沖床沖壓機構、送料機構及傳動系統(tǒng)設計

1、目錄引言11 設計題目22 原始數(shù)據(jù)與設計要求33 執(zhí)行機構運動方案設計及討論43.1 齒輪連桿沖壓機構和凸輪連桿送料機構43.2 導桿搖桿滑塊沖壓機構和凸輪送料機構63.3 六連桿沖壓機構和凸輪連桿送料機構103.4 凸輪連桿沖壓機構和齒輪連桿送料機構124 沖壓機構設計134.1七桿機構的設計134.2 齒輪機構設計145 七桿機構的運動和動力分析156 機構運動循環(huán)圖167 送料機構設計177.1四桿機構設計177.2凸輪機構的設計177.4 調速飛輪設計208 傳動系統(tǒng)方案設計218.1 沖床傳動系統(tǒng)218.2 計算總傳動比219 帶設計計算249.1 V帶傳動設計249.2 結構確定

2、2510 齒輪傳動設計2610.1高速級齒輪2610.1.1 齒輪的設計2610.1.2 結構確定2810.2低速級齒輪2810.2.1 齒輪設計2810.2.2結構設計3111 軸的設計計算3311.1 II軸的設計3311.1.1.選擇軸的材料3311.1.3.軸的結構設計3311.2 I軸的設計3411.2.1.軸的材料3411.2.2.初步估算軸的最小直徑3411.2.3.軸的結構設計3411.2.4.按彎扭合成校核軸的強度3511.2.5 校核軸的強度3711.3 軸的設計3811.3.1軸的材料3811.3.2.初步估算軸的最小直徑3811.3.3.軸的結構設計3812中速軸的加工

3、4012.1零件的工藝分析4012.2確定加工路線4012.3確定刀具和夾具4012.4確定切削用量4112.5 輪廓加工程序4212.6 鍵槽的加工4512.6.1建立工件坐標系4512.6.2加工工藝分析4512.6.3確定加工路線4512.6.4鍵槽加工程序4513 減速器附件的選擇47結 束 語48致 謝49參 考 文 獻50引言由設計任務書知畢業(yè)論文課題為設計沖制薄壁零件沖床的沖壓機構、送料機構及其傳動系統(tǒng)。根據(jù)課題任務書的內(nèi)容要求可知，沖床的工藝動作如圖(11a）所示，上模先以比較大的速度接近坯料，然后以勻速進行拉延成型工作，此后上模繼續(xù)下行將成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下

4、模以后，送料機構從側面將坯料送至待加工位置，完成一個工作循環(huán)。1 設計題目設計沖制薄壁零件沖床的沖壓機構、送料機構及其傳動系統(tǒng)。沖床的工藝動作如圖（1-1a）所示，上模先以比較大的速度接近坯料，然后以勻速進行拉延成型工作，此后上模繼續(xù)下行將成品推出型腔，最后快速返回。上模退出下模以后，送料機構從側面將坯料送至待加工位置，完成一個工 作循環(huán)。（a） （b） （c）圖11 沖床工藝動作與上模運動、受力情況要求設計能使上模按上述運動要求加工零件的沖壓機構和從側面將坯料推送至下模上方的送料機構，以及沖床的傳動系統(tǒng)，并繪制減速器裝配圖。因此，此設計分3個部分：第一部分，沖壓機構的設計；第二部分，送料機構

5、的設計；第三部分。傳動系統(tǒng)及減速器的設計。2 原始數(shù)據(jù)與設計要求1動力源是電動機，下模固定，上模作上下往復直線運動，其大致運動規(guī)律如圖b）所示，具有快速下沉、等速工作進給和快速返回的特性；2機構應具有較好的傳力性能，特別是工作段的壓力角應盡可能小；傳動角大于或等于許用傳動角=40；3上模到達工作段之前，送料機構已將坯料送至待加工位置（下模上方）；4生產(chǎn)率約每分鐘70件；5上模的工作段長度l=30100mm，對應曲柄轉角j=（1/31/2）；上?？傂谐涕L度必須大于工作段長度的兩倍以上；6上模在一個運動循環(huán)內(nèi)的受力如圖c）所示，在工作段所受的阻力F05000N，在其他階段所受的阻力F150N；7行

6、程速比系數(shù)K1.5；8送料距離H=60250mm；9機器運轉不均勻系數(shù)不超過0.05。若對機構進行運動和動力分析，為方便起見，其所需參數(shù)值建議如下選?。?）設連桿機構中各構件均為等截面均質桿，其質心在桿長的中點，而曲柄的質心則與回轉軸線重合；2）設各構件的質量按每米40kg計算，繞質心的轉動慣量按每米2kg m2計算；3）轉動滑塊的質量和轉動慣量忽略不計，移動滑塊的質量設為36kg；4）傳動裝置的等效轉動慣量（以曲柄為等效構件）設為30kgm2；5) 機器運轉不均勻系數(shù)不超過0.05。i=20.573 執(zhí)行機構運動方案設計及討論該沖壓機械包含兩個執(zhí)行機構，即沖壓機構和送料機構。沖壓機構的主動件

