接插件挤压成形传动系统设计说明书.docx

目 录
第1章 绪论 1
1.1 挤压成形技术的发展与现状 1
1.2 问题的提出 3
1.3 零件技术的要求 4
第2章 接插件挤压成形机整体机构设计 5
2.1设计原则 5
2.2功能分析 5
2.3 设计方案 5
2.4 方案比较 7
2.5 系统组成 7
2.6 技术关键 8
第3章 接插件挤压成形机传动系统设计 9
3.1 传动系统的设计要求 9
3.2 n=1r/min时的参数计算 9
3.3 2r/min 、0.5r/min时的计算参数及比较 30
3.4各轴直径初算及联轴器的选择 30
第4章 送料装置、挤压模具、及自动切断的设计计算 35
4.1送料装置设计 35
4.1.1 送料装置的设计要求 35
4.1.2 送料装置的设计方案选择 36
4.1.3 凸轮的设计 41
4.1.4 夹紧头的设计 42
4.1.5送料机构的结构分析 43
4.2挤压模具的设计 44
4.2.1零件挤压工艺分析 44
4.2.2模具的结构的确定 45
4.2.3模具结构尺寸的计算 46
4.2.4内凸轮的结构尺寸 47
4.2.5外凸轮的结构尺寸 48
4.2.6送料、挤压及切断过程的协调设计 49
4.3切断机构的设计 50
4.3.1切断机构的原理及方案 50
4.3.2 凸轮机构类型的选择 51
4.3.3 推杆运动规律的选择 51
4.3.4切断机构的设计计算 52
4.3.5切断机构的结构分析 57

