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湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院
全日制普通本科生畢業(yè)設計
一種藥品壓片機的設計
THE DESIGN OF PHARMACEUTICAL TABLET MACHINE
學生姓名： 張清平
學 號： 200841914111
年級專業(yè)及班級： 2008級機械設計制造及其自動化(1)班
指導老師及職稱： 張嵐 副教授
學 部： 理工學部
湖南·長沙
提交日期：2012年 5 月
湖南農(nóng)業(yè)大學東方科技學院全日制普通本科生
畢業(yè)設計誠信聲明
本人鄭重聲明：所呈交的本科畢業(yè)設計是本人在指導老師的指導下，進行研究工作所取得的成果，成果不存在知識產(chǎn)權爭議。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本論文不含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫過的作品成果。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體在文中均作了明確的說明并表示了謝意。本人完全意識到本聲明的法律結果由本人承擔。
畢業(yè)設計作者簽名：
年 月 日
目 錄
摘要 1
關鍵詞 1
1 前言 1
2 壓片機總體設計 2
2.1 設計題目分析 2
2.1.1 給定數(shù)據(jù) 2
2.1.2 總功能分析 2
2.2 工作原理 3
2.3 機械運動方案及機構設計 4
2.3.1 擬訂執(zhí)行構件的運動形式 4
2.3.2 擬訂運動循環(huán)圖 5
2.3.3 確定主加壓機構方案 5
2.3.4 評選機構方案 6
2.3.5 機構的尺度設計 7
3 沖壓機構設計 9
4 凸輪機構的設計 11
4.1 凸輪機構的應用 11
4.2 凸輪的分類 11
4.2.1 按凸輪的形狀分類 11
4.2.2 按從動件的形狀分類 11
4.3 凸輪等速運動規(guī)律 12
4.4 凸輪輪廓曲線設計 12
4.4.1 利用作圖法設計凸輪廓 12
5 減速器的設計 14
5.1 減速器傳動系統(tǒng)的分析 14
5.2 分心減速器的裝配方案 14
5.3 傳動系統(tǒng)運動分析計算 14
5.3.1 確定電機型號 14
5.3.2 計算傳動裝置各級傳動比和效率 14
5.3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩 15
5.3.4 高速軸上的齒輪設計 15
5.3.5 低速軸上的齒輪設計 18
5.4 軸的設計 19
5.4.1軸的最小直徑的確定 19
5.4.2 軸的結構設計 20
5.5 軸的校核 20
5.5.1 齒輪的力分析計算 20
5.5.2 支座力分析 21
5.5.3 當量彎矩 21
5.5.4 校核強度 21
5.5.5 結論 22
6 帶傳動的設計 23
6.1 傳動帶的設計 23
6.1.1 確定計算功率，選擇V帶型號 23
6.1.2 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù) 23
6.1.3 確定中心距a和v帶的基準長度 23
6.2 帶輪的設計 24
7 結束語 25
參考文獻 25
致謝 26
一種藥品壓片機的設計
摘 要：壓片機被廣泛使用在實際生產(chǎn)醫(yī)藥，肥料等領域，本文設計了一種藥品單沖壓片機，采用凸輪機構、曲柄滑塊機構相互配合，實現(xiàn)上沖、下沖、進料器配合壓制藥片的過程。本文首先對現(xiàn)有壓片機進行了研究分析，提出了多種實現(xiàn)往復直線運動的運動機構，并確定了總體方案，根據(jù)藥粉制片的工藝要求，對壓片機的主要零部件進行了理論分析與計算，完成了總體結果設計，并繪制總體裝配圖和各零件圖。
關鍵詞：單沖；壓片機；機構設計
The design of pharmaceutical tablet machine
Author: Zhang Qingping
Tutor: Zhang Lan
(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)
Abstract：Presser is widely used in the actual production of medicine, fertilizer and other fields,etc. This paper introduces a design of single drug stamping machine, 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 design
1 前言[1][2]
