薄壁零件冲压机设计机械设计制造及其自动化毕业论文

薄壁零件冲压机设计-机械设计制造及其自动化-毕业论文薄壁零件冲压机设计系别 机械工程系 专业 班级 学号 姓名 指导教 XXX 负责教师 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxx大学7>2013年6月

摘要本设计是关于薄壁零件冲压机的设计，主要对冲压机进行设计和计算。后部分所涉及的冲压机。齿轮材料为40Cr，并经调质及表面淬火。齿轮、轴、键校核。:冲压机；电动机；键；齿轮AbstractThisdesignisonthedesignofthin-walledpartsmachine,stampingmachineofexecutingagencies,mainlytransmissionsystemdesignandcalculation.Firstpartelaboratespunchingmachineexecutingagenciesandtheircomplementaryfeedingmechanismdesign.AccordingtotwofeaturesIdevelopedthreedesigns,accordingtocampaignimplementingagenciesrequiredwithquick-returncharacteristicsandnear-uniformfeaturesofthework,inordertomeetthisattribute,selecSelecttheyseriesY90L-4motorpowersource,ithasasimplestructure,smallsize,lightweight,economic,andsoon.Itscharacteristicssuperiortotheyseriesmotors,appliesaslightvibration,reverseandhighspeedapplicationstsix-barmechanism,thepressureangleassmallaspossible..Isinvolvedinthelatterpartofmachinedesignofthetransmissionsystem.Gearmaterialsof40Cr,andthroughadjustingthequalityandsurfacehardening.Andcheckthegears,bearings,keys.Keywords:stampingmachine;motor;key;gear附录符号表 压力角 动载荷系数 转角 齿高 传动角 齿宽 载荷系数 弯曲疲劳许用应力 转矩 N．mm 弯曲疲劳强度 齿宽系数 安全系数 弹性影响系数 中心距 mm 接触疲劳强度极限 载荷系数 接触疲劳寿命系数 齿形系数 齿数 应力校正系数 模数 mm 功率 圆周速度 m/s i 传动比 d 分度圆直径 mm 应力循环系数 接触疲劳许用应力 效率 使用系数 目录摘要 IAbstract II附录符号表 III绪论 11.1设计方案及机械设计 11.2原始数据及设计要求 11.3步骤设计 2方案论证 32.1三种方案的比较与选择 3设计方案一 3设计方案二 3案三 42.2最终选定方案方案 5机构设计 63.1上模冲压机构的尺寸设计： 63.2传动系统的尺寸设计： 63.3下模顶出机构尺寸设计： 73.4原动机的选择: 73.5工作循环图 8传动系统的设计 94.1传动装置总传动比的确定及传动比的分配： 94.2计算传动装置的运动和动力参数 94.3V带传动设计 10，选择V带型号： 10轮直径d1和d2: 10心距，带长，验算包角: 11根数： 11拉力和作用在轴上的力 114.4齿轮的设计 12上的齿轮设计计算 12上齿轮的设计 154.5轴的设计计算 19Ⅰ设计 19Ⅱ的设计计算 21Ⅲ的设计计算 224.6滚动轴承的选择及计算 23Ⅰ轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承 23Ⅱ轴轴承型号为30207的圆锥滚子轴承 24Ⅲ轴轴承型号为30211的圆锥滚子轴承 254.7键联接的选择及校核计算 264.8联轴器的选择 27入轴1 27出轴3 27参考文献 28致谢 29绪论1.1设计方案及机械设计电动机通过减速装置将其动力和运动传递给冲压机的主要执行机构。设计冲压薄壁零件的主要执行机构冲压机构及与其相配合的送料机构，设计减速传动装置。如图1.1所示，上模先以比较小的速度接近坯料，然后以匀速进行拉延成形工作，以后，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。薄壁零件冲压机是用于将具有良好拉伸延展性的薄壁金属板（如铝板）一次冲压成所规定形状的机械机构。它的主要加工过程如下：1．将坯料送至待加工位置；2下模固定在机架上，上模先以较大速度接近坯料，接着以近似匀速将坯料冲压拉延成形，最后快速返回。1.2原始数据及设计要求动力源是电动机作转动从动件（执行构件）为上模，作上下往复直线运动，其大致运动规律如图所示，具有快速下沉、等速工作进给和快速返回的特性机构应具有较好的传力性特别是工作段的压力角α应尽可能小；传动角γ大于或等于许用传动角[γ]。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。生产率约每分钟70件。执行构件上模的工作段长度30~100mm，对应曲柄转角φ（1/3~1/2）π；上模行程长度必须大于工作段长度的两倍以上。行程速度变化系数K≥1.5。许用传动角[γ]40°。送料距离H60～250mm。1.3步骤设计1．方案设计和总体布置。2．计算各机构的尺寸。3．绘制机构总体布置简图和运动循环图。方案论证2.1三种方案的比较与选择设计方案一（图一）设案三2.2最终选定方案方案凸轮虽然机构简单紧凑，但是凸轮轮廓与推杆之间为点、线接触，易磨损，凸轮机构多用于传力不大的场合。2个工作步骤也可较容易的配合出来。使整个机构完成一次送料冲压的周期。考虑到配料被冲压成形之后如果还留有切边，则成品就不能从下模的下部离开，而在方案的设计基础上，成品只可由一机构垂直将其顶出上模，然后同时由下一个送来的配料将其横向地推出下模工作台面。因此经过研讨在方案一的基础上增加了一个“上顶”机构，此机构的运动方向基本和上模相同，上模在回程时呈现出急回的特性，而“上顶”机构为了能迅速的将在下模中的成品顶出，其需要急速向上运动的特性。最终决定的专用精压机的运动简图机构设计3.1因上模冲压机构采用曲柄滑块的传动机构，且根据任务书的要求行程速比系数K≥1.5，取K1.5.