机械设计课程设计榫槽成形半自动切削机Word文件下载.docx
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L5
L6
L7
50
220
10
70
30
20
18
设计要求及任务：
推杆在推动工件切削榫槽过程中，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，使用期限为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，元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，画出传动系统或执行系统的装配图。
3）.设计主要零件，完成2张零件工作图。
4）.完成设计说明书份。
第一章机构运动简图设计与选择
1—1方案选择
a）设计方案一
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。
通过连杆机构可以实现急回特性，可以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。
从而实现所有机构的动作。
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，可以实现过载保护。
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，可以保证推杆的匀速要求。
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，方案二更为简单。
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，方案二能够实现推杆的匀速要求，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。
为了减少设计上的困难，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。
综合考虑所有因素，最终选择方案二。
1—2方案的运动分析
b）推杆运动部分
C）运动分析
O
图1—5
凸轮每旋转一周，最大行程为25mm当行程为5mmB寸，压杆将工件压紧，行程为10mm寸，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。
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
凸轮90-270：
：
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可以得出
s00,/2[J3/2,2
s12.5cos212.5/2,3/2
由式3—22,可得凸轮轮廓的解析表达式
此处式3—22
参考【4】
其中$30，代入可得轮廓表达式
0,/2[J3/2,2时
x30sin
y30cos
/2,3/2时
x42.5sin12.5sincos220sin2cos
y42.5cos12.5coscos220sinsin2
实际凸轮轮廓如下所示
第一章电动机的选择
丫系列全封闭自扇冷式笼型二相异步电动机具有效率咼、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殊要求的机械上。
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。
又由设计凸轮的形状，凸轮在一周的半圈里工作，另半圈处于近休位置，最大功率即为推杆推动工件时的功率。
2X3.14X64X50
v=—-—：
=0.335m/s
60X1000
根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率
PwFv0.33535001172.5W
设：
联轴器的传动效率为cn=0.99
轴承的传动效率（一对）bn=0.99
圆柱齿轮的传动效率为gn0.97
V带传动的效率为tn0.96
估算传动系统的总效率
011223344w
式中：
v0.355m/s
PW1.173kW
01
c
0.99
12
b
g0.990.970.9603
23
34
c0.990.990.9801
tg0.990.960.970.9219
4w
t
于是，传动系统的总效率为
0.990.96030.96030.98010.92190.8249
工作电动机输出的最小功率必须达到
1172
kw1.42kw
0.8249
由电动机的最小输出功率要求，查表可选择丫系列三相异步
Pr
电动机且满足PmPr的条件，电动机额定功率Pm应取
1.5KW。
P1.42kW
Fm1.5kW
2—2电动机转速的选择
nw50r/min
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
nw50r/min
Y90L—4型电机
电动机型号
额定
同步
满载
总传动
功率
转速
比
（kw）
（r/min）
Y90L—4
2.2
1500
1400
28
按要求选取同步转速为1500r/min的电动机，对应于额定功率为1.5kw的电动机型号应为Y90L—4型
表2—1电动机性能
查看电动机表可知此电动机的中心高为H=90mm,转轴伸出
H=90mm
D=24mm
E=50mm
部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=24mm和
E=50mm。
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
inm140028
nw50
根据传动系统方案，所有的传动此均由减速器分配，于是，
计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为
ii12i2328
为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配
对材料相同，齿面硬度HBS<
350,齿宽系数相等时，考虑齿面接触疲劳强度接近相等的条件，按经验公式取咼速级传动比及低速级传动比分别为
i12J1.3iJ1.3286.033
i28
i234.641
23i126.033
故整个系统的传动比分配情况为
i011,i126.033」234.641,i341
3—2各项动力参数计算
0轴（电动机伸出的轴）
n0nm140Cr/min
P0pr1.42kw
T09550P°
95501.42N?
m9.69N?
m
n01400
1轴（减速器的高速轴）
i126.033
i01i341
n01400r/min
p01.42kw
T09.69N?
n1
n014001400r/min
i01
P1
p0011.420.99kw1.406kw
n1400r/min
p1.406kw
T19.59N?
Ti
T°
i01019.69
10.99N?
