冲床冲压机构、送料机构及传动系统设计

1、精选文档名目引言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争辩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

2、结构确定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 结构确定2810.2低速级齿轮2810.2.1 齿轮设计2810.2.2结构设计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.轴的结构设计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.轴的结构设计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 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.轴的结构设计3812中速

3、轴的加工4012.1零件的工艺分析4012.2确定加工路线4012.3确定刀具和夹具4012.4确定切削用量4112.5 轮廓加工程序4212.6 键槽的加工4512.6.1建立工件坐标系4512.6.2加工工艺分析4512.6.3确定加工路线4512.6.4键槽加工程序4513 减速器附件的选择47结 束 语48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。依据课题任务书的内容要求可知，冲床的工艺动作如图(11a）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，此后上模连续下行将成品推出型腔，最终快速返回。上

4、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，此后上模连续下行将成品推出型腔，最终快速返回。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）                   &#

5、160; （b）                   （c）图11 冲床工艺动作与上模运动、受力状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个部分：第一部分，冲压机构的设计；其次部分，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

6、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，特殊是工作段的压力角应尽可能小；传动角大于或等于许用传动角=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j=（1/31/2）；上模总行程长度必需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F05000N，在其他阶段所受的阻力F150N；7行程速比系数K1.5；8送料距离H=60250mm；9机器运转不均匀系数不超过0.05。若对机构进行运动和动力分析

7、，为便利起见，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；3）转动滑块的质量和转动惯量忽视不计，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不超过0.05。i=20.573 执行机构运动方案设计及争辩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），行程中有等速运动段（称工作段），并具有急回特性

8、；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，比较简洁。实现上述要求的机构组合方案可以有很多种。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，承载力量小，再此，我对送

9、料机构进行设计，为了削减设计成本，再满足加工要求的状况下，无需用现代化机械设计，只需要简洁的机构组合即可。凸轮机构组成即可满足此需求。由于凸轮机构基本由三个构件组成，它比最简洁的连杆机构（四连杆机构）还要简洁，紧凑。而且只要转变凸轮轮廓的外形，就能使从动件实现不同的运动规律因此利用凸轮可以较简洁的实现简单的特定运动规律，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简单。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生疏。我们把冲压机构和送料机构图放在一起3.

10、1 齿轮连杆冲压机构和凸轮连杆送料机构如4-1.1所示，a冲压机构分析：冲压机构接受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。该机构结构较为紧凑，制造便利。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<，可减小凸轮尺寸。图31 冲床机构方案之一  图注：由于冲压机构和送料机构是一个动力源，并要求有肯定的动作与时间协作，故在一个图

11、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<,可削减凸轮尺寸。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（为了削减摩擦阻力和增加接角牢靠性，这里接受滚轮代替直线的点接触），滚动带动摇杆GOH上下做肯定幅度的摇动，H转动副带动R上下运动，

12、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，进入停留期，此间是如图，凸轮中的起始点，即推程开头，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，又进入推程开头点A点，进入下一次送料，这就时凸轮送料机构的运动过程，依据凸轮外圈上的点与转动角之间的曲线图，如下图：SCABtA据图所知， 速度为定值，送料机构为匀速送进，接受这中送进方法，由于凸轮材料的弹性变形，加速度和惯性不会达到无穷大，不过会引起猛烈的冲击，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，故接受这种运动规律无多大影响。反而由于接受这种运动规律，故送料时运动平稳，送料精确。3

13、.2 导杆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

14、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前后做肯定规律的摇动，是由从动件上的弹簧来完成点接触，自此来回做运动，自此实现对板材的自动送料。图3-3 凸轮运动示意图Sh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，从动件依据升停降停的过程运动。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

15、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渐渐加大的，将推动从动件按肯定的运动规律渐渐上升（即远距离凸轮转轴），当轮廓上最大半径的B点转至位置时，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BOB(再从动件导路线通过转轴的状况下，它与AOB相同)称为推程运动角（简称推程角或者升程角），以01表示。当向径渐渐减小的一段轮廓CD部分依次与从动件接触时，从动件按肯定的运动规律下降（即返回）到初始位置，由于是

16、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0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02表示。凸轮再连续回转，从动件将重复前面的升停降停的运动循环。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为凸轮转角；s为从动件位移；C0C1C

17、2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0，从动件完成升程h，当接受一次多项式时，则有 （2-1）设取边界条件：再始点处，；在终点处 。则由式（2-1）可得故从动件推程的运动方程为 （2-2）由上可知当从动件接受一次多项式运动规律时，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头位置，速度由零突变为常数v，其加速度为同理，在行程终止位置，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，这将引起格外大的冲击力。这种由

