榫槽成形半自动切削机

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，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。

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，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，由图1—3 b）推杆运动部分图1—4 c）运动分析凸轮每旋转一周，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—6e)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—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。

最大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。

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3min 0Pd A n=初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。

0A 值由表1—3确定：0112A ='1331min 01 1.40611211.211400P d A mm n ==⨯= 因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。

则()()'1min 1min 17%11.2217%12d d mm =+=⨯+=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，否则难以选择合适的联轴器。

所选电动机型号为Y90—4，取 24m d mm =，m d 为电动机轴直径，同时考虑到小齿轮的直径，综合考虑各因素，取 1min 16d mm =。

c)高速轴的结构设计各轴段直径长度的确定1d ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 125d mm=1l ：由轴承宽度和套筒确定，取 131l mm =2d ：高速级小齿轮轴端，由齿轮传动确定轴径，237.92d mm =2l ：由齿轮传动确定 241l mm =3d ：过渡段轴段，由前后轴段直径确定331d mm =3l ：由箱体机构尺寸和轴承位置确定 395l mm = 4d ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6205 425d mm = 4l ：轴承宽度确定5d ：密封轴段 520d mm=5l ：由箱体结构确定 548l mm =6d ：外伸轴段 516d mm=6l ：由联轴器确定 542l mm =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1 1.406955095509.591400p T N m N m n ==⨯•=•齿轮周向力111229.59100054934.916t T F N d ⨯==⨯= 齿轮径向力11tan tan 20549211cos cos19.0697n r t a F F Nβ=⋅=⨯=oo齿轮轴向力11tan 549tan19.0697190a t F F N β==⨯=oe)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图H M 和V M图5—3e -1 垂直面（YZ 平面）的支反力和弯矩计算如下：54942140165t AV F BO F N AB •⨯=== 549123409165t BV F AO F N AB •⨯=== 14012317220OV AV M F AO N mm=⋅=⨯=⋅垂直面弯矩图图5—4e -2水平面（XY 平面）的支反力和弯矩计算如下2114219017.45874165r a AH F BO F r F N AB •+•⨯+⨯===；21112319017.458137165r a BH F AO F r F N AB •-•⨯-⨯===；741239102OHAH M F AO N mm '=•=⨯=⋅ 137425754OHBH M F BO N mm ''=•=⨯=⋅水平面弯矩图图5—5f) 计算并绘制合成弯矩图222217220910219478O VO HOM M M N mm ''=+=+=• 222217220575418156O VO HOM M M N mm ''''=+=+=•合成弯矩图图5—6g ）计算扭矩并绘制扭矩图1 1.406955095509.591400p T N m N m n ==⨯•=•扭矩图图5—7h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取10[][]b b σασ-=。

由表1—2查得600b MPa σ=，由表1—4查得1[]55b MPa σ-=,1[]95b MPa σ-=,则550.5895α== 由公式()22eO OM M T α=+可求得危险截面O 处的当量弯矩()()2222194780.58959020257eO O M M T N mmα=+=+⨯=•当量弯矩图图5—8i) 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[]155b MPa σ-=，由式1—313[]0.1e eb b M M W dσσ-==≤ 进行校核，截面O 的弯曲应力为1320257 4.76[]0.134.916eO b b O M MPa W σσ-===≤⨯ 显然强度满足要求，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（58.83d mm =），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3min 0Pd A n=初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。

0A 值由表1—3确定：0112A =1331min 01 1.35011220.2232.6P d A mm n ==⨯= 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，综合考虑各方面因素，最后选定最小轴径min 30d mm =，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1d ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选为6206 130d mm =1l ：由轴承宽度和套筒确定，取2d ：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，确定轴径，240d mm=2l ：由箱体结构确定 28l mm =3d ：小齿轮轴段，由齿轮啮合确定轴径358.83d mm =3l ：由齿轮啮合传动确定 372l mm =4d ：过渡轴段，由于轴径过渡不能太大，选取 445d mm = 4l ：由箱体结构等确定 49l mm =5d ：安装第一级大齿轮轴段，选取 535d mm=5l ： 由齿轮和箱体结构等确定 538l mm=6d ：轴承安放轴段，选取轴承6206 630d mm =6l ： 由套筒和轴承宽度等确定 635l mm =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1 1.3509550955055.56232.06p T N m N m n ==⨯•=• 大齿轮受力计算111229.59100054934.916t T F N d ⨯==⨯=11tan tan 20549211cos cos19.0697n r t a F F Nβ=⋅=⨯=oo 11tan 549tan19.0697190a t F F N β==⨯=o小齿轮受力计算22222222255.561000202754.830tan tan 202027778cos cos18.4885tan 2027tan18.4885678t n r t a t T F N d a F F N F F Nββ⨯==⨯==⋅=⨯===⨯=oo oe)计算轴承的支反力，绘出水平面和垂直面的弯矩图H M 和V M图5—11e-1 垂直面（YZ 平面）的支反力和弯矩计算如下：1254942.520271081459166t t AZ F BD F BC F N AB •+•⨯+⨯===12549123.52027581112166t t BZ F AD F AC F N AB •+•⨯+⨯===111242.54726014595884622DV BZ CV AZ M F BD N mm M F AC N mm =⋅=⨯=⋅=⋅=⨯=⋅垂直面弯矩图5—12e-2水平面（XY 平面）的支反力和弯矩计算如下22211177810867827.415190105.54221142.5685166r a a r AX F BC F r F r F BDF AB N•+•+•-•=-⨯+⨯+⨯-⨯=-=-111222211123.567827.415190105.54277858118166r a a r BX F AD F r F r F ACF AB N•+•+•-•=⨯+⨯+⨯-⨯==22211842.5501577865.567827.415685123.515051DHBH DHr a AH M F BD N mm M F CD F r F AD N mm '=•=⨯=⋅''=•+•+•=⨯+⨯-⨯=-⋅111685583973021165.5190105.54211810821129CHAH CHr a BH M F AC N mm M F CD F r F BC N mm '=•=-⨯=-⋅''=-•-•+•=-⨯-⨯+⨯=-⋅水平弯矩图（画图中取相反的符号）图5—13f) 计算并绘制合成弯矩图2222222247260501547525472601505149599VD VD HDVD VDHDM M M N mm M M M N mm''=+=+=•''''=+=+=•22222222846223973093485846222112987220VC VC HC VC VC HCM M M N mm M M M N mm ''=+=+=•''''=+=+=•合成弯矩图图5—14g ）计算扭矩并绘制扭矩图1 1.3509550955055.56232.06p T N m N m n ==⨯•=•扭矩图图5—15h)计算并绘制当量弯矩图转矩按脉动循环考虑，取10[][]b b σασ-=。