冲床冲压机构送料机构及传动系统设计

1、引 言 1.1 设计 题 目 2.2 原始 数据与 设计 要求 3.3 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 1.34.1 七 杆机 构 的设 计 1.34.2 齿 轮 机 构 设 计 1.45 七杆 机构的 运动 和动力 分析 1. 56 机构 运 动循 环图 1.67 送料 机

2、构设 计 1.77.1 四 杆机 构 设计 1.77.2 凸 轮机 构 的设 计 1.77.4 调 速 飞 轮 设 计 2.08 传动 系统方 案设 计 2.18.1 冲 床 传 动 系 统 2.18.2 计 算 总 传 动 比 2.19 带设 计 计算 2.49.1V 带 传 动设 计 2.49.2 结 构 确定 2.510 齿轮 传 动设计 2.610.1 高 速 级 齿轮 2.610.1.1 齿 轮的 设计 2. 610.1.2 结 构确 定 2.810.2 低 速 级 齿轮 2.810.2.1 齿 轮设 计 2.810.2.2 结 构 设 计 3. 111 轴的 设 计计算 3.311

3、.1 II 轴 的 设 计 3.3选 择轴 的 材料 3.3轴 的结 构 设计 3.311.2I 轴 的 设 计 3.4轴 的 材 料 3.4初 步估 算 轴的 最 小 直 径 3. 4轴 的结 构 设计 3.4按 弯扭 合 成校 核 轴 的 强 度 3. 511.2.5 校 核 轴的 强 度 3. 711.3川轴的设计3811.3.1 轴 的 材 料 3.8初 步估 算 轴 的 最 小 直 径 3.8轴 的 结 构 设计 3.812 中速 轴的加 工 4.012.1 零 件 的 工 艺 分 析 4.012.2 确 定 加 工 路 线 4.012.3 确 定 刀 具 和 夹 具 4.012.4

4、 确 定 切 削 用 量 4.112.5 轮 廓 加 工 程 序 4.212.6 键 槽 的 加 工 4.512.6.1 建 立 工 件 坐 标 系 4.512.6.2 加 工 工 艺 分 析 4.512.6.3 确 定 加 工 路 线 4.512.6.4 键 槽 加 工 程 序 4.513 减 速器附 件的 选择 4.7结 束 语 4.8致谢49参考文献 50引言由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。根据课题任务书的内容要求可知，冲床的工艺动作如图（1 1a）所示，上模先以比较大的速度接近坯料， 然后以匀速进行拉延成型工作，此后上模继续下行将成品

5、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。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，上模先以比较大的速度接近坯料，然后以匀速进 行拉延成型工作，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。（ a） ? ?（b）? ? ?（c）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

6、计分3个部分：第一部分，冲压机构的设计；第二部分，送料机构的设计；第三部分。传动 系 统及减速器的设计。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，其大致运动 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'应尽可能小； 传动角Y大于或等于许用传动角Y =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1=30100mm ,对应曲柄转角？0= （

7、 1/31/2 ） n ;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内的受力如图c）所示，在工作段所受的阻力F 0 =5000N，在其他阶段所受的阻力F1 = 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S不超过0.05。若对 机 构 进 行 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

8、的 质 心 则与 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2kg m2 计算；1） 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30kg m2 ；5）机器运转不均匀系数S不超过0.05。i亍20.573 执行 机构运 动方 案 设计 及讨论该 冲 压 机 械 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

9、 ）， 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 基 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 基 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 较 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

10、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 安 全 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 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 行 下 一 次送料，如此往复进行。速度较低，承载能力小，再此，

11、我对送料机构进行设计，为了减少设计成本，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。因为凸轮机构基本由三个构件组成，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髙副，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较复杂。由上述优缺点，凸轮机构一般 使用于实现特殊要求的运动规律，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

12、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 角二尽可能小。该机构结构较为紧凑，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，若使I <1，可减小凸轮尺寸。OG OH图3 1冲床机构方案之一 ?图注：因为冲压机构和送料机构是一个动力源，

13、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，使其能再预定时间内将坯料推送至待加 工位置。设计时，若使I <1,可减少凸轮尺寸。OG OH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，对其进行自由度的分析，图中OHRK组 成了送料机构，其可动机构件4个，低副5个，髙副1个，其自由度满足机构的自由度要求。机构运动原理：凸轮作为主动件，在电机的带动下转动，从而由髙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