最早的壓片機是由一副沖模組成，沖頭做上下運動將顆粒狀的物料壓制成片狀，這一機器稱單沖壓片機，以后發(fā)展成電動花籃式壓片機。這兩種壓片機的工作原理仍然是以手工壓模為基礎的單向壓片，即壓片時下沖固定不動，僅上沖運動加壓。這種壓片的方式，由于上下受力不一致，造成片劑內(nèi)部的密度不均勻，易產(chǎn)生裂片等問題。 針對單向壓片機存在的這種缺點，一種旋轉(zhuǎn)式多沖雙向壓片機便誕生了。這種壓片機上下沖同時均勻地加壓，使藥物顆粒中的空氣有充裕的時間逸出?？祝岣吡似瑒┟芏鹊木鶆蛐?，減少了裂片現(xiàn)象。
近年來，我國機械工業(yè)發(fā)展迅速，取得了很大的成就。隨著科學技術的不斷進步和人民生活水平的不斷提高，尤其是我國改革、開放政策的進一步深入和社會主義市場經(jīng)濟的發(fā)展與完善，對產(chǎn)品質(zhì)量和品種的要求越來越高，產(chǎn)品的更新?lián)Q代的周期也愈來愈短。開發(fā)能滿足市場需求和適應現(xiàn)代科技發(fā)展的新產(chǎn)品是企業(yè)發(fā)展生產(chǎn)的重要措施之一。
單沖壓片機是通過凸輪(或偏心輪)連桿機構(類似沖床的工作原理)，使上、下沖產(chǎn)生相對運動而壓制藥片。單沖式并不一定只有一副沖模工作，也可以有兩副或更多，但多副沖模同時沖壓，由此引起機構的穩(wěn)定性及可靠性要求嚴格，結構復雜，不多采用。單沖壓片機是間歇式生產(chǎn)，間歇加料，間歇出片，生產(chǎn)效率較低，適用于試驗室和大尺寸片劑生產(chǎn)。
壓片機在現(xiàn)代生活中應用比較廣泛，其中以制藥行業(yè)最為突出。本次畢業(yè)設計是對藥品單沖壓片機進行了研究和設計。在本次的對壓片機構造和運動進行了分析。在這次的畢業(yè)設計中得到了指導教師的精心批評和糾正，并對壓片機中不是很合理的地方進行了修改和設計。
2 壓片機總體設計
2.1 設計題目分析
2.1.1 給定數(shù)據(jù)
沖頭壓力：15噸(150000N)；
生產(chǎn)率：25片/分鐘
機器運轉(zhuǎn)不均勻系數(shù)： 10％；
藥片重量： 30克
片劑規(guī)格： 直徑50mm, 厚度11mm
壓縮率：％
2.1.2總功能分析
（1） 總功能分析[3]
將干粉壓制成片坯。若要求獲得質(zhì)量較好的成品。采用下式進行分析：
能量 + 干粉 機械加工 成品
由上式可得到：為了達到高效、方便的目的，采用機械自動加工的方法比較好，因此，采用自動加工的方法壓制片坯。
（2） 總功能分解[4]
設計干粉壓片機，其總功能可以分解成以下幾個工藝動作：
(1) 下沖頭間歇直線運動
(2) 送料機構：為間歇直線運動,這一動作可以通過凸輪上升段完成
(3) 篩料：要求篩子往復震動
(4) 推出片坯：下沖頭上升推出成型的片坯
(5) 送成品：通過凸輪推動篩子來將成型的片坯擠到滑道
(6) 上沖頭往復直線運動，最好實行快速返回等特性
得如下樹狀功能圖：
圖1 功能圖
Fig.1 Diagram of function
2.2 工作原理[5]
壓片機是將粉料壓制成直徑為50mm，厚度為11mm的圓形片坯。如圖2所示，其工藝過程是：
圖2 干粉壓片機工藝過程
Fig.2 The processing of powder presser
(1) 裝滿粉料的料篩在筒型腔上方振動數(shù)次將干粉均勻地撒入圓筒型腔內(nèi)。
(2) 下沖頭下沉3mm，預防上沖頭進入型腔內(nèi)把干粉撲出。
(3) 上、下沖頭同時加壓，并保持一段時間。
(4) 上沖頭退出，下沖頭隨后頂出壓好的片坯。
(5) 料篩向右推出片坯。
圖3 壓片機傳動示意圖
Fig3 Presser transmission schemes
2.3機械運動方案及機構設計
2.3.1擬訂執(zhí)行構件的運動形式[6]
顯然該壓片機應有三套機械傳動系統(tǒng)所組成，即實現(xiàn)上沖頭運動的加壓傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓傳動系統(tǒng)，實現(xiàn)料篩運動的上、下料傳動系統(tǒng)。這三套傳動系統(tǒng)中的上沖頭、下沖頭、料篩即為三個執(zhí)行構件，它們的運動特性分別為：
(a)上沖頭完成往復(鉛垂上下)直移運動，在下移至終點后有短時間停歇(起保壓作用)。又因沖頭上升后要留有料篩進入的空間，故沖頭的行程約為90~100mm。沖頭還受有較大的力。若機構主動件一轉(zhuǎn)(2π)完成一個運動循環(huán)。
(b) 下沖頭也作上下直移運動，其運動規(guī)律較復雜，自初始位置先下沉3mm，然后上升8mm加壓，后停歇保壓，將成形片坯頂至與平臺平齊后停歇，待料篩將片坯推離沖頭后再下移21mm到待裝料的初始位置。
