薄壁零件冲床机构设计计算说明书范本

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目录一、 设计任务书 11、 设计题目：薄壁零件冲床的设计 12、 设计背景： 13、 设计参数： 24、 设计任务 2二、 总体方案设计 21、 传动法案的拟定 22、 电动机的选择 43、 传动系统的运动和动力参数 5三、 传动零件的设计 61、 斜齿圆柱齿轮的设计 6（1） 高速及齿轮设计 6（2） 低速级齿轮设计 112、传送带的设计 163、轴的设计 17(1) 高速轴的设计 17(2) 中速轴的设计 21(3) 低速轴的设计 254、轴承的设计和校核 295、键连接设计 31四、 减速器箱体及附件的设计 321. 减速器尺寸 322. 减速器的润滑 333. 密封件的选择 34五、 其他 34六、参考资料 35

前言机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程：是继机械原理与机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生机械工程设计能力的课程。此次着重对薄壁零件冲床机构进行了设计，涉及到了冲床的尺寸，选材，热处理方式，工作条件，应力校核等多方面。对前面所学的知识进行了回顾以及综合的运用，主要涉及到材料力学，机械原理，机械设计，工程材料等课程。

设计任务书设计题目：薄壁零件冲床的设计设计背景：工作原理：薄壁零件冲床的组成框图如图1所示。图1薄壁零件冲床的组成框图工作原理如图2a所示。在冲制薄壁零件时，上模（冲头）以较大的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，接着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。图2薄壁零件冲制工作原理图设计条件与要求动力源为电动机，上模做上下往复直线运动，其大致运动规律如图2b所示，要求有快速下沉、匀速工作进给和快速返回的特征。上模工作段的长度L=40~100mm,对应曲柄转角φ=60º~90º；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上，行程速比系数K≥1.5。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），如图2a所示。送料距离L=60~250mm。要求机构具有良好的传力特性，特别是工作段的压力角α应尽可能小，一般取许用压力角[α]=50º。生产率为每分钟70件。按平均功率选用电动机。需要5台冲床。室内工作，载荷有轻微冲击，动力源为三相交流电动机。使用期限为10年，每年工作250天，每天工作16小时。每半年保养一次，每三年大修一次。生产状况：中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。设计参数：冲床载荷5500N，上模工作段长度L=90，工作段对应的曲柄转交φ=85设计任务机构系统总体运动方案；画出系统运动简图，完成运动方案设计论证报告。成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或执行系统的装配图。设计主要零件，完成2张零件工作图。编写设计说明书。总体方案设计传动法案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机、传动机构和执行机构三部分。原动机的选择按设计要求，动力源为三相交流电动机。传动机构的选择可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差；蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求，故选用齿轮传动。总传动比13.857，不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用二级圆柱斜齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。简图如下：执行机构的选择工作机应采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构、螺旋机构。本设计是要将旋转运动转换为往复运动，所以连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，凸轮机构能够较容易获得理想的运动规律，而齿轮齿条机构加工复杂、成本高，所以不采用。同时由于不考虑送料机构，同时考虑到凸轮尺寸以及运动规律实现的可行性，结合前辈的经验和自己的思考，最终决定一种方案。简图如下：改进方案