7、是曲柄，從動件（執(zhí)行構件）為滑塊（上模），行程中有等速運動段（稱工作段），并具有急回特性；機構還應有較好的動力特性。要滿足這些要求，用單一的基本機構如偏置曲柄滑塊機構是難以實現(xiàn)的。因此，需要將幾個基本機構恰當?shù)亟M合在一起來滿足上述要求。送料機構要求作間歇送進，比較簡單。實現(xiàn)上述要求的機構組合方案可以有許多種。對于機械化的沖床加工中，送料機構是及其重要的一環(huán)，它涉及到?jīng)_床的自動化，降低人工干預，提高生產(chǎn)效率，提高了生產(chǎn)的安全性。沖床中的送料機構需要作間隙送進。它的運動周期必定小于沖模的上下運動周期，在沖模下降進入工作階段之前，送料機構要將板材送入指定位置(即下模之上)，當沖壓加工完成之后，進入下

8、一次加工之中，送料機構再進行下一次送料，如此往復進行。速度較低，承載能力小，再此，我對送料機構進行設計，為了減少設計成本，再滿足加工要求的情況下，無需用現(xiàn)代化機械設計，只需要簡單的機構組合即可。凸輪機構組成即可滿足此需求。因為凸輪機構基本由三個構件組成，它比最簡單的連桿機構（四連桿機構）還要簡單，緊湊。而且只要改變凸輪輪廓的外形，就能使從動件實現(xiàn)不同的運動規(guī)律因此利用凸輪可以較容易的實現(xiàn)復雜的特定運動規(guī)律，這是凸輪機構的主要優(yōu)點，但是凸輪機構中包含有髙副，因此它不宜傳遞較大的動力。另外，凸輪輪廓曲線加工制造比較復雜。由上述優(yōu)缺點，凸輪機構一般使用于實現(xiàn)特殊要求的運動規(guī)律，而傳力不大的場合。下面

9、介紹幾個較為合理的方案。為了對運動機構有整體認識。我們把沖壓機構和送料機構圖放在一起3.1 齒輪連桿沖壓機構和凸輪連桿送料機構如4-1.1所示，a沖壓機構分析：沖壓機構采用了有兩個自由度的雙曲柄七桿機構，用齒輪副將其封閉為一個自由度。恰當?shù)剡x擇點C的軌跡和確定構件尺寸，可保證機構具有急回運動和工作段近于勻速的特性，并使壓力角盡可能小。該機構結構較為緊湊，制造方便。b送料機構分析：送料機構是由凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成的，按機構運動循環(huán)圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規(guī)律，使其能在預定時間將工件推送至待加工位置。設計時，若使，可減小凸輪尺寸。圖31 沖床機構方案之一圖注：因為沖壓機構和送料機

10、構是一個動力源，并要求有一定的動作與時間配合，故在一個圖畫出。此機構是由凸輪機構和連桿機構串聯(lián)組成，按機構運動循環(huán)圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規(guī)律，使其能再預定時間內(nèi)將坯料推送至待加工位置。設計時，若使,可減少凸輪尺寸。為了實現(xiàn)送料機構的間歇送進，此處用了凸輪機構與連桿機構串聯(lián)組成機構。為了檢驗機構設計的合理性，對其進行自由度的分析，圖中OHRK組成了送料機構，其可動機構件4個，低副5個，髙副1個，其自由度滿足機構的自由度要求。機構運動原理：凸輪作為主動件，在電機的帶動下轉動，從而由髙副接觸帶動滾齒運動（為了減少摩擦阻力和增強接角可靠性，這里采用滾輪代替直線的點接觸），滾動帶動搖桿GO

11、H上下做一定幅度的搖動，H轉動副帶動R上下運動，從而轉化成RK的移動副，自此實現(xiàn)對板材的送料運動過程：結束，進入停歇期，此間是如圖，凸輪中的起始點，即推程開始，C點時推程達到最大，到B點時推程沖壓工作期間，沖壓完成之后，又進入推程開始點A點，進入下一次送料，這就時凸輪送料機構的運動過程，根據(jù)凸輪外圈上的點與轉動角之間的曲線圖，如下圖：SCABtA據(jù)圖所知， 速度為定值，送料機構為勻速送進，采用這中送進方法，由于凸輪材料的彈性變形，加速度和慣性不會達到無窮大，不過會引起劇烈的沖擊，這種沖擊叫剛性沖擊，由于送料機構的送進的材料時板材，質量不大，運行環(huán)境是低速，故采用這種運動規(guī)律無多大影響。反而由于

