榫槽成形半自动切削机教程docx

  瓦西阿机械设计课程设计 计算说明书 设计题目 榫槽成形半自动切削机 交通科学与工程学 院 131313 班 设计者 瓦西阿夫 指导老师 高志慧 瓦西阿第  PAGE \* MERGEFORMAT 61 页 绪论 1—1设计题目 设计榫槽成型半自动切削机。切削机的组成框图如下图所示。 该机器为木工机械，其功能是将木质长方形块切削出榫槽，其执行系统工作过程如下图所示。先由构件2压紧工作台上的工件，接着端面铣刀3将工件的右端面切平，然后构件2松开工件，推杆4推动工件向左直线移动，通过固定的榫槽刀，在工件上的全长上开出榫槽。 1—2原始数据及设计的基本要求 原始数据见下表（单位：mm）： XYHLL2L3L4L5L6L7502201070307030201820推杆在推动工???切削榫槽过程中，要求工件作近似等速运动。共加工5台，室内工作，载荷有轻微冲击，原动机为三相交流电动机，有效期为10年，每年工作300天，每天工作16小时，每半年作一次保养，大修期为3年。其他设计参数如下1：工作载荷为3500N，端面载荷2200N，工作效率50件/分 1—3 设计任务 1). 设计机构系统总体运动方案，画出系统运动简图，完成系统运动方案论证报告。 2). 完成传动系统或执行系统的结构设计，画出传动系统或行系统的装配图。 3). 设计主要零件，完成2张零件工作图。 4). 完成设计说明书一份。 第一章 机构运动简图设计与选择 1—1 方案选择 a）设计的具体方案一 图1—1 方案一说明：电机直接连接减速器，减速器输出轴通过联轴器与执行机构相连。通过带轮传动实现工件的压紧，通过连杆机构实现端面切刀的上下运动，通过连杆机构实现推杆的左右运动。 优点：由于整个机构大部分为连杆机构，结构较为紧凑，工艺性好，能实现机构所要求的所有动作。通过连杆机构能轻松实现急回特性，能轻松实现推杆的快速返回，且传递的载荷允许值较大。 缺点：整个执行机构需要同时匹配三个运动，且三个运动之间有时间先后关系，行程匹配难度较大。推杆机构是切削的主要部件，要求切削过程中速度平稳，近似为匀速运动，而连杆机构工作不能保证速度的恒定。同时推杆作为主要工作部件没有过载保护。 b）第二种方案（改进后方案） 图1—2 方案二说明：电动机输出轴通过联轴器直接输入减速器，减速器输出轴通过联轴器与执行机构相连。通过带轮传动带动凸轮运动，实现工件的压紧要求，同时在弹簧的作用下复原；在压紧过程进行同时，端面切刀与压杆固连，当工件压紧的同时，端面切刀将木材端面加工，在弹簧力和凸轮的作用下复原；通过另一个带轮传动，将减速器输出轴的旋转运动转换为齿轮齿条的啮合运动，实现推杆的左右运动。以此来实现所有机构的动作。 优点：执行机构的工作原理和运动分析较为简单，通过将压紧装置的压杆垂直运动和端面切刀的垂直运动固连，减少了行程匹配的难度。通过带轮传动，工作较为平稳，能轻松实现过载保护。通过齿轮齿条的啮合运动，将旋转运动转换为推杆的左右运动，由于齿轮传动的平稳性，能够保证推杆的匀速要求。 缺点：由于采用两个带传动和一个半齿轮齿条传动，执行机构部件工艺性不如方案一，齿轮齿条的运动没有急回特性，不能够实现推杆的快速返回。采用带轮传动后，机构紧凑型不如方案一。 综合分析：方案一方案二都能实现机构的运动，从运动分析和工作原理来所，方案二更简单。在压紧装置中均采用凸轮机构。在实现端面切削运动时，方案二设计更为合理。在推杆的运动上面，方案二可以在一定程度上完成推杆的匀速要求，虽然没有急回特性，但是由于机构的生产效率较低，在正确匹配行程的基础上，急回特性可以不予考虑。同时，方案二带传动具有过载保护。为减少设计上的困难，所有带传动传动比均为1，且两带传动中心距相同。方案二在紧凑上不如方案一，但是方案一种也采用了带传动，两者紧凑性差别不大。考虑所有因素，最终选择方案二。 1—2 方案的运动分析 a）压紧和端面切削部分 图1—3 b）推杆运动部分 图1—4 c）运动分析 图1—5 凸轮每旋转一周，最大行程为25mm，当行程为5mm时，压杆将工件压紧，行程为10mm时，此时工件已经压紧，端面切刀接触端面，当行程为25mm时，完成端面的切削，压杆和切刀同时抬起。于此同时，当压杆向下时，推杆向左运动，此段为空程。当压杆抬起，工件不再压紧时，推杆推动工件向左运动，实现榫槽加工，加工完成后，推杆退回，推杆的总行程为200mm，推杆退回之后，压杆向下，如此循环。 