薄壁零件冲压机设计说明书Word文档格式.doc
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mm
接触疲劳强度极限
接触疲劳寿命系数
齿形系数
齿数
应力校正系数
模数
功率
圆周速度
m/s
i
传动比
d
分度圆直径
应力循环系数
接触疲劳许用应力
效率
使用系数
目录
摘要 I
Abstract II
附录符号表 III
1绪论 1
1.1设计方案及机械设计 1
1.2原始数据及设计要求 1
1.3步骤设计 2
方案论证 3
2.1三种方案的比较与选择 3
2.1.1设计方案一 3
2.1.2设计方案二 3
2.1.3设计方案三 4
2.2最终选定方案方案 5
3机构设计 6
3.1上模冲压机构的尺寸设计:
6
3.2传动系统的尺寸设计:
3.3下模顶出机构尺寸设计:
7
3.4原动机的选择:
3.5工作循环图 8
4传动系统的设计 9
4.1传动装置总传动比的确定及传动比的分配:
9
4.2计算传动装置的运动和动力参数 9
4.3V带传动设计 10
4.3.1计算,选择V带型号:
10
4.3.2确定带轮直径d1和d2:
4.3.3确定中心距,带长,验算包角:
11
4.3.4求V带根数:
4.3.5确定预拉力和作用在轴上的力 11
4.4齿轮的设计 12
4.4.1高速轴上的齿轮设计计算 12
4.4.2低速轴上齿轮的设计 15
4.5轴的设计计算 19
4.5.1高速轴Ⅰ设计 19
4.5.2轴Ⅱ的设计计算 21
4.5.3轴Ⅲ的设计计算 22
4.6滚动轴承的选择及计算 23
4.6.1Ⅰ轴轴承型号为30206的圆锥滚子轴承 23
4.6.2Ⅱ轴轴承型号为30207的圆锥滚子轴承 24
4.6.3Ⅲ轴轴承型号为30211的圆锥滚子轴承 25
4.7键联接的选择及校核计算 26
4.8联轴器的选择 27
4.8.1高速输入轴1 27
4.8.2低速输出轴3 27
参考文献 28
致谢 29
IV
1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。
图1.1
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
1.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。
2.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]。
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.执行构件(上模)的工作段长度L=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。
6.行程速度变化系数K≥1.5。
7.许用传动角[γ]=40°
。
8.送料距离H=60~250mm。
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。
2方案论证
2.1三种方案的比较与选择
2.1.1设计方案一
设计方案一的的冲压机构是由一个四连杆机构串联一个摇杆滑块机构组合而成,送料机构是曲柄滑块机构。
此方案自由度为一,自由度数等于原动件数,能够满足传动要求。
机构的加压时间较短,一级传动角最大,效率高,成本低。
但工作平稳性一般,加工装配较难。
(图一)
2.1.2设计方案二
该方案的冲压机构采用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,使自由度为一,自由度数等于原动件数,能够满足传动要求。
送料机构是由凸轮机构和连杆机构串联组成的。
(图二)
2.1.3设计方案三
设计方案三是一个凸轮机构附带一个曲柄滑块机构,自由度为一,可以准确的满足运动要求,并且满足杆件受力的要求(首大作用力的元件设计为凸轮,基本不受力的杆件设计为连杆,简单合理),最后这样的设计计算十分简单,也就容易对运动过程进行准确分析。
但方案五设计的凸轮可能尺寸太大,浪费材料。
(图三)
2.2最终选定方案方案
在3个方案全部提出后,进行了对比。
各个方案都由不同的基础机构组合而成,且基本都可完成设计要求的运动。
但是考虑到机构的性能、加工成本和后期的建模,分析等的方便,最后决定采取第1个方案。
分析:
方案二稳定性、传动角等都较好,但结构过于复杂,不利于加工,成本比较高。
方案三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。
而我们最终确定方案的机构设计中结构在满足其性能的同时相对其它方案又比较简单,在制造中可以大大减少工序,并且可以降低成本,较易实现。
该机构的加压时间长,传动角大,因此可获得良好的传动效果,且机构的装配简单,成本低,易于投入实际生产。
方案一可满足急回运动的要求,输送配料上工作台和上模冲压这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
3机构设计
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K=1.5.则:
极位夹角为
θ=180º
×
(K-1)/(K+1)=36°
且要求上模冲压的总行程为480mm,则冲模锤的最高点到最低点的距离H为240mm。
可以算出:
CD=H/(2×
sin18º
)≈388mm;
取AB=250mm,则可算得:
AC=250/(sin18º
)≈809mm;
取上模的工作段长度L=100,经测量计算,对应曲柄转角为Φ=65°
∈(1/3~1/2)π.
此时最小传动角最大取值maxγmin=72°
满足许用传动角[γ]=40°
.
