毕业设计（论文）-装饰线材木线机设计.doc

济南大学毕业设计第 一 章 前 言 伴随着科技的日新月异、不断进步，木工机械也发生翻天覆地的变化。已经能够生产出各种各样木工产品的木工机床。满足人们的生活需求，在追求精益求精的引导下，新型木工机床不断被设计出来。就目前而言，填补某些木工品种的空白和对陈旧型号木工机床的更新换代是木工机械行业生产的首要问题。木工机械要求更高了，高效率的专业化设备，机械化程度高。木工机械设计人员不仅要在新设备满足生产工艺要求，而且要促进生产工艺的改革、提高生产效率、改进产品的结构。 木工机械是木制品生产的重要工具。根据木制品生产的类型，人们将木工机械分为木材机械加工设备和人造板生产设备;根据机械设备的工作特点又将它们分为切削加工机床和专用机械设备。我所设计的木线机就属于切削加工机床的一种，更确切的说，它是一种单面木工压刨床。 木工机床在加工工件时需要进做各种不同的运动。主运动是木工机床的刀具切削运动。进给运动是提供给被切削加工连续进行的运动，工作台的升降运动是调整工件的切削量。使其达到操作者所要求的条件。单面压刨床是由切削机构、工作台、压紧机构、进给机构、传动机构、床身和电气控制装置等组成的。单面压刨床系产品占整个木工机械行业的8%-10%左右，具有美观、结构合理、造型新颖、操作灵活和调整方便等特点。把毛料加工成精确的尺寸、所要求的截面形状和形成光洁的表面。木工机械的工艺可能性、加工精度和生产效率等技术指标，它们之间相互制约，相互联系的。具体到一台木工机械机床而言，正确好处理各种技术指标。因此，缩短相应运动所需的时间，对于提高机床生产率，自动化程度等有着相当重要的意义。对于我们所要设计题目也有相当重要的参考价值。1.1 木工机械行业发展状况1.1.1国内木线机及现状近期首届中国木工机械骨干企业宏观经济管理高峰论坛上，代表按我国木工机械产品品种包括木工机床、人造板机械、板式家具机械、竹木机械等共有69大类、1100余种产品，有木工机械生产企业1000余家，代表提出，我国木工机械的年产值达200 亿人民币。 按这个定义，我国纯木工机械生产企业产值超过3亿人民币的企业仅一家，2亿到3亿之间的有6家，1亿到2亿之间的估计有13家，0.5亿到1亿之间的估计有28家，0.1亿到0.5亿之间的估计有150家，其余800多家的产值估计在500万人民币左右。如果这个分布近似，我国木工机械2007年的产值大约是151亿人民币。按纯木工机械的保守估计也超过台湾，为意大利产值的54%左右。我国木工机械按产值排序是世界第三是毫无疑问的。 我国海关统计，2007年，我国出口木工机械5.23亿欧元，折合56.2亿人民币。如果假设我们的出口率是30%，2007年我国木工机械的产值应该是187亿人民币。我国海关统计木工机械出口时往往将人造板机械、小工具也统计在内，包括这2项的数值是187亿人民币，旁证我国木工机械接近200亿人民币是可信的。实际我们木工机械的出口率不到30%。如果我国木工机械出口的是28%，我国木工机械的总产值就是200亿人民币。这样估计，我国木工机械达到200亿人民币的完全合理的。最近几年，中国木工机械有了飞速地发展，中国家具工业的产量已经国际领先，人造板产量世界第一，中国木工机械行业作为家具和人造板生产行业的基础产业，随着下游产业的异军突起，中国木工机械历史地、必然地应该成为国际领先的制造业。 1.1.2国外木线机及现状 某些国外企业采用一对平行的大直径多齿机夹确定基准面，确定四面刨的初始基准, 符合工艺的合理性, 消除了形位误差和角度形变的产生,提高了基准形成的准确性，提高了生产率, 减少误差复映影响。一些国外企业采用双平行平面刨削的加工方法，确保刀具刨削工件整体平整, 避免形位公差超差问题的产生,解决了四面刨加工的四面不垂直的问题。关注国外刨切技术的发展, 解决刨削加工的原理性误差所产生的精度问题, 值得设备制造厂家学习和借鉴。