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目 錄
第1章 緒論 1
1.1 干粉壓片機的概述 1
1.2 干粉壓片機的研究現(xiàn)狀 2
1.2.1 壓片機動力學分析及力的優(yōu)化 2
1.2.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀 4
第2章 干粉壓片機的工作原理分析 5
2.1 方案構(gòu)思及工作原理分析 5
2.1.1 干粉壓片機工藝動作分解 5
2.1.2 干粉壓片機工藝動作單步分析 5
2.1.3 工作循環(huán)圖的分析與確定 6
第3章 執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計與計算 8
3.1 執(zhí)行機構(gòu)的方案構(gòu)思 8
3.1.1料篩機構(gòu)的方案構(gòu)思 8
3.1.2上加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思 8
3.1.3下加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思 9
3.2 執(zhí)行機構(gòu)方案比較及分析 10
3.3 執(zhí)行機構(gòu)的尺寸綜合 11
3.3.1 主執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算 11
3.3.2 下凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算 11
3.3.3 料篩凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算 12
第4章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算 13
4.1 傳動機構(gòu)的方案構(gòu)思及分析 13
4.2 傳動機構(gòu)的運動參數(shù)和動力參數(shù) 14
4.2.1 電動機的選擇 14
4.2.2 分配傳動比 15
4.2.3 計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù) 16
4.3 傳動零件的設(shè)計計算 17
4.3.1 帶傳動的設(shè)計 17
4.3.2 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 19
4.3.3 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算 23
4.4軸的設(shè)計計算 28
4.4.1輸出軸的設(shè)計 28
4.4.2 高速軸的設(shè)計 32
4.4.3中間軸的設(shè)計 36
4.5 軸承的選擇與計算 39
4.5.1 輸入軸軸承的校核 39
4.5.2 中間軸軸承的校核 40
4.5.3 輸出軸軸承的校核 41
4.6鍵連接的選擇和校核計算 42
4.7 潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 43
設(shè)計總結(jié) 44
參考文獻 45
干粉壓片機的設(shè)計
摘要：隨著現(xiàn)代科技的發(fā)展，壓片機涉及的行業(yè)越來越廣泛，高科技、高效率，低成本已成為現(xiàn)代壓片機的一個重要的發(fā)展趨勢。與國外的壓片機相比，我國生產(chǎn)的壓片機規(guī)模小、產(chǎn)量低、技術(shù)含量較低。干粉壓片機是將干粉壓制成直徑為30mm，厚度為5mm的圓形片坯狀的裝置。本文以壓片機為研究對象，以造價低、結(jié)構(gòu)簡單為基礎(chǔ)，通過方案對比及力的分析,從而設(shè)計出合適的壓片機。本文闡述了加壓機構(gòu)、送料機構(gòu)及傳動系統(tǒng)的設(shè)計過程。
關(guān)鍵詞：壓片機；連桿加壓機構(gòu)；凸輪
The Design of the Dry Powder tablet Pressing Machine
ABSTRACT: With the development of modem science and technology，tablet pressing machine is used in more and more industries. High technology, high efficiency and low cost have become the most important trend of current tablet pressing machine. Compared with the tablet pressing machine of abroad, the tablet pressing machine made in china is smaller scale, lower yield, lower technology. Dry powder tablet pressing machine is a machine that presses powder to a flat blank (30mm in diameter, 5mm in thickness) .Based on low cost and simple structure, to the study of the tablet pressing machine in the dissertation, contrast through the program and power analysis to design a suitable tablet pressing machine. In this paper, it is showed that the design process of the pressure mechanism, the feeding mechanism and the transmission.
Key Words: Tablet pressing machine; Pressure mechanism of the coupler; Cam
4
第1章 緒論
1.1 干粉壓片機的概述
干粉壓片機是指利用傳動系統(tǒng)將電動機的轉(zhuǎn)速降低帶動執(zhí)行機構(gòu)對粉末物質(zhì)采取上下進行加壓而成片狀。根據(jù)干粉壓片機的傳動系統(tǒng)和執(zhí)行機構(gòu)不同，干粉壓片機可以分為單片式壓片機，旋轉(zhuǎn)式壓片機，亞高速旋轉(zhuǎn)式壓片機、全自動高速壓片機以及旋轉(zhuǎn)式包芯壓片機。
干粉壓片機的使用行業(yè)很廣泛。如制藥廠、電子元件廠、陶瓷廠、化工原料廠等等，而且壓片機還能用來做沖壓設(shè)備。
壓片機在歐美壓片機出現(xiàn)的較早。而在國內(nèi)到1949年，上海市的天祥華記鐵工廠仿造成英國式33沖壓片機；1951年，根據(jù)美國16沖壓片機改制成國產(chǎn)18沖壓片機，這是國內(nèi)制造的最早制藥機械；1957年，設(shè)計制造了ZP25-4型壓片機；1960年，自行設(shè)計制造成功60-30型壓片機，具有自動旋轉(zhuǎn)、壓片的功能。同年還設(shè)計制造了ZP33型、ZP19型壓片機。 “七五”期間，航空航天部206所HZP26高速壓片機研制成功。1980年，上海第一制藥機械廠設(shè)計制造了ZP-21W型壓片機，達到國際上世紀80年代初的先進水平，屬國內(nèi)首創(chuàng)產(chǎn)品。1987年，引進聯(lián)邦德國Fette公司微機控制技術(shù)，設(shè)計制造了P3100-37型旋轉(zhuǎn)式壓片機，具有自動控制片劑重量、壓力、自動數(shù)片、自動剔除廢片等功能，封閉結(jié)構(gòu)嚴密、凈化程度達到GMP要求。1997，年上海天祥健臺制藥機械有限公司研發(fā)了ZP100系列旋轉(zhuǎn)式壓片機、GZPK100系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機。進入21世紀，隨著GMP認證的深入，完全符合GMP的ZP系列旋轉(zhuǎn)式壓片機相繼出現(xiàn)：上海的ZP35A、山東聊城的ZP35D等。高速旋轉(zhuǎn)式壓片機在產(chǎn)量、壓力信號采集、剔廢等技術(shù)上有了長足的發(fā)展，最高產(chǎn)量一般都大于300000片/小時，最大預(yù)壓力20kN，最大主壓力80kN或10080kN。譬如，北京國藥龍立科技有限公司的GZPLS-620系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機、上海天祥健臺制藥機械有限公司的GZPK3000系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機、北京航空制造工程研究所的PG50系列高速旋轉(zhuǎn)式壓片機等。隨著制造加工工藝水平、自動化控制技術(shù)的提高以及壓片機使用廠家各種不同的特殊需求，各種特殊用途的壓片機也相繼出現(xiàn)。譬如，實驗室用ZP5旋轉(zhuǎn)式壓片機、用于干粉壓片的干粉旋轉(zhuǎn)式壓片機、用于火藥片劑的防爆型ZPYG51系列旋轉(zhuǎn)式壓片機等。?