(c) 料篩作水平直移運動，其運動規(guī)律也較復雜。先在模具型腔上方往復振動料篩，然后向左退回，待坯料成形并被推出型腔后，料篩再在臺面上右移45~50mm，推開成形片坯?？煽闯隽虾Y受力不大。其位移線圖大致如圖4所示。
圖5 壓片機運動循環(huán)圖
Fig.5 Presser movement cycle figure
圖4 執(zhí)行構件運動線圖
Fig.4 Execution component moving chart
2.3.3
2.3.2 擬訂運動循環(huán)圖
擬定運動循環(huán)圖的目的是確定各機構執(zhí)行構件動作的先后順序、相位，以利于設計、裝配和調(diào)試。根據(jù)上述工藝動作順序可以擬定出表示三套傳動系統(tǒng)中三個執(zhí)行構件運動循環(huán)協(xié)調(diào)配合關系的運動循環(huán)圖，如圖5所示。由于上沖頭所在的系統(tǒng)為主傳動系統(tǒng)，其原動件每一轉(zhuǎn)便完成一個運動循環(huán)，所以擬定運動循環(huán)圖時，以該原動件的轉(zhuǎn)角為橫坐標(0°~3 6 0°)，以各執(zhí)行構件的位移為縱坐標畫出位移曲線(運動循環(huán)圖上的位移曲線主要著眼于運動的起迄位 置，而不必準確表示其運動規(guī)律，故圖上位移曲線均由直線段組成。
如圖4跟圖5.料篩退出加料位置后停歇。料篩剛退出，下沖頭即開始下沉3mm。下沖頭下沉完畢，上沖頭可下移到型腔入口處，待上沖頭到達臺面上3mm處時，下沖頭開始上升，對粉料兩面加壓，這時上、下沖頭各有移動，然后兩沖頭停歇保壓保壓時間
約0.4秒，即相當于原動件轉(zhuǎn)60°左右。以后上沖頭先開始退出，下沖頭稍后并緩慢地向上移動到和臺面平齊，頂出成形片坯。下沖頭停歇待卸片坯時，料篩推進到型腔上方推卸片坯。下沖頭下移21mm的同時，料篩振動粉料進入下一個循環(huán)。
2.3.3確定主加壓機構方案
由上述分析可知，壓片機機構有三個分支：一為實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構；二為實現(xiàn)下沖頭運動的輔助加壓機構；三是實現(xiàn)料篩運動的上、下料機構。
實現(xiàn)上沖頭運動的主加壓機構應有下述幾種基本運動功能：
a) 上沖頭要完成每分鐘25次往復直線運動，所以該系統(tǒng)的原動件轉(zhuǎn)速應為25 r／m i n，若以電動機作為原動機，則該傳動系統(tǒng)應有減速功能。
b) 因上沖頭是往復直線運動(輸出)，故該系統(tǒng)要有運動形式轉(zhuǎn)換功能，即由單向連續(xù)轉(zhuǎn)動變?yōu)樽瓦\動。
c) 因有保壓階段，故上沖頭在下移至行程末端要有一段停歇或近似停歇功能。
d) 因沖頭受到壓力較大，所以希望機構具有增力的功能，以增大有效作用力，而不必采用功率較大的原動機。
上沖頭在下移行程的末端還有停歇和增力的附加要求，故對上述方案要再作增改。
圖6 壓片機加壓機構的四個方案
Fig.6 Presser pressurized structure of the four schemes
要使機構從動件(執(zhí)行構件)在行程中停歇，即運動速度為零，大致有下述幾種辦法：
(1) 如圖6中方案一、三用轉(zhuǎn)動凸輪推動從動件，則與從動件行程末端相應的凸輪
則與從動件行程末端相應的凸輪廓線用同心圓弧廓線時，從動件在行程末端停歇。曲線導桿機構(圖6a)也有同樣的作用。
(2) 使機構的運動副或運動鏈暫時脫離，這可采用基本機構的變異機構，如槽輪機構(圖6b)。也可采用換向機構或離合器(圖6c)，當換向輪處于中間位置時，從動件A、B——螺桿停歇。
(3) 在機構串聯(lián)組合時，使兩機構的從動件均在速度零位時串接。因為速度零位附近的速度一般也較小，這就使得串聯(lián)組合機構輸出構件的速度在較長一段時間內(nèi)接近為零。如圖6方案四所示。
至此，在圖6所示的四種方案中，已充分考慮了所提出的功能要求。
2.3.4 評選機構方案
按照前述的方案評選原則，充分分析各方案的優(yōu)缺點，然后得知選用方案四是比較適宜的。
至于下沖頭機構和料篩機構，前者因位移不大，運動規(guī)律復雜，可考慮用凸輪機構；后者因要完成振動動作，所以可用凸輪機構完成小振動動作，用串聯(lián)的連桿機構實現(xiàn)運動轉(zhuǎn)換和放大。整個壓片機的機構簡圖如圖7所示：
圖7 壓片機機構簡圖
Fig.7 Presser actuating limbs
2.3.5機構的尺度設計
圖8 主加壓機構設計原理
Fig.8 Lord pressurized structure design principle
方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構。今將第一個機構的輸出構件(在速度為零的位置)和第二個機構的輸入構件(在其輸出構件速度接近為零時的位置)固接起來，那么，在這個位置附近(一段較長時間)組合機構的輸出構件將近似停歇。其原理說明如下：