d)行程匹配 图1—6 e)凸轮轮廓设计 平底从动件凸轮设计，采用解析法进行设计 图1—7 凸轮段采用三角函数关系进行设计，于是整个凸轮行程的解析表达式就能得出 由式3—22，可得凸轮轮廓的解析表达式 其中，代入可得轮廓表达式 时 时 实际凸轮轮廓如下所示 图1—8 第二章 电动机的选择 Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机具有效率高、性能好、振动小等优点。适用于空气中不含易燃、易爆或腐蚀性气体的场所或无特别的条件的机械上。 2—1电动机容量的选择 由工作情况可知，工作轴每转动一周，榫槽切削刀就切木块一次，同时推杆推动工件一次，而根据生产效率为每分钟50件，故每生产一件产品需要1.2秒。上限功率为推杆推动工件时的功率。 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率。 联轴器的传动效率为 轴承的传动效率(一对) 圆柱齿轮的传动效率为 V带传动的效率为 估算传动系统的总效率 于是，传动系统的总效率为 工作电动机输出的最小功率一定要达到 由电动机的最小输出功率要求，查表可选择Y系列三相异步电动机且满足的条件，电动机额定功率应取7.5KW。 2—2电动机转速的选择 根据榫槽切削机的工作效率（50件/分钟），按照理想情况，输出轴每转动一周榫槽切刀就切削木块一次，进行一次榫槽切削动作，以此为依据可知，榫槽切削机输出轴的转速应该等于切削机的切削机的工作效率，即榫槽切削机输出轴的转速为 按要求选取同步转速为1000r/min的电动机，对应于额定功率为7.5kw的电动机型号应为Y160M—6型 表2—1电动机性能 电动机型号额 定 功 率 （kw）同 步 转 速(r/min)满 载 转 速(r/min)总传动比Y160M—67.5100097019.4查看电动机表可知此电动机的中心高为H=160mm, 转轴伸出部分用于装联轴器轴段直径和长度分别为D=42mm和E=110mm。 第三章 传动比的分配及动力参数 3—1 榫槽切削机的总传动比分配 根据传动系统方案，于是，计算可得一级圆柱齿轮减速器的传动比为 3—2 各项动力参数计算 0轴（带轮轴） 1轴（减速器的高速轴） 2轴（减速器低速轴） 3轴（工作机中心轴） 表3—1传动系统的总参数 轴名带轮轴1轴2轴工作机轴 转速n(r/min)9702435050输入功率p(kw)5.705.475.255.15输出功率 p(kw)5.705.425.205.10输入转矩T(Nm) 56.12151003984输出转矩 T(Nm)56.1213993974传动比144.851传动效率0.990.960.960.98 第四章 减速器传动零件的设计计算 4-1齿轮参数设计计算 a)选择材料和精度等级 考虑主动齿轮的转速不是很高，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用40Cr，调质处理硬度为HB=241-286，平均取为260HB。大齿轮选用45钢，调质处理，硬度HB=229-286,平均取为240HB。同侧齿面精度选8级精度。 b)初步估算小齿轮的直径 由附录B中的B—1，初取，查得 由表2—14可选取齿宽系数=1.2，初步计算许用接触应力 由图2—24查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%）。 则初步有 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 初取=80mm c)确定基本信息参数 计算小齿轮圆周速度和校核精度等级 查表2—1，取8级精度合理 初取齿数为=22， 取为105 确定模数 查表2—4，取 确定螺旋角β为 小齿轮的直径为 大齿轮的直径为 初步取齿宽为 mm 校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变 d) 确定主要的传动尺寸 中心距为 进行中心距圆整，取a=230mm 由公式 可求得精确的螺旋角为 合理 端面模数 小齿轮直径 大齿轮直径 齿宽 e）齿根完全疲劳强度验算 由 进行齿根弯曲疲劳强度校核 e-1 计算齿根弯曲应力 查表2—7得查图2—6得下面求： 齿向载荷分布系数由图2—9查得 齿形系数由图2—20（非变位）查得， 应力修正系数由图2—21查得， 重合度系数为 螺旋角系数由图2—22查得， 齿根弯曲应力为 e-2 计算许用弯曲应力 由式2—17计算许用弯曲应力： 实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由图2—30查得 。 