9.59N?
（减速器中间轴）
表3—1传动系统的总参数
轴号
电动
机
两级圆柱齿轮减速器
带轮
0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速
n（r/min）
232.06
输入功率
P（kw）
1.406
1.350
1.296
1.270
输出功率
p（kw）
1.420
1.392
1.337
1.283
输入转矩
T（N*m）
9.59
55.56
247.62
242.69
输出转矩
9.69
9.49
55.00
245.14
240.26
两轴联接、传动件
联轴
器
第一级
齿轮
第二级
联轴器
传动比
1
6.033
4.641
传动效率
0.9603
0.9801
0.9219
第四章减速器传动零件的设计计算
4—1第一级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
1.1.选择配对齿轮的精度等级、材料、齿数初选及螺旋角初定
a）榫槽切削机为一般的工作机器，速度不高，冲击振动不
大，而且所加工的零件为硬度并不咼的木料，故可选择齿轮精度
为7级或8级，在此设计计算中选择8级。
b）材料：
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。
同时由于小齿轮直接与轴作为一体，所
以小齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为260HBS），大齿轮材料选择为45钢（调质处理，硬度为240HBS），两者硬度相差20HBS。
c）标准齿轮的取少齿数为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°
，小齿轮的宽度比大齿轮的宽度大5至10mm。
1.2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咼，传动尺寸未严格限制，批量较小，小齿轮选用45钢，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,查得Kt1.4，代756
8级精度
45钢
大齿轮240HBS
小齿轮260HBS
Kt1.4
Ad756
计算小齿轮传递的转矩
HP10.9Hlim1
HP20.9Hlim2
Hlim1
710Mpa
Hlim2
580Mpa
HP1
639Mpa
HP2
522Mpa
由表2—14可选取齿宽系数d=1，初步计算许用接触应力hp
由图2—24查得接触疲劳强度极限（失效概率为1%。
Hlim1710Mpa,Hlim2580MPa
则初步有
0.9710Mpa639Mpa
0.9580Mpa522Mpa
试算小齿轮分度圆直径d1，由计算公式得
初取小齿轮的分度圆半径为d1=35mmc）确定基本参数
计算小齿轮圆周速度和校核精度等级
查表2—4,取mn1.5
确定螺旋角B为
校核传动误差，齿数未作圆整，传动比不变
d）校核齿面接触疲劳强度
由式2—5
HZhZeZZ
\KaKvKh
Kh
Ftu1gbu
HP
校核齿面解除疲劳强度
Zh2.42
Ze189.8、N/mm2
d-1计算齿面接触应力H
节点区域系数Zh由图2—17查取，非变位斜齿轮Zh2.42
弹性系数Ze由表2—15查得，Ze189.8、N/mm2
重合性系数Z的计算公式由断面重合度a和纵向重合度确
定。
其中端面重合度为
[N（tanat1tanJd（tan农tanJ]2
由表2—5可得
丄/tan*、丄/tan20「、
tarctan（）arctan（）21.108
tcoscos19.463
arccosdb1arccos（d1cost、at1arccos—arccos（）
da1da1
邓cos21.108'
\arccos（）30.767
351.52
arccosdb2（d2cost\
at2arccosarccos（\
da2da2
211.603cos21.108「“Carccos（\23.094'
'
211.6031.52
由于无变位，端面啮合角tt21.108，因此端面重合度
为1.588
纵向重合度为
bsin35sin19.463、一一
2.4747
mn1.5
因为1，故ZJ—J―1—0.794。
YV1.588
螺旋角系数ZJcos19.463L0.9709
使用系数KA由表2—7查得KA1.50，动载荷系数KV由表2
—6查得KV1.10
齿间载荷分配系数Kh查表2—&
其中
l2£
29.59—厂，“R11000548N
七d135
KaR1.5548“，
23.49N/mm100N/mmb35
KhKf21.58821.76
cos2b0.94972
t21.108at130.767】
at223.094
tt21.108：
1.588
Z0.794
Z0.9709
Ka1.50
Kv1.10
Ft548N
Kh1.76
cosb0.9747
cosbcoscosan/cosat
cos19.463：
cos20：
/cos21.1080.9747
齿向载荷分布系数Kh查表2—9,其中非对称支承，调质齿轮的精度为8级精度
AB[10.6（—）2]?
di
C?
