1、目 錄第1章 緒論11.1 擠壓成形技術的發展與現狀11.2 問題的提出31.3 零件技術的要求4第2章 接插件擠壓成形機整體機構設計52.1設計原則52.2功能分析52.3 設計方案52.4 方案比較72.5 系統組成72.6 技術關鍵8第3章 接插件擠壓成形機傳動系統設計93.1 傳動系統的設計要求93.2 n=1r/min時的參數計算93.32r/min 、0.5r/min時的計算參數及比較303.4各軸直徑初算及聯軸器的選擇30第4章 送料裝置、擠壓模具、及自動切斷的設計計算354.1送料裝置設計354.1.1 送料裝置的設計要求354.1.2 送料裝置的設計方案選擇364.1.3 凸

2、輪的設計414.1.4 夾緊頭的設計42送料機構的結構分析434.2擠壓模具的設計44零件擠壓工藝分析44模具的結構的確定45模具結構尺寸的計算46內凸輪的結構尺寸47外凸輪的結構尺寸48送料、擠壓及切斷過程的協調設計494.3切斷機構的設計50切斷機構的原理及方案504.3.2 凸輪機構類型的選擇514.3.3 推桿運動規律的選擇51切斷機構的設計計算52切斷機構的結構分析57接插件擠壓成形機傳動系統的設計與計算第1章 緒論1.1 擠壓成形技術的發展與現狀擠壓是對放在容器內的金屬坯料施加外力，使之從特定的模孔中流出，獲得所需端面形狀和尺寸的一種塑性加工方法。約在1797年，英國人布拉曼（S.

3、Braman）設計了世界上第一臺用于鉛擠壓的機械式擠壓機，并獲得了專利。1820年英國人托馬斯（B.Thomas）首先設計制造了液壓式鉛管擠壓機，這臺擠壓機具有現代管材擠壓機的基本組成部分（包括：擠壓筒、可更換擠壓模、裝有墊片的擠壓軸和通過螺紋連接在軸上的隨動擠壓針），從而使管材擠壓得到了較快的發展。著名的Tresca屈服準則就是法國人Tresca在1864年通過鉛管的擠壓實驗建立起來的。1870年，英國人Haines發明了鉛管反向擠壓法，即擠壓筒的一端封閉，將擠壓模固定在空心擠壓軸上實現擠壓。1879年法國的Borel、德國的Wesslau先后開發了鉛包覆電纜生產工藝，成為世界上采用擠壓法制

4、備復合材料的歷史開端。1893年，英國人J.Robertson發明了靜液擠壓法，但當時沒有發現這種方法有何工業應用價值，直到20世紀50年代（1955）才開始得以實用化。1894年英國人G.A.Dick設計了第一臺可擠壓熔點和硬度較高的黃銅及其他銅合金的擠壓機，其操作原理與現代的擠壓機基本相同。1903年和1906年美國人G.W.Lee申請并公布了鋁、黃銅的冷擠壓專利。1910年出現了鋁菜擠壓機，1923年Duraaluminum最先報道了采用復合坯料成形包覆材料的方法。1927年出現了可移動擠壓筒，并采用了電感應加熱技術。1930年歐洲出現了鋼的熱擠壓，但由于當時采用油脂、石墨等作潤滑劑，其

5、潤滑性能差，存在擠壓制品缺陷多、工模具壽命短等致命的弱點。鋼的擠壓真正得到較大發展并被用于工業生產，是在1942年發明了玻璃潤滑劑之后。1941年美國人H.H.Stout報道了銅粉未直接擠壓的實驗結果。1965年，德國人R.Schnerder發表了等溫擠壓實驗研究結果，英國的J.M.Sabroff等人申請并公布了半連續靜液擠壓專利。1971年英國人D,Green申請了Conform連續擠壓專利以后，擠壓生產的連續化受到極大重視，于20世紀80年代初實現了工業化應用。擠壓技術的前期發展過程是從軟金屬到硬金屬，從手工到機械化、半連續化，進一步發展到連續化的過程。而從20世紀50年代后期至20世紀8

6、0年代初期，歐美、日本等先進國家對建筑、運輸、電力、電子電器用鋁合金擠壓型材需要量的急劇增長，近20年來高速發展的工業技術對擠壓制品斷面形狀復雜化、尺寸大范圍化（向小型化與大型化兩個方向發展）與高精度化、性能均勻化等的要求，以及廠家對高效率化生產和高剩余價值產品的追求，促進了擠壓技術的迅猛發展，具體表現為：（1）小斷面超精密型材與大型或超大型型材的擠壓、等溫擠壓、水封擠壓、冷卻模擠壓、高速擠壓等正向擠壓技術的發展與進步;(2)反向擠壓、靜液擠壓技術應用范圍的擴大；（3）以Conform為代表的連續擠壓技術的實用化；（4）各種特殊擠壓技術，如粉末擠壓，以鋁包鋼線和低溫超電導材料為代表的層狀復合材