则:极位夹角为θ180o×（K-1）/K+1CDH/2×sin18o≈388mm；取AB250mm，则可算得：AC250/sin18o≈809mm；取上模的工作段长度L100,经测量计算65°∈（1/3）π此时最小传动角最大取值γmin72°,满足许用传动角[γ]40°.3.2传动系统的尺寸设计：为了方便运算以及统一性，且在保证大于冲锤的冲程范围，取三个小齿轮的分度圆直径为d300mm，大齿轮分度圆直径为D600mm，所有齿轮为渐开线齿轮。取相同模数m10，压力角采用相同的α20o。GL水平距离取240mm。与此同时，根据输送配料的时推杆的最大行程距离200mm以及四连杆机构的行程速比系数K1.5，考虑两处极限位置，即J,H,G三点共线的两个极限位置。可以算出：（步骤如下）如附图（1）设；则由图及所给条件可知：极位夹角为θ180o×（K-1）/K+13.3下模顶出机构尺寸设计：下模采用与上模相称的设计方案，K值与上移距离均与上模相同，即曲柄MNAB250mm，PMAC809mm；3.4原动机的选择:考虑到电机输出功率的传递效率问题，电机应该安装在靠近工作件的齿轮轴上，又由于大齿轮输入动力时可以传递较大的扭矩，故选择将电机安装在与齿轮F的轴线上，且根据任务书的要求：生产率约每分钟70个工件，则齿轮F轴的转速可以确定为35r/min,故可也算出制造一个工件所以用的时间为t阻力为F5000N，且假定在拉延区内生产阻力均衡。构件的质量和转动惯量均忽略不计。从而由此根据能量守恒定律在冲压成形的过程中，可以估算出电机的功率：代入数据5000N，≈1167w考虑到齿轮传输中的机械损失，取功率为1.5kw的电机。经查阅资料可知：电机可采用Y系列Y90L-4电机。其具体参数如表.1所示。表1电动机的参数功率 电流 转速 功率 功率因数 堵转转距 堵转电流 最大堵转 1.5kw 2.3A 1400r/min 72.5% 0.70 2.0 6.0 2.0 电机的安装选择B3中的B8是机座带底角，端盖无凸缘。其电机参数如表.2所示。表.2Y90L―4型电动机参数D E F GD G A AA AB AC AD 24 50 8 7 20 140 37 180 175 155 B BB C CA H HA HC K L LC 125 160 56 110 90 13 190 10 310 368 根据上表得电动机中心距离H90mm外伸段轴径D??E24mm×50mm。3.5工作循环图从循环图看出，顶杆正行程、推杆送料和上模回程同时开始，上模回程和顶杆正行程结束时推杆送料刚好到位，与此同时在上模回程一小段时间后顶杆开始顶出成型品并由推杆推走成型品;然后上模正行程开始，在开始冲压前送料已经完毕，同时，在下一个运动周期开始时顶杆完成正行程。传动系统的设计4.1传动装置总传动比的确定及传动比的分配：总传动比：高速轴的传动比：低速轴的传动比：齿轮啮合效率：滚动轴承效率：联轴器效率：传动装置的总效率为O轴：即电动机轴Kwr/minN??mI轴：即减速器高速轴Kwr/minN??mII轴：即减速器中间轴Kwr/minIII轴：即减速器低轴Kwr/minN??m二级减速器数据如表.1所示轴序号 功率P/kw 转速 转距T/N.m 传动形式 传动比 效率 O 1.5 1400 10.23 0.96 I 1.426 736.84 18.48 齿轮传动 5. 0.97 II 1.369 135.7 96.34 齿轮传动 3. 0.97 III 1.315 34.79 360.97 4.3V带传动设计，选择V带型号：长期连续工作，工作时间16小时。查得：1.2Pc1.2×1.51.8（kw）Pc1.8kw,1400（r/min）d180mm，d2d11－ε1.9×80×1－0.02148.96mmd2150mmvπd1n1/60×1000π×80×1400/60×1000＝5.86m/s5m/sv30m/s,故带速合适。心距，带长，验算包角:0.7（d1+d2）2（d1+d2）0.7（d1+d2）0.7×80+150161,2（d1+d2）460＝161+460/2310.5mm，＝400mmL02+（d1+d2）+800+×621＋1831mmLd1800KL1.18实际中心距：a≈＋400+384.5mm180o－169120oN4.4齿轮的设计上的齿轮设计计算齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；小齿轮用45钢，调质处理HB1280HBS大齿轮用45钢，调质处理HB2240HBS小齿轮齿数，大齿轮齿数2齿面接触强度设计由设计算公式进行试算，即⑴确定公式内个数计算值选择载荷系数计算小齿轮转矩??mm③选取齿宽系数材料的弹性影响系数M??P按齿面硬度查得小齿轮的接触度劳强度极限M??Pa大齿轮的接触疲劳强度极限M??Pa计算应力循环系数⑦接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S1得M??Pa540M??PaM??Pa522.5M??Pa计算计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度Vm/sm/s③计算齿轮bmm计算齿宽与齿高之比模数mm齿高⑤计算载荷系数根据V1.9m/s,7级精度，查得动载系数，直齿轮假设100N/mm查得，使用系数由b/h查得，故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径mm⑦计算模数mm齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为确定公式内各计算数值齿轮的弯曲疲劳强度极度限M??Pa，大齿轮的弯曲疲劳强度极度限M??Pa弯曲疲劳系数,计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳系数S1.4，得M??Pa303.57M??PaM??Pa238.86M??Pa计算载荷系数齿形系数,应力校正系数,计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大计算得mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度处得的模数并就近圆整为1，按接触强度算得的分度直径mm，算出小齿轮数，大齿轮的齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满下足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费何尺寸计计算分度圆直径mmmm计算中心距mm计算齿轮宽度mm取mm,mm验算NN/mm100N/mm所以合适。