榫槽成形半自動(dòng)切削機(jī)畢業(yè)設(shè)計(jì)-展示頁(yè)
2025-06-26 18:00本頁(yè)面
【正文】 曲柄滑塊機(jī)構(gòu)(長(zhǎng)桿109mm，)b推桿運(yùn)動(dòng)部分c運(yùn)動(dòng)分析 推桿行程S4至少為L(zhǎng)+L2+L5=120，可選用120。 ，即可保證整個(gè)切削過(guò)程都?jí)壕o了，在推桿推進(jìn)時(shí)又已經(jīng)松開(kāi)。適用于空氣中不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的場(chǎng)所或無(wú)特殊要求的機(jī)械上。又由設(shè)計(jì)凸輪的形狀，凸輪在一周的半圈里工作，另半圈處于近休位置，最大功率即為推桿推動(dòng)工件時(shí)的功率。2—2電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇根據(jù)榫槽切削機(jī)的主軸轉(zhuǎn)速（30r/min），按照理想情況，輸出軸每轉(zhuǎn)動(dòng)一周榫槽切刀就切削木塊一次，進(jìn)行一次榫槽切削動(dòng)作，以此為依據(jù)可知，榫槽切削機(jī)輸出軸的轉(zhuǎn)速應(yīng)該等于切削機(jī)的切削機(jī)的工作效率，即榫槽切削機(jī)輸出軸的轉(zhuǎn)速為按要求選取同步轉(zhuǎn)速為910r/min的電動(dòng)機(jī)，—6型表2—1電動(dòng)機(jī)性能電動(dòng)機(jī)型號(hào)額 定功 率（kw）同 步轉(zhuǎn) 速(r/min)滿 載轉(zhuǎn) 速(r/min)總傳動(dòng)比Y90S—61000910查看電動(dòng)機(jī)表可知此電動(dòng)機(jī)的中心高為H=90mm,轉(zhuǎn)軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長(zhǎng)度分別為D=24mm和E=50mm。m輸入輸出轉(zhuǎn)速n/(r/min)910傳動(dòng)比i31效率η第四章 減速器傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算4—1第一級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1．、材料、齒數(shù)初選及螺旋角初定a) 榫槽切削機(jī)為一般的工作機(jī)器，速度不高，沖擊振動(dòng)不大，而且所加工的零件為硬度并不高的木料，故可選擇齒輪精度為7級(jí)或8級(jí)，在此設(shè)計(jì)計(jì)算中選擇8級(jí)。同時(shí)由于小齒輪直接與軸作為一體，所以小齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS），兩者硬度相差20HBS。小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286,平均取為240HB。b)初步估算小齒輪的直徑由附錄B中的B—1，查得計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表2—14可選取齒寬系數(shù)=1，初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力由圖2—24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限（失效概率為1%）。其中端面重合度為由表2—5可得由于無(wú)變位，端面嚙合角，因此端面重合度為縱向重合度為因?yàn)?，故。其中齒向載荷分布系數(shù)查表2—9，其中非對(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級(jí)精度齒面接觸應(yīng)力為d2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力由式2—16其中接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)由圖2—27查得計(jì)算的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇齒面工作硬化系數(shù)為接觸強(qiáng)度尺寸由表2—18查得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表2—17（一般可靠性），許用接觸應(yīng)力為d3 驗(yàn)算（取和中的較小者進(jìn)行比較），接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪無(wú)需進(jìn)行調(diào)整。齒向載荷分布系數(shù)由圖2—9查得，其中：齒形系數(shù)由圖2—20（非變位）查得，；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2—21查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖2—22查得，齒根彎曲應(yīng)力為f2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由式2—17計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2—30查得。彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)由圖2—33查得。應(yīng)力修正系數(shù)相對(duì)齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒根彎曲應(yīng)力為f3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格g）靜強(qiáng)度校核因傳動(dòng)無(wú)嚴(yán)重過(guò)載，故不作靜強(qiáng)度校核4—2第二級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1．