7、料擠壓技術的廣泛應用；（5）半固態金屬擠壓、多坯料擠壓等新方法的開發研究等。從應用范圍看，從大尺寸金屬鑄錠的熱擠壓開坯至小型精密零件的冷擠壓成形，從以粉末、顆粒料為原料的直接擠壓成形到金屬間化合物、超導材料等難加工材料的擠壓加工，現代擠壓技術得到了極為廣泛的開發與應用。根據擠壓筒內金屬的應力應變狀態、擠壓方向、潤滑狀態、擠壓溫度、擠壓速度、工模具的種類或結構、坯料的形狀或數目、制品的形狀或數目等的不同，擠壓的分類方法也不同。目前，工業上廣泛應用的幾種主要擠壓方法，即正向擠壓法、反向擠壓法、側向擠壓法、玻璃潤滑劑壓法、靜液擠壓法、連續擠壓法。1.2 問題的提出近年來，隨著計算機、通信信息產業的迅

8、猛發展，國內外市聲場對接插件的需求猛增。插接件零件（圖1-1）一般為方形件，材料為黃銅（ZHMn58-2-2)或紫銅（T2Y），具有優良的導電導熱性，塑性很好，但切削加工圖1-1 接插件零件性不十分理想。零件的長度規格一般為10mm-25mm，兩端頭均倒角（便于安裝和使用），而原材料的長度為4m-5m。中小企業的傳統加工工藝方法為銑削加工，按照零件長度規格要求，采用專用夾具，用成形銑刀加工接插件的兩端頭倒角，然后切斷（一般為手工切斷），再打磨去毛刺。該加工方法效率低，工人勞動強度大，原材料損耗較大，產品質量不穩定，難以實現大批量自動化生產需要。采用國外（日本）進口的自動化加工設備，效率高，產品

9、質量穩定，但投資太大（每臺售價3-4萬美元），且投資成本回收周期長，效益低。針對這種情況，研發自動化程度較高的接插件加工設備，采用冷擠壓技術制造加工接插件零件，實現送料、擠壓成形、切斷的連續自動完成，確保成品零件的設計質量，大大提高了生產效率，節約了原材料，提高了零件的端頭硬度和強度。1.3 零件技術的要求零件材料：黃銅（ZHMn58-2-2）或紫銅（T2-Y）硬度： HRC<35零件規格：2.5mm×2.5mm（方形），長10mm25mm技術要求：成品長度符合設計要求；零件兩端頭的倒角深度去毛刺，保證產品質量生產能力：200240萬件/年第2章 接插件擠壓成形機整體機構設計2

10、.1設計原則在滿足設計與技術要求的同時，考慮機造成本與生產率等因素，最大限度地實現自動化，并在保證每個機構強度的情況下，盡量使整臺設備小巧、精簡。2.2功能分析接插機是采用冷擠壓技術制造加工接插件，實現送料、擠壓成形、切斷的連續自動完成 。并保證送料、擠壓成形、切斷的相互協調配合，以免發生干涉。2.3 設計方案方案一：（1） 選擇鼠籠式異步電動機。（2） 傳動系統采用帶傳動、二級變速箱、齒輪減速實現減速。（3） 由于加工零件小，擠壓裝置采用軸與模具一體化設計。（4） 送料機構采用“凸輪壓桿”將動力引出，實現同步自動送料。（5）采用“凸輪壓桿”結構，實現工件自動切斷。圖2-1接插機方案一方案二：

11、（1） 采用交流同步電動機。（2） 傳動系統采用皮帶輪傳動和齒輪傳動相結合，實現二級減速。（3） 擠壓裝置同方案一，仍采用軸與模具一體化設計。（4） 送料機構采用一對錐齒輪將動力引出，通過合理設計錐齒輪的傳動比，實現同步自動送料。（5） 仍采用“凸輪-壓桿”結構，實現工件自動切斷。其原理方案如圖2-2所示：圖2-2 接插機方案二方案三：（1） 選擇鼠籠式異步電動機。（2） 傳動系統采用皮帶輪傳動和齒輪傳相結合，實現二級減速。（3） 擠壓裝置同方案一，仍采用軸與模具一體化設計。（4） 送料機構采用“凸輪壓桿”結構將動力引出，實現同步自動送料。（5） 采用“凸輪壓桿”結構，實現工件自動切斷。其原理

12、方案圖如下所示：圖2-3 接插機方案三2.4 方案比較（1）鼠籠式異步電動機結構簡單、體積小、價廉、運行可靠、維護使用方便；而同步交流電動雖然具有恒速的優點，但結構復雜、價貴，調速較復雜，操作較麻煩。且接插機為小型機器設備，采用鼠籠式異步電動機可滿足其功率要求，所以選擇鼠籠式異步電動機。（2）傳動系統采用減速箱使整臺機器結構復雜，且使設計、計算麻煩；增加了成本，不經濟但可實現較大的傳動比，可以滿足本設計高傳動比的要求。采用皮帶輪就可以滿足其傳動要求，且可實現遠距離輸送，減少振動。（3）送料機構采用一對錐齒輪將動力引出，則就需要設計變速箱，使整臺機器結構復雜，計算麻煩，成本更高；而若采用“凸輪壓

13、桿”將動力引出，則結構簡單、緊湊，很容易實現同步自動送料，且成本較低，所以選擇“凸輪壓桿”將動力引出。根據以上分析比較，最終選擇方案一為最佳方案。2.5 系統組成系統由傳動（動力）系統、擠壓成形模具、自動切斷和自動送料四部分組成。2.6 技術關鍵該機的技術關鍵為，在大齒輪旋轉一周，完成一個零件的加壓成形加工時，必須保證送料、擠壓成形（加工倒角）和切斷工序等相互協調配合，不發生干涉。第3章 接插件擠壓成形機傳動系統設計3.1 傳動系統的設計要求接插件擠壓機的傳動系統要求采用二級減速，皮帶傳動和齒輪傳動的組合。根據客戶對年產量的要求，有三種生產效率可供選擇：每分鐘2個，每分鐘1個和每分鐘0.5個，