根據(jù)上述分析，該機構可按如下步驟設計：
(1)確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖9a)，λ=l/r愈小，在s=0處的位移變化愈大，
圖9 曲柄滑塊機構和曲柄機構特性
Fig.9 The properties of slider-crank mechanism and crank mechanism
所以應選較大的λ；但λ愈大，從s=0到90~l00mm的位移所需曲柄的轉(zhuǎn)角θ也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖桿的轉(zhuǎn)角應小于180°。所以，應取一個合適的曲柄長度和λ值，滿足滑塊有90~100mm的行程而曲柄轉(zhuǎn)角則在30°左右，同時在φ2=178°~182°的范圍內(nèi)滑塊位移不大于0.4mm或更小。如圖10所示，取λ=1。
(2) 確定曲柄搖桿機構尺寸。在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在OAA位置時，曲柄搖桿機構的連桿AB′與OAA的夾角應接近90°。此時，OB′若選在A B′的延長線上，則A B′受力最小。故在此線上選一適當位置作OB′。具體選定OB′的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數(shù)K或θ1愈大，在位置A時的位移變化較大(圖8b)，所以OB′距點A遠一些好。選定OB′以后，可定出與OAA兩個位移φ3、φ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)對應的OB′B′的兩個位移ψ3、ψ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度，角φ0 為兩機構串聯(lián)的相位角。設計結果如圖10所示。其后，再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規(guī)律。最后，再回到運動循環(huán)圖上，檢查它與其它執(zhí)行構件的運動有否干涉的情況出現(xiàn)。必要時可修正運動循環(huán)圖。
圖10 主加壓機構設計
Fig.10 Lord pressurized structure design
3 沖壓機構設計
由于壓片機的工作壓力較大，行程較短，一般采用肘桿式增力沖壓機構作為主體機構，它是由曲柄連桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)而成。先設計搖桿滑塊機構。
方案四是由曲柄搖桿機構和曲柄滑塊機構串聯(lián)而成的組合機構，屬構件固接式串聯(lián)組合。今將第一個機構的輸出構件(在速度為零的位置)和第二個機構的輸入構件(在其輸出構件速度接近為零時的位置)固接起來，即機構串聯(lián)起來，那么，在這個位置附近(一段較長時間)組合機構的輸出構件將近似停歇。
根據(jù)以上，該機構可按如下步驟設計
圖11 主加壓機構設計原理
Fig.11 Lord pressurized structure design principle
(1) 確定曲柄滑塊機構尺寸。根據(jù)曲柄滑塊機構特性(圖12a)，λ=l/r愈小，在s=0處的位移變化愈大，
圖12 曲柄滑塊機構和曲柄搖桿機構特性
Fig.12 Slider-crank mechanism and crank rocker organization characteristics
所以應選較大的λ；但λ愈大，從s=0到90~l00mm的位移所需曲柄的轉(zhuǎn)角θ也愈大；又因為曲柄是與曲柄搖桿機構中的搖桿串接的，而搖桿的轉(zhuǎn)角應小于180°，且希望取小一些為好。所以，應取一個合適的曲柄長度和λ值，滿足滑塊有90~100mm的行程而曲柄轉(zhuǎn)角則在30°左右，同時在φ2=178°~182°的范圍內(nèi)滑塊位移不大于0.4mm或更小(可近似看作滑塊停歇)。如圖12所示，取λ=1。為了保壓，要求搖桿在鉛垂位置的正負2度的范圍內(nèi)，滑塊的位移量小于等于0.4mm。據(jù)此可得到搖桿的長度
(mm) （1）
式中------搖桿滑塊機構中連桿與搖桿長度之比，一般取。 算出L=r=200mm
圖13 主加壓機構設計
Fig .13 Lord pressurized structure design
(2) 確定曲柄搖桿機構尺寸。根據(jù)上沖頭的行程長度H=100mm，即可的搖桿的另一極限位置，搖桿的擺角以小于60度為宜。設計曲柄搖桿機構時，為了“增力”，曲柄的回轉(zhuǎn)中心可在過搖桿活動鉸鏈、垂直于搖桿鉛垂位置的直線上適當選取，以改善機構再沖頭下極限位置附近的傳力性能。根據(jù)搖桿的三個位置（正負2度位置和另一
