接插件挤压成型机切断机构的结构分析

1、安阳工学院毕 业 论 文（设 计）题 目 接插件挤压成型机切断机构的结构分析姓 名郭弯弯学号200901090041 指导教师段丽霞日 期2011年3月11日前言近年来，随着计算机、通讯信息产业的迅猛发展，国内外市场对插接件的需求猛增。我国作为世界制造中心对接插件的需求更是成倍增加，其中大多接插件的生产由中小企业完成。针对中小企业的实际情况，采用冷挤压成形制造技术，研制开发自动化程度高的接插件挤压加工设备，视线送料、成形、切断的连续自动完成，大大提高了生产效率和材料的利用率，降低了制造成本，确保接插件零件的质量稳定可靠。其中切断机构的设计关系到接插件的质量和精确度，以及在保证质量的前提下保证材

2、料的最高利用率。有助于降低企业的生产成本，保证产品在国内的市场上甚至世界市场上由较强的竞争力，更重要的是保证资源的有效利用。由于我们的水平有限，加之经验不足，文中缺点、错误在所难免，恳请各位老师批评指正。内 容 摘 要切断机构的设计关系到接插件的质量和精确度，以及在保证质量的前提下保证材料的最高利用率。有助于降低企业的生产成本，保证产品在国内的市场上甚至世界市场上由较强的竞争力，更重要的是保证资源的有效利用。本文为接插机挤压成型机设计的一个部分，在完成对切断机构的设计计算之后，着重对其进行结构分析，主要对切断机构的组成构件进行了分类，并根据设计计算的结果画出其结构简图，然后又对其进行了自由度计

3、算，并对其进行高副低代。然后拆分杆组并确定杆组级别. 关键词：接插件 挤压成型 切断机构 结构分析Abstract.The design that cuts off organization among them relates to the quality and accuracy of connecting the plug-in, and promises the tallest utilization of material while promising the premise of quality.The production cost with contributes to lo

4、wering a business enterprise, promise product at locally on the market even the world is on the market from stronger competition ability, the effective exploitation of more important assurance resources.In order to connect to put machine to squeeze a part of modeling the machine design, this text af

5、ter completing to the design calculation that cuts off organization, emphasize as to it's carry on structure analysis, mainly to cut off organization of constituting and reaching the piece carried on a classification, and the result computing according to the design draw its structure sketch pla

6、n, then as to it's carried on a freedom degree calculation again, and as to it's carry on generation.Then dismantle the pole set in cent to combine assurance pole set Class.Keyword: Connect a plug-in Squeeze to model Cut off organization The structure of analytical目录前言I内容摘要IIAbstractIII第1章绪论

7、- 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方案选型设计- 5 -设计原则- 5 -功能分析- 5 -2.1.3 设计方案- 5 -2.1.4 方案比较- 7 -2.1.5 系统组成- 8 -2.1.6 技术关键- 8 -2.2 传动系统的设计计算- 8 -2.2.1 n=1r/min时的参数计算- 8 -2.2.2 2r/min 时的参数计算- 18 -2.2.3 各轴直径初算及联轴器的选择- 19 -第3章送料装置的设计计算- 20 -3.1 送料装置的设计要求- 20 -

8、3.2 送料装置的设计计算- 21 -3.3 送料装置设计方案的比较- 25 -3.4 凸轮的设计- 26 -凸轮机构类型的选择- 26 -推杆运动规律的选择- 27 -3.5 夹紧头的设计- 28 -3.6送料机构的结构分析- 29 -机构的组成- 29 -机构运动简图- 29 -计算机构自由度- 30 -第4章挤压模具的设计- 31 -4.1零件挤压工艺分析- 31 -零件工艺方案- 31 -挤压成形工艺参数的确定- 31 -4. 2模具的结构的确定- 32 -4.3模具工作尺寸的计算- 33 -凸模的工作尺寸的计算- 33 -4.4模具的结构尺寸- 34 -凸模的结构尺寸- 34 -凹模