接插件挤压成形机传动系统的设计与计算

第1章 绪论
1.1 挤压成形技术的发展与现状
挤压是对放在容器内的金属坯料施加外力，使之从特定的模孔中流出，获得所需端面形状和尺寸的一种塑性加工方法。约在1797年，英国人布拉曼（S.Braman）设计了世界上第一台用于铅挤压的机械式挤压机，并获得了专利。1820年英国人托马斯（B.Thomas）首先设计制造了液压式铅管挤压机，这台挤压机具有现代管材挤压机的基本组成部分（包括：挤压筒、可更换挤压模、装有垫片的挤压轴和通过螺纹连接在轴上的随动挤压针），从而使管材挤压得到了较快的发展。著名的Tresca屈服准则就是法国人Tresca在1864年通过铅管的挤压实验建立起来的。1870年，英国人Haines发明了铅管反向挤压法，即挤压筒的一端封闭，将挤压模固定在空心挤压轴上实现挤压。1879年法国的Borel、德国的Wesslau先后开发了铅包覆电缆生产工艺，成为世界上采用挤压法制备复合材料的历史开端。1893年，英国人J.Robertson发明了静液挤压法，但当时没有发现这种方法有何工业应用价值，直到20世纪50年代（1955）才开始得以实用化。1894年英国人G.A.Dick设计了第一台可挤压熔点和硬度较高的黄铜及其他铜合金的挤压机，其操作原理与现代的挤压机基本相同。1903年和1906年美国人G.W.Lee申请并公布了铝、黄铜的冷挤压专利。1910年出现了铝菜挤压机，1923年Duraaluminum最先报道了采用复合坯料成形包覆材料的方法。1927年出现了可移动挤压筒，并采用了电感应加热技术。1930年欧洲出现了钢的热挤压，但由于当时采用油脂、石墨等作润滑剂，其润滑性能差，存在挤压制品缺陷多、工模具寿命短等致命的弱点。钢的挤压真正得到较大发展并被用于工业生产，是在1942年发明了玻璃润滑剂之后。1941年美国人H.H.Stout报道了铜粉未直接挤压的实验结果。1965年，德国人R.Schnerder发表了等温挤压实验研究结果，英国的J.M.Sabroff等人申请并公布了半连续静液挤压专利。1971年英国人D,Green申请了Conform连续挤压专利以后，挤压生产的连续化受到极大重视，于20世纪80年代初实现了工业化应用。
挤压技术的前期发展过程是从软金属到硬金属，从手工到机械化、半连续化，进一步发展到连续化的过程。而从20世纪50年代后期至20世纪80年代初期，欧美、日本等先进国家对建筑、运输、电力、电子电器用铝合金挤压型材需要量的急剧增长，近20年来高速发展的工业技术对挤压制品断面形状复杂化、尺寸大范围化（向小型化与大型化两个方向发展）与高精度化、性能均匀化等的要求，以及厂家对高效率化生产和高剩余价值产品的追求，促进了挤压技术的迅猛发展，具体表现为：（1）小断面超精密型材与大型或超大型型材的挤压、等温挤压、水封挤压、冷却模挤压、高速挤压等正向挤压技术的发展与进步;(2)反向挤压、静液挤压技术应用范围的扩大；（3）以Conform为代表的连续挤压技术的实用化；（4）各种特殊挤压技术，如粉末挤压，以铝包钢线和低温超电导材料为代表的层状复合材料挤压技术的广泛应用；（5）半固态金属挤压、多坯料挤压等新方法的开发研究等。从应用范围看，从大尺寸金属铸锭的热挤压开坯至小型精密零件的冷挤压成形，从以粉末、颗粒料为原料的直接挤压成形到金属间化合物、超导材料等难加工材料的挤压加工，现代挤压技术得到了极为广泛的开发与应用。
根据挤压筒内金属的应力应变状态、挤压方向、润滑状态、挤压温度、挤压速度、工模具的种类或结构、坯料的形状或数目、制品的形状或数目等的不同，挤压的分类方法也不同。目前，工业上广泛应用的几种主要挤压方法，即正向挤压法、反向挤压法、侧向挤压法、玻璃润滑剂压法、静液挤压法、连续挤压法。
1.2 问题的提出
近年来，随着计算机、通信信息产业的迅猛发展，国内外市声场对接插件的需求猛增。
插接件零件（图1-1）一般为方形件，材料为黄铜（ZHMn58-2-2)或紫铜（T2—Y），具有优良的导电导热性，塑性很好，但切削加工
图1-1 接插件零件
性不十分理想。零件的长度规格一般为10mm-25mm，两端头均倒角（便于安装和使用），而原材料的长度为4m-5m。中小企业的传统加工工艺方法为铣削加工，按照零件长度规格要求，采用专用夹具，用成形铣刀加工接插件的两端头倒角，然后切断（一般为手工切断），再打磨去毛刺。该加工方法效率低，工人劳动强度大，原材料损耗较大，产品质量不稳定，难以实现大批量自动化生产需要。采用国外（日本）进口的自动化加工设备，效率高，产品质量稳定，但投资太大（每台售价3-4万美元），且投资成本回收周期长，效益低。针对这种情况，研发自动化程度较高的接插件加工设备，采用冷挤压技术制造加工接插件零件，实现送料、挤压成形、切断的连续自动完成，确保成品零件的设计质量，大大提高了生产效率，节约了原材料，提高了零件的端头硬度和强度。
1.3 零件技术的要求
零件材料：黄铜（ZHMn58-2-2）或紫铜（T2-Y）
硬度： HRC<35
零件规格：2.5mm×2.5mm（方形），长10mm～25mm
技术要求：成品长度符合设计要求；零件两端头的倒角深度
去毛刺，保证产品质量
生产能力：200～240万件/年

第2章 接插件挤压成形机整体机构设计
2.1设计原则
在满足设计与技术要求的同时，考虑机造成本与生产率等因素，最大限度地实现自动化，并在保证每个机构强度的情况下，尽量使整台设备小巧、精简。
2.2功能分析
接插机是采用冷挤压技术制造加工接插件，实现送料、挤压成形、切断的连续自动完成 。并保证送料、挤压成形、切断的相互协调配合，以免发生干涉。
2.3 设计方案
方案一：
（1） 选择鼠笼式异步电动机。
（2） 传动系统采用带传动、二级变速箱、齿轮减速实现减速。
（3） 由于加工零件小，挤压装置采用轴与模具一体化设计。
（4） 送料机构采用“凸轮—压杆”将动力引出，实现同步自动送料。
（5）采用“凸轮—压杆”结构，实现工件自动切断。
图2-1接插机方案一
方案二：
（1） 采用交流同步电动机。
（2） 传动系统采用皮带轮传动和齿轮传动相结合，实现二级减速。
（3） 挤压装置同方案一，仍采用轴与模具一体化设计。
（4） 送料机构采用一对锥齿轮将动力引出，通过合理设计锥齿轮的传动比，实现同步自动送料。
（5） 仍采用“凸轮-压杆”结构，实现工件自动切断。其原理方案如图2-2所示：