14、即擠壓機的執行機構擠壓模的轉速分別為：n=2r/min；n=1r/min；n=0.5r/min。3.2 n=1r/min時的參數計算1.選擇電動機：無特殊要求，一般選用Y系列三相異步電動機。Y系列三相異步電動機為一般用途的全封閉自扇冷式電動機，適用于無特殊要求的各種機械設備，如機床、鼓風機、運輸機、攪拌機、農用機械等。對于頻繁起動、制動、換向如起重機械，宜選用允許有較大震動和沖擊、轉動慣量小、過載能量大的YZ和YZA系列起重用三相異步電動機。同一系列的電動機有不同的防護及安裝形式，可根據具體要求選用。 2.電動機容量的確定(1) 傳動裝置的總功率：(2) 電動機所需功率 擠壓模的擠壓力為：V=

15、0.015m/s從結果可以看出所需工作功率很小，一般電動機功率都能完全滿足需求。3.電動機轉速的確定： 按手冊推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動比范圍為： 36，取帶傳動比為： 24，總的傳動分四次降速，一級帶減速，三級齒輪減速，三相異步電動機就有四種常用的同步轉速，即3000、1500、1000、750r/min.電動機的轉速高，極對數少，尺寸和質量小，價格也低，但總傳動比大，從容使傳動裝置的結構尺寸增大，成本提高；選用低轉速的電動機則相反因此，應對電動機及傳動裝置做整體考慮，綜合分析比較，以確定合理的電動機轉速。一般，無特殊要求，通常選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的

16、電動機。對于多級傳動，為使各級傳動機構設計合理，還要根據工作機的轉速及各級傳動副的合理傳動比，推算電動機轉速的可選范圍，即電動機轉速的范圍為（2784）Xn=141728r/min。符合這一范圍的轉速有：710、720、960r/min。根據容量和轉速，由手冊查出3種常用的電動機型號,表3-1所示。4.確定電動機型號綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格及實用性選擇的電表3-1電動機選取型號額定功率滿載轉速rmin堵轉轉矩滿載轉矩最大轉矩額定轉矩Y132S-639602.02.0Y132S-82.27102.02.0Y90S-60.759102.02.0動機型號為：YS-6；其額定功率P：0

17、.75KW；滿載轉速；n：910r/min根據電動機滿載轉速工作轉速n,可得傳動裝置的總傳動比為合理分配各級傳動比，是傳動裝置總體設計中的一個重要問題，它直接影響到傳動專職的外廓尺寸、質量大小及潤滑條件。5.總傳動比的分配傳動方案為一級帶傳動，加一個二級減速器再加一對齒輪傳動。一般原則：(1）各級傳動比都應在常用的合理范圍內，以符和各種傳動形式的工作特點，并使結構比較緊湊。(2）使各級傳動獲得較小的外廓尺寸和較小質量。(3）在兩級或多級齒輪減速器中，使各級傳動大齒輪的浸油深度大致相等，以便于實現統一的浸油潤滑。(4）應注意各級傳動尺寸的協調，機構勻稱合理，避免各零件發生干涉及安裝不便。根據這些

18、原則為使帶傳動的結構尺寸與減速器的尺寸協調勻稱，即兩級齒輪室減速器，浸油深度大致相近，且低速級齒輪直徑略大，傳動比可按下式分配=-高級傳動比-減速器傳動比故=6.56.設計帶減速(1)計算額定功率計算功率是根據傳遞的功率p，并考慮到載荷性質和每天時間長短因素的影響而確定的。即式中： -工作情況系數，見表8-6，查表得1.3-傳遞的額定功率，KW -計算功率，KW (2)選擇帶型：根據計算功率及小帶輪n轉速由表8-8選擇帶型（圖中均以代替）。n=910r/min；計算功率故選擇普通V帶Z型帶(3)確定帶輪的基準直徑和a.初選小帶輪基準直徑：, 根據Z帶截型，參考表8-3及表8-7 選取>。

19、為了提高v帶的壽命，宜選取較大的直徑小帶輪的基準直徑, 查表得小帶輪的外徑等于75mmb.驗算帶的速度：根據式（8-13）來計算帶的速度， 并應使。對于普通Z帶速度不能過低，以免使離心力過大；dd1不能過小一面是所需的有效拉力過大，即所需帶的根數z過多。(4）計算從動輪的基準直徑, = ,并按V帶的基準直徑系列加以適當圓整。從動輪直徑圓取得dd2=500mm，盡量加大傳動比。從動輪的外徑dd2查表得504mm傳動比從動輪直徑圓取得=500mm，盡量加大傳動比從動輪的外徑查表得504mm傳動比i=7.042（5）確定中心距和帶的基準直徑:根據傳動的結構需要初定中心距,取即399.7-1142=4