9、的结构尺寸- 35 -内凸轮的结构尺寸- 35 -外凸轮的结构尺寸- 36 -4.5送料、挤压及切断过程的协调设计- 37 -第5章切断机构的设计与计算- 39 -5.1切断机构的原理设计- 39 -5.2 切断机构的选择- 39 -5.2.1 凸轮机构类型的选择- 39 -5.2.2 推杆运动规律的选择- 40 -5.3 切断机构的设计计算- 43 -凸轮压力角的选择- 43 -5.3.2 凸轮机构推程角的确定- 44 -5.3.3 凸轮基圆半径的确定- 45 -5.3.5 材料选择- 49 -5.3.6 凸轮强度的校核- 49 -5.4 压杆机构的设计- 50 -推杆尺寸的确定- 50 -

10、压板尺寸的确定- 51 -铜套尺寸的确定- 51 -弹簧的设计- 52 -刀体尺寸的设计- 54 -5.4.6 刀具的选择- 55 -5.5切断机构的结构分析- 55 -机构的组成- 55 -机构运动简图- 56 -计算机构自由度- 57 -高副低代- 58 -平面机构的组成原理- 59 -第5章总结- 62 -致谢- 63 -参考文献- 64 -附录- 65 -接插件挤压成形机切断机构的结构分析第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

11、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，这台挤压机具有现在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业，成为世界上采用挤压法制备复合材料的历史开

12、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

13、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、

14、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

15、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

16、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（T2Y），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

17、（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10mm25mm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：200240万件/年第2章 接插件挤压成形机整体机构设计2.1方案选型设计设计

18、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。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。 设计方案方案一：（1）选择鼠笼式异步电动机。（2）传动系统采用齿轮变速箱实现减速。（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”机构将动力引出，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。图2-1接插机方案一其原理方案图如上所示方案二：(1) 采用交流同步电

19、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。其原理方案如下图所示：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

20、方案三 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。采用皮带轮就可以满足其传动要求，且可实现远距离输送。（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，成本增加；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

21、出。根据以上分析比较，最终选择方案三为最佳方案。2.1.5 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。2.1.6 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。2.2 传动系统的设计计算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：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。2.2.1 n=1r/min时的参数计算（1）选择电动机：考虑接插件

22、挤压成形机无特殊要求，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。对于频繁起动、制动、换向，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) 传动装置的总效率：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)电动机转速的确定总传动分为四次降速，一级带减速，三级齿轮减速，故加一级减速器。电动机的转速高，尺寸和质量小，价格也

23、低，但传动装置一个的总传动比大，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。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54864r/min。符合这一范围的转速有：710、720、960r/min。根据容量和转速，由手册查出有三种适用的电动机型号：型号额定功率kw满载转速rmin堵转转矩满载转矩最大转矩额定转矩Y132S-639602.02.0Y132S-82.27102.02.0Y90S-60.759102.02.0电动机选取表1

24、(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和工作转速n,可得传动装置的总传动比为910。(5)总传动比的分配根据转动比分配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i=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P-传递的额定功率 -计算功率 2）选择带型：

25、根据小带轮转速n=910r/min和计算功率，选择普通V带Z型带。3）确定带轮的基准直径和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=71mm,查表得小带轮的外径等于75mm验算带的速度：根据式（8-13）来计算带的速度V，并应使。对于普通Z带速度不能过低，以免使离心力过大；不能过小以免使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,=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=7.0425）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定后，

26、根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度：查表取由公式基本满足要求。查表取长度系数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 最大中心距为367mm最小中心距为334mm6）验算主动轮上的包角（至少90°）故包角系数为0.827）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：安装新带所需要的预紧力应为上述预紧力的1.5倍，则大

27、带轮的转速为128r/min，V带传动的效率为0.95，故大带轮的传出功率为P1=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2-4接插机方案选型按上图所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动。此挤压机为一般工作机器，传动速度不高，故选用7级精度。材料选择，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5862HRC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转动比i=111/17=6.529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

