1、小型气动冲压机设计目 录1 国内外研究现状 .12 冲压机设计目的及要求 .13 小型冲压机的结构 .14 冲压机的工作原理 .25 冲压机机构设计 .35.1 对气缸的使用要求 35.2 气缸的设计与选择的流程图 35.3 气缸设计计算 45.4 气缸内径的确定 45.5 活塞杆直径的确定 45.6 缸筒长度的确定 45.7 气缸筒的壁厚的确定 56 蜗杆蜗轮的设计计算 .56.1 选择蜗杆传动类型、精度等级 56.2 选择蜗杆蜗轮材料 56.3 按齿面接触疲劳强度进行设计 66.4 确定作用在蜗轮上的转矩 .62T6.5 确定载荷系数 K 66.6 确定弹性影响系数 6E6.7 确定接触系
2、数 .6pZ6.8 确定许用接触应力 .6H6.9 计算中心距 .76.10 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 76.11 校核齿根弯曲疲劳强度 76.12 当量摩擦角 9v7 齿轮齿条的设计 .97.1 选精度等级、材料及齿数 87.2 按齿面接触强度设计 97.3 计算 .108 计算齿轮轴 11致谢 15参考文献 15前 言目前 ,在国内大多数中小企业中 ,冲压设备以传统的机械式冲床为主。机械式冲床一般具有外形尺寸较大、工作环境噪声高、冲压力不可随时调整以及能源的利用率低等缺点。同时 ,为了提高冲床的能量利用率以及增大冲床的工作冲击惯性 ,一般都配备有巨大的飞轮 ,但事实上 ,设备运行
3、时单位重量的输出力低。另外在加工小尺寸的液压和气动元件时 ,能源浪费严重 ,而且由于冲击过程的不稳定性 ,经常造成严重的人身事故。 ,因此研究和设计一种新型的冲压机代替传统的机械式冲床是具有现实意义的。一些金属和非金属微型薄板件冲制主要采用两种方法：一是在排样设计中采用多排策略，增大模具尺寸以满足大型压力机的需求。并将设计和制造好的模具安装在机械压力机上来实施冲压，其缺点是：设各投资大、模具设计和制造复杂，总成本高，且必须采用机械压力机；二是采用小型模具，在小吨位压力机上实施冲压。虽然模具设计、制造比较容易，但仍摆脱不了机械压力机固有的缺陷：笨重、噪音大操作不方便、安全，浪费能源等问题本文结合
4、微型薄板件的企业生产现状和实际情况，设计了一种新型微型件气动冲压一体化机(直接采用活塞杆和凸模连接的形式)减轻了床身重量并进行了结构优化.采用该一体化结构，冲压机结构简易、可靠操作安全和方便这为冲压提供了一种新设计方法因此需要一台冲压直接成型的机器，我通过研究和考验试图设计一台气动冲压机来冲压馕，代替人工生产，来满足人们的需求，个人的经验有限，希望你们能够提出宝贵的意见。11、国内外研究现状随着气动和液压技术的发展,以及气动技术中的气源比较容易获取、环境干净、气动元件安装方便、灵活等特点。而大部分冲压设备以传统的机械式冲床为主。机械式冲床一般具有外形尺寸较大、工作环境噪声高、冲压力不可随时调整
5、以及能源的利用率低等缺点。同时 ,为了提高冲床的能量利用率以及增大冲床的工作冲击惯性 ,一般都配备有巨大的飞轮 ,但事实上 ,设备运行时单位重量的输出力低。另外在加工小尺寸的液压和气动元件时 ,能源浪费严重 ,而且由于冲击过程的不稳定性 ,经常造成严重的人身事故。因此研究和设计一种新型的冲压机代替传统的机械式。气压传动是以压缩空气为介质，以压缩空气为动力，无噪音，无污染，环保。也不需要承担介质方面成本。所以我设计的以空气为介质进行传动气动冲压机，它的设计轻巧，不占用空间，可任意放在工作台上或流水线上；结构简单，性能稳定，可根据产品的大小调整工作高度；改变模具；气缸行程调整简单，配有空气节流阀，
6、气缸上、下行速度均可根据生产要求调节；2 冲压机设计目的及要求功能设计：冲压机的基本功能就是设计一个气缸，并使得有足够的力可以冲压食品成型. 气缸以压缩空气作为动力源带动活塞传动到主轴上使主轴形成向下运动，从而形成冲力使食品在模具中产生规定的变形而达到加工的目的它与普通冲压机不同的是，行程可以任意调节，压力可以调节，最大的特点是气动压力机压力。可以在压到工件后形成保压而完成工件的成形结构设计：可以小型件气动冲压机由机架、模具、控制箱构成机架包括气缸、底座、工作台。气缸通过其上的法兰与上固定板用螺钉固定连接模具包括上模板、圆柱销、凸模与气缸活塞杆用螺纹固定连接并通过卸料螺钉与模板连接，凹模通过内
