机械设计综合课程设计--薄壁零件冲床机构设计

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：薄壁零件冲床机构设计学院

设计者：

指导教师：

2012年6月6日

北京航空航天大学

一、设计任务书 (1)

1、设计题目：薄壁零件冲床的设计 (1)

2、设计背景： (1)

3、设计参数： (2)

4、设计任务 (2)

二、总体方案设计 (2)

1、传动法案的拟定 (2)

2、电动机的选择 (4)

3、传动系统的运动和动力参数 (5)

三、传动零件的设计 (6)

1、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 (11)

2、传送带的设计 (16)

3、轴的设计 (18)

(1)高速轴的设计 (18)

(2)中速轴的设计 (22)

(3)低速轴的设计 (26)

4、轴承的设计和校核 (30)

5、键连接设计 (32)

四、减速器箱体及附件的设计 (33)

1.减速器尺寸 (33)

2.减速器的润滑 (34)

3.密封件的选择 (35)

五、其他 (35)

六、参考资料 (36)

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。

一、设计任务书

1、设计题目：薄壁零件冲床的设计

2、设计背景：

（1）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

（2）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

传动装置

原动机薄壁零件冲制执行系统

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。

（3）生产状况：中等规模机械厂，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。

3、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°。

4、设计任务

（1）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。

（2）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。

（3）设计主要零件，完成2张零件工作图。

（4）编写设计说明书。

二、总体方案设计

1、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。

（1）原动机的选择

按设计要求，动力源为三相交流电动机。

（2）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：

（3）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：

1>改进方

案

2> 传统方案

（4）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。

2、电动机的选择

（1）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 。

（2）选择电动机容量

电动机所需工作效率为P n =P

w η

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°，n=70r/min

上模工作时间t=85°

360°×60

n =0,2024 工作机所需功率P w =Fl t =Fl φω

2πnFl

60φ

=2.46kw

传动装置的总效率η=η1η22η33

η4η5 其中：联轴器效率η1=0.99

闭式齿轮传动效率η2=0.97

滚动轴承效率η3=0.99（一对）

链传动效率η4=0.97

凸轮曲柄滑块效率η5=0.5

计算得η=0.44

所需电动机功率P n=P w

=5.59kw

因载荷平稳，电动机额定功率P en大于P n即可。

根据所查数据，选电动机的额定功率为7.5kw

（3）选择电动机转速

工作转速n w=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 n=

i a n w=（8～40）×70r/min=560～2800r/min。

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P en=7.5kw,满载

转速为n m=970。

3、传动系统的运动和动力参数

（1）分配传动比

A、总传动比i a=n m

n w =970

=13.857

B、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i12=√1.4i=

√1.4×13.857=4.405

则低速级得传动比i23=i a

i12=13.857

4.405

=3.146

（2）参数的计算

A、O轴（电动机轴）

P O=P d=5.59kw

n O=n m=970r/min

T O=9550P O

n O =9550×5.59

970

=55.04N·m

B、Ⅰ轴（高速轴）

Ⅰ输入

=P Oη1=5.59×0.99kw=5.53kw

Ⅰ输出=P

Ⅰ输入

η3η1=5.48kw

nⅠ=n O=970r/min

Ⅰ输入=9550

Ⅰ输入

nⅠ

=54.49N·m

Ⅰ输出=9550

Ⅰ输出

nⅠ

=53.95N·m

C、Ⅱ轴（中速轴）

Ⅱ输入=P

Ⅰ输出

η2=5.36kw

Ⅱ输出=P

Ⅱ输入

η3=5.31kw

n Ⅱ=

nⅠ

i12

=220.20r/min

Ⅱ输入=9550

Ⅱ输入

Ⅱ

=232.62N·m

Ⅱ输出=9550

Ⅱ输出

Ⅱ

=230.29N·m

D、Ⅲ轴（低速轴）

Ⅲ输入=P

Ⅱ输出

η3η2=5.10kw

Ⅲ输出=P

Ⅲ输入

η3=5.05kw

n Ⅲ=

Ⅱ

i23

=70r/min

Ⅲ输入=9550

Ⅲ输入

Ⅲ

=695.92N·m

Ⅲ输出=9550

Ⅲ输出

Ⅲ

=688.96N·m

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 5.59 55.04 970

1 0.99

Ⅰ轴 5.53 5.48 54.49 53.95 970

.405

0 .96

Ⅱ轴 5.36 5.31 232.62 230.29 220.2

3.146 0.96

Ⅲ轴 5.10 5.05 695.92 688.96 70

三、传动零件的设计

1、斜齿圆柱齿轮的设计

（1）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d1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≥