國內(nèi)壓片機的現(xiàn)狀：（1）壓片機規(guī)格眾多、數(shù)量大；（2）操作簡單；（3）技術(shù)含量較低，技術(shù)創(chuàng)新后力不足。國外壓片機的現(xiàn)狀：高速高產(chǎn)、密閉性、模塊化、自動化、規(guī)?；跋冗M的檢測技術(shù)是國外壓片機技術(shù)最主要的發(fā)展方向。
1.2 干粉壓片機的研究現(xiàn)狀
1.2.1 壓片機動力學分析及力的優(yōu)化
文獻[6]闡述了主加壓機構(gòu)的運動學分析。對機構(gòu)進行運動學分析可采用圖解法分析和解析法分析．在此，我們采用解析法，應(yīng)用c語言程序進行分析。桿組法運動學分析原理，由機構(gòu)的組成原理可知，任何平面機構(gòu)都可分解為原動件、基本桿組和機架三個部分，每一個原動件為一個單桿構(gòu)件．分別對單桿構(gòu)件和常見的基本桿組進行運動學分析， 并編制成相應(yīng)的子程序，在對整個機構(gòu)進行運動分析時，根據(jù)機構(gòu)組成情況的不同，依次調(diào)用這些子程序，從而完成對整體機構(gòu)的運動分析。
文獻[10]闡述了各種方案的擬定。根據(jù)各功能元的解， 動力源可以采用電動機、汽油機、蒸汽透平機、液壓機、氣動馬達等；上下加壓則可采用凸輪機構(gòu)、齒輪機構(gòu)、連桿機構(gòu)、液壓缸等；送料可采用連桿機構(gòu)、齒輪機構(gòu)、槽輪機構(gòu)等．這樣可組合的方案達上百種。
文獻[7]闡述了諧響應(yīng)分析。分析動態(tài)響應(yīng)實際上是解一個完整的動力學方程，它是一個二階常系數(shù)線性微分方程:
[M]{x(t)}+[c]{x(t)}+[K]{x(t)}={P(t)}
式中：[M] 、[c]、[K]--質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣。x(t)、x(t)、x ( t)--結(jié)點的加速度、速度和位移向量，它們均為時間的函數(shù)。fP(t)卜一激振力向量，也是時問的函數(shù)。諧響應(yīng)分析是用于確定線性結(jié)構(gòu)在承受隨時問按正弦規(guī)律變化載荷時穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的一種技術(shù)。分析的目的是計算出結(jié)構(gòu)在諧波激振力下的響應(yīng)，即位移響應(yīng)與應(yīng)力響應(yīng)，并得到系統(tǒng)的動態(tài)響應(yīng)與系統(tǒng)激振力頻率的曲線，稱為幅頻曲線。壓片機工作時，沖頭和壓輪周期性接觸，這樣就會造成有周期性的激振力作用在整個結(jié)構(gòu)上。當激振力的頻率與壓片機的固有頻率接近時，就會發(fā)生共振。共振現(xiàn)象的發(fā)生不但不能保證沖壓的加工精度，還會對沖頭和壓輪以致整個機床造成嚴重破壞，這是一定要避免的。通過以上分析，可以得到以下結(jié)論: (1)經(jīng)過力的優(yōu)化以后，避免了在第一、二階固有頻率處的共振現(xiàn)象的發(fā)生，雖然優(yōu)化后，第三階固有頻率處的位移比其他頻率處較大(1．8xlO4)，但小于優(yōu)化前該頻率處的位移(2．1xlO4)，更遠遠小于機器共振時的(1。6x10一)，振動量降低了接近1O倍。(2)經(jīng)過力的優(yōu)化以后，由于對整體結(jié)構(gòu)不存在激振力，所以一、二、四、五階振型不會對動態(tài)性能產(chǎn)生影響。(3)由于該壓片機的實際工作轉(zhuǎn)數(shù)在每分鐘4O一6O轉(zhuǎn)之間，即工作頻率為48 73Hz之間，而優(yōu)化后在96HZ處振動量較大，遠離工作頻率范圍，所以，機器處于安全良好的工作區(qū)域范圍，具有良好的動態(tài)性能。通過對壓片機的模態(tài)分析，動力學諧響應(yīng)分析，得出了壓片機在不同工作頻率范圍下的響應(yīng)，在此基礎(chǔ)上對整體結(jié)構(gòu)進行了力的優(yōu)化，有效的抑制了共振現(xiàn)象的發(fā)生，解決了機器工作時振動和噪音的問題，分析結(jié)果對壓片機的設(shè)計具有很實用的理論參考價值。
文獻[13]闡述了沖壓機構(gòu)桿件的優(yōu)化設(shè)計。沖壓機構(gòu)的應(yīng)用非常廣泛，以干粉壓片機為例，其中的沖壓機構(gòu)對壓痕機的性能影響很大。它要求機構(gòu)中的滑塊在工藝行程中速度盡可能均勻且施加于曲柄的平衡力矩盡可能小，為此有必要對各構(gòu)件進行優(yōu)化分析。
運動及受力分析。沖壓機構(gòu)，由一曲柄搖桿機構(gòu)及一搖桿滑塊機構(gòu)組成的多桿機構(gòu)。采用解析法，建立起3種目標函數(shù)，運用罰函數(shù)法進行程序編制及計算，進行優(yōu)化設(shè)計。首先，按機構(gòu)的組成原理將機構(gòu)分解成若干基本桿組，對每一個基本桿組編制相應(yīng)的運動分析和受力分析的子程序，對具體某一機構(gòu)只須建立一個簡單的主程序和調(diào)用相應(yīng)的子程序即可。
優(yōu)化設(shè)計。采用有約束優(yōu)化設(shè)計問題的間接求解方法中的罰函數(shù)法，編制程序suMT，編制目標函數(shù)子程序FuNC和約束函數(shù)子程序FNT，編制各基本桿組的運動和受力分析子程序。
