自動沖壓裝置執行系統方案設計

A. 沖壓自動化系統按照工藝布局通常包含什麼和什麼

一、實現沖壓自動化的意義
傳統的人工生產線，雖然在建設初期投入相對較小，但隨著市場需求的擴大，其固有的效率低下、產品質量穩定性較差等缺點越來越影響企業的發展。自動化生產線恰好可以讓這些問題得到解決。較高的生產效率、穩定的產品質量以及規模生產條件下更低的單件生產成本，正是自動化沖壓生產線的優點，尤其對大型車身覆蓋件生產而言，這些優點更為突出。因而，現今主機廠一般在大型沖壓生產線規劃初期，就會直接考慮採用自動化。

二、沖壓自動線的組成
就設備組成而言，沖壓自動線一般包括壓力機和自動化系統，這里主要談談自動化部分。沖壓自動化系統通常包含拆垛系統、自動傳輸系統和線尾出料系統。
1.拆垛系統
一套完整的沖壓自動化拆垛系統主要包括2台軌道移動式上料小車（每個上料小車上配備4～8個活動可調磁力分張器通常為永磁鐵，用於板料的分離）、拆垛手（機械手或機器人）、傳送裝置（多為磁性皮帶機）、板料清洗機（選項）、板料塗油機（選項）、板料對中台及控制系統等組成。
當上料小車裝載料垛（可包括托盤）由換垛位置回到拆垛位置後，板料由拆垛手從料垛拾取，通過傳送裝置穿過清洗機、塗油機送到達對中台。板料經過對中定位後，便可開始後序沖壓生產。
2.自動傳輸系統
自動傳輸系統用於各工序間毛坯或工件搬運傳輸。傳輸機構主要有機械手和機器人兩種。
隨著沖壓自動化技術的不斷進步，機械手自動傳輸機構的形式也日新月異。自動傳輸機構的形式差異，也是目前沖壓自動線不同形式的主要區別所在。上世紀末廣泛應用的平行四邊型機械手結構目前已經逐步淘汰，取而代之的是高速、穩定的單臂或雙臂橫桿式傳送機構。瑞士gudel的robobeam、德國前mw的speedbar以及日本komatsu的h*tl系統中的傳輸機構均是現今高速沖壓自動線傳輸機構的典型代表。
另外機器人傳輸方式由於自身特點獨樹一幟，在老線改造及速度較低、投入較少的生產線中仍有一定的應用空間。
3.線尾出料系統
線尾出料系統由出料輸送帶、照明、工件檢驗台、人工或自動裝箱機構及控制系統等構成。主要任務是將成品沖壓件輸送至合適的位置便於裝箱（或自動裝箱），並為沖壓件檢測提供條件。
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三、沖壓自動線的主要形式
目前沖壓自動線的形式主要有以下幾種：
1.「普通壓力機+機器人傳輸」形式
機器人傳輸形式柔性高，使用方便且成本較低，但穩定性較差，速度相對較慢，不適合大批量高速生產。
2.「普通壓力機+單臂機械手」傳輸形式
單臂機械手傳輸形式由於成本相對較低、具有一定的靈活性，目前仍有一定的發展空間。
3.「高速壓力機+橫桿式」傳輸形式（高速線）
橫桿式傳輸形式具有高速、高穩定性等特點，已經在大型覆蓋件生產中得到廣泛應用。
4.「多工位壓力機+步進式」傳輸形式
工位生產線已經有多年的歷史，傳輸方式已經由原來的機械式傳輸演變為今天的電子控制式傳輸，整體結構也由單一的單滑塊發展為單滑塊、多滑塊並存。由於速度快、穩定性高，一直以來為各主機廠廣泛使用。尤其多滑塊多工位，其特性基本與高速線接近。
四、沖壓生產線規劃選型原則
選擇什麼樣規模的生產線，取決於需要生產什麼樣的沖壓件。對於占汽車車身10%的超大型沖壓件，一般採用總噸位t以上的沖壓線；25%左右的大中型沖壓件，採用t左右沖壓線；25%左右的中型沖壓件，採用t左右沖壓線；其餘40%左右中小件，基本採用t以下生產線。
至於沖壓線採用什麼形式，則取決於需要生產的沖壓件的種類及產量。少品種小批量，通常採用普通人工線，而多品種大批量，則適合採用高速沖壓自動線。圖4所示為沖壓線選型參考原則。
五、沖壓自動線產能核算
產能核算是沖壓自動線規劃最為關鍵的環節之一，產能核算結果直接決定生產線的投入數量，也就直接影響投資。
根據生產線選型結果，結合生產組織水平，參考前期及同行經驗，可以獲得生產線的常用生產節拍（spm）、綜合故障率（由設備工裝故障及生產組織等問題造成的停線時間比例）和單次換模時間。另外，根據工廠生產管理實際情況，可以知道標准批量（每批次生產件數）、每日工作時間、日用餐停線時間和年工作天數。
只要知道年產能，結合規劃給定的生產綱領和沖壓件種類，便能很容易計算出需求的生產線數量。

