得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理,即=1,则按式(312)及(312a)得综合系数值为k= k/ +1/-1=1.82/0.67+1/0.92-1=2.80k= k/ +1/-1=1.27/0.82+1/0.92-1=1.62又由31及32得碳钢的特性系数=0.1-0.2 取=0.1=0.05-0.1 取=0.05于是,计算安全系数值,按式(156)(158)则得S=275/(2.804.86+0.10)=20.21S=155/(1.6217482)+(0.0517482)=10.62= =20.2110.62/(20.212+ 10.622) 1/2=9.40S=1.5故可知其安全3) 截面的右侧抗弯截面系数W按表154中的公式计算W=0.1d3=0.1543=15746.4mm3抗扭截面系数W T=0.2d3=31492.8mm3弯矩M及弯曲应力为M=138527 (105-20)/105=1385270.809=112140.90N.mmb=M/W=12140.90/15746.4=7.12Mpa扭矩T3及扭转切应力为T3=670000NmmT= T3/WT=670000/31492.8Mpa=21.27Mpa过盈配合处的K/值,由附表38用插入法求出,并取K/=0.8K/于是得K/=3.16 K/=0.83.16=2.53轴按磨削加工,由附图34得表面质量系数为=0.92故得综合系数为K= K/+1/-1=3.16+1/0.92-1=3.25K= K/+1/-1=2.53+1/0.92-1=2.62所以轴在右侧的安全系数为S=275（3.25*3.89+0.1*0）=21.75S=155/(2.62*21.27/2+0.05*21.27/2)=7.25S ca = =21.757.25/(21.752+7.252)=6.88S1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本体目无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不可略去静强度校核。到次轴的计算即结束。3.3 轴承的类型的选择 本题根据其工作条件决定选用深沟球轴承轴承的径向载荷 Fr=5500N轴向载荷 =2700N轴承转速 n=1250r/min装轴承处的轴径可在5060mm范围内选择，运动是又轻微冲击，预期计算寿命 5000h1、求比值 / Fr2700/5500=0.49根据表135，深沟球轴承的最大e值为0.44故此时e2、初步计算当量动载荷P根据式（1380） P= (X+Y)按照表136 1.01.2 1.2按照表135 X0.56 Y值许在已知型号合基本额定静载荷Co后才能求出。先暂选以近似中间值，取Y1.5P=1.2 (0.565500+1.52700)N=8556N3、根据式（136）求轴承应有的基本额定动载荷值C=P (60nlh/106) 1/3=8556 (6012505000/106)61699N4、按照轴承样本或设计手册选择C=61800N的6310轴承。此轴承的基本额定静载荷Co38000N验算如下1） 求相对轴向载荷对应的e值和Y值按表（35注1）对深沟球轴承取=14.7则相对轴向载荷为/Co14.72700/38000=1.044在表中介于1.0301.3802间对应的e值为0.280.30 Y值为1.551.452） 用线性插值法求Y值 故X=0.56 Y=1.553)求当量动载荷P4）验算6310轴承的寿命。根据式（135）即低于预期计算寿命。同题中的轴径尺寸为5060mm故改用6311轴承 d55mm3.4 轴承的校核根据工作条件决定在轴的两端反装两个角接触球轴承已知轴上链轮受切向力Fae=400N链轮分度圆直径d192mm齿轮转速n=20r/min运动中有中等冲击载荷，轴承预期计算寿命。设初选两个轴承型号均为7210C查滚动轴承样本（或设计手册）可知7210C的轴承的C=42800N Co=32000N 1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两件面力系。其中c中的Fe为通过量加的弯转矩而平移到轴线上图a中的亦应通过量加弯矩而平移到作用与轴线上。