冲床冲压机构、送料机构及传动系统设计

1、目录引言11 设计题目22 原始数据与设计要求33 执行机构运动方案设计及讨论43.1 齿轮连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构43.2 导杆摇杆滑块冲压机构和凸轮送料机构63.3 六连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构103.4 凸轮连杆冲压机构和齿轮连杆送料机构124 冲压机构设计134.1 七杆机构的设计134.2 齿轮机构设计145 七杆机构的运动和动力分析156 机构运动循环图167 送料机构设计177.1 四杆机构设计177.2 凸轮机构的设计177.4 调速飞轮设计208 传动系统方案设计218.1 冲床传动系统218.2 计算总传动比219 带设计计算249.1 V带传动设计249.2 构

2、造确定2510 齿轮传动设计2610.1 高速级齿轮2610.1.1 齿轮的设计2610.1.2 构造确定2810.2 低速级齿轮2810.2.1 齿轮设计2810.2.2 构造设计3111 轴的设计计算3311.1 II轴的设计3311.1.1 选择轴的材料3311.1.3 轴的构造设计3311.2 I轴的设计3411.2.1 轴的材料3411.2.2 初步估算轴的最小直径3411.2.3 轴的构造设计3411.2.4 按弯扭合成校核轴的强度3511.2.5 校核轴的强度3711.3 m轴的设计3811.3.1 轴的材料3811.3.2 初步估算轴的最小直径3811.3.3 轴的构造设计38

3、12 中速轴的加工4012.2 零件的工艺分析4012.3 确定加工路线4012.4 确定刀具和夹具4012.5 确定切削用量4112.6 轮廓加工程序4212.7 键槽的加工4512.7.1 建立工件坐标系4512.7.2 加工工艺分析4512.7.3 确定加工路线4512.7.4 键槽加工程序4513 减速器附件的选择47结束语48致49参考文献50引言设计任务书知毕业论文课题为设计冲制薄壁零件冲床的冲压机构、送料机构及其传动系统。根据课题任务书的容要求可知，冲床的工艺动作如图(11a所示，上模先以比拟大的速度接近坯料，然后以匀速进展拉延成型工作，此后上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返

4、回。上模退出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。. 可修编 .1设计题目设计冲制薄壁零件冲床的冲压机构、送料机构及其传动系统。冲床的工艺动作如图1-1a所示，上模先以比拟大的速度接近坯料，然后以匀速进展拉延成型工作，此后上模继续下行将成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料机构从侧面将坯料送至待加工位置，完成一个工作循环。abc图11冲床工艺动作与上模运动、受力情况要求设计能使上模按上述运动要求加工零件的冲压机构和从侧面将坯料推送至下模上方的送料机构，以及冲床的传动系统，并绘制减速器装配图。因此，此设计分3个局部：第一局部，冲压机构的设计；第二局部，送料机

5、构的设计；第三局部。传动系统及减速器的设计。. 可修编 .2原始数据与设计要求1 .动力源是电动机，下模固定，上模作上下往复直线运动，具大致运动规律如图b所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性；2 .机构应具有较好的传力性能，特别是工作段的压力角笈应尽可能小；传动角丫大于或等于许用传动角3=40°；3 .上模到达工作段之前，送料机构已将坯料送至待加工位置下模上方；4,生产率约每分钟70件；5 .上模的工作段长度l=30100mm，对应曲柄转角8=1/31/2冗；上模总行程长度必须大于工作段长度的两倍以上；6 .上模在一个运动循环的受力如图c所示，在工作段所受的阻力F0=50

6、00N,在其他阶段所受的阻力Fi=50N;7 .行程速比系数K>1.5;8 .送料距离H=60250mm;9 .机器运转不均匀系数6不超过0.05。假设对机构进展运动和动力分析，为方便起见，其所需参数值建议如下选取：1设连杆机构中各构件均为等截面均质杆，其质心在杆长的中点，而曲柄的质心那么与回转轴线重合；2设各构件的质量按每米40kg计算，绕质心的转动惯量按每米2kgm2计算；3转动滑块的质量和转动惯量忽略不计，移动滑块的质量设为36kg;4传动装置的等效转动惯量以曲柄为等效构件设为30kgm2;5）机器运转不均匀系数6亿过0.05。iz=20.573执行机构运动方案设计及讨论该冲压机械

7、包含两个执行机构，即冲压机构和送料机构。冲压机构的主动件是曲柄，从动件执行构件为滑块上模，行程中有等速运动段称工作段，并具有急回特性；机构还应有较好的动力特性。要满足这些要求，用单一的根本机构如偏置曲柄滑块机构是难以实现的。因此，需要将几个根本机构恰当地组合在一起来满足上述要求。送料机构要求作间歇送进，比拟简单。实现上述要求的机构组合方案可以有许多种。对于机械化的冲床加工中，送料机构是及其重要的一环，它涉及到冲床的自动化，降低人工干预，提高生产效率，提高了生产的平安性。冲床中的送料机构需要作间隙送进。它的运动周期必定小于冲模的上下运动周期，在冲模下降进入工作阶段之前，送料机构要将板材送入指定位