28、确定公式中的各计算值由设计手册选取载荷系数；小齿轮传递的转矩；选择齿宽系数，材料的弹性影响系数=；接触强度极限1200MPa；应力循环次数N1=368640000，N2=56713800；接触疲劳寿命分别为，；接触疲劳许用应=，.计算a.试算小齿轮分度圆直径,带入中较小的值b.计算圆周速度c.计算齿宽d.计算齿宽和齿高之比b/h:模数齿高 b/h=7.557mme.计算载荷系数查得动载系数查得使用系数,查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时算得=1.415查得=1.32；故载荷系数f.故按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，算得g.计算模数m3）按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为确定公式

29、内的各计算数值由设计手册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；弯曲疲劳寿命系数,；弯曲疲劳需用应力，；故K=2.38788查得齿形系数=2.97，=2.17；查得应力校核系数=1.52 ，=1.80大、小齿轮的0.01，0.0081357故小齿轮的数值大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2.25mm4）几何尺寸计算计算分度圆直径

30、计算中心距 计算齿轮宽度5）验算设计计算第二对齿轮轴II的转速输入II轴的功率为 = 用同第一对齿轮的运算方法算得第二对齿轮的尺寸如下：模数；齿轮齿数;分度圆直径，;中心距;齿轮宽度,设计计算最后一组齿轮这对齿轮是位于减速器外，且大齿轮为工作齿轮轴的转速为 输入轴的功率为 = 用同第一对齿轮的算法输出来第三对齿轮的尺寸如下：齿轮齿数；模数;计算分度圆直径，；中心距；齿轮宽度，运动和动力参数输入工作轴的功率运动和动力参数2.2.2 2r/min 时的参数计算（1）选择电动机根据接插机的工作条件选择Y132M-8电动机，其额定功率为3Kw，满载转速710r/min，最大转矩2.0N·mm

31、，额定转矩2.0Kw（2）设计带传动:选用V带轮设计，其材料为铸钢（转速较高）传动比i=3.61，经计算小带轮基准直径：=140mm;大带轮基准直径=505.5mm，选用普通v带，根数为4，带轮中心距为494.36mm；经验算包角为138.127°，带轮预紧力为172.233N（3）齿轮设计：第一对齿轮的设计计算经过设计计算小齿轮齿数;大齿轮齿数;传动比。小齿轮分度圆直径D1=49.5;大齿轮分度圆直径D2=495;模数m=2.25第二对齿轮设计计算经过设计计算小齿轮齿数Z3=17;大齿轮齿数z4=170;传动比i2=10；小齿轮分度圆直径D3=93.5mm;大齿轮分度圆直径D4=9

32、35mm;模数m=5.5与1r/min的方案的尺寸相比，尺寸较大，故选1r/min的设计计算的方案。2.2.3 各轴直径初算及联轴器的选择1 计算各种直径由公式其中P-所传递的功率，kwn-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故轴直径mm轴直径mm轴直径mm工作轴直径mm2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注销联轴器，因为转速相对较高，转矩小。第3章 送料装置的设计计算3.1 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

33、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55º的大间歇的时候完成。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3-1凸轮-导杆机构 凸轮是通过在在大齿轮的外侧再开一个阶梯，然后将其套在该阶梯上，并且加以固定。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

34、现送料方向与挤压，切断的向协调。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，从而时导杆围绕支点旋转，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

35、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。3.2 送料装置的设计计算方案一 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所示：图3-2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15º，则导杆左侧围绕着支点顺时针旋转15 º。图3-3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

36、，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3-4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3-5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7.5º，则导杆左侧围绕着支点顺时针旋转7.5º。图3-6凸轮-导杆机构则经过计算滑块向前运动的距离L为33.1 mm，可以实现最短10mm，最长为25mm的送料需求。图3-7夹紧头移动距离3.3 送料装置设计方案的比较所用方案都是采用凸轮导杆机构及楔形夹紧头来实现送