7、六角螺钉和圆柱销与模板定位紧固连接下模板用螺栓、螺母固定在机架的工作台上凸模通过锥面与气缸活塞杆配合连接：外观及尺寸：由于尺寸相对较小，气动元件安装方便，不受空间限制。使得整体比较美观，占地面积小。用 Solidwork 软件对上述机构进行建模，对其运动进行仿真分析。3 小型冲压机的结构小型冲压机的三维效果图如下：图 3-1 小型冲压机的三位效果图2小型气动冲压机由机架、升降、模具、控制箱构成机架包括可调缓冲气缸、底座、工作台。3气缸安装在升降架上，并通过螺栓夹紧。凸模与气缸的活塞杆通过螺纹连接，活塞带动凸模工作。凹模放在底座上，通过螺栓连接。升降包括升降架、齿条、升降装置（齿轮轴、蜗轮、蜗杆
8、）升降机构可以调节凸模与凹模之间的高度，以便进行工作。控制箱的气动按钮按下，机器开始工作，打开气源，可调缓冲气缸工作，活塞带动凸模快速向下运动到压缩物体时，活塞减慢速度，将物体慢慢的压缩成型，当碰到形成开关时，活塞收回。1-底座 2-手摇杆 3 升降箱 4-销 5 夹紧螺栓 6-管接头 7-缓冲气缸 8-控制箱9-升降架 10 凸模 11-凹模 12 行程开关 13 齿条 14-蜗杆 15-轴套 16-蜗齿17-键 18-轴承 19-齿轮轴 21-挡板图 3-2 冲压机的结构图4 冲压机的工作原理冲压过程可以分为如下几个步骤 ,用框图表示如图 4-1 所示。图 4-1 小型冲压机冲压过程框图4
9、由于气动和液压技术的发展,以及气动技术中的气源比较容易获取、环境干净、气动元件安装方便、灵活等特点 ,因此本文探讨的冲压机采用气动冲压。将所冲的毛坯放在凹模板上开动控制箱开关旋钮电磁阀 3 得电，使气缸 5 接通气源 1，气缸活塞杆带动凸模下行，节流阀 4 调节冲压速度，凸模进入凹模冲压凸模上的挡板碰到行程开关后换向电磁阀 3 得电，使得气缸收回，冲压完成。根据上述冲压过程框图 ,设计气压系统回路如图1-减压阀 2-气罐 3 电磁阀 4-溢流阀 5-气缸 6-形成开关图 4-2 气动回路图5 冲压机机构设计5.1 对气缸的使用要求（）气缸正常的工作条件：介质、环境温度一般为，工作压力一般为.。
10、（）安装前，应在.倍工作压力下进行试验，不应漏气。（）安装的气源进口处需设置油雾器，以利工作中润滑。气缸的合理润滑极为重要，往往因润滑不好而产生爬行，甚至不能正常工作。（）安装时，要注意动作方向，活塞杆不允许承受偏心负载或横向负载。（）负载在行程中有变化时，应使用有足够输出力的气缸，并要附加缓冲装置。（）不使用满行程，特别活塞杆伸出时，不要使活塞与缸盖相碰击。否则容易引起活塞和缸盖等零件损坏。 5.2 气缸的设计与选择的流程图图 5-1 气缸设计选择流程图5气缸按供气方向分，可分为单作用缸和双作用缸。单作用缸只是往缸的一侧输入压缩空气，靠其它外力使活塞反向回程。双作用缸则分别向缸的两侧输入压缩
11、空气，活塞的正反向运动均靠气体压力完成。由于单作用气缸仅向单向运动，有外力使活塞反向运动，而双作用单活塞气缸在压缩空气的驱动下可以像两个方向运动但两个方向的输出力不同，所以该方案采用双作用单活塞缸。5.3 气缸设计计算由设计任务可以知道，根据考查，正常青年人的臂力大约 50-70kg，而正常生产时两手同时进行，在加工时可能由于其他原因影响，综合考虑气缸要驱动的负载大小 180Kg，考虑到气缸未加载时实际所能输出的力，受气缸活塞和缸筒之间的摩擦、活塞杆与前气缸之间的摩擦力的影响，并考虑到凸模的质量。在研究气缸性能和确定气缸缸径时，常用到负载率 ：%10F气 缸 的 理 论 负 载气 缸 的 实
12、际 负 载由液压与气压传动技术表表 5-1 气缸的运动状态与负载率 运动速度 v=3m/min=50mm/s，取 =0.60，所以实际液压缸的负载大小为：F=F0/=2713.85N5.4 气缸内径的确定表 5-2 气缸缸径的计算则：D= =83.15mm2PFF气缸的输出拉力 N；P 气缸的工作压力 Pa按照 GB/T2348-1993 标准进行圆整，取 D=100 mm表 5-3 气缸缸径尺寸系列8 10 12 16 20 25 32 40 50 63 80 （90） 100（110） 125 （140） 160 （180） 200 （220） 250 320 400 500 6305.5
13、 活塞杆直径的确定表 5-4 活塞杆直径系列 （mm）4 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 2832 36 40 45 50 56 63 7 80 90 100 110 125140 60 180 200 220 250 280 320 360 400由 d=0.3D 估取活塞杆直径 d=30 mm5.6 缸筒长度的确定缸筒长度 S=L+B+30L 为活塞行程；B 为活塞厚度活塞厚度 B=(0.6 1.0)D= 0.7X100=70mm阻性负载(静负载) 惯性负载的运动速度 v100mm/s 100500mm/s 500mm/s =0.8 0.65 0.5 0.3项目