1.2木工机械行业所面临的主要问题（1） 木工机械产品创新能力差，是机械行业关键问题。部分企业从别的企业拿来或高薪聘用别的企业技术人员。从而造成木工机械行业产品同构化和同质化，价格也就越来越难以预料。（2）木工机械产品质量较低，是木工机械行业较为的突出问题。同构化和同质化造成价格越来越难以预料。产品低劣所产生的低利润又反作用于质量，从而导致产品安全性、可靠性和使用寿命等问题的日益明显。问题的下滑。（3） 木工机械品种繁多，缺乏特色，市场占有率低。（4） 市场渠道过于窄小。没拓大市场的意识。（5）给工资多，人才频繁跳槽，使得员工思想变化很大。人才大量流失，关键技术泄和资料外流，导致目前木工机械行业的一系列后果。 据2004年有关统计资料，我国木材总消费量仅次于美国位于第二。中国家具创造产值2600亿元，出口96亿美元，比2003年净增23亿美元(8年以来平均每年以20%的高速增长)，超过意大利成为世界第一出口在国，建筑业和人造板工业平均每年以20%的速度增长；木材产品、人造板产品、家具等消费总量、产量、进口量都居世界前列，已经成为一个木才生产加工和消费大国，从而促进中国木工机床业的发展。木工机械是木制品生产的重要工具。而设计题目装饰线材木线机属于切削机床的一种，用行业的说，它是一种单面木工压刨床。 第二章 计算与设计2.1设计要求与参数 2.1.1装饰线材木线机的描述 本机属于木工机械，用于批量生产装饰木线线材。其工作是对已加工好的木材板料、条料的单一表面按要求进行成型加工，可生产出不同形状、美观表面的各种板料和条料。为家具制作、室内装修所用的各种木质装饰线材如踢脚线、挂镜线、各种收边、压条等提供材料。2.1.2 设计主要技术参数 主轴转速： 6500 r / min 送料速度： 4.5 - 13.5 m / min 主轴横向进给量：0 - 25 mm 电机功率： 2.2 kw 板料的最大尺寸：长度400-3000 mm，宽度10-150 mm，厚度 10-80 mm。2.1.3 设计要求整机结构合理、操作简便、性能可靠、成本低、生产效率高。2.2 计算与设计2.2.1 主运动系统电机计算与设计图为 主运动系统1 手轮 2 刀具主轴 3 电动机电动机（3）直接通过三角皮带将运动经过皮带轮传给刀具主轴（2），使刀具转动，加工木料。（1）主运动系统电机的选择图一 工作时刀具的受力简图 公式 P = 式中： P 切削功率，kw K 单位切削功， B 切削宽度，mm T 切削深度，mm U 进给速度，m/min 可进行计算，得出切削功率P 。K的大小是与刀头上每齿的进给量和切削深度有关。每齿的进给量是根据 公式 U = = Z 式中： 刀具转速，r/min 进给速度，m/min 每齿的进给量，mm/齿 每个刀头上的刀数,齿/min 每转进给量，mm/r 据经验，我选进给速度6.5m/s，每个刀头上有4个刀，即把U=6.5m/s，Z=4，N=6500 r/min代入公式中，并进行计算： 6.5 = 得出 = 0.25 mm/齿 ，即表示每转一圈刀头的进给量是 0.25 mm，与此相对应的是K，当每齿的进给量和切削深度一定时，相应的单位切削功是一定的。我选切削深度是8 mm，即T = 8 mm。单位切削功是K=2.0。 我选切削宽度是B是120mm ，即B= 120mm 。由K= 2.0 ，B= 120 mm ，T= 8 mm ，U= 6.5 m/s ，代入公式可求出P。P = = 2.039 (kW)得出 P = 2.039 kW 。 通过查机械手册，由于Y系列三相异步电动机具有高效、节能、起动转矩高、噪声低、振动小、运行安全可靠，防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电机内部，具有国际互换性的特点。