文獻[12]闡述了連桿送料機構(gòu)的運動優(yōu)化。連桿機構(gòu)推動的推板式送料裝置能夠?qū)崿F(xiàn)沖壓生產(chǎn)的自動送料，該機構(gòu)與斜楔推動的推板式送料機構(gòu)和杠桿推動的推板送料裝置相比，可實現(xiàn)較大的行程“。設(shè)計連桿迭料機構(gòu)所需考慮的因素較多，直觀性較差．容易導(dǎo)致設(shè)計失誤．因此設(shè)計了用于優(yōu)化機構(gòu)各桿長、送料行程、送料加速度等的多目標函數(shù)，綜合連桿機構(gòu)成立的條件、機構(gòu)大小限制、運動參數(shù)要求等建立約束條件，采用直觀的可視化方法對優(yōu)化結(jié)果和連桿送料機構(gòu)的運動特性進行分析。
目標函數(shù)的建立。根據(jù)結(jié)構(gòu)要求，連桿機構(gòu)的迭料行程ZI，在蠛跫M，≥330mm的前提下，盡量取較小值，以避免總體結(jié)構(gòu)過大；送料的左半行程￡L：與右半行程L厶相圍l連桿送料機構(gòu)原理圖當，以滿足機構(gòu)的對稱性要求，因此設(shè)計第一目標函數(shù)為：
Fl(x)=∣165-LL1∣+∣165+LL1∣
沖床的工作頻率為每分鐘30次，為減少送料機構(gòu)啟動時所產(chǎn)生的沖擊，使最大送料速度降低，設(shè)計送料最大加速度，即開始的加速度A。與結(jié)束時的加速度4：滿足第二目標函數(shù)：
F2（x）=∣A1+A2∣
該送料機構(gòu)的搖桿長度L，將影響傳動的效率，希望它的長度大些，同時不應(yīng)使該機構(gòu)因此而變得龐大，就此設(shè)計第三且標函數(shù)為：
F3（x）=90-L3
為控制機構(gòu)的總體尺寸，需要對送料機構(gòu)的連桿長度厶、支架高度^進行限制，按實際情況確定第四目標函數(shù)為：
F4（x）=L2-580
第五目標函數(shù)為：
F5（x）=L4-390
依據(jù)各目標的重要性、數(shù)量級以及對優(yōu)化結(jié)果的影響，確定各目標的加權(quán)因子分別為1、l、1、0.1、0.1。采用統(tǒng)一目標函數(shù)的加權(quán)組合法建立目標函數(shù)：
F(x)=F1(x)+F2（x）+F3（x）+0.1F4（x）+0.1F5（x）
該優(yōu)化模型對機構(gòu)位置的優(yōu)化效果良好．可控制最大速度與加速度，以及在機構(gòu)總體尺寸限制的情況下實現(xiàn)對各桿長度的優(yōu)化。機構(gòu)運動優(yōu)化的結(jié)果能夠滿足工程使用的要求，利用該模型進行多目標優(yōu)化是可行的。該連桿機構(gòu)在啟動時存在柔性沖擊，其加速度特性難以得到根本改善，因此該機構(gòu)只適合于低中速連續(xù)生產(chǎn)的場合。
1.2.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化的發(fā)展和研究現(xiàn)狀
文獻[8]闡述了國內(nèi)外壓片機的創(chuàng)新與研究。1.向高速高產(chǎn)量發(fā)展是壓片機首要發(fā)展方向；2.全封閉的一體化的片劑成型系統(tǒng)是壓片機的一個主要發(fā)展方向，目前國外的壓片機十分注重輸入、輸出環(huán)節(jié)的密閉性，盡可能的減少交叉污染及粉塵飛揚，而國內(nèi)大多數(shù)的壓片機這個過程是敞開的，斷裂的工序致使壓片機的粉塵和泄露是藥廠的一個通??；3.集成化、模塊化使Courtoy公司、Fette公司的壓片機獲得巨大進步；4. Courtoy壓片機片重控制的新方法； 5. 21CFR Partll(電子記錄和電子簽名)在壓片機上的應(yīng)用；6.新穎的壓片機及壓片機技術(shù)層出不窮, (1)增加預(yù)壓力, (2)為了最大程度的提高設(shè)備利用率，降低設(shè)備使用成本，使設(shè)備的清洗更規(guī)范，WIP(washing—in—place)在位清洗的理念在更多的壓片機上得到了貫徹。
第2章 干粉壓片機的工作原理分析
2.1 方案構(gòu)思及工作原理分析
干粉壓片機的原始數(shù)據(jù)如下：
表2-1 原始數(shù)據(jù)
f′h(mm′mm)
n1(rpm)
H(mm)
F(N)
y1(mm)
y2(mm)
30×5
25
90-100
150000
29
4
（1）機器運轉(zhuǎn)的不均勻系數(shù)小于10%。
（2）行程速比系數(shù)為：K=1.2
（3）要求一定得保壓時間，保壓時間約占整個循環(huán)時間的1/10。
2.1.1 干粉壓片機工藝動作分解
干粉壓片機的功用是將不加粘結(jié)劑的干粉料壓成Φ×h（30mm×5mm）的圓形片胚，其工藝動作的分解如（圖一）
圖2-1 原理動作圖
（1） 料篩在模具型腔上方往復(fù)振動，將干粉料篩入直徑為f、深度為y1的筒形型腔，然后向左退出45mm。
（2） 下沖頭下沉y2，以防上沖頭進入型腔時把粉料撲出。
（3） 上沖頭進入型腔y2。
（4） 上、下沖頭同時加壓，各移動（y1-h）/2，將產(chǎn)生壓力F，要求保壓一定時間，保壓時間約占整個循環(huán)時間的1/10。
（5） 上沖頭退回，下沖頭隨后以稍慢速度向上運動，頂出壓好的片坯。
為避免干涉，待上沖頭離開平臺H且下沖頭上平面與平臺平齊時，料篩才向右運動推走片坯，接著下沖頭下沉、料篩往復(fù)振動，繼續(xù)下一個運動循環(huán)。
2.1.2 干粉壓片機工藝動作單步分析
1.上沖頭