弯曲强度最小安全系数由表2—17查得，。 弯曲强度尺寸系数由图2—33查得。 应力循环次数 弯曲强度寿命系数，由图2—32查得。 应力修正系数 相对齿根圆角敏感及表面状况系数为 许用齿根弯曲应力为 e-3 弯曲疲劳强度校核 弯曲疲劳强度校核合格 f）静强度校核 因传动无严重过载，故不作静强度校核 4—3 带轮传动的设计计算 1确定计算功率 由教材《机械设计》中根据上班时间和载荷查表4-7查得工况系数KA=1.2，则有： 2选取普通V带型号 再根据=970r/min查图4-15选用A型V带。=112-140mm 3确定带轮直径和带速。 由表4-3选取带轮直径，A型带。 下带轮带速 满足5m/sv25m/s的要求。 4、确定中心距a和带的基准长度Ld. （1） （2）初步基准长度 由表4-2选取 （3）实际中心距为 aa0+=700+=734mm 5计算包角 满足规定的要求 6、确定V带根数z 查表4-3知，查表4-4得由表4-2查得带长修正系数KL=1.09， 由表4-9查得包角修正系数=0.92，由得V带根数 圆整后取z=5根。 7、确定V带的初拉力F0 F0= 8、计算带轮轴上的压力Q， Q==2×5×190sin 4-4不完全齿结构设计 1.选择材料和精度等级 考虑不完全齿转速不高，传动尺寸无严格限制，批量较小。 且齿轮在工作是受到的是交变作用力，要求齿轮的材质为里韧外硬，一般制造齿轮的材料为调质钢或渗碳钢，在此设计计算中选择调质钢。材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS）。同侧齿面精度等级选8级精度。 标准齿轮的最少齿数为17，齿轮的模数选择第一系列，两啮合齿轮齿数互质，螺旋角范围8至25°。 2.确定基本信息参数 校核圆周速度v和精度等级 查表2-1，取8级精度合理。 初取齿数 确定模数为 查表2-4取 确定螺旋角为 因此不完全齿直径为 初步齿宽为 校核传动比误差，因齿数未作圆整，故传动比不变。 由于任务中选用的是有半圈齿的不完全齿，所以此处的不完全齿齿数为z=31。 已知不完全齿,z=31，，因此不完全齿半个周长为64=201.061mm 根据这三个条件选择确定齿条有齿长度为200mm。 第五章 轴的设计 5—1高速轴结构设计及其计算校核 a)选择材料和热处理方式 根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。 b)高速轴最小直径的确定 按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还应该要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表1—3确定： 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则 由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择正真适合的联轴器。所选电动机型号为Y90—4，取 ，为电动机轴直径，同时考虑到小齿轮的直径，考虑各因素，取 。 c)高速轴的结构设计 各轴段直径长度的确定 ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 ：由轴承宽度和套筒确定，取 ：高速级小齿轮轴端，由齿轮传动确定轴径， ：由齿轮传动确定 ：过渡段轴段，由前后轴段直径确定 ：由箱体机构尺寸和轴承位置确定 ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 ：轴承宽度确定 ：密封轴段 ：由箱体结构确定 ：外伸轴段 ：由联轴器确定 d)轴的空间受力分析 图5—2 其中B到齿轮中心O的距离为BO=42mm，AO=123mm 输入的转矩为 齿轮周向力 齿轮径向力 齿轮轴向力 e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和 图5—3 e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下： 垂直面弯矩图 图5—4 e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下 ； ； 水平面弯矩图 图5—5 f) 计算并绘制合成弯矩图 合成弯矩图 图5—6 g）计算扭矩并绘制扭矩图 扭矩图 图5—7 h)计算并绘制当量弯矩图 转矩按脉动循环考虑，取。 