为此我选择同步转速为2840r/min的Y90L-S型电动机，其主要参数为：型号额定功率 满载转速额定转矩质量Y90L-S2.2KW 2840r/min 2.2NM22kg2.2.2带传动计算和设计（1）传动类型的选择 在选择传动类型时应依据的主要指标是：效率高，外廓尺寸小，质量小，运动性能良好及符合生产条件（生产可能性，预期生产率及生产成本）等。至于在具体情况下，究竟选择哪种传动类型，只有综合对比若干方案的技术经济指标后才能做出结论。1.功率与效率。2.传动速度。3.传动的外廓尺寸和质量、传动零件材料的力学性能。 4.机床成本。 装饰线材木线机的主运动系统采用带传动结构。带传动具有结构简单，传动平稳，造价低廉和缓冲吸振等特点，在现代机械传动运动中广泛应用。而在带传动中最常用的是V带传动，V带具有标准化、带摩擦力大、传动比大、结构紧凑等优点。V带两种类型是标准普通V带和窄V带。窄V带和标准普通V带相比，当宽度相同时，窄V带的高度增加1/3，安装好后窄V带近似平面，提高工作能力，适用于传递功率大而且要求传动装置紧凑的场合。（2）V带传动的计算与设计已知条件和设计内容 已知传递功率P = 2.2 kW，电机转速2840 r/min，刀具转速 = 6500 r/min，从而求出传动比为i = = 0.436923076 = 0.437设计步骤和方法 1 算出功率 查机械手册得工作情况系数 = 1.2 ,代入计算得 : = P = 1.22.2 = 2.64（kw） 2 选择带型 根据功率和小带轮转速，选择SPZ型窄V带 3 算出基准直径 和并验算带速u 1）初选主动带轮基准直径，查表，可得主动带轮基准直径= 140 mm 。 2） 验算带速 。 u = = = 20.82 （m/s） 35 （m/s）， 因为5 m/s u 30 m/s ，故带速u合适。 3） 根据 = i, = i = = 61.18 （mm） 查机械手册后，圆整，得从动轮基准直径= 63 mm 。 4 算出窄V带基准长度 和中心距 a 据0.7（） 2（），初步确定中心距 = 360 mm， 带基准长度 = + + = 724.11736 （mm） 查表选取带的基准长度 = 1000 mm， = + = 497.99632（mm）, 所以实际中心距a = 497.99632 mm.5 验算主动轮上包角 要确保 = 180 - 120 ,代入和 得 = 180- = 168.4096859120，故合适。 计算窄V带的根数Z，公式 Z = 查表得 为0.428， 为0.04, 为0.971,为1.06 计算得 Z = 4 。 6 计算预紧力得 = 72.364 （N） 7 计算作用在轴上的压轴力得 = 264.2 （N） 8 带轮结构设计，因为300，所以大带轮采用腹板式，小带轮采用实心式。大带轮的结构尺寸为： 项目 符号 槽型 SPZ基准宽度（节宽） （） 8.5基准线上槽深 min 2基准线下槽深 min 7槽间距 e 12第一槽对称面至端面的距离 f 8最小轮缘厚 5.5带轮宽 B 28外径 144轮槽角 38小带轮的结构尺寸： 项目 符号 槽型 SPZ基准宽度（节宽） （） 8.5基准线上槽深 min 2基准线下槽深 min 7槽间距 e 12第一槽对称面至端面的距离 f 8最小轮缘厚 5.5带轮宽 B 28外径 67轮槽角 382.2.3 主运动轴的计算与设计（1）轴的设计针对此次设计所用的轴我查找书籍及相关资料，选择材料为45钢，经过各种加工、热处理和表面强化处理。计算主轴最小直径 根据经验选取轴的材料为45钢，并经过调质处理，查手册取=105 = = = 17.5 （mm） 考虑到主轴上有1个键槽，轴径应增大 d （1.051.07）= 故取= 24 （mm）（2）轴的校核 1.轴的校核 （1）绘制轴的受力简图 将载荷简化，支点简化，得到轴的受力简图。 （2）校核计算 由扭矩图和弯矩图可知，A点应力最大，所以截面为危险截面，即轴的 第三段和第四段的交界处，因而该轴只需校核轴截面左右两侧即可。 