20、00mm取定后，根據帶傳動的幾何關系，按下式計算所需的基準長度：根據由參考文獻【1】表8-2中選取和其相近的z帶的基準直徑。再根據來計算實際中心距，查表取Ld=1800mm。 由公式：計算則a=394mm基本滿足要求查表取長度系數=1.18考慮安裝調整和補充預緊力（如帶伸長而松弛后的張緊）的需要，計算中心距的變動范圍 :最大中心距=367 ；最小中心距=334mm （6）驗算主動輪上的包角（至少90°）故包角系數為0.82（7）確定帶的根數Z由公式 -考慮包角不同是的影響系數，簡稱包角系數， -考慮帶的長度不同時的影響系數，簡稱長度系數，查表8-2-單根v帶的基本額定功率，查表8-5

21、a；-計入傳動比的影響時，單根V帶額定功率的增量經計算Z取5根，根數不是太多，故為安全期間。（8）確定帶的預緊力：計算式為：經計算=147N安裝新帶所需要的預緊力應為上述預緊力的1.5倍則大帶輪的轉速為910/500X71=128r/minV帶傳動的效率為0.95故大帶輪的傳出功率為P1=0.75*0.95=0.7125KW7.設計二級減速器設計計算第一對齒輪（1）初選齒輪類型、精度等級、材料及齒數圖3-1 傳動方案a.按上圖所示的傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。b.此擠壓機為一般工作機器，傳動速度不高，故選用7級精度。c. 材料選擇，由參考文獻【1】表10-1選材料大小齒輪的材料均為20Cr

22、,并且經調質及表面淬火，齒面硬度為58-62HRCd.選擇大小齒輪的齒數：第一個齒輪的齒數Z1=17，第二對齒輪的齒數Z2=111，傳動比e.熱處理：表面淬火齒輪變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數不變。（2）按齒面接觸強度設計計算：由設計計算式進行試算a.確定公式中的各計算值1)試選載荷系數=1.62)計算小齒輪傳遞的轉矩,3)由表10-7選擇齒寬系數=14)由表10-6查得材料的彈性影響系數=由表10-21e按齒面強度查得大、小齒輪的接觸強度極限=1200MPa5)由式10-13計算應力循環次數=368640000= 567138006) 由表10-19查得接觸疲勞壽命分別為: =0.95

23、5 =1.047) 計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%,安全系數S=1由式10-12得=1146=1248b. 計算1)試算小齒輪分度圓直徑,帶入中較小的值mm2)計算圓周速度=0.217m/s3) 計算齒寬bb=32.39mm4)計算齒寬和齒高之比b/h:模數 =32.39/17=1.905mm齒高 h=2.25=2.252.57=4.286mmb/h=7.557mm5)計算載荷系數根據v，7級精度等級，由圖10-8查得動載系數=1.005直齒輪，假設,由表10-3查得由表10-2查得使用系數=1.5由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時式子算得=1.12+0.18(1+0.6

24、)+0.2332.39=1.415由b/h=7.557mm，=1.415查表10-13得=1.32；故載荷系數 6)故按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得mm7)計算模數mmm(3)按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為a.確定公式內的各計算數值1）由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=600MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限=600MPa；2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數=0.9, =0.963)計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.2，由式（10-12）得4）計算載荷系數K5）查取齒形系數由表10-5查得 =2.97 =2.176）查取應力校核系數由

25、表10-5可查得 = 1.52 =1.807）計算大、小齒輪的并加以比較 0.010.0081357故小齒輪的數值大，b.設計計算對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于有齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決與齒根彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，而齒輪的最小齒數又不能少于17，故取由齒面接觸疲勞強度計算的模數m=2.228并就近圓整為標準值2.25mm4）幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑b.計算中心距 c.計算齒輪寬度 ,經圓整：38mmmm; mm5）驗算8.設計計算第二對齒輪軸的轉速 輸入軸的功率為 = (1)初選齒輪類型、精

26、度等級、材料及齒數a.按上圖所示的傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。b.此擠壓機為一般工作機器，傳動速度不高，故選用7級精度。c.材料選擇，由表10-1選材料：大小齒輪的材料均為20Cr,并且經調質及表面淬火，齒面硬度為58-62HRCd.選擇大小齒輪的齒數，第一個齒輪的齒數Z3=17;第二對齒輪的齒數Z4=83=83/17=4.882e.熱處理：表面淬火齒輪變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數不變。(2)按齒面接觸強度設計計算：由設計計算式(10-9a)進行試算，即a.確定公式中的各計算值1)試選載荷系數=1.62)計算小齒輪傳遞的轉矩=9550000/=342046N.mm3)由表10-7選

27、擇齒寬系數=14)由表10-6查得材料的彈性影響系數=由表10-21e按齒面強度查得大、小齒輪的接觸強度極限=1200MPa5)由式10-13計算應力循環次數6) 由表10-19查得接觸疲勞壽命分別為 =1.06 =0.997) 計算接觸疲勞許用應力取失效率為1%,安全系數=1由式10-12得=1272=1356b.計算1)試算小齒輪分度圓直徑,帶入中較小的值=2.32=56.812)計算圓周速度m/s3) 計算齒寬b ： b=56.81mm4)計算齒寬和齒高之比b/h:模數 =56.81/17=3.342mm齒高 h=2.25=2.253.342=7.5195mmb/h=7.555mm5)計

28、算載荷系數根據v，7級精度等級，由圖10-8查得動載系數=1.005直齒輪，假設,由表10-3查得由表10-2查得使用系數=1.5由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時式子算得由b/h=7.555mm，查表10-13得=1.31；故載荷系數6)故按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得64.55mm7)計算模數m(3)按齒根彎曲強度設計由式10-5的彎曲強度的設計公式為a.確定公式內的各計算數值1）由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限= ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限= ；2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數=0.95, =0.983)計算彎曲疲勞需用應力取