8、置（即下模之上），当冲压加工完成之后，进入下一次加工之中，送料机构再进展下一次送料，如此往复进展。速度较低，承载能力小，再此，我对送料机构进展设计，为了减少设计本钱，再满足加工要求的情况下，无需用现代化机械设计，只需要简单的机构组合即可。凸轮机构组成即可满足此需求。因为凸轮机构根本由三个构件组成，它比最简单的连杆机构四连杆机构还要简单，紧凑。而且只要改变凸轮轮廓的外形，就能使从动件实现不同的运动规律因此利用凸轮可以较容易的实现复杂的特定运动规律，这是凸轮机构的主要优点，但是凸轮机构中包含有高副，因此它不宜传递较大的动力。另外，凸轮轮廓曲线加工制造比拟复杂。由上述优缺点，凸轮机构一般使用于实现特

9、殊要求的运动规律，而传力不大的场合。下面介绍几个较为合理的方案。为了对运动机构有整体认识。我们把冲压机构和送料机构图放在一起3.1 齿轮一连杆冲压机构和凸轮一连杆送料机构如4-1.1所示，a冲压机构分析：冲压机构采用了有两个自由度的双曲柄七杆机构，用齿轮副将其封闭为一个自由度。恰当地选择点C的轨迹和确定构件尺寸，可保证机构具有急回运动和工作段近于匀速的特性，并使压力角©尽可能小。该机构构造较为紧凑，制造方便。b送料机构分析：送料机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的，按-.可修编.机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，使其能在预定时间将工件推送至待加工位置。设计时，假设

10、使1og<1oh,可减小凸轮尺寸。图31冲床机构方案之图注：因为冲压机构和送料机构是一个动力源，并要求有一定的动作与时间配合，故在一个图画出。此机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成，按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，使其能再预定时间将坯料推送至待加工位置。设计时，假设使1OG<1OH,可减少凸轮尺寸。为了实现送料机构的间歇送进，此处用了凸轮机构与连杆机构串联组成机构。为了检验机构设计的合理性，对其进展自由度的分析，图中OHRK组成了送料机构，其可动机构件4个，低副5个，高副1个，其自由度F3n2P1Ph345211满足机构的自由度要求。机构运动原理：凸轮作为主动

11、件，在电机的带动下转动，从而由高副接触带动滚齿运动为了减少摩擦阻力和增强接角可靠性，这里采用滚轮代替直线的点接触，滚动带动摇杆GOH上下做一定幅度的摇动，H转动副带动R上下运动，从而转化成RK的移动副，自此实现对板材的送料运动过程：完毕，进入停歇期，此间是如图，凸轮中的起始点，即推程开场，C点时推程到达最大，到B点时推程冲压工作期间，冲压完成之后，又进入推程开场点A点，进入下一次送料，这就时凸轮送料机构的运动过程，根据凸轮外圈上的点与转动角之间的曲线图，如下列图：据图所知，速度为定值，送料机构为匀速送进，采用这中送进方法，由于凸轮材料的弹性变形，加速度和惯性不会到达无穷大，不过会引起剧烈的冲击

12、，这种冲击叫刚性冲击，由于送料机构的送进的材料时板材，质量不大，运行环境是低速，故采用这种运动规律无多大影响。反而由于采用这种运动规律，故送料时运动平稳，送料准确。3.2 导杆一摇杆滑块冲压机构和凸轮送料机构图3-2冲床机构方案之如图图3-2所示，a冲压机构分析：冲压机构是在导杆机构的根底上，串联一个摇杆滑块机构组合而成的。导杆机构按给定的行程速比系数设计，它和摇杆滑块机构组合可到达工作段近于匀速的要求。适中选择导路位置，可使工作段压力角行较小。但是该机构无急回特性。b送料机构分析：送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连。按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，那么机构可在预

13、定时间将工件送至待加工位置。此送料机构由凸轮机构H和连杆机构GF串联组成的，送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连。按机构运动循环图可确定凸轮推程运动角和从动件的运动规律，那么机构可再预定时间将坯料送至待加工位置。机构运动原理：齿轮A作为主动件，通过电机带动，从而由高副接触通过齿轮机构带动滚齿运动，滚动带动摇杆GF前后做一定规律的摇动，是由从动件上的弹簧来完成点接触，自此往返做运动，自此实现对板材的自动送料。图3-3凸轮运动示意图图3-4凸轮与从动件的运动循环过程凸轮机构中，常用的一种形式为凸轮作回转运动，从动件作往复移动，见图3-3,从动件的典型运动形式如图3-4的运动先图所示，当凸轮回转

14、时，从动件按照开一停一降一停的过程运动。由于绝大多数的凸轮均作等速回转，这时凸轮的转角与时间成正比，因此运动线图的横坐标轴既可以代表凸轮的转角，也可以代表时间t。图3-4所示的从动件位于最低位置，它的尖端与凸轮轮廓上A点即基圆与曲线AB的联络点接触。当凸轮的曲线轮廓AB局部将依次与从动件的尖端接触。由于这段轮廓的向径是逐渐加大的，将推动从动件按一定的运动规律逐渐升高即远距离凸轮转轴，当轮廓上最大半径的B点转_'.至B位置时，从动件到最高位置的过程称为推程，距离AB'即为从动件的最大位移，称为升程量，或升程，以h表示。推动从动件实现推程时的凸轮转角/B'OB（再从动件导路