14、）， 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：结束，进入停歇期，此间是如图，凸轮中的起始点，即推程开始，C点 时推程达到最大，到B点时推程冲压工作期间，冲压完成之后，又进入推程 开始点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，如下图：BAt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，加速度和惯性不会达到无穷大，不过会引起剧烈的冲击，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

15、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冲床机构方案之二如图图3-2所示，a冲压机构分析：冲压机构是在导杆机构的基础上， 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达到工作段近于匀速的要求。适当选择导路位置， 可使工作段压力角二较小。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，则机构可在预定 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

16、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，则机构可再预定时间内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， 从而由髙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，当凸轮回转时， 从动件按照升一停一降一停的过程运动。由于绝大多数的凸

17、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部分将依次与从动件 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 从动件导路线通过转轴的情况下，它与/ AOB

18、相同）称为推程运动角（简称推 程角或者升程角），以S 表示。当向径逐渐减小的一段轮廓CD部分依次与01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S 'o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）停止不动，与此对应的凸轮转角 / DOA称为近休止角，以S 表示。凸轮再继续回转，从动件将重复前面的02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

19、（或则时间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。因此, 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式中S为凸轮转角；s为从动件位移；CCC为待定系数（常数），可0 12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S ，从动件完成升程h，当米用一次多项式时，则有 o(2-1 )dsvdC dva dt 0设取边界条件：再始点处， 0,s0；在终点处0，Sh。则由式（2-1 ）可得C 0C h故从动件推程的运动方程为oh(2-2 )voa 0由上可知当从动件采用一次多项式运动规律时

20、，从动件为等速运动。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始位置，速度由零突变为常数v，其加速度为a lim V 0 同理，在行程终t 0 v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。这种由于加速度达到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图3-6冲床机构方案之三如图3-6所示，a冲压机构分析：冲压机构是由铰链四杆机构和摇杆滑 块机构串联组合而成的。

21、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I e：及导路位置，按工作段近于匀速的要求确定铰链点E的位置。 若尺寸选择适当，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 较小。该机关连杆尺寸计算比较容易出错，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，若按机构运动循环图确 定凸轮转角及其从动件的运动规律，则机构可在预定时间将工件送至待加工 位置。设计时，使L <L，则可减小凸轮尺寸。IH I Rb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，若按机构运动循环图确定凸轮转角及从动件的运动规律，则机构可 在预定时间将坯料送至加工

22、位置。设计时，使L <L oI H I R机构运动原理主动轮A由电机带动，通过齿轮机构O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 进行自由 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 ，髙副 3 个 ，其自由 度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

23、 上 时 既 推 程 开 始 ，随 着 凸 轮 的转 动 ，推 程 逐 渐增 大 ，达 到 b 点 时 推 程 结束 ， 之 后 进 入 停 歇期 ，此 间 时 冲压的工 作 期间 ，冲压完成 之后，由进入 推程开 始点 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 连杆冲 压机构 和齿轮 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， 成本 高， 不利 于提高企 业经济效 益，b

24、 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， 若 按机 构 运 动 循环 图 确 定 曲 柄摇 杆 机 构 的 尺 寸 ，则 机 构 可 在 预 定 时 间 将 工件 送 至待 加工 位 置 。齿 轮 连 杆 送料 机 构 是 由 曲 柄 摇杆 ，扇 形 齿轮 与 齿条 机 构 串 联而 成，若 按 机 构 运 动 循 环 图 确 定 曲 柄 摇 杆 机 构 的 尺 寸，则 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，齿轮推程开始，进入送料阶段。

25、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 结束 ， 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 会达到 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）结构是否简单、紧凑

26、；3）制 造 是否方便 ， 成本可 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，下面就对其进行设计。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Z/Z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1 2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

27、下。如图4-1 所示，要求AB、DE均为曲柄，两者转速相同，转向相反，而 且曲柄在角度$ = （ n /3- n /2 ）的范围内转动时，从动件滑块在l=60mm范 围内等速移动，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F、F、F （取n=5）。12n2）选取l为半径，以F各点为圆心作弧得K、K、K。CF?i1253）选取l 为半径，在适当位置上作圆，在圆上取圆心角为"的弧长，DE将其与l对应等分，得分点D、D、D。1254）选取l为半径，以D为圆心作弧，与K、K、K对应交于C、DCi1251C、C。25