29、彎曲疲勞安全系數S=1.2，由式（10-12）得=475=4904）計算載荷系數K5）查取齒形系數由表10-5查得 =2.97 =2.2256）查取應力校核系數由表10-5查得 = 1.52 =1.7757）計算大、小齒輪的并加以比較0.0095040.00805995故小齒輪的數值大。b.設計計算對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決與由齒根彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，而且齒輪的最小齒數又不能少于17，可取由齒根彎曲強度計算的模數m=3.6512，并就近圓整為標準值3.75mm，并按

30、齒面接觸疲勞強度所算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數大齒輪齒數為83，不變。這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4)幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑mmb.計算中心距c.計算齒輪寬度mmmm mm經圓整 mm mm5)驗算252.49mm9.設計計算減速箱外第三對齒輪其中大齒輪為工作齒輪軸的轉速為 輸入軸的功率為 = (1)初選齒輪類型、精度等級、材料及齒數a.按上圖所示的傳動方案，選取直齒圓柱齒輪傳動。b.此擠壓機為一般工作機器，傳動速度不高，故選用7級精度。c.材料選擇，由表10-1選材料大小齒輪的材料均為20Cr,并且經調質及表面淬

31、火，齒面硬度為58-62HRCd.選擇大小齒輪的齒數，第一個齒輪的齒數Z3=17,第二對齒輪的齒數Z4=68,=68/17=4e.熱處理：表面淬火齒輪變形不大，故精度等級、大小齒輪的齒數不變。(2)按齒面接觸強度設計計算：由設計計算式(10-9a)進行試算，即a.確定公式中的各計算值1)試選載荷系數=1.62)計算小齒輪傳遞的轉矩3)由表10-7選擇齒寬系數=14)由表10-6查得材料的彈性影響系數=由表10-21e按齒面強度查得大、小齒輪的接觸強度極限=1200MPa5)由式10-13計算應力循環次數6) 由表10-19查得接觸疲勞壽命分別為 =1.13 =1.37) 計算接觸疲勞許用應力取

32、失效率為1%,安全系數=1由式10-12得=1356 MPa=1560 MPab.計算1)試算小齒輪分度圓直徑,帶入中較小的值=2.32=93.11442)計算圓周速度3) 計算齒寬bmm4)計算齒寬和齒高之比b/h:模數 齒高 h=2.25=2.255.477=12.32325mmb/h=7.55599375mm5)計算載荷系數根據v，7級精度等級，由圖10-8查得動載系數=1.005直齒輪，假設,由表10-3查得由表10-2查得使用系數=1.5由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時式子算得由b/h=7.55599575mm，=1.4210663查表10-13得=1.31；故載

33、荷系數6)故按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得7)計算模數mmm(3)按齒根彎曲強度設計由式10-5的彎曲強度的設計公式為a.確定公式內的各計算數值1)由圖10-20d查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限= ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限= ；2)由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數 , 3)計算彎曲疲勞需用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.2，由式（10-12）得=577.5 MPa=612.5 MPa4)計算載荷系數=2.1636155)查取齒形系數由表10-5查得 =2.97 =2.2356)查取應力校核系數由表10-5可查得 = 1.52 =1.7457)計算大、小齒輪的并加以比較

34、0.007817140.006367469故小齒輪的數值大，b.設計計算對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲強度計算的模數，由于齒輪模數的大小主要取決與由齒根彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，而且齒輪的最小齒數又不能少于17，可取由齒根彎曲強度計算的模數m=5.78，并就近圓整為標準值6mm，并按齒面接觸疲勞強度所算得的分度圓直徑，算出小齒輪的齒數mm大齒輪齒數為。這樣設計出來的齒輪傳動，即滿足接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。(4)幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑2）計算中心距3）計算齒輪寬度mmmm

35、; mm(5)驗算4951332mm輸入工作軸的功率kw 10.運動和動力參數表3-2運動和動力參數3.3 2r/min 、0.5r/min時的計算參數及比較表3-3 參數比較n=2r/minn=1r/minn=0.5r/min電動機型號Y132N-8Y90S-6YB2M-8總轉動比35510001420皮帶類型普通V帶A型V帶Z型V帶A型小帶輪基準直徑14071140大帶輪基準直徑500500500帶輪中心距399.7-400帶輪預緊力(N)172.233147172.233齒輪1m=2.25,z=22,=49.5m=2.25,z=17,=38.25m=2.25,z=22,=49.5齒輪2m

36、=2.25,z=220,=495m=2.25,z=111,=249.75m=2.25,z=220,=495齒輪3m=5.5,z=17,=93.5m=3.75,z=17, =63.75m=5.5,z=17, =93.5齒輪4m=5.5,z=170,=935m=3.75,z=83,=311.25m=5.5,z=85,=467.5齒輪5m=6, z=18, =108m=7,z=18, =126齒輪6m=6, z=72, =43m=7,z=72, =5043.4 各軸直徑初算及聯軸器的選擇1 計算各軸基準直徑由公式 其中 P-所傳遞的功率，kwn-軸的轉速（r/min）c-軸的許用應力所確定的系數，與