從圖一可以看出，上沖頭的基本運動為：下降－停歇－上升?？紤]方面：一，保壓的時有停歇，因而不宜用曲柄滑塊機構(gòu)，以為曲柄滑塊機構(gòu)運動中只產(chǎn)生瞬間的停歇。二，上沖頭運動時要產(chǎn)生較大的壓力，而凸輪機構(gòu)產(chǎn)生的壓力比較小，因而不宜選擇凸輪機構(gòu)。由上面兩點分析，可以考慮用平面四桿機構(gòu)作為上沖頭的執(zhí)行機構(gòu)?？紤]到工作時壓力角不宜過大，此時可以通過改變兩個連桿的支點之間的距離以及某些桿的長度來調(diào)整，并在調(diào)整的同時要考慮到上沖頭在保壓時段的時間至少要占整周時間的1/10（即使沖頭在離極限位置0.4mm范圍內(nèi)的主動桿要轉(zhuǎn)過至少36度）。
2．下沖頭
從圖一可以看出下沖頭的基本運動為：上升－停歇－上升－停歇－下降－停歇－下降－停歇，首次上升的距離為（y1－h(huán)）/2,第二次上升的距離為(y1－h(huán))/2+y2+h，最后一次下降的距離為y2，考慮到此運動的復(fù)雜性，以及每次上升下降的距離已經(jīng)確定，此時宜選用凸輪機構(gòu)比較容易實現(xiàn)所需的運動。在設(shè)計凸輪輪廓線時，可假設(shè)凸輪靜止不動，，而使推桿相對于凸輪作反轉(zhuǎn)運動；同時又在其導(dǎo)軌內(nèi)作預(yù)期運動，作出推桿在這種復(fù)合運動中的一系列位置，則其尖頂?shù)能壽E就是要求的凸輪廓線。這就是凸輪廓線設(shè)計方法的基本原理。在凸輪機構(gòu)中，壓力角是影響凸輪結(jié)構(gòu)受力情況的一個重要參數(shù)。壓力角越大則凸輪機構(gòu)中的作用力越大，對心的凸輪升程時壓力角較大，而正偏置能使凸輪升程的壓力角減小，所以要采用正偏置。在回程時，由于這時使推桿運動的不是凸輪對推桿的作用力，故允許采用較大的壓力角。
3．料篩
料篩的基本運動為：向右－震動－向左－停歇，設(shè)計此運動時最主要考慮的因素是震動如何實現(xiàn)，根據(jù)以前所學的知識，震動可以分為兩類方式實現(xiàn)：1，通過料篩自身的結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如在用一段凸輪的彎曲起伏的外形來實現(xiàn)。2，可以通過外部結(jié)構(gòu)來實現(xiàn)，如可以在料篩運動到導(dǎo)槽處加入振蕩機構(gòu)對料篩進行振動。上述兩種方法中第2種方法實現(xiàn)比方法1難度大，并且實現(xiàn)起來可靠性沒有方法1好，并且某些外部機構(gòu)振蕩的同時還需耗能，所以采用方法1較為合理。
料篩處凸輪機構(gòu)設(shè)計時最主要考慮振動階段凸輪外形的設(shè)計，為了使凸輪外形曲線容易表達和震動各段能夠頻率一樣，我選擇用正弦曲線Asin(wt)來實現(xiàn)，通過改變正弦曲線表達式中的峰值A(chǔ)可以控制振子運動時振動的強度，改變其中的w的值可以控制每次振動的時間。
2.1.3 工作循環(huán)圖的分析與確定
根據(jù)以上分析以及這一段時間的設(shè)計，列出三個機構(gòu)的運動循環(huán)圖：（具體見附圖2）
（一）三個機構(gòu)的直角坐標式工作循環(huán)圖：
圖2-2 運動循環(huán)圖的坐標表示法
（二）三個機構(gòu)的的直線式工作循環(huán)圖：
圖2-3 運動循環(huán)圖的直線表示法
（三）三個機構(gòu)的圓周式工作循環(huán)圖：
圖2-4 運動循環(huán)圖的圓周表示法
第3章 執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計與計算
3.1 執(zhí)行機構(gòu)的方案構(gòu)思
3.1.1料篩機構(gòu)的方案構(gòu)思
圖（a）
圖 (b)
圖 (c )
圖3-1 料篩機構(gòu)
3.1.2上加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思
圖（a）
圖（b）
圖（c）
圖（d）
圖3-2 上加壓機構(gòu)
3.1.3下加壓機構(gòu)的方案構(gòu)思
圖（a）
圖（b）
圖3-3 下加壓機構(gòu)
3.2 執(zhí)行機構(gòu)方案比較及分析
a 料篩優(yōu)缺點分析：
圖（a）和圖（c）均利用凸輪得凹凸不平而使振子產(chǎn)生振動，此類方法可靠度比較高，當時凸輪制造較困難。其中圖（a）中加入了曲柄滑塊機構(gòu)，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，為使振子按照規(guī)定的路線運動時調(diào)整桿長比較麻煩。而圖（c）直接將振子與凸輪接觸，結(jié)構(gòu)簡介，而且料篩上接有一個彈簧能夠讓料篩較容易實現(xiàn)振子按照規(guī)定的路線運動，通過調(diào)整偏置量e的大小就可以方便的改變運動時壓力角的大小。圖（b）利用一根桿在一段凹凸不平的路線上滑動而使料篩產(chǎn)生振動，此法結(jié)構(gòu)比較簡單且較容易制造，但，當轉(zhuǎn)動的桿剛與路線相接觸時會產(chǎn)生較大的沖擊，從而引起料篩的破壞和整個機器的振動。
b 上加壓機構(gòu)優(yōu)缺點分析：
圖（a）和圖（b）均利用桿組串連而設(shè)計，桿組運動過程中可以產(chǎn)生較大的壓力，而這點正是上沖頭所必須的，所以利用桿組比較合適，并且利用桿組可以通過改變各桿的桿長方便的調(diào)整運動中的位移量和壓力角。圖（c）利用凸輪結(jié)構(gòu)來設(shè)計，雖然整個機構(gòu)看起來比較簡單，當因為凸輪處是高副，運動時不能產(chǎn)生很大的壓力，因而不宜用凸輪機構(gòu)。圖（d）采用四桿機構(gòu)而設(shè)計，在運動過程中葉可以產(chǎn)生較大的壓力，可以達到上沖頭所需的壓力，而且四桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，而且可以方便的通過改變桿長來調(diào)整位移量。