由表1—2查得，由表1—4查得,,则 由公式可求得危险截面O处的当量弯矩 当量弯矩图 图5—8 i) 按弯扭合成应力校核轴的强度 由表1—4查得许用弯曲应力为，由式1—3 进行校核，截面O的弯曲应力为 显然强度满足规定的要求，振动和刚度校拉计算略。 5—2中间轴结构设计及其计算校核 a)选择材料和热处理方式 根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，轴的材料和热处理与齿轮的材料和热处理一致，采用45钢调质处理。 b)中间轴最小直径的确定 按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还应该要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表1—3确定： 由于中间轴上存在第二级齿轮的小齿轮，且该小齿轮的直径为58.83mm，轴段过度时直径变化不能过大，考虑各方面因素，最后选定最小轴径，且该处的轴段用于安放轴承。 c)中间轴的结构设计 图5—9 各轴段直径长度的确定 ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6206 ：由轴承宽度和套筒确定，取 ：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，确定轴径， ：由箱体结构确定 ：小齿轮轴段，由齿轮啮合确定轴径 ：由齿轮啮合传动确定 ：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，选取 ：由箱体结构等确定 ：安装第一级大齿轮轴段，选取 ： 由齿轮和箱体结构等确定 ：轴承安放轴段，选取轴承6206 ： 由套筒和轴承宽度等确定 d)轴的空间受力分析 其中BD=42.5mm，DC=65.5mm CA=58mm 输入的转矩为 大齿轮受力计算 小齿轮受力计算 e)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图和 图5—11 e-1 垂直面（YZ平面）的支反力和弯矩计算如下： 垂直面弯矩 图5—12 e-2水平面（XY平面）的支反力和弯矩计算如下 水平弯矩图（画图中取相反的符号） 图5—13 f) 计算并绘制合成弯矩图 合成弯矩图 图5—14 g）计算扭矩并绘制扭矩图 扭矩图 图5—15 h)计算并绘制当量弯矩图 转矩按脉动循环考虑，取。 由表1—2查得，由表1—4查得,,则 由公式可求得危险截面处C和D的当量弯矩 当量弯矩图 图5—16 i) 按弯扭合成应力校核轴的强度 由表1—4查得许用弯曲应力为，由式1—3 进行校核，截面D的弯曲应力为 在截面C处的弯曲应力为 显然强度满足规定的要求，振动和刚度校拉计算略。 5—3低速轴结构设计及其计算校核 a)选择材料和热处理方式 根据工作条件，低速轴采用45钢调质处理。 b)低速轴最小直径的确定 按扭转强度法进行最小直径估算，即 初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还应该要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表1—3确定： 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽 最小轴径确定35mm，外伸轴接联轴器 c)低速轴的结构设计 图5—17 各轴段直径长度的确定 ：外伸轴段 ：由联轴器确定，取 ：密封轴段 ：由箱体结构确定 ：安放轴承轴段 选用轴承6209 ：由轴承宽度确定

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