、材料、齒數(shù)初選及螺旋角初定a) 榫槽切削機(jī)為一般的工作機(jī)器，速度不高，沖擊振動(dòng)不大，而且所加工的零件為硬度并不高的木料，故可選擇齒輪精度為7級(jí)或8級(jí)，在此設(shè)計(jì)計(jì)算中選擇8級(jí)。同時(shí)由于小齒輪直接與軸作為一體，所以小齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS），大齒輪材料選擇為45鋼（調(diào)質(zhì)處理，硬度為240HBS），兩者硬度相差20HBS。小齒輪的寬度比大齒輪的寬度大5至10mm。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度HB=229286,平均取為240HB。b)初步估算小齒輪的直徑由附錄B中的B—1，查得計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由表2—14可選取齒寬系數(shù)=1，初步計(jì)算許用接觸應(yīng)力由圖2—24查得接觸疲勞強(qiáng)度極限（失效概率為1%）。其中端面重合度為由表2—5可得由于無(wú)變位，端面嚙合角，因此端面重合度為縱向重合度為因?yàn)椋?。其中齒向載荷分布系數(shù)查表2—9，其中非對(duì)稱支承，調(diào)質(zhì)齒輪的精度為8級(jí)精度齒面接觸應(yīng)力為d2 計(jì)算許用接觸應(yīng)力由式2—16其中接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)由圖2—27查得計(jì)算的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為由圖可以選擇齒面工作硬化系數(shù)為接觸強(qiáng)度尺寸由表2—18查得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù)為接觸最小安全系數(shù)查表2—17（一般可靠性），許用接觸應(yīng)力為d3 驗(yàn)算（取和中的較小者進(jìn)行比較），接觸疲勞強(qiáng)度較為合適，齒輪無(wú)需進(jìn)行調(diào)整。齒向載荷分布系數(shù)由圖2—9查得，其中：齒形系數(shù)由圖2—20（非變位）查得，；應(yīng)力修正系數(shù)由圖2—21查得，重合度系數(shù)為螺旋角系數(shù)由圖2—22查得，齒根彎曲應(yīng)力為f2 計(jì)算許用彎曲應(yīng)力由式2—17計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：實(shí)驗(yàn)齒輪的齒根彎曲疲勞極限由圖2—30查得。彎曲強(qiáng)度尺寸系數(shù)由圖2—33查得。應(yīng)力修正系數(shù)相對(duì)齒根圓角敏感及表面狀況系數(shù)為許用齒根彎曲應(yīng)力為f3 彎曲疲勞強(qiáng)度校核彎曲疲勞強(qiáng)度校核合格g）靜強(qiáng)度校核因傳動(dòng)無(wú)嚴(yán)重過(guò)載，故不作靜強(qiáng)度校核第五章 軸的設(shè)計(jì)5—1高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及其計(jì)算校核a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑（40mm）較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料和熱處理與齒輪的材料和熱處理一致，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。值由表1—3確定： 因高速軸最小直徑處安裝聯(lián)軸器，設(shè)有一個(gè)鍵槽。所選電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y90S—6，取 ，為電動(dòng)機(jī)軸直徑，同時(shí)考慮到小齒輪的直徑，綜合考慮各因素，取 。mme2水平面（XY平面）的支反力和彎矩計(jì)算如下水平面彎矩圖16003f) 計(jì)算并繪制合成彎矩圖根據(jù)可得合成彎矩圖110083109763g）計(jì)算扭矩并繪制扭矩圖扭矩圖22670h)計(jì)算并繪制當(dāng)量彎矩圖轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)考慮，取。5—2中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及其計(jì)算校核 a)選擇材料和熱處理方式根據(jù)工作條件，小齒輪的直徑較?。╠=60mm），采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料和熱處理與齒輪的材料和熱處理一致，采用45鋼調(diào)質(zhì)處理。值由表1—3確定： 由于中間軸上存在第二級(jí)齒輪的小齒輪，且該小齒輪的直徑為60mm，軸段過(guò)度時(shí)直徑變化不能過(guò)大，綜合考慮各方面因素，最后選定最小軸徑，且該處的軸段用于安放軸承。由表1—2查得，由表1—4查得,則由公式可求得危險(xiǎn)截面處C和D的當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩圖9451358850i) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由表1—4查得許用彎曲應(yīng)力為，由式1—3進(jìn)行校核，截面D的彎曲應(yīng)力為在截面C處的彎曲應(yīng)力為顯然強(qiáng)度滿足要求，振動(dòng)和剛度校拉計(jì)算略。b)低速軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法進(jìn)行最小直徑估算，即 初算軸徑，若最小直徑軸段開(kāi)有鍵槽，還要考慮鍵槽對(duì)軸的強(qiáng)度影響。由表1—2查得，由表1—4查得,則由公式可求得危險(xiǎn)截面O處的當(dāng)量彎矩當(dāng)量彎矩圖261969
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