六、沖壓自動線規劃需考慮的主要因素
沖壓自動線規劃是個比較復雜的過程，除了上面提到的產能核算，還有很多因素需要考慮。
1.是否採用同步技術
同步技術在沖壓自動化領域的應用已經得到廣泛的認可，它對提升生產節拍有著重要的意義。
傳統的沖壓自動化生產過程中，壓機始終採用「單次」運行模式，下料手（下料機械手/機器人）需等到壓機完成整個沖壓循環滑塊回到上死點停止後才開始動作，上料手（上料機械手/機器人）需等下料手退出壓機工作區域後開始啟動，而壓機滑塊又需等下料手完全退出壓機工作區域後再開始下行，每個循環周期較長，從而直接影響整線生產節拍。
同步技術是指生產過程中，壓機採用「連續」運行模式，通過精確的計算，讓上下料手和壓機滑塊「同步」啟動，下料手在滑塊回程上行到一定角度（回到上死點前）後便開始取件，上料手在滑塊下行到一定角度前完成送件，在保證整個過程不出現干涉的情況下完成取送件動作。同時為了保證下料手在完成取件後有足夠的時間將工件送入下道工序，相鄰兩台壓機滑塊運動過程中始終保持合理的相位差，從而讓上下料手可以工作的周期相對加長。
尤其對於大批量大型覆蓋件沖壓生產而言，高速沖壓自動線加同步技術比包括單滑塊多工位在內的其他方式有更為明顯的優勢。
2.壓機重點參數—滑塊行程
生產線規劃時，要考慮的壓機參數很多，其中滑塊行程直接影響自動化實現的可行性及難易程度，在規劃時需重點關注。
滑塊行程的選擇，與需要生產的沖壓件的拉延深度、端拾器的高度等直接有關。規劃時所確定的滑塊行程，必須保證上下料手抓取工件水平運動過程中端拾器與上模點及下模點保持足夠的安全空間。
由於大型覆蓋件的拉延深度大多超過200mm，所以，大型高速沖壓自動線的壓機滑塊行程一般在mm以上。
3.模具及端拾器的結構形狀
為了獲得理更為想的干涉曲線，除了滑塊行程、速度-加速度曲線等壓機固有參數或固有特性需要重點考慮外，模具及端拾器的結構形狀，也應納入考慮范疇。合理的模具及端拾器結構，能夠有效彌補自動化方面存在的不足，從而提高沖壓自動化生產的可行性。
此外，模具設計時還應考慮以下內容：同一生產線模具閉合高度相差不宜過大（一致）；下模盡可能裝有製件到位感測器；模具安裝槽的位置盡量統一（可以減少自動夾緊器的數量，降低成本）；廢料能夠順利排出工作台外（部分排料困難位置加沖頂裝置）；成型類模具配備製件頂松裝置（如彈頂銷或頂出氣缸）和避免出現較大的斜楔機構，盡量多採用旋轉斜楔。
4.對鋼板料垛的要求
與手動線相比，自動化沖壓生產，對鋼板毛坯料垛的規整程度有更為嚴格的要求。如果料垛不夠整齊，會造成磁力分張效果差（易產生雙料現象），拆垛手抓取板料位置不夠准確等問題。因此，自動線投入之前，為保證生產效率達到目標值，必須明確對鋼板料垛的要求。
5.對沖壓件工藝排布的要求
（1）同一件模具的送料中心與生產線中心對應關系盡量一致；
（2）盡量減少製件傳輸過程中的旋轉，尤其高速沖壓線及多工位，應避免製件繞z軸旋轉；
（3）同一件生產過程中送料面高度盡可能一致（能夠有效較少節拍損失）。
6.對生產管理的要求
（1）及時做好模具線下保養，減少在線維護時間；
（2）相鄰生產批次的模具閉合高度相差不大（可以減少裝模高度調整時間）；
（3）毛坯及模具在生產批次切換前准備就緒；
（4）成品件及時轉移；
（5）保持良好的環境清潔度；
（6）設備操作和維護保養的規范化。