由力分析可知2、求两轴承的计算轴向力对于70000c型轴承,按表13-7,轴承派生轴向力其中e为表13-5中的判断系数,其值由的大小来确定,但现轴承向力Fa未知,故先取e=0.4同理可估算由表13-5仿例13-6进行插值计算。得再计算 两次计算的值相差不大，由此确定 3、求轴承当量动载荷 由表13-5分别进行查表或插值计算的径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 对轴承 2 同轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6 取 4、验算轴承寿命 因 故所选轴承满足寿命要求3.5 凸轮的设计计算 本设计中多处用到凸轮机构来传递动力，其中预热部分，成形部分和热封部分及牵引部分的凸轮是完全相同的。 由DPP250C泡罩包装机说明书可知，填充一粒药丸所用的时间是3秒钟，每小时的产量为4.8万粒，转速为20转 /分。也就是说凸轮的一个回转周期为3秒钟。根据PVC材料的特性，预热软化过程花费的时间较长，因此分配1.5秒，即远休止行程用时1.5秒，回程运动时间0.5秒，近休止运动时间0.5秒，推程时间0.5秒。1. 凸轮运动规律的设计 在行程开始和终止位置，加速度及惯性力在理论上突变为无穷大（由于材料的弹性变形，实际上加速度和惯性力不会达到无穷大），致使机构受到强烈的冲击，这种由于加速度发生无穷大突变而引起的冲击称为刚性冲击。从动件位移s与凸轮转角f之间的对应关系可用从动件位移线图来表示。由于大多数凸轮是作等速转动，其转角与时间成正比，因此该线图的横坐标也代表时间t。通过微分可以做出从动件速度线图和加速度线图，它们统称为从动件运动线图。 - 表示推程运动角 s -表示远休止角 -表示回程运动角 s-表示近休止角2. 凸轮运动规律分析由于该轴以20转/分的转速匀速转动，因此其运动规律可按一次多项式等速情况来分析。由DPP250C泡罩包装机说明书中的设计要求可知，h=25mm,r=30mmv=201mm/s =/3 s = w = v/r=201/30=6.7rad/s推程运动方程(0fF):s=23.87V=V0=w=159.95mm/s a=0回程运动计算：s=h-(-s)=25-(-23.87-/3-) =23.87-74.99v=-v0=-w=-6.7=-159.95mm/s3. 从动件运动规律的设计:从动件运动规律的设计涉及许多方面的问题，除考虑刚性冲击和柔性冲击外，还应对各种运动规律所具有的最大速度vmax、最大加速度amax及其影响加以比较。1) vmax愈大，则动量mv愈大。若从动件突然被阻止，过大的动量会导致极大的冲击力，危及设备和人身安全。因此，当从动件质量较大时，为了减小动量，应选择vmax值较小的运动规律。2) amax愈大，惯性力愈大。作用在高副接触处的应力愈大，机构的强度和耐磨性要求也就愈高。对于高速凸轮，为了减小惯性力的危害，应选择amax值较小的运动规律。4. 直动从动件盘形凸轮机构偏置直动滚子从动件盘形凸轮机构，偏距e、基圆半径r0和从动件运动规律s=s(f)均已给定。以凸轮回转中心为原点、从动件推程运动方向为x轴正向建立右手直角坐标系。为获得统一的计算公式，引入凸轮转向系数h和从动件偏置方向系数d，并规定：当凸轮转向为顺时针时h=1，逆时针时h=-1；经过滚子中心的从动件导路线偏于y轴正侧时d=1，偏于y轴负侧时d=-1，与y轴重合时d=0。当凸轮自初始位置转过角f时，滚子中心将自点B0外移s到达B(s+s0,de)。根据反转法原理，将点B沿凸轮回转相反方向绕原点转过角f，即得凸轮理论轮廓曲线上的对应点B，其坐标为:(8.1)上式即为凸轮理论轮廓曲线的直角坐标参数方程。其中:(8.2)5. 实际轮廓曲线方程:滚子从动件盘形凸轮机构的实际轮廓曲线是滚子圆族的包络线。由微分几何可得，以f为参数的曲线族的包络线方程为此即凸轮实际轮廓曲线的参数方程。式中：上面一组加、减号表示一条外包络线，下面一组加、减号表示另一条内包络线；rT 为滚子半径；而dx/df、dy/df可由式(8.1)或(8.2)对f求导得。6. 凸轮的结构设计: 因凸轮的工作轮廓已经确定，所以凸轮的结构设计主要是确定曲线轮廓的轴向厚度和凸轮与传动轴的连接方式。当工作载荷较小时，曲线轮廓的轴向厚度一般取为轮廓曲线最大矢径的1/101/5；对于受力较大的重要场合，需按凸轮轮廓面与从动件间的接触强度进行设计。