12、采用這種運動規(guī)律，故送料時運動平穩(wěn)，送料準確。3.2 導桿搖桿滑塊沖壓機構和凸輪送料機構圖3-2沖床機構方案之二如圖圖3-2所示，a沖壓機構分析：沖壓機構是在導桿機構的基礎上，串聯(lián)一個搖桿滑塊機構組合而成的。導桿機構按給定的行程速比系數(shù)設計，它和搖桿滑塊機構組合可達到工作段近于勻速的要求。適當選擇導路位置，可使工作段壓力角較小。但是該機構無急回特性。b送料機構分析：送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連。按機構運動循環(huán)圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規(guī)律，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。此送料機構由凸輪機構H和連桿機構GF串聯(lián)組成的，送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連。按機

13、構運動循環(huán)圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規(guī)律，則機構可再預定時間內(nèi)將坯料送至待加工位置。機構運動原理：齒輪A作為主動件，通過電機帶動， 從而由髙副接觸通過齒輪機構帶動滾齒運動，滾動帶動搖桿GF前后做一定規(guī)律的搖動，是由從動件上的彈簧來完成點接觸，自此往返做運動，自此實現(xiàn)對板材的自動送料。圖3-3 凸輪運動示意圖Sh圖3-4凸輪與從動件的運動循環(huán)過程凸輪機構中，常用的一種形式為凸輪作回轉運動，從動件作往復移動，見圖3-3，從動件的典型運動形式如圖3-4的運動先圖所示，當凸輪回轉時，從動件按照升停降停的過程運動。由于絕大多數(shù)的凸輪均作等速回轉，這時凸輪的轉角與時間成正比，因此運動線圖的 橫坐

14、標軸既可以代表凸輪的轉角，也可以代表時間t。 圖3-4所示的從動件位于最低位置，它的尖端與凸輪輪廓上A點（即基圓與曲線AB的聯(lián)絡點）接觸。當凸輪的曲線輪廓AB部分將依次與從動件的尖端接觸。由于這段輪廓的向徑是逐漸加大的，將推動從動件按一定的運動規(guī)律逐漸升高（即遠距離凸輪轉軸），當輪廓上最大半徑的B點轉至位置時，從動件到最高位置的過程稱為推程，距離AB即為從動件的最大位移，稱為升程量，或升程，以h表示。推動從動件實現(xiàn)推程時的凸輪轉角BOB(再從動件導路線通過轉軸的情況下，它與AOB相同)稱為推程運動角（簡稱推程角或者升程角），以01表示。當向徑逐漸減小的一段輪廓CD部分依次與從動件接觸時，從動件

15、按一定的運動規(guī)律下降（即返回）到初始位置，由于是推程的反向，這一過程稱回程，與此對應的凸輪轉角COD稱為回程運動角（簡稱回程角），以0表示，同理，當基圓的圓弧DA與從動件接觸時，從動件將在最低位置即從動件軸最近位置）停止不動，與此對應的凸輪轉角DOA稱為近休止角，以02表示。凸輪再繼續(xù)回轉，從動件將重復前面的升停降停的運動循環(huán)。從動件的運動規(guī)律所謂從動件的運動循環(huán)規(guī)律，是指從動件再推程或回程時，其位移s，速度v，和加速度a隨凸輪的轉角（或則時間t）變化的規(guī)律。此沖壓床運轉速度較低，送料機構承載力小。又存在剛性沖擊。因此，我選用了一次多項式運動規(guī)律。從動件的運動規(guī)律用多項式表達時，多項式的一般表

16、達式為式中為凸輪轉角；s為從動件位移；C0C1C2為待定系數(shù)（常數(shù)），可利用便捷條件等來確定。一次多項式運動規(guī)律：設凸輪以等角速度轉動，在推程時，凸輪的運動角為0，從動件完成升程h，當采用一次多項式時，則有 （2-1）設取邊界條件：再始點處，；在終點處 。則由式（2-1）可得故從動件推程的運動方程為 （2-2）由上可知當從動件采用一次多項式運動規(guī)律時，從動件為等速運動。圖 3-5 運動線圖圖3-5所示為運動線圖（推程）。據(jù)圖可知，這種運動規(guī)律在行程的開始位置，速度由零突變?yōu)槌?shù)v，其加速度為同理，在行程終止位置，速度由常數(shù)v突變?yōu)榱?，其加速度為。在這兩個位置上，由無窮大的加速度產(chǎn)生的慣性力在理

17、論上也時無窮大的，這將引起非常大的沖擊力。這種由于加速度達到無窮大而引起的沖擊稱為剛性沖擊。剛性沖擊對構件的破壞力很大，因此，等速運動規(guī)律只適用于低速輕載的凸輪機構3.3 六連桿沖壓機構和凸輪連桿送料機構圖3-6沖床機構方案之三如圖3-6所示，a沖壓機構分析：沖壓機構是由鉸鏈四桿機構和搖桿滑塊機構串聯(lián)組合而成的。四桿機構可按行程速比系數(shù)用圖解法設計，然后選擇連桿長lEF及導路位置，按工作段近于勻速的要求確定鉸鏈點E的位置。若尺寸選擇適當，可使執(zhí)行構件在工作段中運動時機構的傳動角滿足要求，壓力角較小。該機關連桿尺寸計算比較容易出錯，因此不提倡使用。凸輪送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連，若