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d=300mm,大齿轮分度圆直径为D=600mm,所有齿轮为渐开线齿轮。
取相同模数m=10,压力角采用相同的α=20º
。
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K=1.5,考虑两处极限位置,即J,H,G三点共线的两个极限位置。
(步骤如下)
如附图
(1)
设;
则由图及所给条件可知:
θ=180º
(K-1)/(K+1)=36º
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MN=AB=250mm,机架PM=AC=809mm;
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=0.857s.最大生产阻力为Fmax=5000N,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,L=100mm,t=0.857s.
可得:
≈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3.1所示。
表3.1电动机的参数
功率
电流
转速
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
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3.2所示。
表3.2Y90L—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H=90mm外伸段轴径D·
E=24mm×
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。
4传动系统的设计
总的传动比:
取带传动的传动比,则减速器的总传动比:
高速轴的传动比:
低速轴的传动比:
4.2计算传动装置的运动和动力参数
带传动的效率:
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
Kw
r/min
N·
m
I轴:
即减速器高速轴
Kw
r/min
N·
II轴:
即减速器中间轴
Kw
r/min
III轴:
即减速器低轴
Kw
N·
二级减速器数据如表4.1所示
表4.1二级减速器数据
轴序号
功率P/kw
转速n(r/min)
转距T/N.m
传动形式
O
1.5
1400
10.23
带传动
1.9
0.96
I
1.426
736.84
18.48
齿轮传动
5.43
0.97
II
1.369
135.7
96.34
3.88
III
1.315
34.79
360.97
4.3V带传动设计
长期连续工作,工作时间16小时。
查得:
=1.2
Pc==1.2×
1.5=1.8(kw)
由Pc=1.8kw,==1400(r/min)查得:
采用Z型带。
取d1=80mm,d2=d1(1-ε)=1.9×
80×
(1-0.02)=148.96mm
取d2=150mm
v=πd1n1/(60×
1000)=π×
1400/(60×
1000)=5.86(m/s)
因为5m/s<
v<
30m/s,故带速合适。
0.7(d1+d2)<
<
2(d1+d2)
0.7(d1+d2)=0.7×
(80+150)=161,2(d1+d2)=460
=(161+460)/2=310.5mm,取=400mm
初算带长:
L0=2+(d1+d2)+
=800+×
621+=1831mm
查表:
Ld=1800KL=1.18
实际中心距:
a≈+=400+=384.5mm
验算包角:
=180o-=169>
120o适合。
Z=,由n1=1400(r/min),d1=80mm,查得P0=0.35kw
根据n1=1400(r/min),和Z型带,查表得=0.02kw
由表查得,包角系数=0.98
Z===4.2取Ζ=5根
4.3.5确定预拉力和作用在轴上的力
由表查Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m,所以
=30.7×
1.55+2.05=49.64N
应使带的实际初拉力。
压轴力的最小值为N
4.4齿轮的设计
4.4.1高速轴上的齿轮设计计算
1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HB1=280HBS
大齿轮用45钢,调质处理HB2=240HBS
小齿轮齿数,大齿轮齿数,取=130
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
①选择载荷系数
②计算小齿轮转矩N·
③选取齿宽系数
④材料的弹性影响系数M·
P
⑤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·
⑥计算应力循环系数
⑦接触疲劳寿命系数,
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%安全系数S=1得
M·
Pa=540M·
Pa=522.5M·
⑵计算
①计算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值
②计算圆周速度V
m/s=1.39m/s
③计算齿轮b
④计算齿宽与齿高之比
模数mm
齿高mm
⑤计算载荷系数
根据V=1.39m/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=10.67,查得,故载荷系数
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
mm
⑦计算模数mm
3齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
⑴确定公式内各计算数值
①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·
②弯曲疲劳系数,
③计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳系数S=1.4,得
Pa=303.57M·
Pa=238.86M·
Pa
④计算载荷系数
⑤齿形系数,
⑥应力校正系数,
⑦计算大、小齿轮的,并加以比较
大齿轮的数值大。
⑵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1.19并就近圆整为1.5,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。
4何尺寸计
⑴计算分度圆直径
⑵计算中心距
⑶计算齿轮宽度
取mm,mm
5验算
N
N/mm<
100N/mm
所以合适。
4.4.2低速轴上齿轮的设计
1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
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,大齿轮齿数取
2按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算
⑴确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数
②计算小齿轮传递的转矩N·
③选取齿宽系数
⑤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·
⑥计算应力循环系数
取失效概率为1%,安全系数是S=1,得
①试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值
②计算圆周速度
m/s
③计算齿宽mm
模数mm
齿高mm
mm
根据V=0.45m/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
⑥按实际的载荷系数校正所算得的公度圆直径得
mm
3按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为
①确定公式内的各计算数值
②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·
③弯曲疲劳系数,
④计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数得
M·
Pa
⑦齿形系数,
⑧应力校正系数,
⑨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齿面接触疲劳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2.55并就近圆整为3mm,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86
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。
4几何尺寸计算
mm
取mm,mm
5验算
N
N/mm<
4.5轴的设计计算
4.5.1高速轴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
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