極限位置），設定與之對應的曲柄三個位置，其中對應于搖桿的兩個極限位置，曲柄應在與連桿共線的位置，曲柄另一個位置可根據(jù)保壓時間約占整個循環(huán)時間的1/10來設定，則可根據(jù)兩連架桿的三組對應位置來設計此機構。根據(jù)搖桿兩個極限位置時曲柄和連桿共線的條件，確定曲柄和連桿的長度為250mm，590mm。曲柄回轉(zhuǎn)中心距搖桿鉛垂位置愈遠，機構的行程速比系數(shù)愈小，沖頭在下極限位置附近的位移變化愈小，但機構尺寸愈大。曲柄轉(zhuǎn)速為n=25.10r/min,可據(jù)此設計主傳動系統(tǒng)。
在壓片位置，機構應有較好的傳動角。所以，當搖桿在OAA位置時，曲柄搖桿機構的連桿AB′與OAA的夾角應接近90°。此時，OB′若選在A B′的延長線上，則A B′受力最小。故在此線上選一適當位置作OB′。具體選定OB′的位置時，可再考慮急回特性的要求，或搖桿速度接近零的區(qū)域中位移變化比較平緩的要求。它與機構尺寸的大致關系是：行程速度變化系數(shù)K或θ1愈大，在位置A時的位移變化較大(圖3.2b)，所以OB′距點A遠一些好，但又受到機構尺寸和急回特性的限制，不能取得太遠。選定OB′以后，可定出與OAA兩個位移φ3、φ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)對應的OB′B′的兩個位移ψ3、ψ4 (或Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ三個位置)。按上述命題設計出曲柄搖桿機構的尺度，角φ0 為兩機構串聯(lián)的相位角。設計結果如圖12所示。其后，得L3=240mm，L4=330mm,再對設計結果進行運動分析，可得到機構正確的運動規(guī)律。4凸輪機構的設計
4.1凸輪機構的應用[7]
凸輪機構是由凸輪、從動件、機架以及附屬裝置組成的一種高副機構。其中凸輪是一個具有曲線輪廓的構件，通常作連續(xù)的等速轉(zhuǎn)動、擺動或移動。從動件在凸輪輪廓的控制下，按預定的運動規(guī)律作往復移動或擺動。
凸輪機構的最大的優(yōu)點是：只要適當?shù)卦O計出凸輪的輪廓線，就可以使推桿得到各種預期的運動規(guī)律，而且機構簡單緊湊。
凸輪機構的缺點是凸輪輪廓線與推桿之間為點、線接觸，易磨損，所以凸輪機構多用傳力不大的場合。
4.2凸輪分類
4.2.1 按凸輪的形狀分類
盤形凸輪、移動凸輪、圓柱凸輪。
4.2.2按從動件的形狀分類
尖頂從動件、滾子從動件、平底從動件。
此外，按維持高副接觸分（鎖合）；1）力鎖合→彈簧力、重力 .2）幾何鎖合：等徑凸輪；等寬凸輪。
4.3 凸輪等速運動規(guī)律
從動件開始和最大行程加速度有突變則有很大的沖擊。這種沖擊稱剛性沖擊。實質(zhì)材料有彈性變形不可能達到，但仍然有強烈的沖擊。只適用于低速輕載。
4.4 凸輪輪廓曲線設計
設想給整個凸輪機構加上一個公共角速度，使其繞凸輪軸心o轉(zhuǎn)動。根據(jù)相對運動原理，我們知道凸輪與推桿間的相對運動關系并不發(fā)生改變，但此時凸輪將靜止不動，而推桿則一方面和機架一起以角速度繞凸輪軸心O轉(zhuǎn)動，同時又在其導軌內(nèi)按預期的運動規(guī)律運動?？梢姡茥U在復合運動中，其尖頂?shù)能壽E就是凸輪廓線。
4.4.1利用作圖法設計凸輪廓[8]
選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運動規(guī)律如表所示。
先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機構按進行反轉(zhuǎn)，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉(zhuǎn)動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。
1．下沖頭（1）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計
（1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運動規(guī)律如表1所示。
表1 下沖頭（1）推桿的運動規(guī)律
Table 1 next punch (1) motion rule of push rod
序號
凸輪運動角
推桿運動規(guī)律
1
0度---80度
推桿近休
2
80度---90度
上升3mm
3
90度---220度
推桿遠休
4
220度---230度
下降3mm
5
230度---360度
推桿近休
（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機構按進行反轉(zhuǎn)，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉(zhuǎn)動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。
