【文章內容簡介】 圖73凸輪輪廓線 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。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 沖床傳動系統(tǒng)沖床傳動系統(tǒng)所示。電動機轉速經帶傳動、齒輪傳動降低后驅動機器主軸運轉。由于沖床工作轉速為70r/mm，i∑=，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）Y100L24 1420 1500Y112M4 1440 1500Y132S4 1440 1500由生產率可知主軸轉速約為70r/mm，若電動機暫選為Y132S4，則傳動系統(tǒng)總傳動比約為i∑=。取傳動的傳動比ib=，故可選用兩級 齒輪減速器。圖81傳動系統(tǒng)簡圖1電動機 2 V帶 3減速器 4聯軸器 5沖壓床 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70r/min可確定傳動裝置應有的總傳動比為：i＝1440/70 i∑＝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i1=(～)i2得一級傳動比二級傳動比分別是i1＝， i2=。%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）轉矩（Nm）傳動比121效率1這種方案制造成本低，結構簡單，尺寸緊湊，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= (2)電動機輸出功率： Pe= 由表【1】24查V帶傳動，滾動軸承傳動，聯軸器效率y1=，故確定電動機額定功率為P=電動機轉速的選擇工作機的轉速為70r/電動機所需轉速為n=1440r/min故電動機的轉速n=1500r/min電動機的型號確定為Y132S49 帶設計計算 V帶傳動設計1. 確定設計功率 由表59查工作情況系統(tǒng)KA=。根據Pca=KAPed==查表511a選擇A型V帶 、da2參考表511a及表54選取小帶輪取da1=112mm。從動輪直徑 dd2=idd1=224mm。驗算帶速v=πdd1n2/601000=從動輪轉速n2 n2=n1/i=720r/min 傳動比i=224/112=2 原傳動比i`=1440/720=2 則傳動誤差ξ=0 在允差177。5%范圍內:按公式523初選中心距：（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2） （dd1+dd2）=a0=2(dd1+dd2) （112+224）= a0=2(112+224) = a0=672確定a=430按524求帶的計算基準長度L0=2a0π/2（dd1+dd2）+（dd2dd1）2/4a =860++=2220 查表52取帶基準長度Ld=2240mma=a0+（LdL0）/2=440mm按試526確定中心距調整范圍amax=a+=amin==407mm由式511 a=18060(dd1dd2)/a=165176。120176。故很合適由表58a查得：dd1=112 n1=1200r/min及n2=1460r/=1440r/min的額定功率值P0=1039+（）(14401200)/(14601200)=查表510a p=查表511包角系數Ka=查表512包角系數Kl=由式528計算v帶根數Z≥pd/(p0+p)kakl=(+)==4由式529得F0=500 pd()/Vz+qv2 =162N其中q由式56查得q= FQ=2zF0sin=24162=1180N 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 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=1． 按齒面接觸強度設計然后校核其彎曲疲勞強度。（1）按式（11—26）計算應力循環(huán)次數N1＝60n1jLh＝607201（183005）＝108 N2＝N1/＝108（2）由圖1114得：接觸疲勞壽命系數ZN1＝1；ZN2=1不允許出現點蝕。取失效概率為1％，安全系數SH＝（3）由圖1115得：尺寸系數ZX1=ZX2=由圖1113（b）得：小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝590MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝390MPa；（4）由式（1124）計算許用接觸應力 [σH]1＝5901/＝ [σH]2＝3901/＝ 計算中取[σH]= [σH]2＝。 (1)小齒輪傳遞的轉矩：T1=106(2)初定螺旋角β=11176。，由圖1120得Zβ=(3)初取=1,取ψa=,由表115得：ZE＝由圖117得：節(jié)點區(qū)域系數ZH＝ 減速傳動比u=i=(4)由式（1117）at= = =取中心距a=135mm（5）估算模數 mn=(～)a=(～)135=～取標準模數mn=（6）小齒輪齒數z1=，z2=uz1== 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% =%＜5%在允許范圍內（7）修正螺旋角β=與初選的β相近，ZH, Zβ可不修正。 （8）齒輪分度圓直徑 d1= mn z1/=24/176。= d2= mn z2/=82/176。= 圓周速度v=πd1n1/601000=720/60000 =，由表117，取齒輪精度為8級。已知載荷平穩(wěn)，所以查表113，取KA=。 由圖112（b）,按8級精度和vz1/100=24/100=,取動載系數KV=。 齒寬b=ψad1==,故b2=45mm, b1=50mm 由圖113（a）,按b/d1=50/=,得Kβ=。 由表114得：Kα=。載荷系數K= KAKVKβKβ=1= 端面重合度εα= [（1/ z1+ 1/ z2）]cosβ= 重合度系數Zε== 螺旋角系數Zβ= 由式1131：計算齒面接觸應力。 σH=ZHZEZεZβ=＜[σH]= Mpa 安全由=2KT1YFaYSa/bd1m=[]根據查表77齒形系數YFa1= YFa2= 齒型校正系數Ysa1= Ysa2=彎曲疲勞強度極限：查圖716MQ線得 lim1=460Mpa 查圖714MQ線得 lim2=320Mpa彎曲疲勞強度壽命系數：查表719得YN1=1YN2=1彎曲疲勞強度安全系數SF查表79取SF=[1]= lim1 YN1/SF=368Mpa [2]= lim2 YN2/SF=256Mpa計算大、小齒輪的并加以比較σF1=2KT1YFa1YSa1/bmd1=296 Mpa [σF1]=368Mpa σF2= 2KT1YFa2YSa2/bmd1= Mpa [2]=256Mpa故強度足夠, 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； 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. 按齒面接觸強度設計然后校核其彎曲疲勞強度（1）按式（11—26）計算應力循環(huán)次數 N1＝60n1jLH＝602041（183005）＝108 N2＝N1/＝108（2）由圖1114得：接觸疲勞壽命系數ZN1＝1；ZN2=1不