A d√KT1

ΨdσHP

·u+1

3，初取β=13°，A

=756，

动载荷系数K=1.4，转矩T1=9550P1

54.49N·m，齿宽系数Ψd=1

查表基础疲劳强度σHlim1=710Mpa，

σHlim2=580Mpa

则σHP1=0.9σHlim1=639MPa

σHP2=0.9σHlim2=522MPa

初步计算许用接触应力σHP=522MPa,估算

d1≥756×√1.4×54.49

1×5222

×4.4+1

4.4

3=52.98

初取d1=53mm

K=1.4

T1=54.49N·m

σHlim1=710Mpa

σHlim2=580Mpa

σHP1=639MPa

σHP2=522MPa

d1=53mm

3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级

圆周速度v=πd1n1

60×1000

=π×53×970

60×1000

=2.69m/s，

精度等级取8级精度合理

确定齿数z1=26，z2=z1×i=4.405×

26=114.53,取z2=115（互质）

确定模数m t=d1

=53

=2.038mm，查表取

m n=2mm

确定螺旋角β=arccos m n

m t

=arccos2

2.038

11.08°（与估计值接近）

小齿轮直径d1=m t z1=2.038×26=

52.988mm

大齿轮直径d2=m t z2=234.37mm

初步齿宽b=d1ψd=1×53=53mm

校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比

不变。

z1=26

z2=115

β=11.08°

d1=52.988mm

d2=234.37mm

b=53mm

4.校核齿面

接触疲劳强度由

H H E A V H Hp

F u

Z Z Z Z K K K

d b u

εββ

σ=≤σ

校核齿面解除疲劳强度。

①计算齿面接触应力σH

节点区域系数Z H=2.42弹性系数Z E=

189.8√N/mm2

重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度

ξβ确定，其中：

端面重合度ξa=1

2π

[z1(tanαat

?tanαt′)+

z2(tanαat

?tanαt′)]

αt=arctan(

tanαn

cosβ

)=20.35°

αat

=arccos

d b

d a

=arccos(

d1cosαt

d a

)

=29.33°

αat

=arccos

d b

d a

=arccos(

d2cosαt

d a

)

=22.80°

由于无变位，端面啮合角αt′=αt=29.35°

解得ξa=1.695

纵向重合度为ξβ=bsinβ

πm n

=53×sin11.08°

2π

1.621>1

故Zξ=√1

ξα

=√1

1.695

=0.768

螺旋角系数Zβ=√cosβ=√cos11.08°=

0.99

使用系数K A=1.50 动载荷系数K V=1.15

F t=

2T1

2×54490

=2056.23N

σHP

=817Mpa

σHP

=736MPa

K A F t b =

1.5×2059.23

=58N/mm

<100N/mm

K H

α=K F

ξα

cosβb2

1.695

0.9842

=1.75 cosβb=

cosβcosαn

cosαt

=0.984

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 H

β=A+B(

)2+C?10?3b=1.46

齿面接触应力σH=648.9N/mm2②计算许用接触应力σHP

σHP=σHlim Z NT Z L Z v Z W Z X

S Hlim

总工作时间：t

总

=10×365×8×2= 58400h

应力循环次数：N L

1=60γn1t

总

=3.4×109?

N L

2=N L1

=7.72×108?

接触强度寿命系数：Z NT

1=1.06, Z NT

1.17

接触强度寿命系数：Z NT

1=1.06, Z NT

1.17

齿面工作硬化系数：Z W

1=Z W

=1.2?