（3）繪制零件圖。
2．下沖頭（2）進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計
（1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運動規(guī)律如表2所示。
表2 下沖頭（2）推桿的運動規(guī)律
Table 2 next punch (2) the motion law of the push rod
序號
凸輪運動角
推桿運動規(guī)律
1
0度---30度
推桿休止
2
30度---70度
下降8mm
3
70度---220度
推桿近休
4
220度---230度
上升21mm
5
230度---270度
推桿遠休
6
270度---320度
下降16mm
7
320度---360度
推桿休止
（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機構按進行反轉(zhuǎn)，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉(zhuǎn)動。按順時針方向先量出推程運動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。
（3）繪制零件圖。
3．料篩進給機構對心直動滾子推桿盤形凸輪機構設計
（1）選取適當?shù)谋壤?，取為半徑作圓；選取凸輪的基圓半徑Ro=15mm,偏心距e=0mm，凸輪以等角速度沿逆時針方向回轉(zhuǎn)，推桿的運動規(guī)律如表3所示。
表3 料篩推桿的運動規(guī)律
Table 3 screen the motion law of the push rod material
序號
凸輪運動角
推桿運動規(guī)律
1
0度---90度
推桿近休
2
90度---130度
上升50mm
3
130度---220度
推桿遠休
4
220度---260度
下降50mm
5
260度---360度
推桿近休
（2）先作相應于推程的一段凸輪廓線。為此，根據(jù)反轉(zhuǎn)法原理，將凸輪機構按進行反轉(zhuǎn)，此時凸輪靜止不動，而推桿繞凸輪順時針轉(zhuǎn)動。按順時針方向先量出推程運
動角，再按一定的分度值（凸輪精度要求高時，分度值取小些，反之可以取小些）將此運動角分成若干等份并依據(jù)推桿的運動規(guī)律算出各分點時推桿的位移值S。
（3）繪制零件圖。
5 減速器的設計
5.1 減速器傳動系統(tǒng)的分析[9]
1、傳動系統(tǒng)的作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。
2、傳動方案的特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。
3、電機和工作機的安裝位置：電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端,并用帶傳動；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端，并用鏈傳動。
5.2 分析減速器的裝配方案
按照先拆后裝的原則將原來拆卸下來的零件按編好的順序返裝回去。
（1）、主要零部件：軸、軸承、齒輪、聯(lián)軸器
（2）、附件：窺視孔、通氣器、定位銷、啟箱螺釘、放油孔及放油螺塞
5.3 傳動系統(tǒng)運動分析計算
計算總傳動比i;總效率；確定電機型號，傳動系統(tǒng)簡圖如14：
圖 14 傳動簡圖
Fig.14 Transmission diagram
5.3.1 確定電機型號[10]
根據(jù)工作條件：室內(nèi)常溫、灰塵較大、兩班制、連續(xù)單向運行，載荷較平穩(wěn)，電壓為380V的三相交流電源，電動機輸出功率P=3kw，及滿載轉(zhuǎn)速n=1500r/min等，選用Y系列三相異步電動機，型號為Y100L2-4，其主要性能數(shù)據(jù)如表4
表4 主要性能數(shù)據(jù)
Table 4 Main performance data
電機型號
額定功率PM
滿載轉(zhuǎn)速nm
凈重
Y100L2-4
2.8kw
1430r/min
38kg
5.3.2 計算傳動裝置各級傳動比和效率[11]：
1、各級傳動比：
57.2
25
1430
=
=
a
i
, , 2.8
=
i
57.2
為使V帶傳動外廓尺寸不知過大，初步取2.8
0
=
i
，按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，由展開式曲線得：，則7
.
3
6
.
5
43
.