图2-2 接插机方案二
方案三：
（1） 选择鼠笼式异步电动机。
（2） 传动系统采用皮带轮传动和齿轮传相结合，实现二级减速。
（3） 挤压装置同方案一，仍采用轴与模具一体化设计。
（4） 送料机构采用“凸轮—压杆”结构将动力引出，实现同步自动送料。
（5） 采用“凸轮—压杆”结构，实现工件自动切断。
其原理方案图如下所示：

图2-3 接插机方案三
2.4 方案比较
（1）鼠笼式异步电动机结构简单、体积小、价廉、运行可靠、维护使用方便；而同步交流电动虽然具有恒速的优点，但结构复杂、价贵，调速较复杂，操作较麻烦。且接插机为小型机器设备，采用鼠笼式异步电动机可满足其功率要求，所以选择鼠笼式异步电动机。
（2）传动系统采用减速箱使整台机器结构复杂，且使设计、计算麻烦；增加了成本，不经济但可实现较大的传动比，可以满足本设计高传动比的要求。采用皮带轮就可以满足其传动要求，且可实现远距离输送，减少振动。
（3）送料机构采用一对锥齿轮将动力引出，则就需要设计变速箱，使整台机器结构复杂，计算麻烦，成本更高；而若采用“凸轮—压杆”将动力引出，则结构简单、紧凑，很容易实现同步自动送料，且成本较低，所以选择“凸轮—压杆”将动力引出。
根据以上分析比较，最终选择方案一为最佳方案。
2.5 系统组成
系统由传动（动力）系统、挤压成形模具、自动切断和自动送料四部分组成。
2.6 技术关键
该机的技术关键为，在大齿轮旋转一周，完成一个零件的加压成形加工时，必须保证送料、挤压成形（加工倒角）和切断工序等相互协调配合，不发生干涉。

第3章 接插件挤压成形机传动系统设计
3.1 传动系统的设计要求
接插件挤压机的传动系统要求采用二级减速，皮带传动和齿轮传动的组合。根据客户对年产量的要求，有三种生产效率可供选择：每分钟2个，每分钟1个和每分钟0.5个，即挤压机的执行机构挤压模的转速分别为：n=2r/min；n=1r/min；n=0.5r/min。
3.2 n=1r/min时的参数计算
1.选择电动机：
无特殊要求，一般选用Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步电动机为一般用途的全封闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机、搅拌机、农用机械等。对于频繁起动、制动、换向如起重机械，宜选用允许有较大震动和冲击、转动惯量小、过载能量大的YZ和YZA系列起重用三相异步电动机。同一系列的电动机有不同的防护及安装形式，可根据具体要求选用。
2.电动机容量的确定
(1) 传动装置的总功率：