15、线通过转轴的情况下，它与/AOB一样）称为推程运动角简称推程角或者升程角，以心表示。当向径逐渐减小的一段轮廓CD局部依次与从动件接触时，从动件按一定的运动规律下降即返回到初始位置，由于是推程的反向，这一过程称回程，与此对应的凸轮转角/COD称为回程运动角简称回程角，以6'。表示，同理，当基圆的圆弧DA与从动件接触时，从动件将在最低位置即从动件轴最近位置停顿不动，与此对应的凸轮转角/DOA称为近休止角，以S02表示。凸轮再继续回转，从动件将重复前面的升一停一降一停的运动循环。从动件的运动规律所谓从动件的运动循环规律，是指从动件再推程或回程时，其位移s,速度v,和加速度a随凸轮的转角或那么

16、时间t变化的规律。此冲压床运转速度较低，送料机构承载力小。又存在刚性冲击。因止匕,我选用了一次多项式运动规律。从动件的运动规律用多项式表达时，多项式的一般表达式为sCoCiC22"ICn式中6为凸轮转角；s为从动件位移；C0C1C2为待定系数常数，可利用便捷条件等来确定。一次多项式运动规律：设凸轮以等角速度转动，在推程时，凸轮的运动角为次从动件完成升程h,当采用一次多项式时，那么有s CoCids dtCi2-1dv dt设取边界条件：再始点处,0,s 0 ；在终点处o,s h0 那么由式2-1可得C。0,CiD故从动件推程的运动方程为0hs0hv0a02-2由上可知当从动件采用一次

17、多项式运动规律时，从动件为等速运动. 可修编 .I+依n5gsiTTI1H-%IIL:'图3-5运动线图图3-5所示为运动线图推程。据图可知，这种运动规律在行程的开场位置，速度由零突变为常数V,其加速度为alimL"同理，在行程t0v终止位置，速度由常数V突变为零，其加速度为。在这两个位置上，由无穷大的加速度产生的惯性力在理论上也时无穷大的，这将引起非常大的冲击力。这种由于加速度到达无穷大而引起的冲击称为刚性冲击。刚性冲击对构件的破坏力很大，因此，等速运动规律只适用于低速轻载的凸轮机构3.3 六连杆冲压机构和凸轮一连杆送料机构如图3-6所示，a冲压机构分析：冲压机构是由钱链四

18、杆机构和摇杆滑块机构串联组合而成的。四杆机构可按行程速比系数用图解法设计，然后选择连杆长Ief及导路位置，按工作段近于匀速的要求确定银链点E的位置。假设尺寸选择适当，可使执行构件在工作段中运动时机构的传动角丫满足要求，压力角1K较小。该机关连杆尺寸计算比拟容易出错，因此不提倡使用。凸轮送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，假设按机构运动循环图确定凸轮转角及其从动件的运动规律，那么机构可在预定时间将工件送至待加工位置。设计时，使Lih<Lir,那么可减小凸轮尺寸。b送料机构分析：凸轮连杆送料机构的凸轮轴通过齿轮机构与曲柄轴相连，假设按机构运动循环图确定凸轮转角及从动件的运动规律，那么机

19、构可在预定时间将坯料送至加工位置。设计时，使lih<lir。机构运动原理主动轮A由电机带动，通过齿轮机构。带动凸轮G运动，从而带动从动件H运动，然后由H带动曲柄连杆做上下由规律运动，然后靠从动件H的重力作用使其复位，再循环运动，来完成对板材的送料。为了实现送料机构的间歇送进，此处用了凸轮机构与连杆机构串联组成机构。为了检验机构设计的合理性，对其进展自由度的分析，图中OHRK组成了送料机构，其可动机构件4个，低副4个，高副3个，其自由度F3n2PlPh344231满足机构的自由度要求。运动过程：如图当从动件H在凸轮的基圆a点上时既推程开场，随着凸轮的转动，推程逐渐增大，到达b点时推程完毕，

20、之后进入停歇期，此问时冲压的工作期间，冲压完成之后，由进入推程开场点a点，进入下次的送料。但是此机构安装过于繁琐，机构制造也不方便，即费时又耗材所以不予采用。3.4 凸轮一连杆冲压机构和齿轮一连杆送料机构图3-7冲床机构方案之四如图3-7所示，a冲压机构分析：冲压机构是由凸轮一连杆机构组合，依据滑块D的运动要求，确定固定凸轮的轮廓曲线。该机构部件制造较为麻烦，本钱高，不利于提高企业经济效益，b送料机构分析：送料机构是由曲柄摇杆扇形齿轮与齿条机构串联而成，假设按机构运动循环图确定曲柄摇杆机构的尺寸，那么机构可在预定时间将工件送至待加工位置。齿轮一连杆送料机构是由曲柄摇杆，扇形齿轮与齿条机构串联而