18、按機構運動循環(huán)圖確定凸輪轉角及其從動件的運動規(guī)律，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。設計時，使LIHLIR，則可減小凸輪尺寸。b送料機構分析：凸輪連桿送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連，若按機構運動循環(huán)圖確定凸輪轉角及從動件的運動規(guī)律，則機構可在預定時間將坯料送至加工位置。設計時，使LIHLIR。機構運動原理主動輪A由電機帶動，通過齒輪機構O帶動凸輪G運動，從而帶動從動件H運動，然后由H帶動曲柄連桿做上下由規(guī)律運動，然后靠從動件H的重力作用使其復位，再循環(huán)運動，來完成對板材的送料。為了實現(xiàn)送料機構的間歇送進，此處用了凸輪機構與連桿機構串聯(lián)組成機構。為了檢驗機構設計的合理性，對其進行

19、自由度的分析，圖中OHRK組成了送料機構，其可動機構件4個，低副4個，髙副3個，其自由度滿足機構的自由度要求。運動過程：如圖當從動件H在凸輪的基圓a點上時既推程開始，隨著凸輪的轉動，推程逐漸增大，達到b點時推程結束，之后進入停歇期，此間時沖壓的工作期間，沖壓完成之后，由進入推程開始點a點，進入下次的送料。但是此機構安裝過于繁瑣，機構制造也不方便，即費時又耗材所以不予采用。3.4 凸輪連桿沖壓機構和齒輪連桿送料機構圖3-7沖床機構方案之四如圖3-7所示，a沖壓機構分析：沖壓機構是由凸輪連桿機構組合，依據(jù)滑塊D的運動要求，確定固定凸輪的輪廓曲線。該機構部件制造較為麻煩，成本高，不利于提高企業(yè)經(jīng)濟效

20、益，b送料機構分析：送料機構是由曲柄搖桿扇形齒輪與齒條機構串聯(lián)而成，若按機構運動循環(huán)圖確定曲柄搖桿機構的尺寸，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。齒輪連桿送料機構是由曲柄搖桿，扇形齒輪與齒條機構串聯(lián)而成，若按機構運動循環(huán)圖確定曲柄搖桿機構的尺寸，則機構可在預定時間將坯料送至加工位置。運動原理:當曲柄搖桿運動到M時，齒輪位于最遠位置，然后隨著凸輪A的轉動帶動著曲柄運動，齒輪推程開始，進入送料階段。當曲柄運動到N時，齒輪位于送料階段最近位置，標志著送料階段的結束，然后進入回程階段。曲柄重復完成前面所述的運動循環(huán)，即而實現(xiàn)對板材的送料。由于板材不是絕對剛體，因而由彈性變形，加速度和慣性力不會達到

21、無窮大，存在剛性沖擊。曲柄運動不像凸輪那樣有規(guī)律能調速作前后進給送料運動。速度又不穩(wěn)定，所以此機構不能滿足要求的性能指標。選擇方案時，應著重考慮下述幾個方面：1）所選方案是否能滿足要求的性能指標；2）結構是否簡單、緊湊；3）制造是否方便，成本可否降低。經(jīng)過分析論證，方案1是四個方案中最為合理的方案，下面就對其進行設計。4 沖壓機構設計由方案1圖4-1.1可知，沖壓機構是由七桿機構和齒輪機構組合而成。由組合機構的設計可知，為了使曲柄AB回轉一周，C點完成一個循環(huán)，兩齒輪齒數(shù)比Z1/Z2應等于1。這樣，沖壓機構設計就分解為七桿機構和齒輪機構的設計。4.1七桿機構的設計設計七桿機構可用解析法。首先根

22、據(jù)對執(zhí)行構件（滑塊F）提出的運動特性和動力特性要求選定與滑塊相連的連桿長度CF，并選定能實現(xiàn)上述要求的點C的軌跡，然后按導向兩桿組法設計五連桿機構ABCDE的尺寸。設計此七桿機構也可用實驗法，現(xiàn)說明如下。如圖4-1所示，要求AB、DE均為曲柄，兩者轉速相同，轉向相反，而且曲柄在角度=（/3-/2）的范圍內(nèi)轉動時，從動件滑塊在l=60mm范圍內(nèi)等速移動，且其行程H=150mm。圖4-1 七桿機構的設計1）任作一直線，作為滑塊導路，在其上取長為l的線段，并將其等分，得分點F1、F2、Fn（取n=5）。2）選取lCF為半徑，以Fi各點為圓心作弧得K1、K2、K5。3）選取lDE為半徑，在適當位置上作