沖壓機器人 碼垛機器人 焊接機器人

B. 沖壓機構及送料機構設計

第一節 沖床沖壓機構、送料機構及傳動系統的設計
一、 設計題目
設計沖制薄壁零件沖床的沖壓機構、送料機構及其傳動系統。沖床的工藝動作如圖5—1a）所示，上模先以比較大的速度接近坯料，然後以勻速進行拉延成型工作，此後上模繼續下行將成品推出型腔，最後快速返回。上模退出下模以後，送料機構從側面將坯料送至待加工位置，完成一個工作循環。

（a） （b） （c）
圖5—1 沖床工藝動作與上模運動、受力情況
要求設計能使上模按上述運動要求加工零件的沖壓機構和從側面將坯料推送至下模上方的送料機構，以及沖床的傳動系統，並繪制減速器裝配圖。
二、 原始數據與設計要求
1．動力源是電動機，下模固定，上模作上下往復直線運動，其大致運動規律如圖b）所示，具有快速下沉、等速工作進給和快速返回的特性；
2．機構應具有較好的傳力性能，特別是工作段的壓力角應盡可能小；傳動角γ大於或等於許用傳動角[γ]=40o；
3．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）；
4．生產率約每分鍾70件；
5．上模的工作段長度l=30~100mm，對應曲柄轉角0=（1/3~1/2）π；上模總行程長度必須大於工作段長度的兩倍以上；
6．上模在一個運動循環內的受力如圖c）所示，在工作段所受的阻力F0＝5000N，在其他階段所受的阻力F1＝50N；
7．行程速比系數K≥1.5；
8．送料距離H=60~250mm；
9．機器運轉不均勻系數δ不超過0.05。
若對機構進行運動和動力分析，為方便起見，其所需參數值建議如下選取：
1）設連桿機構中各構件均為等截面均質桿，其質心在桿長的中點，而曲柄的質心則與回轉軸線重合；
2）設各構件的質量按每米40kg計算，繞質心的轉動慣量按每米2kg·m2計算；
3）轉動滑塊的質量和轉動慣量忽略不計，移動滑塊的質量設為36kg；
6）傳動裝置的等效轉動慣量（以曲柄為等效構件）設為30kg·m2；
7) 機器運轉不均勻系數δ不超過0.05。
三、 傳動系統方案設計
沖床傳動系統如圖5－2所示。電動機轉速經帶傳動、齒輪傳動降低後驅動機器主軸運轉。原動機為三相交流非同步電動機，其同步轉速選為1500r/min，可選用如下型號：
電機型號 額定功率（kw） 額定轉速（r/min）
Y100L2—4 3.0 1420
Y112M—4 4.0 1440
Y132S—4 5.5 1440
由生產率可知主軸轉速約為70r/min，若電動機暫選為Y112M—4，則傳動系統總傳動比約為。取帶傳動的傳動比ib=2，則齒輪減速器的傳動比ig=10.285，故可選用兩級齒輪減速器。圖5—2 沖床傳動系統
四、 執行機構運動方案設計及討論
該沖壓機械包含兩個執行機構，即沖壓機構和送料機構。沖壓機構的主動件是曲柄，從動件（執行構件）為滑塊（上模），行程中有等速運動段（稱工作段），並具有急回特性；機構還應有較好的動力特性。要滿足這些要求，用單一的基本機構如偏置曲柄滑塊機構是難以實現的。因此，需要將幾個基本機構恰當地組合在一起來滿足上述要求。送料機構要求作間歇送進，比較簡單。實現上述要求的機構組合方案可以有許多種。下面介紹幾個較為合理的方案。
1．齒輪—連桿沖壓機構和凸輪—連桿送料機構
如圖5—3所示，沖壓機構採用了有兩個自由度的雙曲柄七桿機構，用齒輪副將其封閉為一個自由度。恰當地選擇點C的軌跡和確定構件尺寸，可保證機構具有急回運動和工作段近於勻速的特性，並使壓力角盡可能小。
送料機構是由凸輪機構和連桿機構串聯組成的，按機構運動循環圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規律，使其能在預定時間將工件推送至待加工位置。設計時，若使lOG<lOH ，可減小凸輪尺寸。