21、成，假设按机构运动循环图确定曲柄摇杆机构的尺寸,那么机构可在预定时间将坯料送至加工位置。运动原理:当曲柄摇杆运动到M时，齿轮位于最远位置，然后随着凸轮A的转动带动着曲柄运动，齿轮推程开场，进入送料阶段。当曲柄运动到N时，齿轮位于送料阶段最近位置，标志着送料阶段的完毕，然后进入回程阶段。曲柄重复完成前面所述的运动循环，即而实现对板材的送料。由于板材不是绝对刚体，因而由弹性变形，加速度和惯性力不会到达无穷大，存在刚性冲击。曲柄运动不像凸轮那样有规律能调速作前后进给送料运动。速度又不稳定，所以此机构不能满足要求的性能指标。选择方案时，应着重考虑下述几个方面：1所选方案是否能满足要求的性能指标；2构造

22、是否简单、紧凑；3制造是否方便，本钱可否降低。经过分析论证，方案1是四个方案中最为合理的方案，下面就对其进展设计4冲压机构设计由方案1图4-1.1可知，冲压机构是由七杆机构和齿轮机构组合而成。由组合机构的设计可知，为了使曲柄AB回转一周，C点完成一个循环，两齿轮齿数比Z1/Z2应等于1。这样，冲压机构设计就分解为七杆机构和齿轮机构的设计。4.1七杆机构的设计设计七杆机构可用解析法。首先根据对执行构件滑块F提出的运动特性和动力特性要求选定与滑块相连的连杆长度CF,并选定能实现上述要求的点C的轨迹，然后按导向两杆组法设计五连杆机构ABCDE的尺寸。设计此七杆机构也可用实验法，现说明如下。如图4-1

23、所示，要求AB、DE均为曲柄，两者转速一样，转向相反，而且曲柄在角度后3-"2的围转动时，从动件滑块在l=60mm围等速移动，且其行程H=150mm。图4-1七杆机构的设计1任作一直线，作为滑块导路，在其上取长为l的线段，并将其等分，得分点F1、F2、Fn取n=5。2选取小为半径，以Fi各点为圆心作弧得K1、K2、K5o3选取Ide为半径，在适当位置上作圆，在圆上取圆心角为中的弧长，将其与l对应等分，得分点DD2、D504选取lDC为半径，以Di为圆心作弧，与K1、（、K5对应交于Cl、C2、C5。5取lBC为半径，以Ci为圆心作弧，得Li、L2、L5。6在透明白纸上作适量同心圆弧。

24、由圆心引5条射线等分四射线问夹角为W。7将作好图的透明纸覆在Li曲线族上移动，找出对应交点Bi、B2、B5,使得曲柄长lAB及钱链中心A的位置。8检查是否存在曲柄及两曲柄转向是否相反。同样，可以先选定如长度，确定lDE和钱链中心E的位置。也可以先选定1AB、lDE和A、E点位置，其方法与上述一样。用上述方法设计得机构尺寸如下：1AB=lde=100mm,lAE=200mm,lBC=lDC=283mm,lCF=430mm,A点与导路的垂直距离为162mm,E点与导路的垂直距离为223mm。4.2齿轮机构设计此齿轮机构的中心距a=200mm,模数m=5mm,采用标准直齿圆柱齿轮传动，Z产Z2=40

25、,ha*=1.0。. 可修编 .5七杆机构的运动和动力分析用图解法对此机构进展运动和动力分析。将曲柄AB的运动一周360°分为12等份，得分点Bi、B2、B12,针对曲柄每一位置，求得C点的位置，从而得C点的轨迹，然后逐个位置分析滑块F的速度和加速度，并画出速度线图，以分析是否满足设计要求。图5-1是冲压机构执行构件速度与C点轨迹的对应关系图，显然，滑块在F4-F8这段近似等速，而这个速度值约为工作行程最大速度的40%o该机构的行程速比系数为：故此机构满足运动要求。图51七杆机构的运动和动力分析在进展机构动力分析时，先依据在工作段所受的阻力Fo=5000N,并认为在工作段为常数，然后

26、求得加于曲柄AB的平衡力矩Mb,并与曲柄角速度相乘，获得工作段的功率；计入各传动的效率，求得所需电动机的功率为5.3KW,故所确定的电动机型号Y132S-4额定功率为5.5KW满足要求。6机构运动循环图依据冲压机构分析结果以及对送料机构的要求，可绘制机构运动循环图如图61所示。当主动件AB由初始位置冲头位于上极限点转过角%=900时,冲头快速接近坯料；又当曲柄由.转到例=2100时，冲头近似等速向下冲压坯料；当曲柄由网转到他=2400时，冲头继续向下运动，将工件推出型腔；当曲柄由已转到=285。时，冲头恰好退出下模，最后回到初始位置，完成一个循环。送料机构的送料动作,只能在冲头退出下模到冲头又