截面左侧： 抗弯截面系数 W = = = 3930.4 （) 抗扭截面系数 = = 7860.8 () 截面左侧扭矩T：T = =9550 截面左侧弯矩M： M = =88337.5 截面上弯曲应力 ： = 22.475 () 截面上扭转切应力： = 1.215 () 轴的材料为45钢，调质处理，由手册查得： = 640 ； = 275 ； = 155 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按表查取 因 = = 0.06 = = 1.18，经插值后可查得 =2.28 =1.66 查得轴的材料的敏感性系数为：= 0.82 = 0.85 故有效应力集中系数为： = = 2.05 = 1.56 弯曲尺寸系数 扭转尺寸系数 轴按磨削加工，得表面质量系数为： 轴未经表面强化处理，即，综合系数值 = = = 3.15 = = = 2.0 碳钢的特性系数为： 计算安全系数Sca值，得 故可知其安全。 截面右侧： 抗弯截面系数 W = 0.1 = 0.1 = 6400 () 抗扭截面系数 = 0.2 = 0.2 = 12800 () 截面右侧的弯矩M为： M = 88337.5（） 截面上弯曲应力： = = = 13.80 () 截面上扭转切应力： = = = 0.746 (） = 640 ； = 275 ； = 155 = 2.28 =1.66 = 0.82 = 0.85 故有效应力集中系数为： = = = 2.05 = = = 1.56 弯曲尺寸系数 = 0.67 扭转尺寸系数 = 0.82 轴按磨削加工，得表面质量系数为： = 0.92 轴未经表面强化处理，即 = 1，综合系数值 = = = 3.15 = = = 2.0 碳钢的特性系数为： = 0.1 = 0.05 计算安全系数Sca值，得 故可知其安全。2.2.4进给系统的计算与设计 图为 刀具切削工件 Z4大齿轮 Z5出料齿轮 Z6 进料齿轮 1 弹簧 2 工件 3 进料轮轴 4 料轮轴 5 工作台（1）电动机的选择 根据经验，选择进给运动电动机的功率为2.2 kw。进给压轮的进给速度为6.5 m/min，取压轮直径160 mm，进给压轮的转速为w = = = 81.25 （r/min），电机主轴的转速为910 r/min，传动比为 i = = ，从网上查得选用传动比为8的减速电机，其输出转速为113.75 r/min。（2）进给系统带传动的计算与设计传动的功率P = 2.2kw，减速器的传动比为6，中心距要求不低于300mm，电机转速= 910 r/min，经减速器后转速= 151 r/min。又因为木线机的送料速度为6.5 m/min，且压紧轮的直径为200 mm，v = ，所以转速 = 65r/min，传动比 i = = 2.323，减速器轴径 d = 24mm。 1选择链轮齿数， 假定链速V = 38 m/s，查手册选取小链轮齿数 = 21， 从动链轮齿数 = i = 2.323 21 = 48.783，取 = 49 2. 计算功率 由手册查得工作情况系数 = 1.2 ，故 = = 1.2 2.2 = 2.64 （kw） 3确定链条链节数 初定中心距 = 40，则链节数为 = + = 117.38 (节)，取 = 118 (节) 4. 确定链条型号及链条节距 根据小链轮转速 = 151 r/min及功率 = 1.323 kw，查手册选链号 10A-1链条，再查手册得链节距 = mm 5. 定链长L及中心距aL = = = 1.873 (m） 查表得中心距计算系数 = 0.24476 ，则链传动的最大中心距= = 655 （mm） 6验算链速 = = = 0.839 （mm/s） 与原假设相符。 