37、料的。但各个方案的导杆尺寸及凸轮形状各不相同，如下表所示：表4 导杆尺寸与凸轮形状方案导杆AB的长度（mm）导杆AC的长度（mm）导杆CD的长度（mm）导杆旋转的角度夹紧头进给长度（mm）方案一656520015º53.9方案二40602407.5º31.9方案三50502507.5º33.1三种方案均能够实现再短15，最长25的送料要求。其中方案一，由于支点外侧导杆AC的长度为65mm，使得夹紧头与进料口之间的距离较长，故在夹紧头向前送料的时候，夹紧块与进料口之间的条料较长，易发生弯曲变形，从而影响到送料的精度。另外由于导杆AC较长，故在支点A处受到的弯矩较大，

38、使得该方案的力学性能较差。此外，也加大了整个设备的外形尺寸，结构不够紧凑，所以设备的运动特性不好，不易采用。在此方案中要求凸轮的轮廓由较大的突变，故在运转过程中，凸轮导杆机构将会受到较大的冲击，整个装置的动力特性较差，不易采用。其中方案二，此时需要导杆围绕支点A旋转7.5º，则此时凸轮的推程为h=30×sin7.5º=3.9 mm。而此时推杆对导杆AB的压力角=7.5º，即导杆会不会受到推杆较大的作用力，减少了摩擦。但在支点A处因为AB,AC的长度设计的不相等，会受到较大的剪切力。同时因为AB<AC这就需要很大的力来达到预期的送料长度。方案三则弥补

39、了前两个方案的缺点，不但在满足产品的质量的前提下保证了装置的紧凑，而且设备具有良好的额力学与动力性能，同时因为AB,AC的长度取得相同，保证了杠杆运动的故方案三为平稳性，用较小的里就可以达到要求的送料长度，所以第三个方案为最佳方案。3.4 凸轮的设计凸轮机构类型的选择由于送料机构的作用力不大，速度也较低，故选用偏置直动尖顶推杆盘形凸轮机构。这种推杆的构造最简单，但由于是点或线接触却最易磨损。推杆运动规律的选择为了使送料装置有良好的动力特性，故设计推杆的推程运动规律为正弦加速度运动规律。由于凸轮作为动力的引出，时通过在大齿轮的外侧开一个阶梯，并将凸轮套在阶梯轴外侧，用销钉加以固定。凸轮受冲击易磨

40、损，载荷情况为中载，45钢调质，220HBS260HBS。 根据整体方案设计的要求，每次送料应该是在挤压模具出现的大间歇的时间完成。则凸轮的推程运动角=20°，推程h=7.8mm当凸轮完成送料后，即推杆完成推程后，推杆进入远休阶段。为了使夹紧头能够稳定送料，设计远休止角为5º。然后推杆进入回程阶段。由于回程阶段与挤压，切断无关，所以为了减小凸轮导杆机构的运动冲击，设计回程运动角为180º，由与远休止轮廓和近休止轮廓的相切圆连接。则设计出凸轮的形状如下图所示：图3-8凸轮形状3.5 夹紧头的设计为了配合凸轮导杆实现送料，并且实现送料长度的可调性，设计如下图所示的楔形

41、夹紧头:图3-9 楔形夹紧头夹紧头由壳体，端盖，及楔形块组成。当导杆向前运动时带动滑块5在轨道内向前运动，设计弹簧6具有较大的弹性系数，则当弹簧发生较小的变形量后就滑块5带动楔形块2向前运动。当楔形块2挤压到楔形块1时，两个相互独立的楔形块1同时相互靠拢，从而实现夹紧条料并随着整个楔形头向前运动，实现送料。当楔形块进给到档块时，实现所需的送料长度，但这时导杆机构继续带动滑块5向前运动。由于档块的阻挡作用，夹紧头不能继续向前运动，滑块5只能压缩弹簧6，当凸轮导杆进入回程后，滑块向后运动，当接触到楔形块2时，带动楔形块2向后运动，这时楔形块1不受楔形块2的楔紧作用而自然分开，不能够夹紧条料，并随着