圖5—3 沖床機構方案之一 圖5—4沖床機構方案之二
2．導桿—搖桿滑塊沖壓機構和凸輪送料機構
如圖5—4所示，沖壓機構是在導桿機構的基礎上，串聯一個搖桿滑塊機構組合而成的。導桿機構按給定的行程速比系數設計，它和搖桿滑塊機構組合可達到工作段近於勻速的要求。適當選擇導路位置，可使工作段壓力角較小。
送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連。按機構運動循環圖可確定凸輪推程運動角和從動件的運動規律，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。
3．六連桿沖壓機構和凸輪—連桿送料機構
如圖5—5所示，沖壓機構是由鉸鏈四桿機構和搖桿滑塊機構串聯組合而成的。四桿機構可按行程速比系數用圖解法設計，然後選擇連桿長lEF及導路位置，按工作段近於勻速的要求確定鉸鏈點E的位置。若尺寸選擇適當，可使執行構件在工作段中運動時機構的傳動角γ滿足要求，壓力角較小。
凸輪送料機構的凸輪軸通過齒輪機構與曲柄軸相連，若按機構運動循環圖確定凸輪轉角及其從動件的運動規律，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。設計時，使lIH<lIR，則可減小凸輪尺寸。

圖5—5沖床機構方案之三 圖5—6沖床機構方案之四
4．凸輪—連桿沖壓機構和齒輪—連桿送料機構
如圖5—6所示，沖壓機構是由凸輪—連桿機構組合，依據滑塊D的運動要求，確定固定凸輪的輪廓曲線。
送料機構是由曲柄搖桿扇形齒輪與齒條機構串聯而成，若按機構運動循環圖確定曲柄搖桿機構的尺寸，則機構可在預定時間將工件送至待加工位置。
選擇方案時，應著重考慮下述幾個方面：
1）所選方案是否能滿足要求的性能指標；
2）結構是否簡單、緊湊；
3）製造是否方便，成本可否降低。
經過分析論證，方案1是四個方案中最為合理的方案，下面就對其進行設計。
五、 沖壓機構設計
由方案1圖5—3可知，沖壓機構是由七桿機構和齒輪機構組合而成。由組合機構的設計可知，為了使曲柄AB回轉一周，C點完成一個循環，兩齒輪齒數比Z1/Z2應等於1。這樣，沖壓機構設計就分解為七桿機構和齒輪機構的設計。
1．七桿機構的設計
設計七桿機構可用解析法。首先根據對執行構件（滑塊F）提出的運動特性和動力特性要求選定與滑塊相連的連桿長度CF，並選定能實現上述要求的點C的軌跡，然後按導向兩桿組法設計五連桿機構ABCDE的尺寸。
設計此七桿機構也可用實驗法，現說明如下。
如圖5—7所示，要求AB、DE均為曲柄，兩者轉速相同，轉向相反，而且曲柄在角度的范圍內轉動時，從動件滑塊在l=60mm范圍內等速移動，且其行程H=150mm。圖5—7 七桿機構的設計