28、5）取l为半径，以C为圆心作弧，得L、L、L。BCi1256）在透明白纸上作适量同心圆弧。由圆心引5条射线等分卩（射线间夹 角为' ）06）将作好图的透明纸覆在L曲线族上移动，找出对应交点B、B、i12B5，便得曲柄长I及铰链中心A的位置。AB8）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l长AB度，确定l和铰链中心E的位置。也可以先选定l 、l和A E点位置，DEAB DE其方法与上述相同。用上述方法设计得机构尺寸如下：I =l =100mm, I=200mm, l = l =283mm, l =430mm, A 点与导路AB DEAEBC DCCF的垂直距离为162mm

29、 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 =Z =40， ha *=1.0。1 25七杆机构的运动和动力分析用图解法对此机构进行运动和动力分析。将曲柄AB的运动一周360 o分 为12等份，得分点B、B、B ,针对曲柄每一位置，求得C点的位置，1 2 1 2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F-F这段近似等速，而这个速度值约为工作行程最大速度的40%。该机48构的行程速比系

30、数为：故此机构满足运动要求。图5 - 1?七杆机构的运动和动力分析在进行机构动力分析时，先依据在工作段所受的阻力F = 5000N，并认0为在工作段内为常数，然后求得加于曲柄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6 1所示)。当主动件AB由初始位置(冲头位于上极限点)转过角二(=90° )时，冲头快速接近坯料；又当曲柄由"转到 (=210 

31、6; )时，冲头 近似等速向下冲压坯料；当曲柄由转到"(=240 ° )时，冲头继续向下运 动，将工件推出型腔；当曲柄由：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 下模到冲头又一次接触工件的范围内进行。故送料凸轮在曲柄AB由300 °转到390 °完成升程，而曲柄AB由390 °转到480 °完成回程图6 - 1 ?机构运环图动循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

32、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，Loh240mm，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' 位于一条直线上，所以：在 RH 'O中由勾股定理得即得，摇杆摆角应为45.24 °。7.2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I =l /2=120mm，最大摆 OG oh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

33、轮 和齿轮2固连，故其等速转动。取基圆半径为r 0=50mm滚子半径为r T=15mni 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。用反转法使凸轮固定不动，而从动件连同机架以（-3）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n '相接触，而滚子中心将描出一条曲线 n o这条曲线n与凸轮轮廓n '沿法线方向的距离处处都等于滚子半径】。 因此曲线n是凸轮轮廓n '的等距曲线。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

34、从动件的运动。于是理论轮廓n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r和r '表示，可得他们的关系：bb据此，这种凸轮轮廓的设计步骤如下：(1) 将 曲线(图b)的推程运动角和回程运动角各分为若干等分，按式的关系求处各等分点对应的角位移值：i11',222',(2) 选取适当的长度比例尺$定处0和A的位置(图a) o以O为圆心，I0以r/U为半径，作基圆。以A为圆心，以|AB/ |为半径，作圆弧交基圆于 B (C )点，则A B便是从动件的起始位置。注意,图示位置B位于中心连线0 0 0 0 00A的右边，

35、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0时，则应取B在0A左边。0 0(3) 以0为圆心及CA0为半径画圆。沿(一3 )方向自0A。开始依次取 推程运动角(180 ° )止角(30 ° )回程运动角(90 ° )近休止角(60 ° )并 将推程和回程运动角各分为与图b相对应的等分，得A,A,A丄A各点。他们1239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,A,A丄A为圆心，以AB为半径画圆弧，他们分别与基圆1239相交于点C1C2C3L C9并作 CAB, CAB分别等于角位移 ,丄(=0)。1112221239并使A

36、B AC , AB AC L则得B,B,B,LB(与C重合)各点，这些点就是1111222212399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，求得图7-2按式(2-1 )求得一系列cTTcTl并从CC L沿圆弧分别量取弦长 11 2 2 1 2 C B,C B L，也可得B ,B L点。11 2 2 1 2(5) 将B ,B,B L点连成光滑曲线，便是滚子从动件的中心轮廓线，再0 1 2向内偏置滚子的半径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M、等效阻力矩M和等效转动惯量皆为曲柄转角 的函数。dr画出三者的

37、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 , i刀=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/mm ）Y100L2-43.014201500Y112M-44.014401500Y132S-45.514401500由生产率可知主轴转速约为70r/mm ,若电动机暂选为Y132S-4 ,则传动 系统总传动比约为i刀=20.57。取传动的传动比i b=10.285 ,故可选

38、用两级 齿轮减速器。图8-1传动系统简图1电动机 2 V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/mi n 和工作机主动轴转速70r/mi n 可确定传 动装置应有的总传动比为：i = 1440/70i = 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i=(1.11.5)i2得一级传动比二级传动比分别是i = 3.5 , i =2.94。1 2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1中间轴II低速轴III冲床转速(r/min )14407202047070功率(kW)5.