C 下加壓機構(gòu)優(yōu)缺點分析：
圖（a）和圖（b）均利用凸輪來實現(xiàn)下沖頭的運動，圖（a）利用一個凸輪來實現(xiàn)而圖（b）利用兩個凸輪，兩個凸輪同時驅(qū)動滾子可以使?jié)L子實現(xiàn)較復(fù)雜的運動，但制作成本比用一個凸輪高，且下沖頭的運動只要用一個凸輪就可以實現(xiàn)滾子的運動。
綜上所述，根據(jù)各個機構(gòu)的優(yōu)缺點，選擇：
料篩：采用圖（c）。在凸輪上用正弦定律則此機構(gòu)既無剛性沖擊又無柔性沖擊，且結(jié)構(gòu)簡潔，能滿足需要的運動。
上沖頭：采用圖（d）。此機構(gòu)能實現(xiàn)較大的壓片力，能實現(xiàn)短暫停歇，且結(jié)構(gòu)簡單，改變桿長能改變上沖頭的行程。
下沖頭：采用圖（a）。此機構(gòu)采用一個凸輪，能實現(xiàn)該機器的要求，造價不高，采用凸輪+桿機構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單。
3.3 執(zhí)行機構(gòu)的尺寸綜合
3.3.1 主執(zhí)行機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算
根據(jù)作圖法，按給定的行程系數(shù)K=1.2設(shè)計四桿機構(gòu)：
（1）根據(jù)搖桿長度CD=170，擺角為，作出兩極位，；
（2） 連接，作，和，和交與P，
再作的外接圓，則固定鉸鏈A在圓弧上；
（3）作一直線平行與鉛垂線與P相距50mm，交圓弧于A。
（4）連，，作CE=90mm，再根據(jù)行程為90-100mm作出EF。
作出的簡圖如下：（具體見圖紙）
圖3-4 機構(gòu)簡圖
AB=19.32mm；BC=158.06mm；CD=170mm；EF=105.42mm；CE=90mm
3.3.2 下凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算
根據(jù)要求，采用對心滾子推桿凸輪結(jié)構(gòu)，取基圓半徑為45mm，滾子半徑10mm，利用反轉(zhuǎn)法作出凸輪輪廓線，簡圖如下：（詳見圖紙）
圖3-5 下凸輪機構(gòu)
3.3.3 料篩凸輪機構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計及尺寸計算
根據(jù)要求，采用滾子對心推桿凸輪機構(gòu)，取基圓半徑為50mm，滾子半徑
10mm，利用反轉(zhuǎn)法作出凸輪輪廓線，簡圖如下：（詳見圖紙）
圖3-6 料篩凸輪機構(gòu)
第4章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計與計算
4.1 傳動機構(gòu)的方案構(gòu)思及分析
方案一：電動機+帶傳動+二級圓錐圓柱減速裝置
① 帶傳動是具有中間撓性的一種傳動。所以它的優(yōu)點如下：
A.能緩和載荷沖擊。
B.運行平穩(wěn)，無噪音。
C.制造和安裝精度不嚴格。
D.過載時引起帶在帶輪上打滑，因而可防止其他零件的損壞。
E.可增加帶長以適應(yīng)中心距較大的工作條件（可達15m）。
② 帶傳動的缺點：
A.有彈性滑動和打滑，使用效率低，不能保持準確的傳動比。
B.傳遞同樣大的圓周力時，輪廓尺寸的軸上的壓力都比嚙合傳動稍大。
C.帶的壽命短。
方案二 電動機+鏈傳動+二級圓錐圓柱減速裝置
① 鏈傳動的優(yōu)點：
A.沒有滑動。
B.工作情況相同時，傳動尺寸比較緊湊。
C.不需要很大的張緊力，作用在軸上的載荷較小。
D.效率較高。
E.能在溫度較高，濕度較大的環(huán)境中使用。
② 鏈傳動的缺點:
A.鏈傳動有中間元件和齒輪，需要軸間距離較大。
B.只能平行軸間的傳動。
C.瞬時速度不均勻，高速運轉(zhuǎn)時不如帶傳動平穩(wěn)。
D.不適宜在載荷變化時和急促反向的傳動中應(yīng)用。
E.工作時有噪音。
F.制造費用高。
綜上所述，考慮帶傳動和鏈傳動的優(yōu)缺點，根據(jù)所設(shè)計的干粉壓片機的需要，選擇方案一。
4.2 傳動機構(gòu)的運動參數(shù)和動力參數(shù)
4.2.1 電動機的選擇
a）計算功率：
單個周期的時間：
單個沖頭周期做功：（F見表2-1原始數(shù)據(jù) F=150KN）
單個沖頭功率：
考慮到摩擦和料篩運動所需的功率，則
實際功率：
b）確定傳動裝置的效率
查表得：（機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表1-17）（下用[3]表示）
彈性柱銷聯(lián)軸器效率
滾動軸承的效率（脂潤滑正常）
一對圓柱齒輪傳動的效率
皮帶輪效率
錐齒輪的傳遞效率
總的傳動裝置的效率為
c）選擇電動機
①電動機所需功率：
②根據(jù)傳動比范圍，確定電動機轉(zhuǎn)速：
查表得：（[3]表13-2）
圓柱齒輪 3 - 5 最大值 8
圓錐齒輪 2 - 3 最大值 5
所以，減速箱傳動比 6 - 15 則
得：
又
所以，
選取
③根據(jù)轉(zhuǎn)速和功率選取Y系，既Y132M2-6
查[3]表12-1得電動機數(shù)據(jù)如下：
電動機型號： Y132M2-6
額定功率： 5.5KW
滿載轉(zhuǎn)速：
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩，額定轉(zhuǎn)矩： 2.0KN·m