1）任作一直線，作為滑塊導路，在其上取長為l的線段，並將其等分，得分點F1、F2、…、Fn（取n=5）。
2）選取lCF為半徑，以Fi各點為圓心作弧得K1、K2、…、K5。
3）選取lDE為半徑，在適當位置上作圓，在圓上取圓心角為的弧長，將其與l對應等分，得分點D1、D2、…、D5。
4）選取lDC為半徑，以Di為圓心作弧，與K1、K2、…、K5對應交於C1、C2、…、C5。
5）取lBC為半徑，以Ci為圓心作弧，得L1、L2、…、L5。
6）在透明白紙上作適量同心圓弧。由圓心引5條射線等分（射線間夾角為）。
7）將作好圖的透明紙覆在Li曲線族上移動，找出對應交點B1、B2、…、B5，便得曲柄長lAB及鉸鏈中心A的位置。
8）檢查是否存在曲柄及兩曲柄轉向是否相反。同樣，可以先選定lAB長度，確定lDE和鉸鏈中心E的位置。也可以先選定lAB、lDE和A、E點位置，其方法與上述相同。
用上述方法設計得機構尺寸如下：
lAB=lDE=100mm， lAE=200mm， lBC= lDC=283mm， lCF=430mm，A點與導路的垂直距離為162mm，E點與導路的垂直距離為223mm。
2．齒輪機構設計
此齒輪機構的中心距a=200mm，模數m=5mm，採用標準直齒圓柱齒輪傳動，Z1=Z2=40，ha*=1.0。
六、 七桿機構的運動和動力分析
用圖解法對此機構進行運動和動力分析。將曲柄AB的運動一周360o分為12等份，得分點B1、B2、…、B12，針對曲柄每一位置，求得C點的位置，從而得C點的軌跡，然後逐個位置分析滑塊F的速度和加速度，並畫出速度線圖，以分析是否滿足設計要求。
圖5—8是沖壓機構執行構件速度與C點軌跡的對應關系圖，顯然，滑塊在F4~F8這段近似等速，而這個速度值約為工作行程最大速度的40%。該機構的行程速比系數為

故此機構滿足運動要求。圖5－8 七桿機構的運動和動力分析
在進行機構動力分析時，先依據在工作段所受的阻力F0＝5000N，並認為在工作段內為常數，然後求得加於曲柄AB的平衡力矩Mb，並與曲柄角速度相乘，獲得工作段的功率；計入各傳動的效率，求得所需電動機的功率為5.3KW，故所確定的電動機型號Y132S—4（額定功率為5.5KW）滿足要求。（動力分析具體過程及結果略）。
七、 機構運動循環圖
依據沖壓機構分析結果以及對送料機構的要求，可繪制機構運動循環圖（如圖5—9所示）。當主動件AB由初始位置（沖頭位於上極限點）轉過角（=90o）時,沖頭快速接近坯料；又當曲柄由轉到（=210o）時，沖頭近似等速向下沖壓坯料；當曲柄由轉到（=240o）時，沖頭繼續向下運動，將工件推出型腔；當曲柄由轉到（=285o）時，沖頭恰好退出下模，最後回到初始位置，完成一個循環。送料機構的送料動作，只能在沖頭退出下模到沖頭又一次接觸工件的范圍內進行。故送料凸輪在曲柄AB由300o轉到390o完成升程，而曲柄AB由390o轉到480o完成回程。

圖5－9 機構運動循環圖
七、送料機構設計
送料機構是由擺動從動件盤形凸輪機構與搖桿滑塊機構串聯而成，設計時，應先確定搖桿滑塊機構的尺寸，然後再設計凸輪機構。
1．四桿機構設計
依據滑塊的行程要求以及沖壓機構的尺寸限制，選取此機構尺寸如下：
LRH=100mm，LOH=240mm，O點到滑塊RK導路的垂直距離=300mm，送料距離取為250mm時，搖桿擺角應為45.24o。
2．凸輪機構設計
為了縮小凸輪尺寸，擺桿的行程應小AB，故取，最大擺角為22.62o。因凸輪速度不高，故升程和回程皆選等速運動規律。因凸輪與齒輪2固聯，故其等速轉動。用作圖法設計凸輪輪廓，取基圓半徑r0=50mm，滾子半徑rT=15mm。
八、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，然後用圖解法求出飛輪轉動慣量JF。
九、帶傳動設計
採用普通V帶傳動。已知：動力機為Y132S-4非同步電動機，電動機額定功率P=5.5KW ，滿載轉速n1=1440rpm ,傳動比i=2, 兩班制工作。
（1）計算設計功率Pd
由[6]中的表6-6查得工作情況系數KA =1.4