18、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。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lEF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满足要求，压力角较小。该机关连杆尺寸计算比较简洁出错，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

19、，则机构可在预定时间将工件送至待加工位置。设计时，使LIH<LIR，则可减小凸轮尺寸。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，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

20、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点上时既推程开头，随着凸轮的转动，推程渐渐增大，达到b点时推程结束，之后进入停留期，此间时冲压的工作期间，冲压完成之后，由进入推程开头点a点，进入下次的送料。但是此机构安装过于繁琐，机构制造也不便利，即费时又耗材所以不予接受。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送料机构分析：送料机构是由

21、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，齿轮推程开头，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。由于板材不是确定刚体，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

22、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）结构是否简洁、紧凑；3）制造是否便利，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。首先依据对执行构件（滑块F）提出的运动

23、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试验法，现说明如下。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=（/3-/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）任作始终线，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lCF为半径，以Fi各点为圆心作弧得K1、K2、K5。3）选取lDE为半径，在适当位置上作圆，在圆上取圆心角为

24、的弧长，将其与l对应等分，得分点D1、D2、D5。4）选取lDC为半径，以Di为圆心作弧，与K1、K2、K5对应交于C1、C2、C5。5）取lBC为半径，以Ci为圆心作弧，得L1、L2、L5。6）在透亮白纸上作适量同心圆弧。由圆心引5条射线等分（射线间夹角为）。7）将作好图的透亮纸覆在Li曲线族上移动，找出对应交点B1、B2、B5，便得曲柄长lAB及铰链中心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lAB长度，确定lDE和铰链中心E的位置。也可以先选定lAB、lDE和A、E点位置，其方法与上述相同。用上述方法设计得机构尺寸如下：lAB=lDE=100mm， lAE=2

25、00mm， 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，接受标准直齿圆柱齿轮传动，Z1=Z2=40，ha*=1.0。5 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360o分为12等份，得分点B1、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51是冲压机构执行构件速度与C点轨迹的对应关系图，明显，滑块在F4-F8这

26、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行机构动力分析时，先依据在工作段所受的阻力F05000N，并认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Y132S4（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（=90°

27、）时,冲头快速接近坯料；又当曲柄由转到（=210°）时，冲头近似等速向下冲压坯料；当曲柄由转到（=240°）时，冲头连续向下运动，将工件推出型腔；当曲柄由转到（=285°）时，冲头恰好退出下模，最终回到初始位置，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61  机构运动循环图7 送料机构设计送料机构是由摇摆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

28、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：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OHR位于一条直线上，所以：在中由勾股定理得 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lOG=loh/2=120mm，最大摆角为。由于凸轮速度不高，故回程和升程皆选等速运动规律。因凸轮和齿轮2固连，故其等速转动。取基圆半径为r0=50mm，滚子半径为rT=15mm。用作图

29、法设计凸轮轮廓：此凸轮为滚子摇摆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（-）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相对于机架摇摆。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'相接触，而滚子中心将描出一条曲线。这条曲线与凸轮轮廓'沿法线方向的距离处处都等于滚子半径。因此曲线是凸轮轮廓'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

30、和rb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：.(2) 选取适当的长度比例尺l定处O和A0的位置（图a）。以O为圆心，以rb/Ul为半径，作基圆。以A0为圆心，以为半径，作圆弧交基圆于B0(C0)点，则AOB0便是从动件的起始位置。留意,图示位置B0位于中心连线OA0的右边，从动件在推程中将按逆时针方向摇摆。假如要求摇摆方向相反时，则应取B0在OA0左边。（3）以O为圆心及OA0为半径画圆。沿（）方向自开头依次取推程运动角（180°）止角（30°）回程运动角（9

31、0°）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）分别以为圆心，以AB为半径画圆弧，他们分别与基圆相交于点并作分别等于角位移（=0）。并使则得 (与重合)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。为了削减画的作图误差，可按图7-3中关系，求得图7-2 按式（2-1）求得一系列并从沿圆弧分别量取弦长，也可得点。（5）将点连成光滑曲线，便是滚子从动件的中心轮廓线，再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Md、等效阻力矩Mr和等

32、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，i=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）Y100L2-4 3.0 1420 1500Y112M-4 4.0 1440 1500Y132S-4 5.5 1440 1500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=20.57。

33、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 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/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：i1440/70 i20.57合理安排各级传动比V带的传动比i=2由于减速箱是开放式布置，所以依据i1=(1.11.5)i2得一级传动比二级传动比分别是i13.5， 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II低速轴III冲床转速（r/min）14407202047070功率（

34、kW）5.55.24.94.84.7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，结构简洁，尺寸紧凑，使用维护便利，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）系列三相沟通异步电动机。b. (1)工作机所需功率Pw=5.3KW (2)电动机输出功率：Pe=