37、材料有關，取97故軸直徑 mm軸直徑 mm軸直徑 mm工作軸直徑 mm2.以軸為例設計：(1)按扭矩初算軸徑選用材料40Cr，調質處理，硬度24-286HBS，需用彎曲應力=70，查表c值的取值范圍為：c=97102,取97 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=31.974×（1+5%）=33.6mm則d最小值取: d=35mm，由軸承初選(2)軸上零件的定位、固定和裝配由于采用齒輪軸做為傳動部件，只需按要求將齒輪軸加工出來，軸兩段軸承有軸肩定位。大皮帶輪通過平鍵與軸連接并有軸肩定位。(3)確定軸各段直徑和長度段：裝配軸承：根據GB/T296-1994,選擇深溝球軸承6207，它的B=

38、17mm，加上密封裝置的位置和齒輪距齒內壁大于8mm，取；。段：與第二個齒輪所在段，根據齒輪寬度， 段：為軸肩。起到定位作用。 ； 段：為齒輪所在段。根據齒輪齒寬，所傳遞的轉矩T， ；段：為軸承所在段,尺寸與段相同（4）軸的強度校核1)作用在齒輪上力的大小和方向已知：；求圓周力 ;:嚙合角 ；:嚙合角 求徑向力：； 2)求軸上的支反力 根據軸承支反作用力和作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立模型，由于選用深溝球軸承，則Fa=03）作出軸的計算簡圖,及彎矩圖和扭矩圖： 圖3-2從軸的彎矩扭矩圖扭矩圖可知第三個齒輪中點處處為危險截面，算出此處的合彎矩為360716N.mm，T為360717N

39、.mm，為0.6mm。故軸的計算功率為：3電動機與帶傳動采用彈性柱銷聯軸器，其優點為加工制造容易，裝拆方便，成本低，且能緩沖減震。帶傳動與減速器傳動采用彈性柱銷聯軸器，因為轉速相對較高，轉矩小。4. 軸系部件包括：傳動件和軸承組合， 減速器箱外傳動件為帶輪；箱內傳動件為圓柱齒輪。(1)傳動件：減速器箱外傳動件為帶輪；箱內傳動件為圓柱齒輪。(2)軸承組合：軸承組合包括軸承、軸承蓋、密封裝置以及調整墊片等。1)軸承：由于滾動軸承摩擦因數比普通滾動軸承小、運動精 度高，在軸承尺寸相同時，滾動軸承寬度比滑動軸承小，可使減速器軸向結構緊湊，潤滑。維護簡便，且滾動軸承是標準件，所以采用滾動軸承。2)軸承蓋

40、：軸承蓋用來固定軸承、承受軸向力，以及調整軸承間隙。選用凸緣式，調整軸承間隙方便。3)密封裝置：密封圈5. 箱體、附件及潤滑方式減速器箱體是用支撐和固定軸系零件，保證傳動件的嚙合精度。良好潤滑及密封的重要零件。選用鑄鐵 HT200、剖分式附件：視孔及視孔蓋、通氣器、游標、放油螺塞、游標、定位銷、油杯等潤滑：齒輪浸油潤滑；滾動軸承用脂潤滑。第4章 送料裝置、擠壓模具、及自動切斷的設計計算4.1送料裝置設計 送料裝置的設計要求根據整體方案設計的要求，送料裝置的動力是通過在大齒輪外側階梯上固定的凸輪經過凸輪導桿機構引出。另外送料的頻率是1次每分，每次送料應該是在擠壓模具出現大間歇的時候完成。由于所設

41、計的接插機要求能夠生產長度為10mm-25mm的接插件，故送料裝置的送料長度要求是可調的，從而實現在同一臺機器上生產出所有符合長度要求的接插件。即要求送料裝置最短為每秒每次送料長度為10mm，而最長為每秒次送料的長度為25mm。故綜合考慮，采用如圖所示的凸輪導桿機構導桿及楔形夾緊頭送料裝置較為合理。圖4-1 凸輪-導桿機構凸輪通過在大齒輪的外側開一個階梯，然后將其套在該階梯軸上加以固定。然后通過導桿機構實現動力的換向，使得凸輪導桿機構的導桿的上下方向的運動轉化為夾緊頭的左右運動，實現送料方向與擠壓、切斷的相協調。當凸輪處于起始位置時，夾緊頭位于起始位置，當凸輪導桿機構進入推成后，凸輪將導桿推起

42、，從而使導桿圍繞支點旋轉，進而帶動楔形夾緊頭夾緊條料向前運動，當實現了送料的長度后，夾緊頭接觸當固定在導軌上的檔塊，從而阻止了夾緊頭繼續向前送料，此時導桿只能拉動楔形夾緊頭的滑塊壓縮夾緊頭的彈簧向前運動。當凸輪導桿機構進入回程后，導桿帶動滑塊回到起始位置。在該機構中，可以通過改變凸輪的推程h來設計導桿圍繞支點旋轉的角度，從而改變夾緊頭往復運動的距離。另外可以通過改變導桿AC,AB,CD,的長度來設計夾緊頭往復運動的距離。所以這種裝置可以實現各種規格接插件送料的要求。需要注意是在夾緊塊上安上一個套筒，且套筒的面積大于杠桿的截面積，利于杠桿的上下和左右的移動，在這里套筒用20x20規格的。4.1.