103b
Kh1.447
1.447
齿面接触应力为
1.170.16[10.6
]?
（35）2
35
0.6110335
H2.42189.80.790.97
/5486.03312
.1.51.101.761.447N/mm2
V35356.033
521.4N/mm2
521.4N/
d-2计算许用接触应力Hp
由式2—16
HlimZNTZLZvZRZWZX
SHlim
其中接触强度寿命系数ZNT由图2—27查得
计算的应力循环次数为
N160nJLh60140011630010
9
4.032109
■■N14.032109_8
N216.68310°
由图可以选择ZNT10.88，ZNT21.08
齿面工作硬化系数ZW1为
N14.032109
N26.683108
ZNT10・88
ZNT21.08
ZW1
ZW21.2HB21301.2
240130…
1.14
ZW2
1700
接触强度尺寸ZX由表2—18查得ZX1
Zx21.0
ZX1
ZX2
1.0
润滑油膜影响系数为
ZL1ZL2ZR1ZR2
Zv1Zv21
Zl1
乙2
ZR1
ZR2
Zv1
接触最小安全系数SHlim查表2—17（一
般可靠性），
Zv2
1.05，许用接触应力为
1.05
7100.881111.141
MPa678.4MPa
678.4MPa
5801.081111.141
i_ino
680MPa
MPa680MPa
d-3验算
Hp2中的较小者
H521.4MPa678.4MPa（取HP1和进行比较），接触疲劳强度较为合适，齿轮无需进行调整。
e）确定主要的传动尺寸
中心距为
（乙z2）mn
由公式a'
12n
2cos
可求得精确的螺旋角为
arccos（z16）叫arccos（22233）"
合理
2a2123合理
小齿轮直径d1（m^/cos）z1
1.587122
34.916mm
d1
大齿轮直径d2（m^/cos）勺
1.5871133
211.084mm
d2
齿宽b35mm,b41mm,b2
35mm
b1
41mm
3
b2
小齿轮当量齿数zv1z1/cos
26
乙1
大齿轮当量齿数zv2z2/cos
158
f）齿根完全疲劳强度验算
由式2—11
FKaKvKfKf-Fl
bmn
%YsaYY
FP
进行齿根弯曲疲劳强度校核
f-1计算齿根弯曲应力
Ka
1.5
使用系数Ka、动载荷系数KV和齿间载荷非配系数
kf同疲劳
Kv
1.10
接触强度Ka1.5,Kv1.10,K
F1.763o
Kf
1.763
齿向载荷分布系数Kf由图2—9查得Kf1.56，其中：
1.56
b/h35/（2.25
1.5）10.37
YFa1
2.64
YFa2
2.18
齿形系数由图2—20（非变位）查得，YFa12.64,YFa22.18；
Ysa1
1.61
应力修正系数夫包由图2—21查得，
Ysa11.61,Ysa21.82
YSa2
1.82
重合度系数Y为
0.75
Y0.250.25o
v
/cos
c“0.75
0.68
0.25
c0.68
1.59/0.9497’
螺旋角系数Y由图2—22查得，Y0.84
0.84
齿根弯曲应力为
Ft
F1KaKvKfKf丄YFaYsaYY
548
1.51.101.561.7232.641.61
351.5
0.67540.84114.2MPa
F2F1YFa2?
Ysa2114.22.181.82105.9MPa
YFa1?
Ysa12.641.62
f-2计算许用弯曲应力FP
由式2—17计算许用弯曲应力：
FlimYSTYNTKrelT^RrelTYX
FPS
Ofmin
实验齿轮的齿根弯曲疲劳极限Flim由图2—30查得
Flim1300MPa,Flim2270MPa。
弯曲强度最小安全系数SFmin由表2—17查得，SFmin1.25。
弯曲强度尺寸系数YX由图2—33查得YX1YX21。
弯曲强度寿命系数Ynt，由图2—32查得（应力循环次数同接触
疲劳强度校核），查得YNT10.
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