(2) 电动机所需功率
挤压模的挤压力为：

V=0.015m/s

从结果可以看出所需工作功率很小，一般电动机功率都能完全满足需求。
3.电动机转速的确定：
按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动比范围为： 3～6，取带传动比为： 2～4，总的传动分四次降速，一级带减速，三级齿轮减速，三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即3000、1500、1000、750r/min.电动机的转速高，极对数少，尺寸和质量小，价格也低，但总传动比大，从容使传动装置的结构尺寸增大，成本提高；选用低转速的电动机则相反因此，应对电动机及传动装置做整体考虑，综合分析比较，以确定合理的电动机转速。一般，无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。
对于多级传动，为使各级传动机构设计合理，还要根据工作机的转速及各级传动副的合理传动比，推算电动机转速的可选范围，即电动机转速的范围为（27～84）Xn=14～1728r/min。符合这一范围的转速有：710、720、960r/min。根据容量和转速，由手册查出3种常用的电动机型号,表3-1所示。
4.确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格及实用性选择的电
表3-1电动机选取
型号
额定功率
满载转速r／min
堵转转矩／满载转矩
最大转矩／额定转矩
Y132S-6
3
960
2.0
2.0
Y132S-8
2.2
710
2.0
2.0
Y90S-6
0.75
910
2.0
2.0
动机型号为：YS-6；其额定功率P：0.75KW；满载转速；n：910r/min
根据电动机满载转速工作转速n,可得传动装置的总传动比为
合理分配各级传动比，是传动装置总体设计中的一个重要问题，它直接影响到传动专职的外廓尺寸、质量大小及润滑条件。
5.总传动比的分配
传动方案为一级带传动，加一个二级减速器再加一对齿轮传动。
一般原则：
(1）各级传动比都应在常用的合理范围内，以符和各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。
(2）使各级传动获得较小的外廓尺寸和较小质量。
(3）在两级或多级齿轮减速器中，使各级传动大齿轮的浸油深度大致相等，以便于实现统一的浸油润滑。
(4）应注意各级传动尺寸的协调，机构匀称合理，避免各零件发生干涉及安装不便。
根据这些原则为使带传动的结构尺寸与减速器的尺寸协调匀称，即两级齿轮室减速器，浸油深度大致相近，且低速级齿轮直径略大，传动比可按下式分配
=
---------高级传动比
-----------减速器传动比
故=6.5
6.设计带减速
(1)计算额定功率
计算功率是根据传递的功率p，并考虑到载荷性质和每天时间长短因素的影响而确定的。即

式中： -----工作情况系数，见表8-6，查表得1.3
------传递的额定功率，KW
-----计算功率，KW

(2)选择带型：
根据计算功率及小带轮n转速由表8-8选择带型（图中均以代替）。
n=910r/min；计算功率
故选择普通V带Z型带
(3)确定带轮的基准直径和
a.初选小带轮基准直径：, 根据Z带截型，参考表8-3及表8-7 选取>。为了提高v带的寿命，宜选取较大的直径
小带轮的基准直径, 查表得小带轮的外径等于75mm
b.验算带的速度：
根据式（8-13）来计算带的速度，

并应使。对于普通Z带速度不能过低，以免使离心力过大；dd1不能过小一面是所需的有效拉力过大，即所需带的根数z过多。
(4）计算从动轮的基准直径, = ,并按V带的基准直径系列加以适当圆整。从动轮直径圆取得dd2=500mm，尽量加大传动比。
从动轮的外径dd2查表得504mm
传动比
从动轮直径圆取得=500mm，尽量加大传动比
从动轮的外径查表得504mm
传动比i=7.042
（5）确定中心距和带的基准直径:
根据传动的结构需要初定中心距,取

即399.7-1142
=400mm取定后，根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度：

根据由参考文献【1】表8-2中选取和其相近的z带的基准直径。再根据来计算实际中心距，查表取Ld=1800mm。
由公式：

计算则a=394mm基本满足要求
查表取长度系数=1.18
考虑安装调整和补充预紧力（如带伸长而松弛后的张紧）的需要，计算中心距的变动范围 :最大中心距=367 ；最小中心距=334mm
（6）验算主动轮上的包角
（至少90°）
故包角系数为0.82
（7）确定带的根数Z
由公式

-------考虑包角不同是的影响系数，简称包角系数，
------------考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数，查表8-2
------单根v带的基本额定功率，查表8-5a；
------计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量
经计算Z取5根，根数不是太多，故为安全期间。
（8）确定带的预紧力：计算式为：