43、2 送料裝置的設計方案選擇 方案一采用如圖所示的凸輪導桿機構及楔形夾緊頭送料裝置。其中各部分的尺寸設計如圖4-2所示：圖4-2 桿長設計設計凸輪的推程為7.76mm，則導桿右側圍繞著支點逆時針旋轉15度，則導桿左側圍繞著支點順時針旋轉15 度，如圖4-3。圖 4-3滑塊移動距離經計算夾緊頭運動距離為L為53.9mm，可以實現最短10mm，最長為25mm的送料需求。方案二 采用如圖4-4所示尺寸的凸輪導桿及楔形夾緊塊送料機構。同樣是靠凸輪推動導桿圍繞支點旋轉實現夾緊塊送料。設計凸輪的推程為15 mm，則導桿右側圍繞著支點逆時針旋轉7.5°，則導桿左側圍繞著支點順時針旋轉7.5°

44、;。圖4-4 凸輪-導桿機構則經過計算夾緊頭向前運動的最大距離L為31.9 mm可以實現最短10mm，最長為25mm的送料需求。圖4-5夾緊頭移動距離方案三設計凸輪的推程為7.76mm，則導桿右側圍繞著支點逆時針旋轉7.5°，則導桿左側圍繞著支點順時針旋轉7.5°。圖4-6 凸輪-導桿機構則經過計算滑塊向前運動的距離L為33.1 mm，可以實現最短10mm，最長為25mm的送料需求。圖4-7 夾緊頭移動距離送料裝置設計方案的比較：所用方案都是采用凸輪導桿機構及楔形夾緊頭來實現送料的。但各個方案的導桿尺寸及凸輪形狀各不相同，如表4-1所示：表4-1 導桿尺寸與凸輪形狀方案導桿

45、AB的長度（mm）導桿AC的長度（mm）導桿CD的長度（mm）導桿旋轉的角度夾緊頭進給長度（mm）方案一656520015º53.9方案二40602407.5º31.9方案三50502507.5º33.1三種方案均能夠實現再短15，最長25的送料要求。其中方案一，由于支點外側導桿AC的長度為65mm，使得夾緊頭與進料口之間的距離較長，故在夾緊頭向前送料的時候，夾緊塊與進料口之間的條料較長，易發生彎曲變形，從而影響到送料的精度。另外由于導桿AC較長，故在支點A處受到的彎矩較大，使得該方案的力學性能較差。此外，也加大了整個設備的外形尺寸，結構不夠緊湊，所以設備的運動特

46、性不好，不易采用。在此方案中要求凸輪的輪廓由較大的突變，故在運轉過程中，凸輪導桿機構將會受到較大的沖擊，整個裝置的動力特性較差，不易采用。其中方案二，此時需要導桿圍繞支點A旋轉7.5º，則此時凸輪的推程為h=30×sin7.5º=3.9 mm。而此時推桿對導桿AB的壓力角=7.5º，即導桿會不會受到推桿較大的作用力，減少了摩擦。但在支點A處因為AB,AC的長度設計的不相等，會受到較大的剪切力。同時因為AB<AC這就需要很大的力來達到預期的送料長度。方案三則彌補了前兩個方案的缺點，不但在滿足產品的質量的前提下保證了裝置的緊湊，而且設備具有良好的額力學

47、與動力性能，同時因為AB,AC的長度取得相同，保證了杠桿運動的故方案三為平穩性，用較小的里就可以達到要求的送料長度，所以第三個方案為最佳方案。 凸輪的設計1.凸輪機構類型的選擇由于送料機構的作用力不大，速度也較低，故選用偏置直動尖頂推桿盤形凸輪機構。這種推桿的構造最簡單，但由于是點或線接觸卻最易磨損。2.推桿運動規律的選擇為了使送料裝置有良好的動力特性，故設計推桿的推程運動規律為正弦加速度運動規律。由于凸輪作為動力的引出，時通過在大齒輪的外側開一個階梯，并將凸輪套在階梯軸外側，用銷釘加以固定。凸輪受沖擊易磨損，載荷情況為中載，45鋼調質，220HBS260HBS。 根據整體方案設計的要求，每次

48、送料應該是在擠壓模具出現的大間歇的時間完成。則凸輪的推程運動角=20°，推程h=7.8mm。當凸輪完成送料后，即推桿完成推程后，推桿進入遠休階段。為了使夾緊頭能夠穩定送料，設計遠休止角為5º。然后推桿進入回程階段。由于回程階段與擠壓，切斷無關，所以為了減小凸輪導桿機構的運動沖擊，設計回程運動角為180°，由與遠休止輪廓和近休止輪廓的相切圓連接。則設計出凸輪的形狀如圖4-8所示：圖4-8 凸輪形狀4.1.4 夾緊頭的設計為了配合凸輪導桿實現送料，并且實現送料長度的可調性，設計如圖4-9所示的楔形夾緊頭:圖4-9 楔形夾緊頭夾緊頭由殼體，端蓋，及楔形塊組成。當導桿向前