42、壳体向后运动。从而实现了送料装置的循环运动.3.6送料机构的结构分析机构的组成机构有4个活动构件组成，分别是凸轮、顶杆、压杆、滑块。由1个转动副，2个移动副，1个高副组成。送料机构由凸轮机构和压杆机构组成。其中凸轮和大齿轮连在一起为整个机构提供动力为原动件；其余的顶杆、压杆为从动件机构运动简图由送料机构的工作过程可知，其原动件为凸轮，执行构件是固定在顶杆2上的压杆，循着运动路线可以看出，此机构是有凸轮、顶杆、和压杆组成的，凸轮上有一转动副，压杆中间有一转动副，顶杆和导套之间与压杆和套筒之间各形成一个移动副，并且凸轮与顶杆接触的地方有一高副，其运动简图如图所示（其中凸轮为原动件）：图3-10送料

43、机构结构简图计算机构自由度机构的自由度为F =3n -（2 + ） 在送料机构中有4个活动构件组成，分别是凸轮、顶杆，压杆、滑块。由3个转动副，2个移动副，1个高副。 F = 1 所以此机构能够达到预期的运动效果。第4章 挤压模具的设计4.1零件挤压工艺分析零件工艺方案挤压成形工艺方案如图1所示（a） 原材料 （b）挤压成形 （c）切断 （d）去毛刺图4-1 挤压成形工艺方案挤压成形工艺参数的确定（1）挤压力的计算P = z ·n ··F = 1.2 ×6 ×19.6 ×(2.5 ×2.5)= 882N = 0.88kN式中

44、：Z 模具形状影响系数n 挤压形状及变形程度修正系数材料极限强度 , MPaF 挤压凸模工作部分的横断面积 , mm（2）.成形部位材料的延伸率（3） 反挤压变形程度计算黄铜 (紫铜) 的挤压许用变形程度为 75 %90 %, 故远低于许用值。4.2模具的结构的确定模具机构依据零件加工实际需求，其冷挤压成形模具有内凸轮、外凸轮、凸模和凹模组成如图。工作时，大齿轮和凸轮一起做圆周运动，内凸轮的两队土台挤压外凸轮，推动外凸轮和凸模在固定不动的中心轴（凹模）中做周期性径向运动，实现对接插件零件的挤压成形。大齿轮和内凸轮每旋转一周，两对凸模都要做4次成形对挤。图4-2模具的装配的结构4.3模具工作尺寸

45、的计算凸模的工作尺寸的计算图4-3凸模的结构凸模的尺寸属于第二类的尺寸，所以凸模的工作尺寸：由冷挤压模具设计指导书表2-8查得，挤压模初始双边间隙为0.270mm，0.330mm。由表2-12查得：尺寸为2.5mm时，=0.020mm; 尺寸为2.5mm时, =0.020mm。由表2-13查得：X=0.75。根据第二类尺寸, =( +x) 又工件的公差=0.1，故挤压凸模的基本尺寸计算如下：D=45E=45 凹模的工作尺寸的计算图4-4凹模结构凹模的工作尺寸由凸模配作。4.4模具的结构尺寸凸模的结构尺寸为了保证凸模的强度，凸模工作部分的连接处单边各大0.5mm的值所以凸模B=3.5mm。由于本

46、凸模的结构较小，选择凸模的固定板与凸模一体加工，查冷挤压模具设计手册初选固定板的尺寸60x20x5mm。为了便于模具的安装凸模的导向部分既是与凹模的配合的部分取L1=10xB=35mm。查模具设计手册凸模固定边沿部分取H1=5mm。查机械设计手册凸模与外凸轮通过螺钉配合，且取螺钉为M5的螺钉，凸模上的过孔取6的孔，孔间距取L2=25mm。图4-5凸模的结构尺寸凹模的结构尺寸图4-6凹模的结构尺寸内凸轮的结构尺寸由方案设计可知齿轮的节圆直径为432mm，为了保证模具的结构紧凑和小巧，由挤压件的屈服极限较小可以直接的选取较小的模具的内凸轮的尺寸，外凸轮的外轮廓尺寸取0.6xD6=432x0.6=2