经计算=147N
安装新带所需要的预紧力应为上述预紧力的1.5倍
则大带轮的转速为910/500X71=128r/min
V带传动的效率为0.95
故大带轮的传出功率为P1=0.75*0.95=0.7125KW
7.设计二级减速器
设计计算第一对齿轮
（1）初选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
图3-1 传动方案
a.按上图所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。
b.此挤压机为一般工作机器，传动速度不高，故选用7级精度。
c. 材料选择，由参考文献【1】表10-1选材料
大小齿轮的材料均为20Cr,并且经调质及表面淬火，齿面硬度为58-62HRC
d.选择大小齿轮的齿数：第一个齿轮的齿数Z1=17，第二对齿轮的齿数Z2=111，传动比
e.热处理：表面淬火齿轮变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数不变。
（2）按齿面接触强度设计计算：
由设计计算式进行试算

a.确定公式中的各计算值
1)试选载荷系数=1.6
2)计算小齿轮传递的转矩
,
3)由表10-7选择齿宽系数=1
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数=
由表10-21e按齿面强度查得大、小齿轮的接触强度极限=1200MPa
5)由式10-13计算应力循环次数
==368640000
= 56713800
6) 由表10-19查得接触疲劳寿命分别为:
=0.955 =1.04
7) 计算接触疲劳许用应力
取失效率为1%,安全系数S=1由式10-12得
==1146
==1248
b. 计算
1)试算小齿轮分度圆直径,带入中较小的值
mm
2)计算圆周速度=0.217m/s
3) 计算齿宽b
b==32.39mm
4)计算齿宽和齿高之比b/h:
模数 =32.39/17=1.905mm
齿高 h=2.25=2.252.57=4.286mm
b/h=7.557mm
5)计算载荷系数
根据v，7级精度等级，由图10-8查得动载系数=1.005
直齿轮，假设,由表10-3查得
由表10-2查得使用系数=1.5
由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时式子算得
=1.12+0.18(1+0.6)+0.2332.39=1.415
由b/h=7.557mm，=1.415查表10-13得=1.32；故载荷系数
6)故按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得mm
7)计算模数m
mm
(3)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度的设计公式为

a.确定公式内的各计算数值
1）由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=600MPa；
2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.9, =0.96
3)计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由式（10-12）得

4）计算载荷系数K

5）查取齿形系数
由表10-5查得 =2.97 =2.17
6）查取应力校核系数
由表10-5可查得 = 1.52 =1.80
7）计算大、小齿轮的并加以比较
0.01
0.0081357
故小齿轮的数值大，
b.设计计算

对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于有齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与齿根弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，而齿轮的最小齿数又不能少于17，故取由齿面接触疲劳强度计算的模数m=2.228并就近圆整为标准值2.25mm
4）几何尺寸计算
a.计算分度圆直径

b.计算中心距

c.计算齿轮宽度
,经圆整：38mm
mm; mm
5）验算

8.设计计算第二对齿轮
轴Ⅱ的转速

输入Ⅱ轴的功率为 =
(1)初选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
a.按上图所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。
b.此挤压机为一般工作机器，传动速度不高，故选用7级精度。
c.材料选择，由表10-1选材料：
大小齿轮的材料均为20Cr,并且经调质及表面淬火，齿面硬度为58-62HRC
d.选择大小齿轮的齿数，
第一个齿轮的齿数Z3=17;第二对齿轮的齿数Z4=83
=83/17=4.882
e.热处理：表面淬火齿轮变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数不变。
(2)按齿面接触强度设计计算：
由设计计算式(10-9a)进行试算，即

a.确定公式中的各计算值
1)试选载荷系数=1.6
2)计算小齿轮传递的转矩
=9550000/=342046N.mm
3)由表10-7选择齿宽系数=1
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数=
由表10-21e按齿面强度查得大、小齿轮的接触强度极限=1200MPa
5)由式10-13计算应力循环次数

6) 由表10-19查得接触疲劳寿命分别为
=1.06 =0.99
7) 计算接触疲劳许用应力
取失效率为1%,安全系数=1由式10-12得
=1272
=1356
b.计算
1)试算小齿轮分度圆直径,带入中较小的值

=2.32=56.81
2)计算圆周速度m/s
3) 计算齿宽b ： b==56.81mm
4)计算齿宽和齿高之比b/h:
模数 =56.81/17=3.342mm
齿高 h=2.25=2.253.342=7.5195mm
b/h=7.555mm
5)计算载荷系数
根据v，7级精度等级，由图10-8查得动载系数=1.005
直齿轮，假设,由表10-3查得
由表10-2查得使用系数=1.5
由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时式子算得