14、 推力 拉力缸径双作用气缸PD24 Pd)(42D6由于气缸的行程 L=350mm ,所以 S=350+70+30=450mm导向套滑动面长度 A:一般导向套滑动面长度 A，在 D80mm 时, 可取 A=d。所以 A=30mm最小导向长度 H：根据经验，当气缸的最大行程为 L，缸筒直径为 D，最小导向长度为：H 代入数据 即最小导向长度 H= =50 mm2活塞杆的长度 l=L+B+A+80=450+70+30+50=600 mm5.7 气缸筒的壁厚的确定由液压气动技术手册可查气缸筒的壁厚 可根据薄避筒计算公式进行计算： 式中 2DP缸筒壁厚（mm） ；D缸筒内径（mm） ；P缸筒承受的最大
15、工作压力（MPa） ；缸筒材料的许用应力（MPa） ；实际缸筒壁厚的取值：对于一般用途气缸约取计算值的 7 倍；重型气缸约取计算值的 20 倍，再圆整到标准管材尺码。参考液压与气压传动缸筒壁厚强度计算及校核缸体的材料选择 ZG310-570， =600 MPa， = =120 MPab5bn 为安全系数 一般取 n=5； 缸筒材料的抗拉强度(Pa)P缸筒承受的最大工作压力（MPa） 。当工作压力 p16 MPa 时，P=1.5p；当工作压力p16 MPa 时，P=1.25p由此可知工作压力 0.5 MPa 小于 16 MPa，P=1.5p=1.50.5=0.75 MPa=0.3mm2DP参照下
16、表 气缸筒的壁厚圆整取 =4 mm表 5-5 气缸筒的壁厚6 蜗杆蜗轮的设计计算6.1 选择蜗杆传动类型、精度等级由于传动的功率不大，速度也不高，故选用阿基米德圆柱蜗杆传动，精度为：8C-GB10089-88。6.2 选择蜗杆蜗轮材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度中等，故蜗杆用 45 号钢表面淬火，硬度为 4555HRC，蜗轮边缘采用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，缸径材料 20 25 32 40 50 63 80 100 125 160 200 250 320铝合金2Al2壁 2.5 2.53 3.54 4.5520 钢无缝钢管厚 2.5
17、3 3.5 4.55 5.567而齿芯用 45 钢。6.3 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。传动中心距：232)(HpeZKTa6.4 确定作用在蜗轮上的转矩按 ,估取效率 =0.8 ,由于蜗杆不经常，靠人力转动，根据机械传动书册得：1Z,P=18.65Wmin/901r28497.2126262 05.905. inpPT mN6.5 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；由表 6-1 使用系数 选取使用系KAK数 .由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 ；1A 05.V表 6-1 使用系数 A
18、工作类型 载荷性质 均匀、无冲击 不均匀、小冲击 不均匀、大冲击每小时启动次数 50启动载荷 小 较大 大AK1 1.15 1.2则K= 05.VA6.6 确定弹性影响系数 E因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故 2160aEMPZ6.7 确定接触系数 pZ先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距 的比值 ,从教材机械设计图 11-5 中可1da35.1d查得 =2.9.p6.8 确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC,可从教材机械设计表 11-7 中查蜗轮的基本许用应力 =268HaMP应力循环次数 LnjN.602( 为蜗轮转