27、一次接触工件的围进展。故送料凸轮在曲柄AB由3000转到3900完成升程，而曲柄AB由390°转到480°完成回程。图61机构运动循环图7送料机构设计送料机构是由摆动从动件盘形凸轮机构与摇杆滑块机构串联而成，设计时，应先确定摇杆滑块机构的尺寸，然后再设计凸轮机构更为合理。7.1 四杆机构设计依据滑块的行程要求以及冲压机构的尺寸限制，选取此机构尺寸如下：LRH100,L0H240mm,o点到滑块PK导路的垂直距离为300mm,送料距离取为250mm时，计算摇杆摆角。图7-1当滚子从动件运动到推程最远距离时H位于H'处，R位于R'处，此时OH'R'

28、;位于一条直线上，所以：在R'H'。中由勾股定理得OR'OH'R'H'240100340mmOM300mmR'M.OR'2OM2.34023002160RM25016090mm即得，摇杆摆角应为45.240o7.2 凸轮机构的设计为了缩小凸轮尺寸，摆杆的行程小于AB,故取l0G=loh/2=120mm,最大摆角为22.62。因为凸轮速度不高，故回程和升程皆选等速运动规律。因凸轮和齿轮2周连，故其等速转动。取基圆半径为r°=50mm,滚子半径为rT=15mm。用作图法设计凸轮轮廓:此凸轮为滚子摆动从动件盘形凸轮机构。用反转

29、法使凸轮固定不动，而从动件连同机架以-绕凸轮轴心O逆时针方向反转，与此同时，从动件将按给定的运动规律绕其轴心A相对于机架摆动。那么从动件和凸轮接触的中运动的轨迹就时需要设计的轮廓从动件的滚子始终与凸轮轮廓晨檄触，而滚子中心将描出一条曲线“。这条曲线”与凸轮轮廓晨源线方向的距离处处都等于滚子半径rTo因此曲线”是凸轮轮廓”辑距曲线。由于滚子中心时从动件上一个固定点，因此它的运动就代表了从动件的运动。于是理论轮廓”可理解为以滚子中心作为尖顶从动件的尖顶时，所得到的轮廓。理论轮廓的基圆半径和工作轮廓的基圆半径分别以rb和喑表示，可得他们的关系：据此，这种凸轮轮廓的设计步骤如下：1将曲线图b的推程运动

30、角和回程运动角各分为假设干等分，按式的关系求处各等分点对应的角位移值：111',222,（2）选取适当的长度比例尺立定处。和A。的位置图a。以。为圆心，以rb/Ui为半径，作基圆。以A。为圆心，以1AB/1为半径，作圆弧交基圆于Bo（C。）点，那么AoBo便是从动件的起始位置。注意，图示位置B。位于中心连线OA。的右边，从动件在推程中将按逆时针方向摆动。如果要求摆动方向相反时，那么应取B。在OA。左边。3以O为圆心及OA。为半径画圆。沿一方向自OA。开场依次取推程运动角1800止角300回程运动角900近休止角（600并将推程和回程运动角各分为与图b相对应的等分，得庆1,4,庆3,|北

31、庆9各点。他们便是逆时针方向反转时，从动件轴心的各个位置。4分别以A,A2,A3J|A9为圆心，以AB为半径画圆弧，他们分别与基圆相交于点C1C2c3111c9并作C1AB1,C2A2民分别等于角位移1,2,3,|9二0。并使ABAC1,A2B2A2c2川那么得B1,B2,B3,|B9（与C9重合）各点，这些点就是在逆时针方向反转中从动件中心的轨迹点。为了减少画BAC的作图误差，可按图7-3中关系，求得CB2ABsinBAC2按式2-1求得一系列CB1,CB23并从cgIM沿圆弧分别量取弦长C瓦C瓦|,也可得Bi,B2”|点。5将B0,Bi,B2|点连成光滑曲线，便是滚子从动件的中心轮廓线，再

32、向偏置滚子的半径15mm,即时凸轮的轮廓线。图7-3凸轮轮廓线7.4调速飞轮设计等效驱动力矩Md、等效阻力矩Mr和等效转动惯量皆为曲柄转角的函数。画出三者的变化曲线，然后用图解法求出飞轮转动惯量Jf8传动系统方案设计8.1 冲床传动系统冲床传动系统所示。电动机转速经带传动、齿轮传动降低后驱动机器主轴运转。由于冲床工作转速为70r/mm，忆=20.57,故电机同步转速应在1440r/mm以上，可选用如下型号：电机型号额定功率kw满载转速r/mm同步转速r/mmY100L2-43.014201500Y112M-44.014401500Y132S-45.514401500由生产率可知主轴转速约为70

33、r/mm，假设电动机暂选为Y132S-4,那么传动系统总传动比约为氐=20.57。取传动的传动比ib=10.285,故可选用两级齿轮减速器。图8-1传动系统简图1电动机2V带3减速器4联轴器5冲压床8.2 计算总传动比由电动机的满载转速1440r/min和工作机主动轴转速70r/min可确定传动装置应有的总传动比为：i=1440/70iz=20.57合理分配各级传动比V带的传动比i=2由于减速箱是展开式布置，所以根据ii=(1.11.5)i2得一级传动比二级传动比分别是ii=3.5,i2=2.94。速度偏差为0.5%<5%,所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴

34、II低速轴III冲床转速r/min14407202047070功率kW5.55.24.94.84.7转矩Nm36.4768.97229.38654.86641.21传动比123.522.941效率10.990.970.970.97这种方案制造本钱低，构造简单，尺寸紧凑，使用维护方便，但不宜在恶劣的环境下工作，而且带的使用寿命较短，由于冲床的工作环境一般，而且是连续工作，对构造尺寸没有严格要求，故这种传动方案较合理。电动机类型的选择a.由于在我国电压为380V冲床的工作电压，一般对起动性能，调速性能及转差率无特殊要求，应选卧式封闭型YIP44系列三相交流异步电动机。b.(1)工作机所需功率Pw=

35、5.3KW(2)电动机输出功率：Pe=5.5KW由表【1】2-4查V带传动，滚动轴承传动,联轴器效率y=0.99,故确定电动机额定功率为P=5.5KW动机转速的选择工作机的转速为70r/min传动系统总传动比为20.57电动机所需转速为n=1440r/min故电动机的转速n=1500r/min动机的型号确定为Y132S-49带设计计算9.1 V带传动设计1 .确定设计功率由表5-9查工作情况系统Ka=1.2。根据Pca=KaXPed=1.2X5.5=6.6KW2 .选择V带截型查表5-11a选择A型V带3 .确定带轮的直径da1、da2参考表5-11a及表5-4选取小带轮取da1=112mm。

36、从动轮直径dd2=ixdd1=224mm。验算带速v=7ddin2/60x1000=8.44m/s4 动轮转速n2n2=n1/i=720r/min4 .验算传动误差己传动比i=224/112=2原传动比i'=1440/720=2那么传动误差并0在允差±5%围5 .确定中心距a和带长Ld：按公式5-23初选中心距：0.7ddi+dd2<3o<2：ddi+dd20.7xddi+dd2<=ao<=2x(ddi+dd2)0.7Xii2+224<=ao<=2X(ii2+224)235.2<=a0<=672确定a=430按5-24求带的计算

37、基准长度Lo=2Xao”2ddi+dd2+dd2-ddi2/4a=860+1350.2+9.22=2220查表5-2取带基准长度Ld=2240mm6 .确定中心距aa=a0+Ld-L0/2=440mm按试5-26确定中心距调整围amax=a+0.03Ld=507.7mmamin=a-0.015Ld=407mm7 .验算小带轮包的由式5-11a=180-60X(ddi-dd2)/a=165°>120°故很适宜8 .确定v带根数由表5-8a查得：dd1=112n1二1200r/min及n2=1460r/min时单根A型V带得额定功率为1.3kw和1.26kw用线性插值法求

38、n1=1440r/min的额定功率值Po=1039+1.62-1.39乂(1440-1200)/(1460-1200)=1.6kw查表5-10ap=0.17kw查表5-11包角系数Ka=0.96查表5-12包角系数Kl=1.06由式5-28计算v带根数Z>pd/(p0+p)xkax幻=6.6/(1.6+0.17)乂0.96x10.6=3.7故z=49 .计算单根v带初拉力fo由式5-29得Fo=500pd(2.5/Ka-1)/Vz+qXv2=162N其中q由式5-6查得q=0.11kg/m10 .计算对轴的压力Fq_一一sin165,一Fq=2XzXFoXsinj=2X4X162Xsin

39、165=1180N9.2构造确定确定小带轮的构造尺寸小带轮的基准直径为112mm采用实心式、材料采用铸铁，退火处理10齿轮传动设计10.1 高速级齿轮10.1.1 齿轮的设计因为传递功率不高，所以选用软齿面传动。齿轮选用便于制造且价格廉价的材料，选择小齿轮材料为45钢调质，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢正火，硬度为190HBS。高速级传动比为i1=3.521 按齿面接触强度设计然后校核其弯曲疲劳强度。 1按式1126计算应力循环次数Ni=60mjLh=60X720X1X1X8X300X5=5.184X108N2=N1/3.52=1.47X1082由图11-14得：接触疲劳寿命系数Zn1

40、=1;Zn2=1不允许出现点蚀。取失效概率为1%,平安系数Sh=1.13由图11-15得：尺寸系数ZX1=ZX2=1.0由图11-13b得：小齿轮的接触疲劳强度极限的而产590MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限oHim2=390MPa; 4由式11-24计算许用接触应力ch1=590X1/1.1MPa=536.37MPaoh2=390X1/1.1MPa=354.5MPa计算中取oh=oh2=354.5MPa。2.按齿面接触疲劳强度确定中心距小齿轮传递的转矩：Ti=9.55X106x5.2/720=68972N.mm. 可修编 .初定螺旋角芹11°,由图11-20得Z尸0.99(3)初取