35、5.5KW 由表【1】2-4查V带传动，滚动轴承传动，联轴器效率y1=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查工作状况系统KA=1.2。依据Pca=KA×Ped=1.2×5.5=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。从动轮直

36、径 dd2=i×dd1=224mm。验算带速v=dd1n2/60×1000=8.44m/s从动轮转速n2 n2=n1/i=720r/min4.验算传动误差 传动比i=224/112=2 原传动比i=1440/720=2 则传动误差=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（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 0.7×（dd1+dd2）<=a0<=2×(dd1+dd2) 0.7×（112+224）<= a0<=2×(112+224) 235.2<=

37、a0<=672确定a=430按5-24求带的计算基准长度L0=2×a0/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a =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确定中心距调整范围amax=a+0.03Ld=507.7mmamin=a-0.015Ld=407mm7.验算小带轮包1由式5-11 a=180-60×(dd1-dd2)/a=165°>120°故很合适8.确定v带根数由表5-8a查得：dd1=112 n1=1200r/min

38、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n1=1440r/min的额定功率值P0=1039+（1.62-1.39）×(1440-1200)/(1460-1200)=1.6kw查表5-10a p=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Zpd/(p0+p)×ka×kl=6.6/(1.6+0.17)×0.96×10.6=3.7故z=49.计算单根v带初拉力f0由式5-29得F0=500 pd(2.5/Ka-1)/Vz+q×v2

39、 =162N其中q由式5-6查得q=0.11kg/m10.计算对轴的压力Fq FQ=2×z×F0×sin=2×4×162×=1180N9.2 结构确定确定小带轮的结构尺寸小带轮的基准直径为112mm接受实心式、材料接受铸铁，退火处理。 10 齿轮传动设计10.1高速级齿轮10.1.1 齿轮的设计由于传递功率不高，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惫强度

40、。（1）按式（1126）计算应力循环次数N160n1jLh60×720×1×（1×8×300×5）5.184×108 N2N1/3.521.47×108（2）由图11-14得：接触疲惫寿命系数ZN11；ZN2=1不允许消灭点蚀。取失效概率为1，平安系数SH1.1（3）由图11-15得：尺寸系数ZX1=ZX2=1.0由图11-13（b）得：小齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1590MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限Hlim2390MPa；（4）由式（11-24）计算许用接触应力 H1590×1/1.1MPa53

41、6.37MPa H2390×1/1.1MPa354.5MPa 计算中取H= H2354.5MPa。 2.按齿面接触疲惫强度确定中心距(1)小齿轮传递的转矩：T1=9.55×106×5.2/720=68972N.mm(2)初定螺旋角=11°，由图11-20得Z=0.99(3)初取=1,取a=0.7,由表11-5得：ZE由图11-7得：节点区域系数ZH2.5 减速传动比u=i=3.52(4)由式（11-17）at= = =134.33mm取中心距a=135mm（5）估算模数 mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×135=0.942

42、.7mm取标准模数mn=2.5mm（6）小齿轮齿数z1=，z2=uz1=3.52×23.5=82.5 取z1=24，z2=82 实际传动比i实=，传动比误差i=(i理-i实)/ i理×100% =2.9%5%在允许范围内（7）修正螺旋角=与初选的相近，ZH, Z可不修正。 （8）齿轮分度圆直径 d1= mn z1/=2.5×24/cos11.0437°=61.1321mm d2= mn z2/=2.5×82/cos11.0437°=208.8679mm 圆周速度v=d1n1/60×1000=3.14×61.1321

43、×720/60000 =2.30m/s，由表11-7，取齿轮精度为8级。3.验算齿面接触疲惫强度已知载荷平稳，所以查表11-3，取KA=1.0。 由图11-2（b）,按8级精度和vz1/100=4.22×24/100=1.01m/s,取动载系数KV=1.09。 齿宽b=ad1=0.7×61.1321=42.8,故b2=45mm, b1=50mm 由图11-3（a）,按b/d1=50/61.1321=0.82,得K=1.05。 由表11-4得：K=1.2。载荷系数K= KAKVKK=1.25×1×1.09×1.23=1.34 端面重合度

44、= 1.88-3.2（1/ z1+ 1/ z2）cos=1.66 重合度系数Z=0.602 螺旋角系数Z= 由式11-31：计算齿面接触应力。 H=ZHZEZZ=196.3MpaH=354.5 Mpa 平安4.验算齿根弯曲疲惫强度由=2KT1YFaYSa/bd1m<=依据查表7-7齿形系数YFa1= 2.65 YFa2=2.22 齿型校正系数Ysa1=1.58 Ysa2=1.77弯曲疲惫强度极限：查图7-16MQ线得 lim1=460Mpa 查图7-14MQ线得 lim2=320Mpa弯曲疲惫强度寿命系数：查表7-19得YN1=1YN2=1弯曲疲惫强度平安系数SF查表7-9取SF=1.2

