【正文】 1查表基礎疲勞強度σHlim1=710Mpa，σHlim2=580Mpa則σHP1==639MPaσHP2==522MPa初步計算許用接觸應力σHP=522MPa,估算d1≥7565222+=初取d1=82mmK=T1=8級精度。σHP1=817MpaσHP2=736MPa5. 確定主要尺寸中心距：a=d1+d22==144mm由公式a=(z1+z2)mn2cosβ可求得精確的螺旋角β=arccos(z1+z2)mn2a=176。=αt=176。] αt=arctantanαncosβ=176。z1=26z2=115β=176。Ad=756，動載荷系數(shù)K=，轉矩T1=9550P1n1=m轉速r/min傳動比i效率η輸入輸出輸入輸出電機軸9701Ⅰ軸970Ⅱ軸Ⅲ軸70三、 傳動零件的設計 斜齒圓柱齒輪的設計（1） 高速及齒輪設計計算項目計算內容計算結果考慮到主動輪輪速不是很高，故采用斜齒，小齒輪用40Cr，調制處理，硬度241～286HB，平均取260HB，大齒輪用45鋼，調制處理，硬度為229～286HB平均取240HB。mTⅡ輸出=9550PⅡ輸出nⅡ= 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)（1） 分配傳動比A、 總傳動比ia=nmnw=97070=B、 分配傳動裝置各級傳動比取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i12=== 則低速級得傳動比i23=iai12==（2） 參數(shù)的計算A、 O軸（電動機軸） PO=Pd= nO=nm=970r/min TO=9550POnO=9550=360176。綜上所述，最終決定使用改進后的方案?？蛇x擇的有：連桿機構、凸輪機構、齒輪齒條機構、螺旋機構。（2） 傳動機構的選擇可選用的傳動機構類型有：帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動、蝸輪蝸桿傳動。（3） 設計主要零件，完成2張零件工作圖。（3） 生產狀況：中等規(guī)模機械廠，可加工8級精度的齒輪、蝸輪。需要5臺沖床。送料距離L=60~250mm。上模工作段的長度L=40~100mm,對應曲柄轉角φ=60186。圖1 薄壁零件沖床的組成框圖 工作原理如圖2a所示。機械設計課程設計計算說明書設計題目： 薄壁零件沖床機構設計 學 院 設 計 者： 指導教師： 2012年6月6日北京航空航天大學目錄一、 設計任務書 1 設計題目：薄壁零件沖床的設計 1 設計背景： 1 設計參數(shù)： 2 設計任務 2二、 總體方案設計 2 傳動法案的擬定 2 電動機的選擇 4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 5三、 傳動零件的設計 6 斜齒圓柱齒輪的設計 6（1） 高速及齒輪設計 6（2） 低速級齒輪設計 11傳送帶的設計 16軸的設計 17(1) 高速軸的設計 17(2) 中速軸的設計 21(3) 低速軸的設計 25 軸承的設計和校核 29鍵連接設計 31四、 減速器箱體及附件的設計 321. 減速器尺寸 322. 減速器的潤滑 333. 密封件的選擇 34五、 其他 34六、參考資料 35前言 機械設計綜合課程設計是針對機械設計系列課程的要求，由原機械原理課程設計和機械設計課程設計綜合而成的一門設計實踐性課程：是繼機械原理與機械設計課程后，理論與實踐緊密結合，培養(yǎng)工科學生機械工程設計能力的課程。37 / 40一、 設計任務書 設計題目：薄壁零件沖床的設計 設計背景：（1） 工作原理： 薄壁零件沖床的組成框圖如圖1所示。圖2 薄壁零件沖制工作原理圖（2） 設計條件與要求動力源為電動機，上模做上下往復直線運動，其大致運動規(guī)律如圖2b所示，要求有快速下沉、勻速工作進給和快速返回的特征。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），如圖2a所示。按平均功率選用電動機。每半年保養(yǎng)一次，每三年大修一次。（2） 成傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的結構設計，畫出傳動系統(tǒng)或執(zhí)行系統(tǒng)的裝配圖。（1） 原動機的選擇按設計要求，動力源為三相交流電動機。簡圖如下：（3） 執(zhí)行機構的選擇工作機應采用往復移動機構。簡圖如下：1 改進方案2 傳統(tǒng)方案（4） 方案評價傳統(tǒng)方案和改進方案都滿足設計要求，但是和傳統(tǒng)方案相比，改進方案中由于利用的杠桿原理，工件端傳遞力矩和運動規(guī)律更簡單的通過兩平行杠桿傳遞到傳動機構端，同時壓力角更易計算，而且傳動更平穩(wěn)。n=70r/min上模工作時間t=85176。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選用同步轉速為1000r/min,選定電機型號為Y160M6，額定功率Pen=,滿載轉速為nm=970。mC、 Ⅱ軸（中速軸）PⅡ輸入=PⅠ輸出η2=PⅡ輸出=PⅡ輸入η3=nⅡ=nⅠi12=TⅡ輸入=9550PⅡ輸入nⅡ=m軸名功率P/kw轉矩T/ Nu+1u，初取β=13176。（與估計值接近）小齒輪直徑d1=mtz1=26=大齒輪直徑d2=mtz2=初步齒寬b=d1ψd=153=53mm校核傳動比誤差：因齒數(shù)未做圓整，傳動比不變。+z2tanαat2tanαt39。由于無變位，端面嚙合角αt39。=使用系數(shù)KA= 動載荷系數(shù) KV=Ft=2T1d1=25449053=KAFtb==58N/mm100N/mmKHα=KFα=ξαcosβb2==cosβb=cosβcosαncosαt=齒間載荷分布系數(shù)，其中：對稱支承，調質齒輪精度等級8級KHβ=A+B(bd1)2+C?103b=齒面接觸應力σH=②計算許用接觸應力σHPσHP=σHlimZNTZLZvZWZXSHlim總工作時間：t總=1036582=58400h應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60γn1t總=109h NL2=NL1i=108h接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=, ZNT2=接觸強度壽命系數(shù)：ZNT1=, ZNT2=齒面工作硬化系數(shù)：ZW1=ZW2==接觸強度尺寸系數(shù)：ZX1=ZX2=潤滑油膜影響系數(shù)：ZL1=ZL2=ZR1=ZR2=Zv1=Zv2=1 接觸最小安全系數(shù)取解得許用接觸應力：σHP1=817MPa，σHP2=736MPa③驗算：σH=σHP2=736MPa接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