由b/h=7.555mm，查表10-13得=1.31；故载荷系数
6)故按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得64.55mm
7)计算模数m

(3)按齿根弯曲强度设计
由式10-5的弯曲强度的设计公式为

a.确定公式内的各计算数值
1）由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限= ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限= ；
2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数=0.95, =0.98
3)计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由式（10-12）得
=475
=490
4）计算载荷系数K

5）查取齿形系数
由表10-5查得 =2.97 =2.225
6）查取应力校核系数
由表10-5查得 = 1.52 =1.775
7）计算大、小齿轮的并加以比较
0.009504
0.00805995
故小齿轮的数值大。
b.设计计算

对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与由齿根弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，而且齿轮的最小齿数又不能少于17，可取由齿根弯曲强度计算的模数m=3.6512，并就近圆整为标准值3.75mm，并按齿面接触疲劳强度所算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数

大齿轮齿数为83，不变。这样设计出来的齿轮传动，即满足接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
4)几何尺寸计算
a.计算分度圆直径

mm
b.计算中心距

c.计算齿轮宽度
mm
mm mm
经圆整 mm mm
5)验算

252.49mm
9.设计计算减速箱外第三对齿轮
其中大齿轮为工作齿轮
Ⅲ轴的转速为

输入Ⅲ轴的功率为 =
(1)初选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
a.按上图所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。
b.此挤压机为一般工作机器，传动速度不高，故选用7级精度。
c.材料选择，由表10-1选材料
大小齿轮的材料均为20Cr,并且经调质及表面淬火，齿面硬度为58-62HRC
d.选择大小齿轮的齿数，第一个齿轮的齿数Z3=17,第二对齿轮的齿数Z4=68,=68/17=4
e.热处理：表面淬火齿轮变形不大，故精度等级、大小齿轮的齿数不变。
(2)按齿面接触强度设计计算：
由设计计算式(10-9a)进行试算，即

a.确定公式中的各计算值
1)试选载荷系数=1.6
2)计算小齿轮传递的转矩

3)由表10-7选择齿宽系数=1
4)由表10-6查得材料的弹性影响系数=
由表10-21e按齿面强度查得大、小齿轮的接触强度极限=1200MPa
5)由式10-13计算应力循环次数

6) 由表10-19查得接触疲劳寿命分别为
=1.13 =1.3
7) 计算接触疲劳许用应力
取失效率为1%,安全系数=1由式10-12得
=1356 MPa
=1560 MPa
b.计算
1)试算小齿轮分度圆直径,带入中较小的值

=2.32=93.1144
2)计算圆周速度

3) 计算齿宽b
mm
4)计算齿宽和齿高之比b/h:
模数
齿高 h=2.25=2.255.477=12.32325mm
b/h=7.55599375mm
5)计算载荷系数
根据v，7级精度等级，由图10-8查得动载系数=1.005
直齿轮，假设,由表10-3查得
由表10-2查得使用系数=1.5
由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时式子算得

由b/h=7.55599575mm，=1.4210663查表10-13得=1.31；
故载荷系数
6)故按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得
7)计算模数m
mm
(3)按齿根弯曲强度设计
由式10-5的弯曲强度的设计公式为

a.确定公式内的各计算数值
1)由图10-20d查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限= ；
大齿轮的弯曲疲劳强度极限= ；
2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ,
3)计算弯曲疲劳需用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.2，由式（10-12）得
=577.5 MPa
=612.5 MPa
4)计算载荷系数
=2.163615
5)查取齿形系数
由表10-5查得 =2.97 =2.235
6)查取应力校核系数
由表10-5可查得 = 1.52 =1.745
7)计算大、小齿轮的并加以比较
0.00781714
0.006367469
故小齿轮的数值大，
b.设计计算

对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与由齿根弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，而且齿轮的最小齿数又不能少于17，可取由齿根弯曲强度计算的模数m=5.78，并就近圆整为标准值6mm，并按齿面接触疲劳强度所算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数
mm
大齿轮齿数为。这样设计出来的齿轮传动，即满足接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
(4)几何尺寸计算
1）计算分度圆直径