（2）選擇帶型 由[6]中的圖6-10初步選用A型帶
（3）選取帶輪基準直徑 由[6]中的表6-7選取小帶輪基準直徑
由[6]中的表6-8取直徑系列值取大帶輪基準直徑：
（4）驗算帶速V
在(5~25m/s) 范圍內，帶速合適。
（5）確定中心a和帶的基準長度
在 范圍內初選中心距
初定帶長
查[6]中的表6－2 選取A型帶的標准基準長度
求實際中心距
取中心距為500mm。
（6）驗算小帶輪包角
包角合適
（7）確定帶的根數Z
查表得
取Z=3根
（8）確定初拉力
單根普通V帶的初拉力
（9）計算帶輪軸所受壓力


（10）帶傳動的結構設計（略）
十、齒輪傳動設計
齒輪減速器的傳動比為ig=10.285，採用標准得雙級圓柱齒輪減速器，其代號為
ZLY－112－10－1。


第二節 棒料校直機執行機構與傳動系統設計
一、設計題目
棒料校直是機械零件加工前的一道准備工序。若棒料彎曲，就要用大棒料才能加工出一個小零件，如圖5－10所示，材料利用率不高，經濟性差。故在加工零件前需將棒料校直。現要求設計一短棒料校直機。確定機構運動方案並進行執行機構與傳動系統的設計。

圖5－10 待校直的彎曲棒料
二、設計數據與要求
需校直的棒料材料為45鋼，棒料校直機其他原始設計數據如表5－1所示。
表5－1 棒料校直機原始設計數據
參數

分組 直徑d2
(mm) 長度L
(mm) 校直前最大麴率半徑ρ
(mm) 最大校直力
(KN) 棒料在校直時轉數
(轉) 生產率
(根/分)
1 15 100 500 1.0 5 150
2 18 100 400 1.2 4 120
3 22 100 300 1.4 3 100
4 25 100 200 1.5 2 80
註：室內工作，希望沖擊振動小；原動機為三相交流電動機，使用期限為10年，每年工作300天，每天工作16小時，每半年作一次保養，大修期為3年。

三、工作原理的確定
1) 用平面壓板搓滾棒料校直(圖5-11)。此方法的優點是簡單易行，缺點是因材料的回彈，材料校得不很直。
2) 用槽壓板搓滾棒料校直。考慮到「糾枉必須過正」，故將靜搓板作成帶槽的形狀，動、靜搓板的橫截面作成圖5-12所示形狀。用這種方法既可能將彎的棒料校直，但也可能將直的棒料弄彎了，不很理想。
3) 用壓桿校直。設計一個類似於圖5-13所示的機械裝置，通過一電動機，一方面讓棒料回轉，另一方面通過凸輪使壓桿的壓下量逐漸減小，以達到校直的目的。其優點是可將棒料校得很直；缺點是生產率低，裝卸棒料需停車。
4) 用斜槽壓板搓滾校直。靜搓板的縱截面形狀如圖5-14所示，其槽深是由深變淺而最後消失。其工作原理與上一方案使壓下量逐漸減小是相同的，故也能將棒料校得很直。其缺點是動搓板作往復運動，有空程，生產效率不夠高。雖可利用如圖所示的偏置曲柄滑塊機構的急回作用，來減少空程損失，但因動搓板質量大，又作往復運動，其所產生的慣性力不易平衡，限制了機器運轉速度的提高，故生產率仍不理想。
5) 行星式搓滾校直。如圖5-15所示，其動搓板變成了滾子1，作連續回轉運動，靜搓板變成弧形構件3，其上開的槽也是由深變淺而最後消失。這種方案不僅能將棒料校得很直，而且自動化程度和生產率高，所以最後確定採用此工作原理。圖5-11平面壓板搓滾棒料校直 圖5-12 槽壓板搓滾棒料校直

圖5-13 壓桿校直

圖5-14 斜槽壓板搓滾校直 圖5-15 行星式搓滾校直

四、執行機構運動方案的擬定
行星式棒料校直機有兩個執行構件，即動搓板滾子和送料滑塊。動搓板滾子的運動為單方向等速連續轉動，可將其直接裝在機器主軸上。送料滑塊的運動為往復移動。圖5－16給出了兩種送料機構方案，其中圖a）為曲柄搖桿機構與齒輪、齒條機構組合，圖b）為擺動推桿盤形凸輪機構與導桿滑塊機構的組合，曲柄（或凸輪）每轉一周送出一根棒料。由於凸輪機構能使送料機構的動作和搓板滾子的運動能更好的協調，故圖b）的執行機構運動方案優於圖a），下面設計計算針對圖b）方案進行。