23、圓，在圓上取圓心角為的弧長，將其與l對應等分，得分點D1、D2、D5。4）選取lDC為半徑，以Di為圓心作弧，與K1、K2、K5對應交于C1、C2、C5。5）取lBC為半徑，以Ci為圓心作弧，得L1、L2、L5。6）在透明白紙上作適量同心圓弧。由圓心引5條射線等分（射線間夾角為）。7）將作好圖的透明紙覆在Li曲線族上移動，找出對應交點B1、B2、B5，便得曲柄長lAB及鉸鏈中心A的位置。8）檢查是否存在曲柄及兩曲柄轉向是否相反。同樣，可以先選定lAB長度，確定lDE和鉸鏈中心E的位置。也可以先選定lAB、lDE和A、E點位置，其方法與上述相同。用上述方法設計得機構尺寸如下：lAB=lDE=10

24、0mm， lAE=200mm， lBC= lDC=283mm， lCF=430mm，A點與導路的垂直距離為162mm，E點與導路的垂直距離為223mm。4.2 齒輪機構設計此齒輪機構的中心距a=200mm，模數(shù)m=5mm，采用標準直齒圓柱齒輪傳動，Z1=Z2=40，ha*=1.0。5 七桿機構的運動和動力分析用圖解法對此機構進行運動和動力分析。將曲柄AB的運動一周360o分為12等份，得分點B1、B2、B12，針對曲柄每一位置，求得C點的位置，從而得C點的軌跡，然后逐個位置分析滑塊F的速度和加速度，并畫出速度線圖，以分析是否滿足設計要求。圖51是沖壓機構執(zhí)行構件速度與C點軌跡的對應關系圖，顯然

25、，滑塊在F4-F8這段近似等速，而這個速度值約為工作行程最大速度的40%。該機構的行程速比系數(shù)為：故此機構滿足運動要求。圖51 七桿機構的運動和動力分析在進行機構動力分析時，先依據(jù)在工作段所受的阻力F05000N，并認為在工作段內(nèi)為常數(shù)，然后求得加于曲柄AB的平衡力矩Mb，并與曲柄角速度相乘，獲得工作段的功率；計入各傳動的效率，求得所需電動機的功率為5.3KW，故所確定的電動機型號Y132S4（額定功率為5.5KW）滿足要求。6 機構運動循環(huán)圖依據(jù)沖壓機構分析結果以及對送料機構的要求，可繪制機構運動循環(huán)圖（如圖61所示）。當主動件AB由初始位置（沖頭位于上極限點）轉過角（=90）時,沖頭快速接

26、近坯料；又當曲柄由轉到（=210）時，沖頭近似等速向下沖壓坯料；當曲柄由轉到（=240）時，沖頭繼續(xù)向下運動，將工件推出型腔；當曲柄由轉到（=285）時，沖頭恰好退出下模，最后回到初始位置，完成一個循環(huán)。送料機構的送料動作，只能在沖頭退出下模到?jīng)_頭又一次接觸工件的范圍內(nèi)進行。故送料凸輪在曲柄AB由300轉到390完成升程，而曲柄AB由390轉到480完成回程。圖61 機構運動循環(huán)圖7 送料機構設計送料機構是由擺動從動件盤形凸輪機構與搖桿滑塊機構串聯(lián)而成，設計時，應先確定搖桿滑塊機構的尺寸，然后再設計凸輪機構更為合理。7.1四桿機構設計依據(jù)滑塊的行程要求以及沖壓機構的尺寸限制，選取此機構尺寸如下

27、：O點到滑塊PK導路的垂直距離為300mm，送料距離取為250mm時，計算搖桿擺角。圖7-1當滾子從動件運動到推程最遠距離時H位于H處，R位于R處，此時OHR位于一條直線上，所以：在中由勾股定理得 即得，搖桿擺角應為45.24。7.2凸輪機構的設計為了縮小凸輪尺寸，擺桿的行程小于AB，故取lOG=loh/2=120mm，最大擺角為。因為凸輪速度不高，故回程和升程皆選等速運動規(guī)律。因凸輪和齒輪2固連，故其等速轉動。取基圓半徑為r0=50mm，滾子半徑為rT=15mm。用作圖法設計凸輪輪廓：此凸輪為滾子擺動從動件盤形凸輪機構。用反轉法使凸輪固定不動，而從動件連同機架以（-）繞凸輪軸心O逆時針方向反

28、轉，與此同時，從動件將按給定的運動規(guī)律繞其軸心A相對于機架擺動。那么從動件和凸輪接觸的中運動的 軌跡就時需要設計的輪廓從動件的滾子始終與凸輪輪廓相接觸，而滾子中心將描出一條曲線。這條曲線與凸輪輪廓沿法線方向的距離處處都等于滾子半徑。因此曲線是凸輪輪廓的等距曲線。由于滾子中心時從動件上一個固定點，因此它的運動就代表了從動件的運動。于是理論輪廓可理解為以滾子中心作為尖頂從動件的尖頂時，所得到的輪廓。理論輪廓的基圓半徑和工作輪廓的基圓半徑分別以rb和rb表示，可得他們的關系：據(jù)此，這種凸輪輪廓的設計步驟如下：（1）將曲線（圖b）的推程運動角和回程運動角各分為若干等分，按式的關系求處各等分點對應的角位