最大轉(zhuǎn)矩，額定轉(zhuǎn)矩： 2.0KN·m
質(zhì) 量： 84Kg
伸出端直徑： 38mm
電動機長度： 515mm
伸出端安裝長度： 80mm
圖4-1 電動機外形
Y132M-3型電動機的外型尺寸（mm）：
A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33
H：132 K：12
AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：515
4.2.2 分配傳動比
①總的傳動比
②實際傳動比
③根據(jù)查表，得
取帶輪傳動比 則
4.2.3 計算各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)
①各軸轉(zhuǎn)速：
又 所以符合要求。
②各軸功率
③各軸轉(zhuǎn)矩
④列出各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)，如下表：
表4-1 各軸的運動參數(shù)
功率（kw）
轉(zhuǎn)矩（N·m）
轉(zhuǎn)速
（）
傳動比
效率
輸入
輸出
電動機
5.5
54.710
960
2.6
0.9504
軸一
5.5
5.28
54.710
136.57
369.23
3.25
0.9306
軸二
5.28
4.914
136.57
413.05
113.6
4.55
0.9603
軸三
4.914
4.719
413.05
180.47
24.969
4.3 傳動零件的設(shè)計計算
4.3.1 帶傳動的設(shè)計
（1）確定計算功率：
根據(jù)機器屬于兩班制且載荷變動不大，查（《機械設(shè)計》（第八版）P156
表8-7）（下用[1]表示）得：工作情況系數(shù)
（2）選擇帶型
又由于 選取普通A型V帶（[1] P157圖8-11）
（3）確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v
a 初選小帶輪的基準直徑
根據(jù)A型V帶，查（[1] P155表8-6）得：
小帶輪最小基準直徑
查（[1] P157表8-8）得：
小帶輪基準直徑
b驗算帶速v
在范圍5 - 25之內(nèi)，所以速度合格。
c 計算大帶輪的基準直徑
由（[1] P157表8-8，加以圓整，取
（4）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度
① 初定中心距a
由 即
取
② 計算相應(yīng)的帶長
帶的基本長度，根據(jù)，由查（[1] P146表8-2） 取
③ 計算中心距a及變動范圍
傳動的實際中心距近似為：
由于帶輪制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的需要。常取中心距的變動范圍：
（5）驗算小帶輪上的包角
查 [1] P148式8-7
包角取較小者，即
易知
小帶輪上的摩擦力相應(yīng)的小于大帶輪上的摩擦力，所以打滑只發(fā)生在小帶輪上，為了提高帶傳動工作能力，則：
故合格。
（6）確定待得根數(shù)z
根據(jù)[1] P146表8-2得：
[1] P152表8-4a得：
[1] P153表8-4b得：
[1] P155表8-5得：
得：
取z=7
（7）確定帶的初拉力
由[1] P149表8-3得：
則應(yīng)使帶的實際初拉力
（8）計算壓軸力
4.3.2 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算
1.選擇精度等級、材料與齒數(shù)
① 材料及熱處理
根據(jù)查表（[1] P191表10-1），選取小齒輪材料為 40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，調(diào)240質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
② 干粉壓片機為一般機器，速度不高，故用7級精度（GB10095-88）
③ 試選小齒輪齒數(shù)，根據(jù)初步?jīng)Q定的傳動比i=3.25,則大齒輪
，所以此時的傳動比
2.按齒面接觸疲勞強度計算
（1） 由齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式
，進行計算
① 試選載荷系數(shù)
② 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
③ 取齒寬系數(shù)
④ 確定彈性影響系數(shù)，查（[1] P201表10-6）得
確定區(qū)域載荷系數(shù)，根據(jù)標準直齒圓錐齒輪傳動取，
⑤ 根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式，計算循環(huán)次數(shù)：
⑥ 根據(jù)（[1] P207圖10-19）得接觸疲勞壽命系數(shù)：
根據(jù)（[1] P209圖10-21（d））接觸疲勞極限應(yīng)力：
⑦ 計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取安全系數(shù)
⑧ 計算小齒輪的分度圓直徑：
計算齒輪的圓周速度：
計算載荷系數(shù)：
齒輪的使用系數(shù)載荷狀況以均勻平穩(wěn)為依據(jù)，查（[1] P193表10-2）得：
由（[1] P194圖10-8）得：
由（[1] P195表10-3）得：
根據(jù)大齒輪兩端支承，小齒輪作懸臂布置，查（[1] P226表10-9）得軸承系數(shù)：