39、55.24.94.84.7转矩(N -m )36.4768.97229.38654.86641.21传动比123.522.941效率10.990.970.970.97这种方案制造成本低，结构简单，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，对结构尺寸没有严格要求，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，故选卧式封闭型Y( IP44 )系列三相交流异步电动 机。b. (1)工作机所需功率(2) 电动机输出功率 ：Pe=5.5KW由表 【1

40、】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电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电动 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K=1.2 。根据Pca=K XP ed=1.2 X5.5=6.6KWA A2. 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

41、表5-11a及表5-4选取小带轮取dai=112mm。从动轮直径d d2=iXd =224mm。d1验算带速 v= n d n /60 X 1000=8.44m/sd1 2从 动 轮 转速 n2n =n /i=720r/min2 14. 验算传动误差E传动比i=224/112=2原传动比 i'=1440/720=2则 传动 误 差 E =0 在允差 ±5%范围内5. 确 定中心距 a 和带 长 Ld:按公式5-23初选中心距：0.7 ( d +d ) < a < 2 (d +d )d1 d20d1 d20.7 X ( d +d ) <=a <=2X (

42、d +d )d1 d20d1 d20.7 X( 112+224 )<= a <=2X (112+224)0235.2<=a <=672 确定 a=4300按5-24求带的计算基准长度L =2 Xa n /2 ( d +d ) + (d-d ) 2/4a00di d2d2 di=860+1350.2+9.22=2220查表5-2取带基准长度Ld=2240mm6. 确定中心距aa=a + ( Ld-L0 ) /2=440mm0按试5-26确定中心距调整范围amax=a+003Ld=5077mm amin=a-0015Ld=407mm7. 验算小带轮包a 1由式 5-11 a

43、=180-60 X(d -d )/a=165 ° >120 ° 故很合适 d 1 d28. 确定v带根数由表5-8a查得：d =112 n =1200r/mind11及n =1460r/min 时单根A型V2带得额定功率为1.3kw和1.26kw用线性插值法求n =1440r/min 的额定功率1值 P =1039+ ( 1.62-1.39) X (1440 -1200)/(1460-1200)=1.6kw0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K=1.06i由式5-28计算v带根数Z> p /(p +p) X

44、ka Xk =6.6心.6+0.17)X 0.96 X 10.6=3.7 故 z=4d0l9. 计算单根v带初拉力f0由式 5-29 得 F=500 Pd(2.5/Ka-1)/Vz+q Xv2 =162N 其中 q 由式 5-6 查得 q=0.11kg/m10. 计算对轴的压力FqF =2 X zXF X sinQ0=2 X4X 162 X2sin 165O=1180N29.2结构确定确定小带轮的结构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便 宜的材料，选择小齿

45、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i =3.5211 .按齿面接触强度设计然后校核其弯曲疲劳强度。(1) 按式(11 26)计算应力循环次数N = 60n jL = 60 x720 x 1X ( 1X8X300 X5 ) = 5.184 x 10 8 11 hN2= N1/3.52 = W X 108(2) 由图11-14得：接触疲劳寿命系数Z = 1 ; Z =1不允许出现点蚀N1N2取失效概率为1 %,安全系数S = 1.1H(3) 由图11-15得：尺寸系数Z =Z =1.0X1 X2由图11-13( b)得：小齿

46、轮的接触疲劳强度极限°= 590MPa;Hl i m1大齿轮的解除疲劳强度极限c= 390MPa；Hl i m2(4) 由式(11-24 )计算许用接触应力c = 590 X 1/1.1MPa = 536.37MPaH 1c = 390 X 1/1.1MPa = 354.5MPaH 2计算中取c =Ha J 2= 354.5MPa。2. 按齿面接触疲劳强度确定中心距(1) 小齿轮传递的转矩：T =9.55 X 10 6X5.2/720=68972N.mm1初定螺旋角3 =11 ° ,由图11-20得Z =0.99 初取 KtZ2 =1,取山=0.7,由表 11-5 得：Z