29、移值：.(2) 選取適當?shù)拈L度比例尺l定處O和A0的位置（圖a）。以O為圓心，以rb/Ul為半徑，作基圓。以A0為圓心，以為半徑，作圓弧交基圓于B0(C0)點，則AOB0便是從動件的起始位置。注意,圖示位置B0位于中心連線OA0的右邊，從動件在推程中將按逆時針方向擺動。如果要求擺動方向相反時，則應取B0在OA0左邊。（3）以O為圓心及OA0為半徑畫圓。沿（）方向自開始依次取推程運動角（180）止角（30）回程運動角（90）近休止角(60）并將推程和回程運動角各分為與圖b相對應的等分，得各點。他們便是逆時針方向反轉時，從動件軸心的各個位置。（4）分別以為圓心，以AB為半徑畫圓弧，他們分別與基圓相

30、交于點并作分別等于角位移（=0）。并使則得 (與重合)各點，這些點就是在逆時針方向反轉中從動件中心的軌跡點。為了減少畫的作圖誤差，可按圖7-3中關系，求得圖7-2 按式（2-1）求得一系列并從沿圓弧分別量取弦長，也可得點。（5）將點連成光滑曲線，便是滾子從動件的中心輪廓線，再向內(nèi)偏置滾子的半徑15mm，即時凸輪的輪廓線。 圖7-3凸輪輪廓線7.4 調速飛輪設計等效驅動力矩Md、等效阻力矩Mr和等效轉動慣量皆為曲柄轉角的函數(shù)。畫出三者的變化曲線，然后用圖解法求出飛輪轉動慣量Jf8 傳動系統(tǒng)方案設計8.1 沖床傳動系統(tǒng)沖床傳動系統(tǒng)所示。電動機轉速經(jīng)帶傳動、齒輪傳動降低后驅動機器主軸運轉。由于沖床工

31、作轉速為70r/mm，i=20.57，故電機同步轉速應在1440r/mm以上，可選用如下型號：電機型號 額定功率（kw） 滿載轉速（r/mm） 同步轉速（r/mm）Y100L2-4 3.0 1420 1500Y112M-4 4.0 1440 1500Y132S-4 5.5 1440 1500由生產(chǎn)率可知主軸轉速約為70r/mm，若電動機暫選為Y132S-4，則傳動系統(tǒng)總傳動比約為i=20.57。取傳動的傳動比ib=10.285，故可選用兩級 齒輪減速器。圖8-1傳動系統(tǒng)簡圖1電動機 2 V帶 3減速器 4聯(lián)軸器 5沖壓床8.2 計算總傳動比由電動機的滿載轉速1440r/min和工作機主動軸轉速

32、70r/min可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i1440/70 i20.57合理分配各級傳動比V帶的傳動比i=2由于減速箱是展開式布置，所以根據(jù)i1=(1.11.5)i2得一級傳動比二級傳動比分別是i13.5， i2=2.94。速度偏差為0.5%5%，所以可行。各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III沖床轉速（r/min）14407202047070功率（kW）5.55.24.94.84.7轉矩（Nm）36.4768.97229.38654.86641.21傳動比123.522.941效率10.990.970.970.97這種方案制造成本低，結構簡單，尺寸緊湊，

33、使用維護方便，但不宜在惡劣的環(huán)境下工作，而且?guī)У氖褂脡勖^短，由于沖床的工作環(huán)境一般，而且是連續(xù)工作，對結構尺寸沒有嚴格要求，故這種傳動方案較合理。電動機類型的選擇a. 由于在我國電壓為380V沖床的工作電壓，一般對起動性能，調速性能及轉差率無特殊要求，故選臥式封閉型Y（IP44）系列三相交流異步電動機。b. (1)工作機所需功率Pw=5.3KW (2)電動機輸出功率：Pe=5.5KW 由表【1】2-4查V帶傳動，滾動軸承傳動，聯(lián)軸器效率y1=0.99，故確定電動機額定功率為P=5.5KW電動機轉速的選擇工作機的轉速為70r/min傳動系統(tǒng)總傳動比為20.57電動機所需轉速為n=1440r/m

34、in故電動機的轉速n=1500r/min電動機的型號確定為Y132S-49 帶設計計算9.1 V帶傳動設計1. 確定設計功率 由表5-9查工作情況系統(tǒng)KA=1.2。根據(jù)Pca=KAPed=1.25.5=6.6KW2.選擇V帶截型查表5-11a選擇A型V帶3.確定帶輪的直徑da1 、da2參考表5-11a及表5-4選取小帶輪取da1=112mm。從動輪直徑 dd2=idd1=224mm。驗算帶速v=dd1n2/601000=8.44m/s從動輪轉速n2 n2=n1/i=720r/min4.驗算傳動誤差 傳動比i=224/112=2 原傳動比i=1440/720=2 則傳動誤差=0 在允差5%范圍