HB2?130

1700

=1.14

接触强度尺寸系数：Z X

1=Z X

=1.0

润滑油膜影响系数：Z L

1=Z L

=Z R

Z v

1=Z v

接触最小安全系数取

lim 1.05

解得许用接触应力：σHP

1=817MPa，σHP

736MPa

③验算：σH=648.9<σHP

=736MPa

接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。

5. 确定主要尺寸中心距：a=d1+d2

=143.679mm圆整取a= 144mm

由公式a=(z1+z2)m n

2cosβ

可求得精确的螺旋角

β=arccos(z1+z2)m n

=11.72°合理

端面模数m t=m n

cosβ

cos11.72°

=2.043mm 小齿轮直径d1=m n?z1=53.107mm

大齿轮直径d2=m n?z2=234.897mm

齿宽b=53mm b1=60mm b2=53mm

小齿轮当量齿数Z V

=z1

cosβ3

=22.70取28

大齿轮当量齿数Z V

=z2

cosβ3

=122.50取123

6.齿根弯曲疲劳强度验算

σF=K A?K V?K F

?K F

F t

bm n

?Y Fa?Y Sa?Yε

?Yβ≤σHP

①计算齿根弯曲应力

使用系数K A=1.50动载荷系数K V=1.10

齿间载荷分配系数K F

=1.75

齿向载荷分配系数K F

=1.46

重合度系数：Yε=0.25+0.75

εav

=0.67

齿形系数：Y F

=2.6, Y F

=2.2

应力修正系数：Y S

=1.62，Y S

=1.79

螺旋角系数：Yβ=0.9

σF

=217MPa, σF

=203MPa

②计算需用弯曲应力

σFP

=427MPa

σFP

=401MP

σFP=σFlim Y ST Y NT Y VrelT Y RrelT Y X

S F

min

齿根弯曲疲劳极限

σFlim

1=300MPa, σFlim

=270MPa

弯曲强度最小安全系数：

lim 1.25

弯曲强度尺寸系数：Y X

1=Y X

弯曲寿命系数：Y NT

1=0.89, Y NT

=0.93

应力修正系数：Y ST

1=Y ST

相对齿根圆搅敏感及表面状况系数：

Y VrelT

1=Y VrelT

=Y RrelT

σFP

1=427MPa，σFP

=401MP

③弯曲疲劳强度的校核

σF

1<σFP

，σF

<σFP

7.静载荷校

核

无严重过载，无需静载荷校核。

（2）低速级齿轮设计

计算项目计算内容计算结果

2．初步计算小齿轮直径d1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≥

A d√KT1

ΨdσHP

·u+1

3，初取β=13°，A

=756，

动载荷系数K=1.4，转矩T1=9550P1

232.62N·m，齿宽系数Ψd=1

查表基础疲劳强度σHlim1=710Mpa，

σHlim2=580Mpa

则σHP1=0.9σHlim1=639MPa

σHP2=0.9σHlim2=522MPa

初步计算许用接触应力σHP=522MPa,估算

d1≥756×√1.4×54.49

1×5222

×4.4+1

4.4

3=80.23mm

初取d1=82mm

K=1.4

T1=232.62N·m

σHlim1=710Mpa

σHlim2=580Mpa

σHP1=639MPa

σHP2=522MPa

d1=82mm

3.确定基本参数校核圆周速度v和精度等级

圆周速度v=πd1n1

60×1000

=π×82×220.2

60×1000

0.945m/s，精度等级取8级精度合理

确定齿数z1=32，z2=z1×i23=

3.146×32=100.672,取z2=101（互质）

确定模数m t=d1

=82

=2.5625mm，查表取

m n=2.5mm

确定螺旋角β=arccos m n

m t

=arccos 2.5

2.5625

12.68°（与估计值接近）

小齿轮直径d1=m t z1=2.5625×32=

82.000mm

大齿轮直径d2=m t z2=258.813mm

初步齿宽b=d1ψd=1×82=82mm

校核传动比误差：因齿数未做圆整，传动比

不变。

z1=32

z2=101

β=12.68°

d1=82.000mm

d2=258.813mm

b=82mm

4.校核齿面

接触疲劳强度由

H H E A V H Hp

F u

Z Z Z Z K K K

d b u

εββ

σ=≤σ

校核齿面解除疲劳强度。

①计算齿面接触应力σH

节点区域系数Z H=2.44弹性系数Z E=

189.8√N/mm2

重合度系数Zξ由端面重合度ξa和纵向重合度

σHP

=817Mpa

σHP

=736MPa

ξβ确定，其中：

端面重合度ξa=1

2π[z1(tanαat

?tanαt′)+

z2(tanαat

?tanαt′)]

αt=arctan(tanαn

cosβ

)=20.459°

αat

1=arccos

d b

d a

=arccos(

d1cosαt

d a

)

=27.984°

αat

2=arccos

d b

d a

=arccos(

d2cosαt

d a

)

=23.796°

由于无变位，端面啮合角αt′=αt=29.35°解得ξa=1.70

纵向重合度为ξβ=bsinβ

πm n =82×sin12.68°

2.5π

2.32>1

故Zξ=√1

ξα=√1

1.70

=0.767

螺旋角系数Zβ=√cosβ=√cos12.68°= 0.99

使用系数K A=1.50动载荷系数K V= 1.15

F t=2T1

2×232620

=5673.66N

K A F t b =

1.5×5673.66

=103.797N/mm

>100N/mm

K H

=K F

=1.2

cosβb=

cosβcosαn

cosαt

=0.978

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 H

β=A+B(

)2+C?10?3b=1.38

齿面接触应力σH=604.56N/mm2②计算许用接触应力σHP

σHP=σHlim Z NT Z L Z v Z W Z X

S Hlim

总工作时间：t

总

=10×365×8×2= 58400h

应力循环次数：N L

1=60γn1t

总

=3.4×109?

N L

2=N L1

=7.72×108?

接触强度寿命系数：Z NT

1=1.06, Z NT

1.17

接触强度寿命系数：Z NT

1=1.06, Z NT

1.17

齿面工作硬化系数：Z W

1=Z W

=1.2?

HB2?130

1700

=1.14

接触强度尺寸系数：Z X

1=Z X

=1.0

润滑油膜影响系数：Z L

1=Z L

=Z R

Z v

1=Z v

接触最小安全系数取

lim 1.05

解得许用接触应力：σHP

1=817MPa，σHP

736MPa

③验算：σH=604.56MPa<σHP

=736MPa 接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无须调整。