49、運動時帶動滑塊5在軌道內向前運動，設計彈簧6具有較大的彈性系數，則當彈簧發生較小的變形量后就滑塊5帶動楔形塊2向前運動。當楔形塊2擠壓到楔形塊1時，兩個相互獨立的楔形塊1同時相互靠攏，從而實現夾緊條料并隨著整個楔形頭向前運動，實現送料。當楔形塊進給到檔塊時，實現所需的送料長度，但這時導桿機構繼續帶動滑塊5向前運動。由于檔塊的阻擋作用，夾緊頭不能繼續向前運動，滑塊5只能壓縮彈簧6，當凸輪導桿進入回程后，滑塊向后運動，當接觸到楔形塊2時，帶動楔形塊2向后運動，這時楔形塊1不受楔形塊2的楔緊作用而自然分開，不能夠夾緊條料，并隨著殼體向后運動。從而實現了送料裝置的循環運動。4.1.5送料機構的結構分析

50、1.機構的組成：機構有4個活動構件組成，分別是凸輪、頂桿、壓桿、滑塊。由1個轉動副，2個移動副，1個高副組成。送料機構由凸輪機構和壓桿機構組成。其中凸輪和大齒輪連在一起為整個機構提供動力為原動件；其余的頂桿、壓桿為從動件2.機構運動簡圖由送料機構的工作過程可知，其原動件為凸輪，執行構件是固定在頂桿2上的壓桿，循著運動路線可以看出，此機構是有凸輪、頂桿、和壓桿組成的，凸輪上有一轉動副，壓桿中間有一轉動副，頂桿和導套之間與壓桿和套筒之間各形成一個移動副，并且凸輪與頂桿接觸的地方有一高副，其運動簡圖如圖4-10所示（其中凸輪為原動件）：圖4-104.2擠壓模具的設計4.2.1零件擠壓工藝分析1.零件

51、工藝方案：擠壓成形工藝方案如圖4-11所示（a） 原材料 （b）擠壓成形 （c）切斷 （d）去毛刺圖14-11 擠壓成形工藝方案2.擠壓成形工藝參數的確定（1）擠壓力的計算P = z ·n ··F = 1.2 ×6 ×19.6 ×(2.5 ×2.5)= 882N = 0.88kN式中：Z 模具形狀影響系數n 擠壓形狀及變形程度修正系數 材料極限強度 , MPaF 擠壓凸模工作部分的橫斷面積 , mm（2）成形部位材料的延伸率（3） 反擠壓變形程度計算黃銅 (紫銅) 的擠壓許用變形程度為 75 %90 %, 故遠低于許用值。4

52、.2.2模具的結構的確定模具機構依據零件加工實際需求，其冷擠壓成形模具有內凸輪、外凸輪、凸模和凹模組成如圖4-12。工作時，大齒輪和凸輪一起做圓周運動，內凸輪的兩隊土臺擠壓外凸輪，推動外凸輪和凸模在固定不動的中心軸（凹模）中做周期性徑向運動，實現對接插件零件的擠壓成形。大齒輪和內凸輪每旋轉一周，兩對凸模都要做4次成形對擠。 圖4-12模具的裝配的結構4.2.3模具結構尺寸的計算1.為了保證凸模的強度，凸模工作部分的連接處單邊各大0.5mm的值所以凸模B=3.5mm。由于本凸模的結構較小，選擇凸模的固定板與凸模一體加工，查冷擠壓模具設計手冊初選固定板的尺寸60x20x5mm。為了便于模具的安裝凸

53、模的導向部分既是與凹模的配合的部分取L1=10xB=35mm。查模具設計手冊凸模固定邊沿部分取H1=5mm。查機械設計手冊凸模與外凸輪通過螺釘配合，且取螺釘為M5的螺釘，凸模上的過孔取6的孔，孔間距取L2=25mm。 圖4-13 凸模的結構尺寸2.凹模的結構尺寸 圖4-14 凹模的結構尺寸內凸輪的結構尺寸 由方案設計可知齒輪的節圓直徑為432mm，為了保證模具的結構緊湊和小巧，由擠壓件的屈服極限較小可以直接的選取較小的模具的內凸輪的尺寸，外凸輪的外輪廓尺寸取0.6xD6=432x0.6=259.2mm,取外輪廓的尺寸為260mm。其內凸輪的內輪廓的尺寸取120。按照方案的設計模具的工作角度取5

54、5°，尺寸如圖4-15。圖4-15 模具工作角度圖外凸輪的結構尺寸由凸模的寬度可知外凸輪的寬度取20mm，孔間距取L2=25mm，如圖4-16圖4-16 外凸輪的結構尺寸4.2.6送料、擠壓及切斷過程的協調設計為了確保擠壓成形機的送料機構、擠壓成形與切斷機構之間工作的有機協調，避免送料與擠壓成形、成形與切斷、切斷與送料之間干涉，在整個系統的設計中，關鍵是如何分配與送料機構、切斷機構的工作行程之間的分配關系。如圖4-17所示：4-17 內凸輪角度分配圖中，A-C、B-D分別代表兩對外凸輪的工作位置，m、n分別表示內凸輪的兩凸臺，內凸臺沿逆時針方向轉動。當凸臺m轉到1處，凸臺n在4處擠壓外凸輪B-D，從而推動凸模完成一次B-D方向的成形擠壓；當凸臺m轉到2處，凸臺n在5處時，凸臺m在2處擠壓外凸輪A-C，從而推動凸模完成一次A-C向的成形擠壓；當凸臺m轉到3處，凸臺n在6處時，凸臺m和n都推出擠壓狀態，處于空擋狀態；此時，A-C、B-D向的凸模都處在松開擠壓階段，直到凸臺m轉到4處為止。這段時間稱為間歇時間，