35、內(nèi)5.確定中心距a和帶長Ld:按公式5-23初選中心距：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= a0120故很合適8.確定v帶根數(shù)由表5-8a查得：dd1=112 n1=1200r/min及n2=1460r/min時單根A型V帶得額定功率為1.3kw和1.26kw用線性插值法求n1=1440r/min的額定功率值P0=1039+（1.62-1.39）(1440-1200)/(1460-1200)=1.6kw查表5-10a p=0.17kw查表5-11包角系數(shù)Ka

36、=0.96查表5-12包角系數(shù)Kl=1.06由式5-28計算v帶根數(shù)Zpd/(p0+p)kakl=6.6/(1.6+0.17)0.9610.6=3.7故z=49.計算單根v帶初拉力f0由式5-29得F0=500 pd(2.5/Ka-1)/Vz+qv2 =162N其中q由式5-6查得q=0.11kg/m10.計算對軸的壓力Fq FQ=2zF0sin=24162=1180N9.2 結構確定確定小帶輪的結構尺寸小帶輪的基準直徑為112mm采用實心式、材料采用鑄鐵，退火處理。 10 齒輪傳動設計10.1高速級齒輪10.1.1 齒輪的設計因為傳遞功率不高，所以選用軟齒面?zhèn)鲃?。齒輪選用便于制造且價格便宜的

37、材料，選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為190HBS。高速級傳動比為i1=3.521 按齒面接觸強度設計然后校核其彎曲疲勞強度。（1）按式（1126）計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh607201（183005）5.184108 N2N1/3.521.47108（2）由圖11-14得：接觸疲勞壽命系數(shù)ZN11；ZN2=1不允許出現(xiàn)點蝕。取失效概率為1，安全系數(shù)SH1.1（3）由圖11-15得：尺寸系數(shù)ZX1=ZX2=1.0由圖11-13（b）得：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1590MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2390MPa；（

38、4）由式（11-24）計算許用接觸應力 H15901/1.1MPa536.37MPa H23901/1.1MPa354.5MPa 計算中取H= H2354.5MPa。 2.按齒面接觸疲勞強度確定中心距(1)小齒輪傳遞的轉矩：T1=9.551065.2/720=68972N.mm(2)初定螺旋角=11，由圖11-20得Z=0.99(3)初取=1,取a=0.7,由表11-5得：ZE由圖11-7得：節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH2.5 減速傳動比u=i=3.52(4)由式（11-17）at= = =134.33mm取中心距a=135mm（5）估算模數(shù) mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)135=

39、0.942.7mm取標準模數(shù)mn=2.5mm（6）小齒輪齒數(shù)z1=，z2=uz1=3.5223.5=82.5 取z1=24，z2=82 實際傳動比i實=，傳動比誤差i=(i理-i實)/ i理100% =2.9%5%在允許范圍內(nèi)（7）修正螺旋角=與初選的相近，ZH, Z可不修正。 （8）齒輪分度圓直徑 d1= mn z1/=2.524/cos11.0437=61.1321mm d2= mn z2/=2.582/cos11.0437=208.8679mm 圓周速度v=d1n1/601000=3.1461.1321720/60000 =2.30m/s，由表11-7，取齒輪精度為8級。3.驗算齒面接觸

40、疲勞強度已知載荷平穩(wěn)，所以查表11-3，取KA=1.0。 由圖11-2（b）,按8級精度和vz1/100=4.2224/100=1.01m/s,取動載系數(shù)KV=1.09。 齒寬b=ad1=0.761.1321=42.8,故b2=45mm, b1=50mm 由圖11-3（a）,按b/d1=50/61.1321=0.82,得K=1.05。 由表11-4得：K=1.2。載荷系數(shù)K= KAKVKK=1.2511.091.23=1.34 端面重合度= 1.88-3.2（1/ z1+ 1/ z2）cos=1.66 重合度系數(shù)Z=0.602 螺旋角系數(shù)Z= 由式11-31：計算齒面接觸應力。 H=ZHZEZ

41、Z=196.3MpaH=354.5 Mpa 安全4.驗算齒根彎曲疲勞強度由=2KT1YFaYSa/bd1m=根據(jù)查表7-7齒形系數(shù)YFa1= 2.65 YFa2=2.22 齒型校正系數(shù)Ysa1=1.58 Ysa2=1.77彎曲疲勞強度極限：查圖7-16MQ線得 lim1=460Mpa 查圖7-14MQ線得 lim2=320Mpa彎曲疲勞強度壽命系數(shù)：查表7-19得YN1=1YN2=1彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF查表7-9取SF=1.251= lim1 YN1/SF=368Mpa 2= lim2 YN2/SF=256Mpa計算大、小齒輪的并加以比較F1=2KT1YFa1YSa1/bmd1=296 M