47、59.2mm,取外轮廓的尺寸为260mm。其内凸轮的内轮廓的尺寸取120。按照方案的设计模具的工作角度取55°。图4-7 模具工作角度图外凸轮的结构尺寸由凸模的宽度可知外凸轮的宽度取20mm，孔间距取L2=25mm图4-8 外凸轮的结构尺寸4.5送料、挤压及切断过程的协调设计为了确保挤压成形机的送料机构、挤压成形与切断机构之间工作的有机协调，避免送料与挤压成形、成形与切断、切断与送料之间干涉，在整个系统的设计中，关键是如何分配与送料机构、切断机构的工作行程之间的分配关系。如下图所示：图4-9内凸轮角度分配图中，A-C、B-D分别代表两对外凸轮的工作位置，m、n分别表示内凸轮的两凸台，

48、内凸台沿逆时针方向转动。当凸台m转到1处，凸台n在4处挤压外凸轮B-D，从而推动凸模完成一次B-D方向的成形挤压；当凸台m转到2处，凸台n在5处时，凸台m在2处挤压外凸轮A-C，从而推动凸模完成一次A-C向的成形挤压；当凸台m转到3处，凸台n在6处时，凸台m和n都推出挤压状态，处于空挡状态；此时，A-C、B-D向的凸模都处在松开挤压阶段，直到凸台m转到4处为止。这段时间称为间歇时间，其所对应的中心角为间歇时间角。这样，内凸轮每转一周，两凸台m和n就会推动两对凸模完成4次挤压，完成一个零件的端头倒角挤压成形。由于在模具机构设计中，已拟定内凸轮的凸台宽度所对应的中心角为15°，同时综合考

49、虑内凸轮和外凸轮在挤压成形时的进入和退出、挤压与送料和切断时间之间避免发生干涉，既要让挤压成形充分实现，又要给送料与切断留出最大的间歇时间，因此，在设计和试验中确定内凸轮的两凸台m、n之间的中心角为110°，最大间歇时间角为55°。依据以上的设计与分配原则，如果将送料机构的自动送料时间和切断机构完成切断的时间，都考虑在间歇时间内完成，并以此来考虑和设计送料机构和切断机构的工作行程分配，完全可以保证挤压成形与送料、切断之间各机构动作的相互衔接与协调，从而实现连续自动工作的要求。第5章 切断机构的设计与计算5.1切断机构的原理设计在设计中，大齿轮上固定一个凸轮，凸轮推动顶杆做上

50、下往复运动，顶杆推动由叉形接头连接在机架上的压板，压板再推动顶杆上下往复运动，顶连接刀体，刀体上固定刀头，刀体沿着机身的燕尾槽上下滑动。零件在送料和挤压成形过程中，刀头始终处在最低点，起到限位作用，只有在零件完成挤压成形需要切断时，凸轮才推动刀头向上提升，等待送料完成，然后完成切断。在刀头与刀体之间装有调节垫片，通过调节垫片的厚度来实现不同长度的零件微调。5.2 切断机构的选择凸轮机构是由凸轮、从动件和机架三个基本构件组成的高副机构，凸轮机构结构简单、紧凑、设计方便，可实现从动件任意预期运动。切断机构采用凸轮机构和压杆结构，实现工件自动切断，由同步送料装置和刀架的挡料板配合调节，保接插件产品零

51、件的长度。5.2.1凸轮机构类型的选择凸轮机构的类型很多，常按凸轮和推杆的形状及其运动形式的不同来分类。按凸轮形状分为：盘形凸轮、移动凸轮、圆柱凸轮和曲面凸轮。按维持高副接触分为：力封闭凸轮机构和几何封闭的凸轮机构。按推杆的形状分为：尖顶推杆、滚子推杆和平底推杆。根据推杆的运动形式的不同，有作往复直线运动的直动推杆和作往复摆动的摆动推杆。在直动推杆中，若其轴线通过凸轮的回转轴心，则称其为对心直动推杆，否则称为偏置直动推杆。由于切断机构的作用力不大，速度也较低，故选用偏置直动尖顶推杆盘形凸轮机构。这种推杆的构造最简单，但由于是点或线接触却最易磨损。5.2.2推杆运动规律的选择常用的从动件运动规律