47、= 189.8 MpaaEt由图11-7得：节点区域系数Z = 2.5H减速传动比u=i=3.52I Z Z Z Zt 2(4)由式(11-17 ) a=(u 1) h et2 au c(3.52* 1.068972 2.5189.8 0.99 0.602 2)20.4 3.52354.5=134.33mm取中心距a=135mm(5) 估算模数m =(0.007 0.02)a=(0.007n取标准模数m=2.5mm0.02) X 135=0.94 2.7mm23.5,(6) 小齿轮齿数 z=2acos 2135 cos111 m(u 1) 2.5(3.52 1)z =uz =3.52 X 23

48、.5=82.52取 z =24, z =821 21实际传动比i实=82243.417,传动比误差 i=(i-i )/ iX100%理实/理=2.9%v 5%在允许范围内(7)修正螺旋角B = arccosm(z1z2.5(24 822 arccos11.04372a2 135与初选的B相近，z , z 可不修正HB(8)齿轮分度圆直径d = m z / cos =2.5 X 24/cos11.0437° =61.1321mm1n 1d = m z / cos =2.5 X 82/cos11.0437° =208.8679mm2n 2圆 周速度 v= n dn/60 X 1

49、000=3.14 X61.1321 X720/600001 1=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已知载荷平稳，所以查表11-3 ,取K=1.0 。A由图 11-2 ( b),按 8 级精度和 vz /100=4.22 X 24/100=1.01m/s, 取动载1系数 K=1.09 。V齿宽 b=山 d =0.7 X61.132仁42.8,故 b =45mm,b =50mma 121由图 11-3 ( a),按 b/d =50/61.1321=0.82, 得 K =1.05。1B由表 11-4 得：K =1.2 。载荷系数 K= K K K K =1.

50、25 X1X1.09 X 1.23=1.34A V b b端面 重合度 £= 1.88-3.2( 1/ z + 1/ z ) cos B =1.66a12重合度系数Z£ =厂=0.602螺旋角系数 Zb = cos .cos11.044 0.99由式11-31 :计算齿面接触应力。"Z 3eZ£Z 3 q)=196.3Mpa v a J=354.5 Mpa 安全4. 验算齿根弯曲疲劳强度由 =2K Y Y /bd m<=根据查表 7-7 齿形系数 丫 = 2.65 Y =2.22FT1 Fa Sa1FFa 1Fa2齿型校正系数Ysa =1.58 Y

51、sa =17712弯曲疲劳强度极限：查图7-16MQ线得F ” m1=460MPa查图 7-14MQ 线得 F lim 2=320MPa弯曲疲劳强度寿命系数：查表7-19得丫 =1N1丫 =1N2FFY /S =368Mpal i m1 N1 FY /S =256Mpal i m2 N2 F弯曲疲劳强度安全系数S查表7-9取S=1.251 =F2=计算大、小齿轮的丫Fa丫Sa并加以比较aF/bmd =296 Mpa <a =2 XK XY XYF1a = 2F2故强度足够,(TT1Fa1Sa11XK XY XY /bmd =27.43 Mpa <T1Fa2Sa21=368MpaF1

52、2F =256Mpa结构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便 宜的材料，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i =2.9422. 按齿面接触强度设计然后校核其弯曲疲劳强度（1）按式（11 26）计算应力循环次数N = 60n jL = 60 X204 X 1X ( 1X8X300 X5 ) = 1.47 X 10 8 11 HN = N/3.52 = 0.50

53、 X 10 82 1(2) 由图11-14得：接触疲劳寿命系数Z = 1 ; Z =1不允许出现点蚀N1N2取失效概率为1 %,安全系数S = 1.0H(3) 由图11-15得：尺寸系数Z =Z =1.0X1 X2由图11-13( b)得：小齿轮的接触疲劳强度极限°= 590MPa;Hl i m1大齿轮的解除疲劳强度极限c = 390MPa;Hli m2(4) 由式(11-24 )计算许用接触应力c = 590 X 1/1.1MPa = 590MPaH 1c = 390 X 1/1.1MPa = 3905MPaH 2计算中取c = cH=390MPa。23. 按齿面接触疲劳强度确定中心距(1)小齿轮传递的 转矩：T =9.55 X 10 6x4.9/204=229000N.mm初定螺旋角3 =12 ° ,由图11-20得Z =0.97(3) 初取 KtZ2 =1,取山=0.8,由表 11-5 得：Z = 189.8 MpaaE由图11-7得：节点区域系数Z = 2.6H减速传动比u=i=2.94端面重合度 £= 1.88-3.2( 1/ z + 1/ z ) cos 3 =1.66a12重合度系数