41、KtZ2t=1,取必=0.7,由表11-5得：Ze=189.8jMpa由图11-7得：节点区域系数Zh=2.5减速传动比u=i=3.523(4)由式11-17at= (u=(3.52KtT.ZhZeZZ12au(rH321.0689722.5189.80.990.602:20.43.52354.5=134.33mm取中心距a=135mm5估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X135=0.942.7mm取标准模数mn=2.5mm6小齿轮齿数Zi= 2a cosm(u 1)2 135 cos112.5 (3.52 1)23.5 ,Z2=uz 1=3.52 X 23.5=8

42、2.5取 Zi=24, Z2=82实际传动比i实=82 3.417,传动比误差=(理-i实)/ i理X100% 24=2.9% < 5%在允许围7修正螺旋角- m(z1 Z2)2.5 (24 82)P= arccos arccos2a2 13511.0437与初选的B才陋，Zh, Zb可不修正8齿轮分度圆直径d尸 m n z1/ cos=2.5 X 24/cos11.0437 ° =61.1321mmd2= m n Z2/ cos=2.5 X 82/cos11.0437 ° =208.8679mm圆周速度 v=41由/60 X 1000=3.14 X 61.1321

43、X 720/60000=2.30m/s ,由表11-7,取齿轮精度为8级3.验算齿面接触疲劳强度.可修编.载荷平稳，所以查表11-3,取Ka=1.0。由图11-2b，按8级精度和vzi/100=4.22X24/100=1.01m/s,取动载系数Kv=1.09。齿宽b=4ad1=0.7x61.1321=42.8,故b2=45mm,b1=50mm由图11-3a，按b/d1=50/61.1321=0.82,得仆=1.05。由表11-4得：K=1.20载荷系数K=KaKvKK3=1.25X1X1.09X1.23=1.34端面重合度片1.88-3.21/z1+1/z2cos田1.66重合度系数Z=1=0

44、.602螺旋角系数ZkJcosJcos11.0440.99由式11-31:计算齿面接触应力。2K(1)(h=ZhZeZZ.qbd2=196.3Mpa<ch=354.5Mpa平安4.验算齿根弯曲疲劳强度由F=2KYFaYsa/bd1m<=F根据查表7-7齿形系数YFa产2.65YFa2=2.22齿型校正系数Ysa1=1.58Ysa2=1.77弯曲疲劳强度极限：查图7-16MQ线得fiim1=460Mpa查图7-14MQ线得fim2=320Mpa弯曲疲劳强度寿命系数：查表7-19得Yn1=1Yn2=1弯曲疲劳强度平安系数Sf查表7-9取Sf=1.25fJ=fim1YN1/SF=368M

45、paF2=Flim2YN2/SF=256Mpa计算大、小齿轮的Ya%并加以比拟F0F1=2xKt1XYfb1XYsa1/bmd1=296Mpa<oF1=368Mpa午2=2xKt1xYfb2XYsa2/bmd1=27.43Mpa<F2=256Mpa故强度足够，10.1.2构造确定因大轮齿顶圆直径较小，故采用连轴就加工。其他有关尺寸参看大齿轮零件图材料及热处理；10.2低速级齿轮10.2.1 齿轮设计1 .材料及热处理因为传递功率不高，所以选用软齿面传动。齿轮选用便于制造且价格廉价的材料，选择小齿轮材料为45钢调质，硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢正火，硬度为190HBS。高速

46、级传动比为i2=2.942 .按齿面接触强度设计然后校核其弯曲疲劳强度1按式1126计算应力循环次数N=60mjLH=60X204X1X1X8X300X5=1.47X108N2=N1/3.52=0.50X1082由图11-14得：接触疲劳寿命系数Zn1=1;Zn2=1不允许出现点蚀。取失效概率为1%,平安系数SH=1.03由图11-15得：尺寸系数Zx产Zx2=1.0由图11-13b得：小齿轮的接触疲劳强度极限0Hiim1=590MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限oHim2=390MPa;4由式11-24计算许用接触应力ch1=590X1/1.1MPa=590MPa旬2=390X1/1.1MPa

47、=3905MPa计算中取oh=oH2=390MPa。3 .按齿面接触疲劳强度确定中心距(1)小齿轮传递的转矩：Ti=9.55X106X4.9/204=229000N.mm(2)初定螺旋角3=120,由图11-20得Zb=0.97(3)初取KtZ2t=1,取6=0.8,由表11-5得：Ze=189.8/Mpa由图11-7得：节点区域系数Zh=2.6减速传动比u=i=2.94. 可修编 .端面重合度&产1.88-3.21/zi+1/z2cos芹1.66重合度系数2尸产=0.602(4)由式11-17at= (u32八KtTZhZeZ Z1)、丫 2 auo-H#.验算齿面接触疲劳强度.可修

48、编.=(2.94 1)1.02290002.5189.80.990.602,20.72.94354.5=140m考虑到与低速轴的位置关系a大于等于160mm取中心距a=160mm(5估算模数mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)X160=1.123.2mm取标准模数mn=2.5，【止於止兴2acos2160cos126小齿轮齿数Z1=31.8,m(u1)2.5(2.941)Z2=uZ1=2.94X31.8=93.5取z32,z29494实际传动比i实=942.9375,传动比误差=(理-i实)/i理X100%32=0.8%<5%在允许围(7修正螺旋角-m(4z2)2.5(

