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（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 =Pwη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°×60n =0,2024 工作机所需功率P w =Fl t =Fl φω=2πnFl60φ=2.46kw传动装置的总效率η=η1η22η33η4η5 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）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T1=54.49N∙m小齿轮的圆周力F t1=2T1d1=2052.08N小齿轮的径向力F r1=F t1tanαncosβ=762.80N小齿轮的轴向力F a1=F t1tanβ=425.71N5.计算轴承支撑点的支反力 ①垂直面支反力和弯矩计算 F AV =F t 1×160210=1563.49N F BV =F t 1×50210=488.59N M VC =195.44×190=1856.64×20=78174.5N ∙mm受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩F AH =635.00N F BH =127.80N M HC ′=20448N ∙mm M HC "=31750N ∙mmF AV =1563.49N F BV =488.59N M VC =78174.5N ∙mm6.计算并绘制合成弯矩图M C′=√M VC2+M′HC2=80804.53N∙mmM C"=√M VC2+M"HC2=84376.03N∙mm合成弯矩图图：7.计算并绘制转矩图T=9.55×106×Pn=54.49N∙m转矩图：T=54.49N∙m8.计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取1[][]bbσασ-=σb=750MPa[σ−1b]=75MPa[σ0b]=130MPaα=0.577M e=√M2+(αT)2 C为危险截面，当量弯矩为：M e=√M"C2+(αT)2=90043.5N∙mm当量弯矩图：M e=90043.5N∙mM Me4.轴的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T1=232.62N∙m小齿轮的圆周力F t1=2T1d1=5653.94N大齿轮的圆周力F t2=2T1d2=1980.61N小齿轮的径向力F r1=F t1tanαncosβ=2116.70N大齿轮的径向力F r2=F t2tanαncosβ=736.23N小齿轮的轴向力F a1=F t1tanβ=1361.57N大齿轮的轴向力F a2=F t2tanβ=410.89NF=5653.94N①垂直面支反力和弯矩计算 F AV =375.61N F BV =3297.72NM VC 1=78174.5N ∙mm M VC 2=18780.5N ∙mm 受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩F AH =1762.42N F BH =1089.87NM HC 1′=76290.9N ∙mm M HC 1"=129789.69N ∙mm M HC 2′=88121N ∙mm M HC 2"=39895.27N ∙mmM C ′=√M VC 2+M ′HC 2 M C 1′=243120.53N ∙mm M C 2′=90100.04N ∙mm M C "=√M VC 2+M "HC 2=84376.03N ∙mm M C 1"=264825.70N ∙mm M C 2"=44094.67N ∙mm 合成弯矩图图：T =9.55×106×Pn =232.62N ∙m转矩图：M Me4.轴的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T1=695.92N∙m小齿轮的圆周力F t1=2T1d1=4706.71N小齿轮的径向力F r1=F t1tanαncosβ=1762.08N小齿轮的轴向力F a1=F t1tanβ=1133.46NF=4706.71N5.计算轴承支撑点的支反力①垂直面支反力和弯矩计算F AV=F t1×70210=1568.9N F BV=F t1×140210=3137.81NM VC=195.44×140=1856.64×70=219646.47N∙mm受力图和弯矩图如下：②水平面支反力及弯矩F AH=1385.41N F BH=376.67NM HC′=26366.9N∙mm M HC"=193957.4N∙mmF AV=1568.9NF BV=3137.81NM VC=219646.47N∙mmM C′=√M VC2+M′HC2=293025.67N∙mmM C"=√M VC2+M"HC2=221223.38N∙mm 合成弯矩图图：=695.92N∙mT=9.55×106×Pn转矩图：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，C0=24.0kN脂润滑的极限转速lim 12000/minn r=轴承的受力情况如下图：F a=425.71NF AV=1563.49N F BV=488.59N F AH=635.00N F BH=127.80N F rA=√F AV2+F AH2=1687.52NF rB=√F BV2+F BH2=505.03N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 0=24.0kN脂润滑的极限转速lim 12000/min n r = 轴承的受力情况如下图：F a =1772.46NF AV =375.61N F BV =3297.72N F AH =1762.42N F BH =1089.87NF rA =√F AV 2+F AH 2=1802N F rB =√F BV 2+F BH 2=3473.3N当量动载荷：()d r a P f XF YF =+ 查表可得：P rA =0.56F rA +1.55F a =3756.43N P rB =0.56F rB +1.55F a =4692.28N 轴承寿命：深沟球轴承ε=3 按寿命短的轴承计算 L 10h =10660n (C P)3=49802h =5.68y符合寿命要求查相关机械手册，该轴承基本额定动载荷C=40.8kN,额定静载荷，C 0=24.0kN脂润滑的极限转速lim 12000/min n r = 轴承的受力情况如下图：F a =1133.46NF AV =1568.9N F BV =3137.81N F AH =1385.41N F BH =376.67NF rA =√F AV 2+F AH 2=2093N F rB =√F BV 2+F BH 2=3160N当量动载荷：()d r a P f XF YF =+查表可得：P rA =0.56F rA +2.3F a =3427.67N P rB =0.56F rB +2.3F a =4025.2N 轴承寿命：深沟球轴承ε=3 按寿命短的轴承计算L 10h =10660n (CP )3=1334462.7h =152.33y 符合寿命要求。