传统方案方案评价传统方案和改进方案都满足设计要求，但是和传统方案相比，改进方案中由于利用的杠杆原理，工件端传递力矩和运动规律更简单的通过两平行杠杆传递到传动机构端，同时压力角更易计算，而且传动更平稳。综上所述，最终决定使用改进后的方案。电动机的选择选择电动机类型按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。选择电动机容量电动机所需工作效率为Pn=冲压载荷F=5500N，上模工作段长度L=90mm,上模工作段对应的曲柄Φ=85上模工作时间t=85°360工作机所需功率Pw=Flt=Flφ传动装置的总效率η=η其中：联轴器效率η闭式齿轮传动效率η滚动轴承效率η3链传动效率η凸轮曲柄滑块效率η计算得η=0.44所需电动机功率Pn=P因载荷平稳，电动机额定功率Pen大于根据所查数据，选电动机的额定功率为7.5kw选择电动机转速工作转速nw=70r/min，通常，耳机圆柱齿轮减速器减速比为8～40，则电动机转速可选范围n进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选用同步转速为1000r/min,选定电机型号为Y160M-6，额定功率Pen=7.5kw传动系统的运动和动力参数分配传动比总传动比i分配传动装置各级传动比取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i则低速级得传动比i参数的计算O轴（电动机轴）PnTB、Ⅰ轴（高速轴）PPnTTC、Ⅱ轴（中速轴）PPnTTD、Ⅲ轴（低速轴）PPnTT轴名功率P/kw转矩T/N·m转速r/min传动比i效率η输入输出输入输出电机轴5.5955.0497010.99Ⅰ轴5.535.4854.4953.959704.4050.96Ⅱ轴5.365.31232.62230.29220.23.1460.96Ⅲ轴5.105.05695.92688.9670传动零件的设计斜齿圆柱齿轮的设计高速及齿轮设计计算项目计算内容计算结果1.选择材料和精度等级考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229～286HB平均取240HB。8级精度。2．初步计算小齿轮直径d因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，d1≥Ad3KT1查表基础疲劳强度σHlim1则σσ初步计算许用接触应力σHP=初取dK=1.4Tσσσσd3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级圆周速度v=π确定齿数z1=26，z确定模数mt=确定螺旋角β=arccos小齿轮直径d大齿轮直径d初步齿宽b=校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。zzβddb=53mm4.校核齿面接触疲劳强度由校核齿面解除疲劳强度。=1\*GB3①计算齿面接触应力σH节点区域系数ZH=2.42重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度端面重合度ξaααα由于无变位，端面啮合角α解得ξ纵向重合度为ξ故Z螺旋角系数Z使用系数KA=1.50动载荷系数KVFKKcos齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级K齿面接触应力σ=2\*GB3②计算许用接触应力σHPσ总工作时间：t应力循环次数：NN接触强度寿命系数：ZNT接触强度寿命系数：ZNT1齿面工作硬化系数：Z接触强度尺寸系数：Z润滑油膜影响系数：ZL接触最小安全系数取解得许用接触应力：σHP=3\*GB3③验算：σH=648.9<接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。σσ5.确定主要尺寸中心距：a=d1由公式a=(β=arccos端面模数m小齿轮直径d大齿轮直径d齿宽b=53mmb1=小齿轮当量齿数Z大齿轮当量齿数Z6.齿根弯曲疲劳强度验算σ=1\*GB3①计算齿根弯曲应力使用系数KA=齿间载荷分配系数K齿向载荷分配系数K重合度系数：Y齿形系数：YFa应力修正系数：YSa螺旋角系数：YσF1=2\*GB3②计算需用弯曲应力σ齿根弯曲疲劳极限σFlim弯曲强度最小安全系数：弯曲强度尺寸系数：Y弯曲寿命系数：YNT应力修正系数：Y相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：YσFP=3\*GB3③弯曲疲劳强度的校核σσσ7.静载荷校核无严重过载，无需静载荷校核。低速级齿轮设计计算项目计算内容计算结果1.选择材料和精度等级考虑到主动轮轮速不是很高，故采用斜齿，小齿轮用40Cr，调制处理，硬度241～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调制处理，硬度为229～286HB平均取240HB。8级精度。2．初步计算小齿轮直径d因为采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径，d1≥Ad3KT1查表基础疲劳强度σHlim1则σσ初步计算许用接触应力σHP=初取dK=1.4Tσσσσd3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级圆周速度v=π确定齿数z1=32，z确定模数mt=确定螺旋角β=arccos小齿轮直径d大齿轮直径d初步齿宽b=校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比不变。zzβddb=4.校核齿面接触疲劳强度由校核齿面解除疲劳强度。