20
1
2
=
=
=
i
i
i
2、各級效率：
（2）
（3）
5.3.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速功率和轉(zhuǎn)矩[12]
如表5
表5 主要參數(shù)
Table 5 Main parameters
軸名
功率P（kw）
轉(zhuǎn)矩T（N*m）
轉(zhuǎn)數(shù)n
r/min
傳動比
i
輸入
輸出
輸入
輸出
電動機軸
3
20.03
1430
2.80
Ⅰ軸
2.88
2.82
53.76
52.68
510.71
5.50
Ⅱ軸
2.74
2.69
286．18
280.46
92.85
3.70
Ⅲ軸
2.60
2.55
994.63
974.74
25.10
5.3.4 高速軸上的齒輪設計
1.齒輪的選擇[13]
1）選用直齒圓柱齒輪傳動
2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）
3）材料選擇。由機械設計教材表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
4）選取小齒輪齒數(shù), ,取
2．按齒面接觸強度設計[14]
由設計計算公式進行試算，即
（4）
1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
(1)試選載荷系數(shù)
(2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
(3)選取齒寬系數(shù)
(4)查得材料的彈性影響系數(shù)
(5)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限;大齒輪的接觸疲勞強度極限;
(6)計算應力循環(huán)次數(shù)
（5）
（6）
(7)查得接觸疲勞壽命系數(shù);
(8) 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為為1%，安全系數(shù)S=1,得
（7）
（8）
2)計算
(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值
(2) 計算圓周速度v
（10）
(3) 計算齒寬b
（11）
(4) 計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù) （12）
齒高 （13）
（14）
(5) 計算載荷系數(shù)
根據(jù)v=1.209m/s，7級精度，由圖108查得動載系數(shù);
直齒輪，;
查得使用系數(shù)；
由b/h=10.667，查得;故載荷系數(shù)
（15）
(6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式5.2得
（16）
(7) 計算模數(shù)m
（17）
3.按齒根彎曲強度設計[15]
彎曲強度的設計公式為
（18）
確定公式內(nèi)的各計算值
(1) 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限;大齒輪的彎曲疲勞強度極限;
（2）查得彎曲疲勞壽命系數(shù); ；
（3）計算彎曲疲勞許用力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得
（19）
（20）
(4) 計算載荷系數(shù)K
（21）
（5）查取齒形系數(shù)
查得 ;。
（6）查取應力校正系數(shù)
查得 ;。
（7）計算大、小齒輪的并加以比較
（22）
（23）
大齒輪的數(shù)值大
2）設計計算
（24）
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑（即模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.894并就近圓整為標準值m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑=45.217mm,算出小齒輪齒數(shù)
（25）
大齒輪齒數(shù),取。
4.幾何尺寸計算
1) 計算分度圓直徑
（26）
（27）
計算中心距
（28）
計算齒輪寬度
取, 。 （29）
5.3.5 低速軸上的齒輪設計[16]
低速軸的齒輪設計與高速軸設計步驟及原理相同具體參數(shù)如下：
小齒輪： 齒數(shù)，分度圓直徑，齒輪寬度；
大齒輪： 齒數(shù)，分度圓直徑，齒輪寬度；
低速軸齒輪中心距。
5.4 軸的設計
5.4.1 軸的最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，軸的扭轉(zhuǎn)強度條件為
（30）
式中：—扭轉(zhuǎn)切應力，單位為MPa;
T—軸所受的扭矩，單位為Nmm；
—軸的抗扭截面系數(shù)，單位為mm3
—軸的轉(zhuǎn)速，單位為r/min;
—軸傳遞的功率，單位為Kw;
—計算截面處軸的直徑，單位為mm；
—需用扭轉(zhuǎn)切應力，單位為MPa
表6 軸常用幾種材料的及
Table 6 axis of some common materials and
軸的材料
Q235-A、20
Q275、35
（）
45
、 、
15-25
20-35
25-45
35-55
149-126
135-112
126-203
112-97
軸的直徑
（31）
式中 （32）
取
5.4.2 軸的結構設計
1.擬定軸上零件的裝配方案，確定軸的各段直徑和長度[17]。
低速軸：第一段的直徑為了滿足鏈輪的軸向定位要求，第一段軸右端需制出一段軸肩，故第二段軸的直徑。 左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑第三段軸的直徑。鏈輪與軸配合的長度取。
參照工作要求并根據(jù)第三段，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6211。由手冊上查得6211型軸承的定位軸肩高h=6mm。
軸承端蓋的總寬度為20mm。取端蓋的外端面與鏈輪右端面間的距離，故取。第四段軸的直徑，。
取安裝齒輪處的軸段第六段的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。,。中間軸：。 高速軸：。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。
2.軸上零件的周向定位[18]
齒輪、與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按由機械設計教材表6-1,查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，帶輪與軸的配合為。滾動軸承軸的周向定位是借過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。
3.確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見軸零件圖。
5.5 軸的校核[19]
5.5.1 齒輪的力分析計算
III軸：
圓周力 （33）
徑向力 （34）
5.5.2支座反力分析
1.定跨距測得：；；
2.水平反力：
（35）
（36）
3.垂直反力：
（37）
（38）
5.5.3 當量彎矩
1.水平彎矩：
（39）
2.垂直面彎距：
（40）
（41）
3.合成彎矩：
（42）
（43）
4.當轉(zhuǎn)矩；取得：
5.當量彎矩：
（44）
=
（45）
5.5.4 校核強度
易知截面C處是軸的危險截面。則由[1]P339得軸的強度校核公式
（46）
其中：
1.因為軸的直徑為d=55mm的實心圓軸，故取
2.因為軸的材料為45鋼、調(diào)質(zhì)處理查[1]P330取軸的許用彎曲應力為：
合格 （47）
5.5.5 軸的載荷
軸的載荷分析圖15
根據(jù)軸承號6211查表取軸承基本額定動載荷為：C=43200N；基本額定靜載荷為：
Cor=29200N
L1
L2
R
BH
R
DH
R
DV
F
r
R
BV
R
BV
F
a
R
DH
R
DV
R
BV
R
BH
R
BV
F
r
F
a
F
t
F
t
L3
M
H
M
V
M
T
M
e
M
V1
M
V2
M
1
M
2
T
M
e1
M
e2
M
H
A
T
B
C
D
a
b
c
d
e.