49、3294)八一仆=arccosarccos10.14182a2160查图11-7,表11-20得zH2.5，z0.998齿轮分度圆直径d=mnzjcos=2.5x32/cos10.1418=80.27mmd2=mnz2/cos=2.5x94/cos10.1418=234.7mm取d1=80mm,d2=243mm。圆周速度v=划由/60X1000=3.14X80X204/60000=0.84m/s,由表11-7,取齿轮精度为8级。载荷平稳，所以查表11-3,取Ka=1.0。由图11-2b，按8级精度和vzi/100=1.27X32/100=0.406m/s,取动载系数Kv=1.0。齿宽b=4ad

50、1=0.8x8027=64.2mm,故b2=65mm,b1=70mm由图11-3a，按b/d1=70/80=0.872,得仆=1.03。由表11-4得：K=1.2。载荷系数K=KaKvKbK=X1.0X1.03X1.2=1.326端面重合度嗫=1.88-3.21/z1+1/z2cos片1.72重合度系数Z = A/a =0.76螺旋角系数Z尸.cosJcos10.1420.99由式11-31:计算齿面接触应力。2KT(u1)(H=ZhZeZZbd2u300Mpa<e=354.5Mpa平安5.验算齿根弯曲疲劳强度由F=2KT1YFaYSa/bd1m<=F根据查表13-7齿形系数YFa

51、产2.49,YFa2=2.20齿型校正系数Ysa1=1.64,Ysa2=1.78弯曲疲劳强度极限：查图11-16MQ线得flm1=460Mpa查图11-14MQ线得fnm2=320Mpa弯曲疲劳强度寿命系数：查表11-19得Yn1=1Yn2=1弯曲疲劳强度平安系数Sf查表11-9取Sf=1.250F1=CFlim1Yni/SF=368Mpa0F2=CFlim2YN2/SF=256Mpa计算大、小齿轮的YJ组并加以比拟CF1=2xKtiXYFa1xYsa1/bmd1=10.4Mpa<(?1=368Mpa平安CF2=2xKtiXYFazXYs/bmd1=20.27Mpa<oF2=256

52、Mpa平安故强度足够。因大轮齿顶圆直径大于150mm而又小于500mm,故以选用腹板式为宜其他有关尺寸参看大齿轮零件图材料及热处理；表10-1齿轮参数模数mm齿数旋向材料螺旋角高速级小2.52450左45调质11.04大2.58245右45正火11.04低速级小2.53270右45调质10.14大2.59465左45正火10.1411轴的设计计算11.1 II轴的设计11.1.1. 选择轴的材料45号钢，调质处理。查表17-1得用=637N/mm2,R=353N/mm2,6-1=268N/mm2,n=155N/mm2,注1b=216N/mm2,彻b=98N/mm2,31b=59N/mm2。11

53、.1.2. 初步估算轴的最小直径安装轴承处的直径为轴的最小直径，根据表17-2表得A=107108,那么d(107118)3 4.92043134mm,考虑到轴上键槽削弱，轴径需加大3%5%,那么取d二35mm。11.1.3. 轴的构造设计1) 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案，轴上的大局部零件包括齿轮、套筒、轴承、轴环和轴承端盖，依次由右端装配，仅在左端轴承和轴承端盖由左端装配。轴的左右端用轴端挡板轴向固定，轴向由平键连接周定。采用阶梯轴。. 可修编 .图11-3中间轴的构造设计2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a)轴承段：这两段由轴承圈孔径决定。D?35mm,选角接触

54、球轴承7308c,d*D*B=40*90*23。左轴承段，轴承宽度B,轴承面到箱体壁的距离s=10mm,壁到齿轮端面距离a=22mm,齿轮轮毂与其装配轴的长度差2mm,li=10+22+2+23=57mm,右轴承段同上。L右=23=10+20+2=55mm。b)大齿轮段：为了便于装拆，取d=48mm其长略小于齿宽，l=43mmc)两齿轮间段：齿轮采用轴肩定位，两旋转面距离大于10mm,取l=15mm,d=56mm。d)小齿轮段：取l=68mm,d=48mm。3轴上零件的轴向固定：齿轮于边联轴器固定均采用平键连接，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性采用H7/r6的配合，半联轴器与轴的配合H7/k6,角接触球轴承与轴的配合H7/k6。11.2 I轴的设计11.2.1. 轴的材料45号钢，调质处理。查表17-1得Sb=637N/mm2R=353N/mm2,1=268/mm2,n=155N/mm2,&1b=216N/mm2彻b=98N/mm2,31b=59N/mm2。11.2.2. 初步估算轴的最小直径安装联轴器处的直径为轴的最小直径，根据表17-2表，取A=107-108,那么dA恁(107118)3底(20.6822.08)mm,考虑到轴上安装联轴器需要加工键槽，可将直径增大5%,故输入端最小直径dmin=23mm选取联轴器按T=68976N.Mm,查手