2）计算中心距

3）计算齿轮宽度
mm
mm; mm
(5)验算

4951332mm

输入工作轴的功率kw
10.运动和动力参数

表3-2运动和动力参数

3.3 2r/min 、0.5r/min时的计算参数及比较
表3-3 参数比较

n=2r/min
n=1r/min
n=0.5r/min
电动机型号
Y132N-8
Y90S-6
YB2M-8
总转动比
355
1000
1420
皮带类型
普通V带A型
V带Z型
V带A型
小带轮基准直径
140
71
140
大带轮基准直径
500
500
500
带轮中心距
464.6-554.36
399.7-400
464.3-554.36
带轮预紧力(N)
172.233
147
172.233
齿轮1
m=2.25,z=22,=49.5
m=2.25,z=17,=38.25
m=2.25,z=22,=49.5
齿轮2
m=2.25,z=220,=495
m=2.25,z=111,=249.75
m=2.25,z=220,=495
齿轮3
m=5.5,z=17,=93.5
m=3.75,z=17, =63.75
m=5.5,z=17, =93.5
齿轮4
m=5.5,z=170,=935
m=3.75,z=83,=311.25
m=5.5,z=85,=467.5
齿轮5

m=6, z=18, =108
m=7,z=18, =126
齿轮6

m=6, z=72, =43
m=7,z=72, =504
3.4 各轴直径初算及联轴器的选择
1． 计算各轴基准直径
由公式
其中 P-------所传递的功率，kw
n-------轴的转速（r/min）
c-------轴的许用应力所确定的系数，与材料有关，取97
故Ⅰ轴直径 mm
Ⅱ轴直径 mm
Ⅲ轴直径 mm
工作轴直径 mm
2.以Ⅱ轴为例设计：
(1)按扭矩初算轴径
选用材料40Cr，调质处理，硬度24-286HBS，需用弯曲应力=70，查表c值的取值范围为：c=97～102,取97
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=31.974×（1+5%）=33.6mm
则d最小值取: d=35mm，由轴承初选
(2)轴上零件的定位、固定和装配
由于采用齿轮轴做为传动部件，只需按要求将齿轮轴加工出来，轴两段轴承有轴肩定位。大皮带轮通过平键与轴连接并有轴肩定位。
(3)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：装配轴承：根据GB/T296-1994,选择深沟球轴承6207，它的B=17mm，加上密封装置的位置和齿轮距齿内壁大于8mm，取；。
Ⅱ段：与第二个齿轮所在段，根据齿轮宽度，
，
Ⅲ段：为轴肩。起到定位作用。
；
Ⅳ段：为齿轮所在段。根据齿轮齿宽，所传递的转矩T，
；
Ⅴ段：为轴承所在段,尺寸与Ⅰ段相同
（4）轴的强度校核
1)作用在齿轮上力的大小和方向
①已知：；；
②求圆周力
;;:啮合角

；；:啮合角
③求径向力：；
2)求轴上的支反力
根据轴承支反作用力和作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立模型，由于选用深沟球轴承，则Fa=0

3）作出轴的计算简图,及弯矩图和扭矩图： 图3-2
从轴的弯矩扭矩图扭矩图可知第三个齿轮中点处处为危险截面，算出此处的合弯矩为360716N.mm，T为360717N.mm，为0.6mm。
故轴的计算功率为：
3．电动机与带传动采用弹性柱销联轴器，其优点为加工制造容易，装拆方便，成本低，且能缓冲减震。带传动与减速器传动采用弹性柱销联轴器，因为转速相对较高，转矩小。
4. 轴系部件包括：传动件和轴承组合， 减速器箱外传动件为带轮；箱内传动件为圆柱齿轮。
(1)传动件：减速器箱外传动件为带轮；箱内传动件为圆柱齿轮。
(2)轴承组合：轴承组合包括轴承、轴承盖、密封装置以及调整垫片等。1)轴承：由于滚动轴承摩擦因数比普通滚动轴承小、运动精 度高，在轴承尺寸相同时，滚动轴承宽度比滑动轴承小，可使减速器轴向结构紧凑，润滑。维护简便，且滚动轴承是标准件，所以采用滚动轴承。2)轴承盖：轴承盖用来固定轴承、承受轴向力，以及调整轴承间隙。选用凸缘式，调整轴承间隙方便。3)密封装置：密封圈
5. 箱体、附件及润滑方式
减速器箱体是用支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度。良好润滑及密封的重要零件。选用铸铁 HT200、剖分式
附件：视孔及视孔盖、通气器、游标、放油螺塞、游标、定位销、油杯等
润滑：齿轮浸油润滑；滚动轴承用脂润滑。