f.
a.軸的計算 b.水平面、垂直面的受力圖
c.水平面垂直面的彎矩圖 d.合成彎矩圖
e.轉(zhuǎn)矩圖 f.當量彎矩圖
圖 15 軸的載荷分析圖
Fig.15 Graph FenXiTu shaft load
由軸承壽命公式得：
（48）
因為實際壽命 （49）
所以
故軸承使用壽命足夠、合格。
6 帶傳動的設計
6.1 傳動帶的設計[20]
6.1.1 確定計算功率，選擇V帶型號
（50）
計算功率，單位為kw
要求傳遞的功率，單位為kw
工作情況系數(shù)
根據(jù)計算功率和小帶輪轉(zhuǎn)數(shù)選取V帶型號，初步選用A型V帶
6.1.2 選擇帶輪的基準直徑和驗算帶數(shù)
1 選擇帶輪的基準值經(jīng)
帶輪直徑小使傳動機構尺寸緊湊，但直徑過小，將使帶的彎曲應力過大，降低壽命，且在一定轉(zhuǎn)矩下的圓周力增大，使帶根數(shù)增多，故帶輪直徑不宜過小，應使并符合直徑系列。大帶輪直徑可由式計算。
初選 ，
2 驗算帶速v
過高帶速，會使離心力增大，使帶輪和帶間正壓力減小而降低傳動能力，并影響帶的壽命。因此，一般使帶速在5~25m/s范圍內(nèi)，否則調(diào)整小帶輪直徑或轉(zhuǎn)速。
合格 （51）
6.1.3 確定中心距a和v帶的基準長度
1 初定中心距
（52）
得 故選mm
2 計算帶近似長度
基準長度： （53）
按表選取標準=1400mm,
3 確定中心距a
實際中心距： （54）
4驗算小帶輪包角
帶傳動的包角大小直接影響帶傳動的工作能力，包角減小，傳動能力降低，易打滑。一般情況下，小帶輪上的包角較小，打滑總發(fā)生在小帶輪上，故需驗算小帶輪上的包角，使。若不滿足，應增大中心距或加裝張緊輪。
小帶輪上的包角：
合格 （55）
5確定v帶根數(shù)
根數(shù) （56）
6計算帶張緊力
式（6.8）
7計算壓軸力
（57）
6.2帶輪的設計
帶傳動要求帶論結構合理，重量輕，質(zhì)量分布均勻，高轉(zhuǎn)速時需經(jīng)動平衡，輪槽表面應仔細加工，以減少帶的磨損。圓周速度的帶輪，常用灰鑄鐵HT150或HT200制造。
V帶輪由輪緣、輪輻和輪轂三部分組成，當帶輪基準直徑時（為軸的直徑），采用實心式結構；當時，采用輻板式結構；當時，采用孔板式結構；當時，采用輻條式結構。
本題大帶輪和小帶輪均采用輻板式結構。
基準寬度:
基準線上槽深:
基準線下槽深:
槽間距:
第一槽對稱面至端面的距離:
最小輪緣厚:
帶輪寬: （58）
外徑:
輪槽角:當時 即為小帶輪的輪槽角
當時 即為大帶輪的輪槽角
S=10mm
7 結束語
單沖壓片機主要由沖模，加料機構，填充調(diào)節(jié)機構、壓力調(diào)節(jié)機構和出片機構組成，其原理是通過凸輪機構的轉(zhuǎn)動帶動上下沖運轉(zhuǎn)，使之產(chǎn)生相對運動而壓制成藥片。傳動部分采用鏈輪傳動，傳動力大，損失小。動力由電動機傳出后經(jīng)減速箱減速后，傳遞給上沖及加料機構，實現(xiàn)一個循環(huán)內(nèi)的進料、壓縮、出料過程。
單沖壓片機是間歇式生產(chǎn)設備，其生產(chǎn)率低。單沖壓片機可以用手搖，也可以電動連續(xù)壓片，一般適于小批量生產(chǎn)和實驗室試制。
本設計有壓片穩(wěn)定，操作靈活輕便等特點，可用來進行研究試驗和小批量生產(chǎn)
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