a) b)
圖5-16 行星式棒料校直機執行機構運動方案

五、傳動系統運動方案的擬定
初步擬定的傳動方案如圖5-17所示。驅使動搓板滾子1轉動的為主傳動鏈，為提高其傳動效率，主傳動鏈應盡可能簡短，而且還要求沖擊振動小，故圖中採用了一級帶傳動和一級齒輪傳動。傳動鏈的第一級採用帶傳動有下列優點：電動機的布置較自由，電動機的安裝精度要求較低，帶傳動有緩沖減振和過載保安作用。
圖5-17 行星式棒料校直機傳動方案

六、執行機構設計
由於動搓板滾子1直接裝在機器主軸上，只有執行構件，沒有執行機構，故只需對送料機構進行設計。對於圖5－16b）所示得運動方案，送料機構的設計，實際上就是擺動推桿盤狀凸輪機構的設計。
凸輪軸的轉動是由滾子軸（傳動主軸）的轉動經過齒輪機構傳動減速而得到的。下面來討論滾子軸與凸輪軸間的傳動比應如何確定。
應注意在校直棒料時，不允許兩根棒料同時進入校直區，否則將因兩根棒料的相互干擾，可能一根棒料也未被校直。所以一定要待前一根棒料退出落下後，後一根棒料才能進入校直區。
設滾子1的直徑，棒料的直徑為，校直區的工作角為，從棒料進入到退出工作區，滾子1的轉角為。因在棒料校直時的運動狀態跟行星輪系傳動一樣，弧形搓板相當於固定的內齒輪，其內經為，角相當於行星架的轉角，根據周轉輪系的計算式，即可求得滾子1的相應轉角，即

故
設已確定為了校直棒料，棒料需在校直區轉過的轉數為，校直區的工作角為，則滾子1的直徑，可由下式確定：

為了保證不出現兩根棒料同時在校直區的現象，應在滾子1轉過角度時，送料凸輪4才轉一轉，由此可定出齒輪的傳動比為

圖中採用了一級齒輪減速(輪為過輪，用它主要是為了協調中心距)。若一級齒輪減速不能滿足要求時，可考慮用二級或三級齒輪減速。
對於第一組數據，並設校直區的工作角為＝1200，則由上面公式可求得滾子1的直徑＝240mm，滾子1的轉角為＝2550，故取1=2600,從而求得齒輪的傳動比為ig＝0.722。故取Zc＝26，Za＝36。
送料滑塊應將棒料推送到A點，設推送距離對應的圓心角為300，則可求得滑塊行程約為120mm，若取擺桿長lCF＝400mm，則其擺角為17.25o。
確定推桿運動規律，設計凸輪輪廓曲線（略）。
七、傳動系統設計
原動機選為Y100L2-4非同步電動機，電動機額定功率P=3KW ，滿載轉速n=1420rpm，則傳動系統的總傳動比為i＝n/n1，其中n1為滾子1的轉速。對於第一組數據，n1＝2600×150/3600 =108.3，總傳動比為i＝13.11，若取帶傳動的傳動比為ib＝3.0,則齒輪減速器的傳動比為ig＝13.11/3.0=4.3，故採用單級斜齒圓柱齒輪減速器。
帶傳動和單級斜齒圓柱齒輪減速器的設計（略）。