=1\*GB3①计算齿面接触应力σH节点区域系数ZH=2.44重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度端面重合度ξaααα由于无变位，端面啮合角α解得ξ纵向重合度为ξ故Z螺旋角系数Z使用系数KA=1.50FKKcos齿间载荷分布系数，其中：对称支承，调质齿轮精度等级8级K齿面接触应力σ=2\*GB3②计算许用接触应力σHPσ总工作时间：t应力循环次数：NN接触强度寿命系数：ZNT接触强度寿命系数：ZNT1齿面工作硬化系数：Z接触强度尺寸系数：Z润滑油膜影响系数：ZL接触最小安全系数取解得许用接触应力：σHP=3\*GB3③验算：σH=604.56MPa<接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。σσ5.确定主要尺寸中心距：a=d1由公式a=(β=arccos端面模数m小齿轮直径d大齿轮直径d齿宽b=82mmb1=小齿轮当量齿数Z大齿轮当量齿数Z6.齿根弯曲疲劳强度验算σ=1\*GB3①计算齿根弯曲应力使用系数KA=齿间载荷分配系数K齿向载荷分配系数K重合度系数：Y齿形系数：YFa应力修正系数：YSa螺旋角系数：YσF1=2\*GB3②计算需用弯曲应力σ齿根弯曲疲劳极限σFlim弯曲强度最小安全系数：弯曲强度尺寸系数：Y弯曲寿命系数：YNT应力修正系数：Y相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：YσFP=3\*GB3③弯曲疲劳强度的校核σσσ7.静强度校核无严重过载，无需静载荷校核。2、传送带的设计1.确定计算功率PPc=KPP2.确定带型根据Pc小带轮直径dd3.确定带轮直径和带速C型带n=970r/min大带轮直径dd小带轮转速v=ddv=0.8m/s4.计算带传动中心距a和带的基准长度L=1\*GB3①0.55（dd230mm≤a0=2\*GB3②计算带的初步基准长度Ld'L选取基准长度L=3\*GB3③求实际中心距aa≈aoaa=672mm5.计算小带轮包角α1α6.确定带根数FP包角系数kα=z=Pz=77.确定带的初拉力F0=500F0F08.计算传动带在轴上的作用力FFFQ9.确定带宽B=z-1外径da1=da1B=182mm3、轴的设计高速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，由于是齿轮轴故选与齿轮相同的材料40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100d≥C按联轴器的标准系列，取轴径d=30mm轴孔长度L=82mmd=30mm3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6308一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T小齿轮的圆周力F小齿轮的径向力F小齿轮的轴向力FFtFrFa5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算FAV=MVC受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩FAH=6MHC'FAVFBVMVC6.计算并绘制合成弯矩图MCMC合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55×1转矩图：T=54.8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取σb=750MPaα=0.577MeMe当量弯矩图：M9.按弯扭合成应力校核轴的强度σ-1b危险截面处的弯曲应力：σb安全σb中速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100d≥C取轴径d=40mmd=40mm3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6308一对，d=40mm,D=90mm,B=23mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6308一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T小齿轮的圆周力F大齿轮的圆周力F小齿轮的径向力F大齿轮的径向力F小齿轮的轴向力F大齿轮的轴向力FFtFrFFtFrF5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算FAV=MVC1受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩FAH=1MHCMHCFAVFBVMVMV6.计算并绘制合成弯矩图MCMC1MCMC1合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55×1转矩图：T=28.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取σb=750MPaα=0.577Me=MMe当量弯矩图：M9.按弯扭合成应力校核轴的强度σ-1b危险截面处的弯曲应力：σb安全σb低速轴的设计项目设计计算过程计算结果1.选择材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr,调制处理，硬度241～286HB,平均260HB40Cr调制处理2.按扭转强度估算轴径C=100d≥C按联轴器的标准系列，取轴径d=45mmd=45mm3.初步设计周的结构初选3尺寸系列深沟球轴承6311一对，d=55mm,D=120mm,B=29mm初步设计轴的结构如下图：深沟球轴承6311一对4.