低速轴上齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动；选用7级精度（GB10095-88）；小齿轮材料为45钢（调质），硬度240HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS；选小齿轮齿数，大齿轮齿数2按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩N??mm选取齿宽系数材料的弹性影响系数M??Pa按齿面硬度查提小齿轮的接触疲劳强度极限M??Pa，大齿轮的接触疲劳强度极限M??Pa计算应力循环系数接触疲劳寿命系数,计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数是，得M??Pa540M??PaM??Pa522.5M??Pa⑵计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值计算圆周速度m/s③计算齿宽mm计算齿宽与齿高之比模数mm齿高mmmm计算载荷系数根据V0m/s，7级精度，查得动载荷系数，直齿轮，假设100N/mm，查得，查得使用系数查得7级精度，小齿轮相对而言支承非对称布置时由,查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得mm计算模数mm按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值小齿轮的弯曲疲劳强度极限M??Pa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限M??Pa弯曲疲劳系数,计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数得M??Pa303.57M??PaM??Pa238.86M??Pa⑤计算载荷系数齿形系数,应力校正系数,计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算得mm.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小取决于强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得的模数并就近圆整为mm，按接触强度算得的分度圆直径mm，算出小齿轮齿数，大齿轮的齿数取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径mmmm计算中心距mm⑶计算齿轮宽度mm取mm,mm验算NN/mm100N/mm所以合适。Ⅰ设计1按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为:Ⅰ，Ⅲ轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；Ⅱ轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表取。2初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，13.2mm，又因为高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径应该为安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TcaKaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014―2003或手册，选用LH1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器的孔径mm，故取mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为mm。高速轴轴上零件的装配方案如图所示：首先确定各段直径A段：dA20mm由联轴器直径得出B段：25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mmC段：30mm，与圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：34mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h2mmE段：39mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据《课程设计指导书》F段：34mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h2mmG段，30mm,与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：36mm,应该比联轴器毂孔长度L138mm略短B段：54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：28mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）B+△3+216+10+228mmD段：90mm，根据实际情况酌情增减F段：8mm，△2-210-28mmE段：45mm，齿轮的齿宽45mmG段：28mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）轴总长L289mm，两轴承间距离（不包括轴承长度）S167mm，Ⅱ的设计计算1按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，依然取。2初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，25.2mm。根据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取30mm.