又由公式
得接觸強度載荷系數(shù)：
（2）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓
查[2] P180表10-1（GB/T1357-1987），取標準值：m=3
（3） 計算齒輪相關(guān)系數(shù)
（4） 圓整并確定齒寬
故取 則
3. 校核齒根彎曲疲勞強度
① 確定彎曲強度載荷系數(shù)：
② 計算當量齒數(shù)：
③ 根據(jù)（[1] P200表10-5）得齒輪系數(shù)及應(yīng)力校正：
④ 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
根據(jù)（[1] P207圖10-18得：
根據(jù)（[1] P208圖10-20（c）得：
取安全系數(shù)
按脈動循環(huán)變應(yīng)力確定許用彎曲應(yīng)力：
⑤ 校核彎曲強度
根據(jù)彎曲強度條件公式
進行校核
滿足彎曲強度。
綜上所述，所選參數(shù)合適。
4.3.3 低速級齒輪傳動的設(shè)計計算
1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)。
①干粉壓片機為一般機器，速度不高，故用7級精度。（GB/T100095-88）
②材料選擇：
根據(jù)（[1] P191表10-1）選擇小齒輪為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。
③初選小齒輪齒數(shù)為，根據(jù)初選傳動比i=4.55，則大齒輪齒數(shù)
所以，
④選取螺旋角，初選螺旋角
2.按齒面接觸強度計算
由設(shè)計計算公式10-9a進行試算即：
（1）計算公式內(nèi)各計算數(shù)值
①試選
②由（[1] P217圖10-30）選取區(qū)域系數(shù)
③由（[1] P215圖10-26）選取端面重合度
④計算小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩
⑤由（[1] P201表10-6）查得材料的彈性影響系數(shù)：
⑥選取 由 得 根據(jù)（[1] P209表10-7）查齒寬系數(shù)，符合。
⑦由（[1] P209圖10-21（d））得：小齒輪的接觸疲勞強極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限
⑧由公式計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)：
⑨由（[1] P207圖10-19)取接觸疲勞壽命系數(shù)
⑩計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取安全系數(shù)S=1，則
許用接觸應(yīng)力:
(2)計算
①試算小齒輪分度圓直徑，由公式得：
②計算圓周速度
③計算齒寬及模數(shù)
④計算縱向重合度
⑤計算載荷系數(shù)
由干粉壓片機屬于中等沖擊得：（[1] P193表10-2）
根據(jù)，7級精度，由（[1] P194圖10-8）查得動載系數(shù)
根據(jù)（[1] P196表10-4）查得疲勞強度齒向載荷分布系數(shù)
根據(jù)（[1] P198圖10-13）得彎曲強度的齒向載荷分布系數(shù)
根據(jù)（[1] P195表10-3）得載荷分配系數(shù)
⑥按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑
⑦計算模數(shù)
3.按齒根彎曲強度設(shè)計
①計算載荷系數(shù)
②根據(jù)縱向重合度，查（[1] P217圖10-28）得
螺旋角影響系數(shù)
③計算當量齒數(shù)
④查齒形系數(shù)
根據(jù)（[1] P200表10-5）得齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)
⑤根據(jù)（[1] P208圖10-20（c））查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限
⑥根據(jù)（[1] P206圖10-18）得：
⑦計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則
⑧計算大小齒輪的，并加以比較
設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故由（[2] 表10-1.（GB/T1357-1987））已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)，則
故取，
4. 幾何尺寸計算
①計算中心距
將中心距圓整為a=229mm
②按圓整的中心距修正螺旋角
與試算的相差不大，則其他參數(shù)、、等不必修正
③計算大小齒輪的分度圓直徑
④計算齒寬
調(diào)整后 ，
5.輸出齒輪嚙合尺寸及其偏差的確定
法向模數(shù)：
螺旋角：
螺旋方向：右旋
徑向變位系數(shù)：0
法向齒高：由當量齒數(shù)
查手冊得：
圓整n=12
4.4軸的設(shè)計計算
4.4.1輸出軸的設(shè)計
①求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為，則
②試確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)（[1] P370表15-3）選?。?