45、51= lim1 YN1/SF=368Mpa 2= lim2 YN2/SF=256Mpa计算大、小齿轮的并加以比较F1=2×KT1×YFa1×YSa1/bmd1=296 Mpa <F1=368Mpa F2= 2×KT1×YFa2×YSa2/bmd1=27.43 Mpa <2=256Mpa故强度足够,10.1.2 结构确定因大轮齿顶圆直径较小，故接受连轴就加工。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. 材料及热处理由于传递功率不高，所以选用软齿面传动。齿轮选用便于制造且价格廉价的

46、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i2=2.942. 按齿面接触强度设计然后校核其弯曲疲惫强度（1）按式（1126）计算应力循环次数 N160n1jLH60×204×1×（1×8×300×5）1.47×108 N2N1/3.520.50×108（2）由图11-14得：接触疲惫寿命系数ZN11；ZN2=1不允许消灭点蚀。取失效概率为1，平安系数SH1.0（3）由图11-15得：尺寸系数ZX1=ZX2=1.0由图11-13（b）得：小

47、齿轮的接触疲惫强度极限Hlim1590MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限Hlim2390MPa；（4）由式（11-24）计算许用接触应力 H1590×1/1.1MPa590MPa H2390×1/1.1MPa3905MPa 计算中取H= H2390MPa。 3.按齿面接触疲惫强度确定中心距(1)小齿轮传递的转矩：T1=9.55×106×4.9/204=229000N.mm(2)初定螺旋角=12°，由图11-20得Z=0.97(3)初取=1,取a=0.8,由表11-5得：ZE由图11-7得：节点区域系数ZH2.6 减速传动比u=i=2.94端面重合

48、度= 1.88-3.2（1/ z1+ 1/ z2）cos=1.66 重合度系数Z=0.602(4)由式（11-17）at= = =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)×160=1.123.2mm 取标准模数mn=2.5（6）小齿轮齿数=，=u=2.94×31.8=93.5 取 实际传动比i实=，传动比误差i=(i理-i实)/ i理×100% =0.8%5%在允许范围内(7）修正螺旋角=查图11-7，表11-20得（8）齿轮分度圆直径 d1= mn z1/=2

49、.5×32/cos=80.27mm d2= mn z2/=2.5×94/cos=234.7mm 取d1=80mm, d2=243mm。 圆周速度v=d1n1/60×1000=3.14×80×204/60000 =0.84m/s，由表11-7，取齿轮精度为8级。4.验算齿面接触疲惫强度 已知载荷平稳，所以查表11-3，取KA=1.0。 由图11-2（b）,按8级精度和vz1/100=1.27×32/100=0.406m/s,取动载系数KV=1.0。 齿宽b=ad1=0.8×8027=64.2mm,故b2=65mm, b1=70

50、mm 由图11-3（a）,按b/d1=70/80=0.872,得K=1.03。 由表11-4得：K=1.2。 载荷系数K=KAKVKK=1×1.0×1.03×1.2=1.326 端面重合度= 1.88-3.2（1/z1+ 1/z2）cos=1.72 重合度系数Z=0.76 螺旋角系数Z= 由式11-31：计算齿面接触应力。 H=ZHZEZZ300 MpaH=354.5 Mpa 平安5.验算齿根弯曲疲惫强度由=2KT1YFaYSa/bd1m<=依据查表13-7齿形系数YFa1= 2.49 ，YFa2=2.20齿型校正系数Ysa1=1.64，Ysa2=1.78弯

51、曲疲惫强度极限：查图11-16MQ线得 lim1=460Mpa 查图11-14MQ线得 lim2=320Mpa弯曲疲惫强度寿命系数：查表11-19得YN1=1YN2=1弯曲疲惫强度平安系数SF查表11-9取SF=1.25F1= F lim1 YN1/SF=368Mpa F2= F lim2 YN2/SF=256Mpa计算大、小齿轮的并加以比较F1=2×KT1×YFa1×YSa1/bmd1=10.4 Mpa <F1=368Mpa 平安F2= 2×KT1×YFa2×YSa2/bmd1=20.27 Mpa <F2=256Mpa平

52、安故强度足够。10.2.2结构设计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齿数齿宽旋向材料螺旋角髙速级小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10.14°11 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b=637N/mm2, s=353N/mm2, -1=268N/mm2,-1=155N/mm2,+1b=216N/mm2, 0b=98N/mm2, -1b=59N/mm2 。1