轴的空间受力分析该轴所受的外载荷为转矩，小齿轮上的作用力，由于外部连接联轴器故忽略皮带轮的压轴力，空间受力图如下：输入转矩T小齿轮的圆周力F小齿轮的径向力F小齿轮的轴向力FFtFrFa5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算FAV=MVC受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩FAH=1MHC'FAVFBVMVC6.计算并绘制合成弯矩图MCMC合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55×1转矩图：T=68.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取σb=750MPaα=0.577MeMe当量弯矩图：M9.按弯扭合成应力校核轴的强度σ-1b危险截面处的弯曲应力：σb安全σb4、轴承的设计和校核高速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C脂润滑的极限转速轴承的受力情况如下图：FaFAV=1563.FAH=635.FrFr当量动载荷：查表可得：PrPr轴承寿命：深沟球轴承ε=3按寿命短的轴承计算L1符合寿命要求FFFF中速轴轴承深沟球轴承6308一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C脂润滑的极限转速轴承的受力情况如下图：FaFAV=3FAH=1FrFr当量动载荷：查表可得：PrPr轴承寿命：深沟球轴承ε=3按寿命短的轴承计算L1符合寿命要求FFFF(3)低速轴轴承深沟球轴承6311一对项目设计计算依据和过程计算结果查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C脂润滑的极限转速轴承的受力情况如下图：FaFAV=1FAH=1FrFr当量动载荷：查表可得：PrPr轴承寿命：深沟球轴承ε=3按寿命短的轴承计算L1符合寿命要求FFFF5、键连接设计项目计算内容计算结果1.高速轴与电机轴连接键的选择和校核静联接,选用普通平键，圆头，故应选用键10×8，键长56，标准GB/T1096-2003接触长度L轴径d=30σP=σP故满足要求2.中间轴与减速大齿轮连接键的选择和校核静联接,选用普通平键，圆头，故应选用键14×9，键长40，标准GB/T1096-2003接触长度L轴径d=45σP=σP故满足要求3.中间轴与减速小齿轮连接键的选择和校核静联接,选用普通平键，圆头，故应选用键14×9，键长76，标准GB/T1096-2003接触长度L轴径d=42σP=σP故满足要求4.低速轴与二级减速大齿轮连接键的选择和校核静联接,选用普通平键，圆头，故应选用键18×11，键长70，标准GB/T1096-2003接触长度L轴径d=63σP=σP故满足要求5.低速轴与输出联轴器连接键的选择和校核静联接,选用普通平键，圆头，故应选用键14×9，键长70，标准GB/T1096-2003接触长度L轴径d=45σP=σP故满足要求减速器箱体及附件的设计减速器尺寸减速器箱体结构的尺寸名称符号尺寸箱座壁厚δ二级：0.025a+3≥8，8mm箱盖壁厚二级：0.025a+3≥8，8mm箱座凸缘厚度b1.5δ,12mm箱盖凸缘厚度1.5,12mm箱座凸缘厚度2.5δ,20mm地脚螺栓直径0.036a+12,20mm轴承旁联接螺栓直径0.75,16mm箱盖与箱座联接螺栓直径（0.5~0.6）,10mm联接螺栓的间距150～200mm轴承端盖螺钉直径（0.4~0.5）,8mm窥视孔盖螺钉直径（0.3-0.4）,6mm定位销直径d(0.7-0.8),6mm安装螺栓直径16mm外箱壁至轴承座端面距离,48mm大齿轮顶圆与内壁距离>1.2δ,10mm齿轮端面与内壁距离>δ,10mm减速器的润滑=1\*GB3①齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。本减速箱中圆周速度最快的输入级小齿轮，其圆周速度为2.53m/s，故采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1~2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30~50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33~71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989)，牌号为L-AN10。=2\*GB3②滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据速度因数值来判断。其中：为轴颈直径，为工作转速。当时宜用脂润滑；否则应使用其他方式的润滑。输入级一对轴承值为：dn=40×中间级一对轴承值为：dn=40×输出级一对轴承值为：dn=55×由于各轴承的值均小于，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离因为本设计的减速器为室内工作，环境较为稳定，故选用通用锂基润滑脂（GB7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。密封件的