C. 沖壓流程是什麼

沖壓流程：在一個多工位級進連續沖壓模中，排釘機工件被沖壓下來，完成壓延成型和焊接等工序。但是它仍然有很小的一點局部與沖壓板料連接在一起，由沖壓板料帶著沖壓和焊接後的工件一起進入到超聲波表面處理設備中，進行清除防銹脂和焊渣的工作。在噴丸室中完成焊接焊豆和毛刺的清除工作。
這在避免沖壓件使用時的短路和電氣短接是非常必要的。在第二次時間較短的超聲波表面處理中，在沖壓件的質量檢測之前，再次利用超聲波表面清理技術清除噴丸處理時遺留下來的殘留物。在完成上述所有的操作之後，沖壓件才徹底的與毛坯板材分離，單獨的存放在一起。排釘機質量不好的沖壓件被放置在廢品箱中，合格的沖壓件則直接進入包裝車間。
在生產過程中，如何避免沖壓件受損，下面總結了三條，供大家參考：
1. 改造沖壓設備，提高生產安全可靠性。目前許多陳舊沖壓設備的操縱系統、電器控制系統存在很多不安全因素，若繼續使用對應其進行技術改造。沖壓設備製造廠應當改進產品設計，確保沖壓設備的安全可靠性。
2 安裝防護裝置。由於生產批量小，在既不以實現自動化，又不能使用安全沖壓工具的沖壓作業中，必須安裝安全防護裝置，以防止由於操作失誤而造成的傷害事故。各種防護裝置有各自不同的特點和使用范圍，使用不當仍然會發生傷害事故。因此，必須弄清各種防護裝置的作用，以做到正確使用，保證操作安全。
3. 改革工藝、模具和作業方式，實現人手模外作業。對於大批量生產作業，可從改革工藝和模具入手，實現機械化和自動化。例如，採用自動化，多工位沖壓機械設備，採用多工劃具與機械化進出產裝置，採用連續模、復合模等合並工序措施。所有這些不僅能保障沖壓作業的安全，而且能大大提高生產效率。

D. 自動門控制裝置PLC控制系統的設計

幫寫PLC程序，教學PLC，需要的M

E. 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！

我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄

一 課程設計書 2

二 設計要求 2

三 設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30

四 設計小結 31
五 參考資料 32

一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400

二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速

電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29

4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的

（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：

齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑

M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚

9 8.5

軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

F. 沖床自動送料裝置結構圖和工作原理

給你介紹下NCF系列滾輪送料機的工作原理吧
送料機與沖床聯機時，需要至少2個信版號：送料權、放鬆（2個信號來自沖床凸輪）
送料機PLC根據設定的送料長度，在收到送料信號後，輸出信號到伺服放大器，伺服放大器控制電機運轉，電機運轉的度數由編碼器反饋回伺服放大器，二者配合完成設定的送料長度傳送。
當沖床到達下死點時，送料機PLC接收到放鬆信號，此時PLC輸出1個信號驅動電磁閥動作，此電磁閥控制送料機氣缸，氣缸活塞動作，使送料機構上滾輪松開。
這就是送料機的主要工作過程，如此循環動作，完成沖壓過程。

G. 沖壓件在生產中的處理方式是什麼

沖壓：沖壓採用預先製作好的模具用沖床進行冷沖加工，主要進行板金加工，即加工的素材大多都是板材，加工的效率比較高適合大批量生產。而加工工藝分為工程模和，連續模，工程模也叫單沖模，有的比較復雜的零件要用好幾套模具，而連續模在模具的型腔將產品的形狀拆分開好幾個部分在一個模具中，這樣沖床加工一個行程就是一個成品。高速連續沖床每分鍾可以加工三四百個產品。車床：車床屬於精密加工機械，有分為普通車床、自動車床、儀表車床和電腦車床。它通過將材料夾持住後進行回轉運動，由車刀進行徑向或軸向的加工。現在自動車床和電腦車床的應用越來越廣泛。因為這兩種都是全自動加工，將人為操作產生的精度誤差降到了最底點，而且加工速度快，用於大批量生產。現在的電腦車床大部分都配有側面回轉刀具和背面回轉刀具，就是說車床上也能進行銑削加工。車床的加工表面粗糙度大概在Ra0.4-1.6。工藝流程中，常見故障如下：

五金沖壓件加工是一種重要的加工方式,為了保證加工的質量,在五金沖壓件加工過程中必須遵循一定的操作步驟和工藝.但是在加工的過程中,還是會不可避免的出現一些問題.下面小編就為大家總結一些五金沖壓件加工中常見的問題。

一、五金沖壓件在日常加工中,會遇到沖孔尺寸偏大或偏小以及與凸模尺寸相差較大的問題.

二、沖切刃口磨損時,材料所受拉應力增大,五金沖壓件產生翻料、扭曲的趨向加大.產生翻料時,沖孔尺寸會趨小。

三、五金沖壓件加工對材料的強壓,使材料產生塑性變形,會導致沖孔尺寸趨大.而減輕強壓時,沖孔尺寸會趨小。

四、凸模刃口端部形狀.如端部修出斜面或弧形,由於沖裁力減緩,沖件不易產生翻料、扭曲。