19、速 )mi52rn2,( 为工作寿命)4138.1Lnj 为蜗轮每转一周每个轮齿啮合的次数 j=170560所以寿命系数为.105.87HNk则 ：8= =0.7 =187.6HkNH268aMP6.9 计算中心距= =64.85mm32HpeZKTa3 26.1879049.215. 取中心距 a=80mm，因 i=14.5，取 m=2mm， =35.5mm。这时 / a=d1d, 取接触疲劳系数为 =2.8，因为 ZZ,因此以上计算结4.085.mZ果可用。6.10 计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 蜗杆 轴向齿距 24.6mPa直径系数 75.1q齿顶圆直径 mhda 5.391.31
20、齿根圆直径 ff 0)(1分度圆导程角 28 蜗杆轴向齿厚 4.Sa 蜗轮蜗轮齿数 =28，变位系数 =-0.1252Z2x蜗轮分度圆直径 mzd568蜗轮喉圆直径 hdaa 615822蜗轮齿根圆直径 ff 2.3.蜗轮咽喉母圆半径 mdarg 496280122 6.11 校核齿根弯曲疲劳强度 FFFYKTa2153.选取当量系数 9.2813cos32zV根据变位系数 =-0.125， =29.99 2x从机械设计中的图 11-19 中查得齿形系数为 =2.87。2aFY螺旋角系数 =Y97.014.01许用弯曲应力 =FNFNK由铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为=56Mpa.寿
21、命系数为 86.015.87FNk9=FH/ 16.48.056FNKaMP0797280491.53 FN由此可见弯曲强度是可以满足的。6.12 当量摩擦角 v， 其值可根据滑动速度由表 11-18 和 1-19 中选取。滑动213 vvfarctn速度计算为 =0.166m/sos d3.cs106o1又由于蜗轮是有铸锡磷青铜制造的且硬度45HRC，根据查得 ，43,65.0vvf根据自锁条件，其蜗轮蜗杆传动返程自锁。7 齿轮齿条的设计7.1 选精度等级、材料及齿数 已知载荷变化不大，传动功率 =18.65W 选择材料及确定许用应力，采用软齿面的组合，1p选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
22、。由于传动比是无限大，选择直齿圆柱齿传动。（1）运输机为一般工作机器，速度不高，采用 7 级精度。（2）材料的选择，由表 10-1 选择齿条材料为 45 号钢，调质，硬度为 500HBS，齿轮材料为 45 号钢，常化处理，零度为 400HBS（3）选择齿轮的齿数 齿条的齿数 无限大。281Z2Z7.2 按齿面接触强度设计 311 HEdt zTuk确定公式内的各计算数值（1）初选 4.t（2）由图 1030 选区域系数 =2.467zH（3）由图 1026 查的 ， 则0.710.9262（4）计算小齿轮的传递转矩NnPTII 6347.5125.85.95.961 （5）由表 7-1 选取齿
23、宽系数 。d表 7-1 圆柱齿轮的齿宽系数 d(6)由材料弹性影响系数 =189.8zE21Mp（7）由齿面硬度查得齿轮的解除疲劳强度极限 =624 ，齿条的解除疲劳强度极1HLimp限 =600Mp2HLim（8）由式 1013 计算应力循环次数装置状况 两支承相对小齿轮做对称布置 两支承相对小齿轮做不对称布置 小齿轮做悬臂布置d0.9-1.4（1.2-1.9） 0.7-1.15（1.1-1.65） 0.4-0.610=60nj =601211630010=9.216N1Lh 810882 1096.4.069（9）由图 1019 取接触疲劳寿命系数 96.1kHN93.2HN（10）计算接
24、触疲劳许用应力取失效概率为 1%安全系数 S=1 由式 1012 得=599MpsLHN1Im1=558MP2I27.3 计算（1）试算齿轮分度圆直径 代入 中较小的值dt1H=50.855.7819462.567.0849431t（2）计算圆周速度 V=0.85m/s061nIt（3）计算齿宽 b 及模数 mt7.128cos5.0cos1 zdnth=2.25 =2.251.77=3.99tb/h= =12.749.3850（4）计算载荷系数 K由使用系数 =1，根据 V=0.85m/s，7 级精度，查得动载系数 =0.6， =1.42, kA kvH=1.35FB得 =1.4，故载荷系数
25、FaHK= =10.61.41.42=1.19AvH（5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得=50.83 =48.1531kdtt 34.19（6）计算模数 0nm=1.8928cos5.cos1z7.4 按齿根弯曲强度计算由式321cosFYzkTadn7.4.1 确定计算参数（1）计算载荷系数11K= =10.61.41.35=1.13kAvF（2）根据纵向重合度 =1.419，螺旋角影响系数 =0.86Y（3）计算当量齿数34.29.08cos31ZV（4）查取齿形系数由表 105 查得 =2.1776.1YF2FY（5）查取应力校正系数查得 =1.56, =1.80SS（6