42、pa F1=368Mpa F2= 2KT1YFa2YSa2/bmd1=27.43 Mpa 2=256Mpa故強度足夠,10.1.2 結構確定因大輪齒頂圓直徑較小，故采用連軸就加工。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖材料及熱處理；10.2低速級齒輪10.2.1 齒輪設計1. 材料及熱處理因為傳遞功率不高，所以選用軟齒面?zhèn)鲃?。齒輪選用便于制造且價格便宜的材料，選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，大齒輪材料為45鋼（正火），硬度為190HBS。高速級傳動比為i2=2.942. 按齒面接觸強度設計然后校核其彎曲疲勞強度（1）按式（1126）計算應力循環(huán)次數(shù) N160n1jLH602041（1

43、83005）1.47108 N2N1/3.520.50108（2）由圖11-14得：接觸疲勞壽命系數(shù)ZN11；ZN2=1不允許出現(xiàn)點蝕。取失效概率為1，安全系數(shù)SH1.0（3）由圖11-15得：尺寸系數(shù)ZX1=ZX2=1.0由圖11-13（b）得：小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1590MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2390MPa；（4）由式（11-24）計算許用接觸應力 H15901/1.1MPa590MPa H23901/1.1MPa3905MPa 計算中取H= H2390MPa。 3.按齒面接觸疲勞強度確定中心距(1)小齒輪傳遞的轉矩：T1=9.551064.9/204=229

44、000N.mm(2)初定螺旋角=12，由圖11-20得Z=0.97(3)初取=1,取a=0.8,由表11-5得：ZE由圖11-7得：節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH2.6 減速傳動比u=i=2.94端面重合度= 1.88-3.2（1/ z1+ 1/ z2）cos=1.66 重合度系數(shù)Z=0.602(4)由式（11-17）at= = =140m考慮到與低速軸的位置關系a大于等于160mm取中心距a=160mm(5）估算模數(shù) mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)160=1.123.2mm 取標準模數(shù)mn=2.5（6）小齒輪齒數(shù)=，=u=2.9431.8=93.5 取 實際傳動比i實=，傳動比誤差

45、i=(i理-i實)/ i理100% =0.8%5%在允許范圍內(nèi)(7）修正螺旋角=查圖11-7，表11-20得（8）齒輪分度圓直徑 d1= mn z1/=2.532/cos=80.27mm d2= mn z2/=2.594/cos=234.7mm 取d1=80mm, d2=243mm。 圓周速度v=d1n1/601000=3.1480204/60000 =0.84m/s，由表11-7，取齒輪精度為8級。4.驗算齒面接觸疲勞強度 已知載荷平穩(wěn)，所以查表11-3，取KA=1.0。 由圖11-2（b）,按8級精度和vz1/100=1.2732/100=0.406m/s,取動載系數(shù)KV=1.0。 齒寬b

46、=ad1=0.88027=64.2mm,故b2=65mm, b1=70mm 由圖11-3（a）,按b/d1=70/80=0.872,得K=1.03。 由表11-4得：K=1.2。 載荷系數(shù)K=KAKVKK=11.01.031.2=1.326 端面重合度= 1.88-3.2（1/z1+ 1/z2）cos=1.72 重合度系數(shù)Z=0.76 螺旋角系數(shù)Z= 由式11-31：計算齒面接觸應力。 H=ZHZEZZ300 MpaH=354.5 Mpa 安全5.驗算齒根彎曲疲勞強度由=2KT1YFaYSa/bd1m=根據(jù)查表13-7齒形系數(shù)YFa1= 2.49 ，YFa2=2.20齒型校正系數(shù)Ysa1=1.

47、64，Ysa2=1.78彎曲疲勞強度極限：查圖11-16MQ線得 lim1=460Mpa 查圖11-14MQ線得 lim2=320Mpa彎曲疲勞強度壽命系數(shù)：查表11-19得YN1=1YN2=1彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF查表11-9取SF=1.25F1= F lim1 YN1/SF=368Mpa F2= F lim2 YN2/SF=256Mpa計算大、小齒輪的并加以比較F1=2KT1YFa1YSa1/bmd1=10.4 Mpa F1=368Mpa 安全F2= 2KT1YFa2YSa2/bmd1=20.27 Mpa F2=256Mpa安全故強度足夠。10.2.2結構設計因大輪齒頂圓直徑大于150m

48、m而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖材料及熱處理；表10-1齒輪參數(shù)模數(shù)mm齒數(shù)齒寬旋向材料螺旋角髙速級小2.52450左45調質11.04大2.58245右45正火11.04低速級小2.53270右45調質10.14大2.59465左45正火10.1411 軸的設計計算11.1 II軸的設計11.1.1.選擇軸的材料45號鋼，調質處理。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 。11.1.2.初步估算軸的最小直徑安裝軸承處的直徑為軸的最小直徑，根據(jù)表17-2表得A=107108，則，考慮到軸上鍵槽削弱，軸徑需加大3%5%，則取d1=35mm。11.1.3.軸