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號?？紤]到轉(zhuǎn)矩小，查（[1] P351表14-1）取，則
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查（[3] P99表8-7），選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其參數(shù)如下：
公稱轉(zhuǎn)矩：
半聯(lián)軸器孔徑：
半聯(lián)軸器長度：L=112mm
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度：
選取
③軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
a 擬定軸上零件的裝配方案如下所示
圖4-2 輸出軸的結(jié)構(gòu)
b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端制出一軸肩，故?、?Ⅲ段的直徑為d=66mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=70mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比稍短些，故取L=82mm。
②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力的作用，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)Ⅰ-Ⅱ段d=66mm，根據(jù)（[3] P75 表6-7）選取單列圓錐滾子軸承30314，其尺寸dxDxT=70x150x38mm， 故Ⅲ-Ⅳ 的直徑等于Ⅶ-Ⅷ段的，d=70mm， L=38mm。
③取安裝齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑d=75mm。齒軸的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的齒寬為92mm，為了使套筒壓緊齒輪，則此段應(yīng)約短于輪轂 寬度，故取L=88mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，故取h=6mm，則軸環(huán)出的直徑d=87mm，軸環(huán)的寬度b>1.4h，取L=10mm。
④軸承端蓋總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm，故?、?Ⅲ段長度L=50mm。
⑤取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離a=10mm，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動軸承寬度T=38mm，大錐齒輪輪轂長L=57mm，則
Ⅲ-Ⅳ段長度，L=T+s+a+（92-88）=60mm
Ⅵ-Ⅶ段長度，L=L寬+c+a+s-LⅤ-Ⅵ=91mm
所以軸的各段直徑和長度確定如下表：
表4-2 軸的各段直徑和長度
軸段
長度L（mm）
直徑d（mm）
Ⅰ-Ⅱ
82
60
Ⅱ-Ⅲ
50
66
Ⅲ-Ⅳ
60
70
Ⅳ-Ⅴ
88
75
Ⅴ-Ⅵ
10
87
Ⅵ-Ⅶ
97
82
Ⅶ-Ⅷ
38
70
c 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按Ⅳ-Ⅴ段直徑由[1] P106表6-1查得平鍵截面bxh=20x12mm，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，半聯(lián)軸器與軸連接選用平鍵為18x11x70mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為。
d 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為，各軸肩處的圓周半徑如圖。
④求軸上載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。
對于30314型圓錐滾子軸承，查得a=30.7mm，因此作為簡支梁的軸的支承跨距為，
圖4-3 軸的結(jié)構(gòu)簡圖
從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩圖中可看出截面C為危險截面，則計算C處的、及M的值。
圖4-4 彎矩圖
由簡圖（a）所示：
得
彎矩圖如（b）所示：
由簡圖（b）所示：
得：
彎矩圖如圖（d）所示：
所以，
如圖（e）所示：
⑤按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時只需校核受最大彎矩和最大扭矩的截面的強度，根據(jù)數(shù)據(jù)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，則取
根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，則根據(jù)[1] P362表15-1查得
因此，故安全。
4.4.2 高速軸的設(shè)計
①作用在齒輪上的力
已知高速級小齒輪上的分度圓直徑：
②初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)（[1] P370表15-3）選?。? 則
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。考慮到轉(zhuǎn)矩小，查（[1] P351表14-1）取，則
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查（[3] P99表8-7），選用LT6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其參數(shù)如下：
公稱轉(zhuǎn)矩：
半聯(lián)軸器孔徑：
半聯(lián)軸器長度：L=82mm
半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度：
選取
③軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
a 擬定軸上零件的裝配方案
圖4-5 輸入軸的結(jié)構(gòu)
b 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度
①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，Ⅰ-Ⅱ軸段右端制出一軸肩，故Ⅱ-Ⅲ段直徑d=38mm。左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，為了保證軸端擋圈只在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)?、?Ⅱ段的長度為L=58mm。
②初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力的作用，故選取單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)Ⅱ-Ⅲ段d=38mm，根據(jù)（[3] P75 表6-7）選取單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸dxDxT=40x90x25.25mm， 故Ⅲ-Ⅳ 的直徑等于Ⅴ-Ⅵ段的直徑，40mm，Ⅲ-Ⅳ的長度為23.25mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查得30308型軸承的定位軸肩高度h=6mm。因此?、?Ⅴ直徑等于52mm。
③取安裝齒輪處的軸段Ⅵ-Ⅶ的直徑38mm。
已知齒輪輪轂的寬度為72mm，又有軸肩擋圈，故Ⅵ-Ⅶ段長度L=76mm
④軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離L=30mm，故?、?Ⅲ段長度L=50mm。
軸的各段長度和直徑如下：
表4-3 軸的各段長度和直徑
軸段
長度（mm）
直徑（mm）
Ⅰ-Ⅱ
58
32
Ⅱ-Ⅲ
50
38
Ⅲ-Ⅳ
25.25
40
Ⅳ-Ⅴ
80
52
Ⅴ-Ⅵ
23.25
40
Ⅵ-Ⅶ
76
38
c 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按Ⅳ-Ⅴ段直徑由[1] P106表6-1查得平鍵截面bxh=10x8mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，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，半聯(lián)軸器與軸連接，選用平鍵為10x8x40mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的定位由過渡配合來保證，此處選軸的直徑尺寸公差為。
d 確定軸上圓角和倒角尺寸
取軸端倒角為，各軸肩處的圓周半徑如圖。
④求軸上載荷
根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的結(jié)構(gòu)簡圖。對于30308型的圓錐滾子軸承，[1] P75表6-7查得a=19.5，因此作為簡支梁的軸的支承跨距。AB=98.5mm BC=105.25mm CD=42.75mm
圖4-6 軸的簡圖
圖4-7 彎矩圖
如簡圖（a）所示：
得
彎矩圖（b）所示：
如簡圖（c）所示：
得：
彎矩圖（d）所示：
故，
⑤按彎矩扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只要校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面。由軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，則軸的計算應(yīng)力：
根據(jù)選定的軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，則根據(jù)《機械設(shè)計》（第八版）P362表15-1）查得：，因此，故安全。
4.4.3中間軸的設(shè)計
①作用在齒輪上的力
已知錐齒輪上的分度圓直徑：d=312mm
圓柱齒輪的分度圓直徑：d=82.45mm
②初步確定軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)（[1] P370表1