26、）齿轮的疲劳强度极限 =500MP, =400MP1FE2FE（7）弯曲疲劳寿命系数 =0.87， =0.95kNN（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 1012 得=310.71MP4.1508711SFENF=271.4MP.922（9）计算齿轮的014.7.31561FYS282齿条数值大7.4.2 设计计算 =1.56mn 3224015.67.18cos0.91对此计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的发面参数 大于齿根弯曲疲劳强度计算的mn法面模数，取 =2.0 已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度n算得分度圆直径 =2.3721=4
27、9.77来计算应有齿数d1=27.521cos7.49coszn则 =28，17.5 齿宽B= =142.85=42.85mmd圆整后 mm，402b8 计算齿轮轴8.1 求输出轴上的功率 、转速 、转矩1p1n1T=2.87W、 =6r/min1pn127.54816087.2950950T311 mNnp8.2 求作用在齿轮上的力因一直齿轮分度圆直径为 d2=56则圆周力：NdTFt 7.1956.4821轴向力：t 84.2.2cos0tan径向力:NFta 61.7.195t8.3 初步确定最小直径先按下式初步估算轴的最小值。选轴材料为 40Cr， ，表 153，取 120A=9.53
28、31min 6028.PAd8.4 按弯扭合成应力校核轴的强度对轴进行分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并分别做出水平弯矩图和垂直弯矩图，最后求出总弯矩。 2vHM图 8-1 齿轮轴的受力图通过计算最后的得出 M=62748N.mm13（2）转矩 T=5481.7N.mm（3）40Cr 的强度极限为 MPap275，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 6.0。，故是安全的。pcaWT6.32W 为轴的抗弯截面系数， m8.5 判断危险截面由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面 IV 右侧的MPamb5.17截面上的转切应力为T642amb 9.78.由于轴选用
29、 40cr，调质处理，所以PaB735， P361， P2601。综合系数的计算由 ，.dD经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 23.，0.62dr81，轴的材料敏感系数为 85.q， 7.0，故有效应力集中系数为 .2)(k711查得尺寸系数为 .0，扭转尺寸系数为 76.0，轴采用磨削加工，表面质量系数为 92.，轴表面未经强化处理，即 q=1，则综合系数值为3.1kK.2碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为 1.0， 5.8.6 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为 92.61maKS.414SSca 5.16.2故轴的选用安全1516参考文献1 许福玲，陈尧明主编.液压与气压传动M.北京:机械工业出版社，2007.5.2毕业设计指导书M.青岛海洋出版社.3 邹慧君主编.机械原理M.北京:高等教育出版社,19994机械设计手册联合编写组.机械设计手册（中册）M.化学工业出版社,1982:763.5机械设计手册编委会.机械设计手册（第 2 卷）M.机械工业出版社,2004.8:11-13.6机械设计手册编委会.机械设计手册（第 3 卷）M.机械工业出版社,2004.8:22-143.807机械设计手册编委会.机械设计手册（第 3 卷）M.机械工业出版社,2004.8:22-157.8濮良贵，纪名刚主编.机械设计M.北京:高等教育出版社,2006.5.