轴Ⅱ的轴上零件设计装配图如下：首先，确定各段的直径A段:30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合F段：30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：38mm，非定位轴肩，取轴肩高度h4mmB段：48mm,非定位轴肩，与齿轮配合C段：66mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：50mm,定位轴肩，取轴肩高度为6mm然后确定各段距离：A段：28mm,考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度B段：8mm,根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：70mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B3E段：38mm,根据高速级大齿轮齿宽B240mm减去2mm（为了安装固定）F段：41.5mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：13.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S167mm减去已知长度可得出轴总长L2201mm，Ⅲ的设计计算输入功率P1.315KW,转速n34.79r/min,T360970Nmm。轴的材料选用40Cr（调质），可由表查得100，所以轴的直径:33.56mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，37.59mm。又因为低速轴Ⅲ为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：1.3×360970N.mm469261N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表13.1机械设计课程设计指导书选联轴器型号为LH3，轴孔的直径45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm。轴Ⅲ轴上零件设计装配图如下：首先，确定各轴段直径A段:55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合E段:55mm,与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段:60mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段:72mm,定位轴肩，取轴肩高h6mmD段:68mm,非定位轴肩，轴肩高h6.5mmF段:50mm,非定位轴肩,轴肩高h取2.5mmG段:45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段:43.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸确定B段:63mm，齿轮齿宽B465mm减去2mm，便于安装C段:10mm,轴环宽度，取圆整值E段:33mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸确定D段:59.5mm,由两轴承间167mm减去其他已确定长度数据F段:65mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段:82mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2356mm，4.6滚动轴承的选择及计算Ⅰ轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承1计算轴承的径向载荷：2计算轴承的轴向载荷查指导书p12530206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr43.3KN,基本额定静载荷Cor50.5KN，e0.37，Y1.6两轴承派生轴向力为：因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、3计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为，所以取4校核轴承寿命按一年300个工作日,每承适用。Ⅱ轴轴承型号为30207的圆锥滚子轴承1计算轴承的径向载荷：2计算轴承的轴向载荷查指导书p12530206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr43.3KN,基本额定静载荷Cor50.5KW，e0.37，Y1.6两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、3计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为 因为，N所以取4校核轴承寿命按一年300个工作日,每承适用。Ⅲ轴轴承型号为30211的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷查指导书p12530211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr90.8KN,基本额定静载荷Cor114KW，e0.4，Y1.5两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧,3）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为，所以取4）校核轴承寿命按一年300个工作日,每承适用。4.7键联接的选择及校核计算普通平键连接的强度条件为：键联接的组成零件均为钢，110MPa1．Ⅰ轴上联轴器处根据课本P106表6―1，可选取键A6×6，b×h×L6×6×28单键满足设计要求2．Ⅱ轴上大齿轮处键根据课本P106表6―1，可选取键A12×25，b×h×L10×8×36单键满足设计要求3．Ⅲ轴上１）联轴器处根据课本P106表6―1，可选取A型键，b×h×L14×9×56单键满足设计要求2）联接齿轮处根据课本P106表6―1，可选取A型键单键＝110Mpa满足设计要求。4.8联轴器的选择入轴1联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取，则：按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014―2003或手册，选用LH1型弹性柱销联轴器