52、有等速运动规律、等加速-等减速运动规律、余弦加速度运动规律以及正弦加速度运动规律等。它们的运动线图如图下图所示，运动方程见表5。(a)等速运动(b)等加速等减速运（c）余弦加速度运动规律(d)正弦加速度运动规律图5-1推杆常用运动规律图表5 推杆运动方程运动规律运动方程推程回程等速运动等加速-等减速运动余弦加速度运动（简谐运动）正弦加速度运动（摆线运动）从运动线图可以看出，等速运动从动件在开始和最大行程加速度有突变，理论上加速度可以达到无穷大，产生极大的惯性力，导致机构产生强烈的刚性冲击。虽然实质材料有弹性变形不可能达到无穷大，但仍然有强烈的冲击，所以等速运动只适用于低速轻载。从运动线图可以看

53、出，等加速-等减速运动在A、B、C三点加速度有有限突变，导致机构产生柔性冲击，适用于中速度轻载场合。从运动线图可以看出，余弦加速度运动规律时，在行程始末加速度有有限突变，仍存在柔性冲击，适用于中速、中载场合。从运动线图可以看出，正弦加速度运动规律时没有加速度突变，即不存在刚性冲击，又不存在柔性冲击，适用高速轻载场合。在选择从动件运动规律时，应根据机器工作时的运动要求拉定：对于有运动要求，如机床中控制刀架进刀的凸轮机构，要求进刀时作等速运动，则从动件应选择等速运动规律，至于行程始末的刚性冲击可通过拼接其它运动规律来消除。对于无运动要求，只需从动件有一定位移量的凸轮机构，如夹紧送料等凸轮机构，可考

54、虑加工方便，采用圆弧、直线等组成的凸轮机构。对于高速运动，应减少惯性力，改善动力性能，可采用正弦加速运动规律。由于该切断机构的工作过程只要求凸轮转过某一角度时，推杆完成一行程h，对推杆的运动规律无严格要求，而且该工作场合又为低速轻载，故推杆的运动规律选用等速运动。5.3 切断机构的设计计算凸轮压力角的选择若不计摩擦，凸轮作用在从动件上的力F沿着接触点处的法线方向。将F分解成沿从动件轴向和径向的两个分力，即：即是压力角，是凸轮机构从动件在接触点所受的力的方向与该点速度方向的夹角（锐角）。图5-2 凸轮机构的压力角由图19可以看出：F1是推动从动杆移动的有效分力，它随的增大而减小；F2是引起导路中

55、摩擦阻力的有害分力，它随的增大而增大。当增大到超过有效分力F1，此时凸轮无法推动从动件，机构发生自琐。所谓自锁即无论凸轮施加多大的力都无法使机构运动，这种现象必须避免。一般说来，凸轮廓线上不同点处的压力角是不同的，为保证凸轮机构能正常运转，应使其最大压力角于临界压力角。在生产实际中，为了提高机构的效率、改善其受力情况，通常规定凸轮机构的最大压力角应小于某一许用压力角，即<,而之值远小于临界压力角。根据实践经验，在推程时，许用的一般是：对直动推杆取=30°5.3.2 凸轮机构推程角的确定根据整体方案设计的要求，切断是在挤压模具出现55º的大间歇的前30º的时间里完成的。零件的加工是一分钟加工一个，也就是说凸轮的转速是1r/min故角速度：由于切断是在挤压模具出现55º的最大间歇的时间里完成的，故切断机构的凸轮的推程角、远程角、回程角共是57°。又由于推程角和回程角是相等的，故： ，.。5.3.3 凸轮基圆半径的确定设计中除了要有良好的受力特性，还希望机