第4章 送料装置、挤压模具、及自动切断的设计计算
4.1送料装置设计
4.1.1 送料装置的设计要求
根据整体方案设计的要求，送料装置的动力是通过在大齿轮外侧阶梯上固定的凸轮经过凸轮导杆机构引出。另外送料的频率是1次每分，每次送料应该是在挤压模具出现大间歇的时候完成。
由于所设计的接插机要求能够生产长度为10mm-25mm的接插件，故送料装置的送料长度要求是可调的，从而实现在同一台机器上生产出所有符合长度要求的接插件。即要求送料装置最短为每秒每次送料长度为10mm，而最长为每秒次送料的长度为25mm。
故综合考虑，采用如图所示的凸轮导杆机构导杆及楔形夹紧头送料装置较为合理。

图4-1 凸轮-导杆机构
凸轮通过在大齿轮的外侧开一个阶梯，然后将其套在该阶梯轴上加以固定。然后通过导杆机构实现动力的换向，使得凸轮导杆机构的导杆的上下方向的运动转化为夹紧头的左右运动，实现送料方向与挤压、切断的相协调。
当凸轮处于起始位置时，夹紧头位于起始位置，当凸轮导杆机构进入推成后，凸轮将导杆推起，从而使导杆围绕支点旋转，进而带动楔形夹紧头夹紧条料向前运动，当实现了送料的长度后，夹紧头接触当固定在导轨上的档块，从而阻止了夹紧头继续向前送料，此时导杆只能拉动楔形夹紧头的滑块压缩夹紧头的弹簧向前运动。当凸轮导杆机构进入回程后，导杆带动滑块回到起始位置。
在该机构中，可以通过改变凸轮的推程h来设计导杆围绕支点旋转的角度，从而改变夹紧头往复运动的距离。另外可以通过改变导杆AC,AB,CD,的长度来设计夹紧头往复运动的距离。所以这种装置可以实现各种规格接插件送料的要求。需要注意是在夹紧块上安上一个套筒，且套筒的面积大于杠杆的截面积，利于杠杆的上下和左右的移动，在这里套筒用20x20规格的。
4.1.2 送料装置的设计方案选择
方案一
采用如图所示的凸轮导杆机构及楔形夹紧头送料装置。
其中各部分的尺寸设计如图4-2所示：

图4-2 杆长设计
设计凸轮的推程为7.76mm，则导杆右侧围绕着支点逆时针旋转15度，则导杆左侧围绕着支点顺时针旋转15 度，如图4-3。

图 4-3滑块移动距离
经计算夹紧头运动距离为L为53.9mm，可以实现最短10mm，最长为25mm的送料需求。
方案二
采用如图4-4所示尺寸的凸轮导杆及楔形夹紧块送料机构。
同样是靠凸轮推动导杆围绕支点旋转实现夹紧块送料。设计凸轮的推程为15 mm，则导杆右侧围绕着支点逆时针旋转7.5°，则导杆左侧围绕着支点顺时针旋转7.5°。

图4-4 凸轮-导杆机构
则经过计算夹紧头向前运动的最大距离L为31.9 mm可以实现最短10mm，最长为25mm的送料需求。

图4-5夹紧头移动距离
方案三
设计凸轮的推程为7.76mm，则导杆右侧围绕着支点逆时针旋转7.5°，则导杆左侧围绕着支点顺时针旋转7.5°。