7计算压轴力 有效圆周力 = 1000 = 1000 = 1311 （N） 按垂直布置取压轴力系数 = 1.05 故 = = 1.05 1311 = 1376.6 （N） 8链轮的设计计算 （1）大链轮具体尺寸的计算 分度圆直径 d = = = 248.16 (mm) 齿顶圆直径 = = 252 (mm) 查手册得 = 10.16 ，齿根圆直径 = = 248.16 10.16 = 238 (mm） 大链轮的结构选择孔板式，大链轮的结构图如下：小链轮的结构：（2）进给系统轴的计算与设计 根据经验选取轴的材料为45钢，并经过调质处理，查手册取=105 = 105 = 27 （mm） 又因为考虑到主轴上有1个键槽，轴径应增大 (1.051.07) = 11(1.051.07)，所以取 = 30 （mm） 经校核所设计的轴符合要求（此处所用的轴的校核公式与切削轴的校核公式相同不赘述）。2.2.5 锥齿轮的计算与设计 齿轮传动时机械传动中最重要的传动之一。形式很多，应用广泛，传递的功率可达数十万千瓦，圆周速度可达200 m/s。1.齿轮传动的主要特点： (1)效率高 (2)结构紧凑(3)工作可靠、寿命长(4)传动比稳定2.齿轮传动的失效形式 (1)轮齿折断(2)齿面磨损(3)齿面点蚀(4)齿面胶合(5)塑性变形3.设计准则 由上述情况可知，所设计的齿轮传动在具体的工作情况下，必须具有足够的、相应的工作能力，以保证在整个工作寿命期间不致失效。因此，针对上述各种工作情况及失效形式，都应分别确立相应的设计准则。但是对于齿面磨损、塑性变形等，由于尚未建立起广为工程实际使用而且行之有效的计算方法及设计数据，所以目前设计一般使用的齿轮传动时，通常只按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。对于高速大功率的齿轮传动，还要按保证齿面抗胶合能力的准则进行计算。 在闭式齿轮传动中，通常以保证齿面接触疲劳强度为主。但对于齿面硬度很高、齿芯强度又低的齿轮或材质较脆的齿轮，通常则以保证齿根弯曲疲劳强度为主。如果两齿轮均为硬齿面且齿面硬度一样高时，则视具体情况定。 开式（半开式）齿轮传动，按理应根据保证齿面抗磨损及齿根抗折断能力两准则进行计算，但如前所述，对齿面抗磨损能力的计算方法迄今尚不够完善，故对开式（半开式）齿轮传动，目前仅以保证齿根弯曲疲劳强度作为设计准则。4.齿轮材料及其选择原则 由轮齿的失效形式可知，设计齿轮传动时，应使齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力，而齿根要有较高的抗折的能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。 (1)常用的齿轮材料 .钢 钢材的韧性好，耐冲击，还可通过热处理或化学热处理改善其力学 性能及提高齿面的硬度，用来制造齿轮的钢材主要有铸钢和锻钢两 种。 .铸铁 灰铸铁性质较脆，抗冲击及耐磨性都较差，但抗胶合及抗点蚀的能 力较好。灰铸铁齿轮常用于工作平稳，速度较低，功率不大的场合。 .非金属材料 对高速、轻载及精度不高的齿轮传动，为了降低噪声，常用非金属 材料做小齿轮，大齿轮仍用钢或铸铁制造。 (2)齿轮材料的选择原则 .齿轮材料必须满足工作条件的要求。 .考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。 .火碳钢，不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲 击下工作的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调质碳钢可用于制作在中等 冲击载荷下工作的齿轮。 .合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。 在设计方案中，锥齿轮的作用是控制工作台的升降，并没有减速的功能，所以只需对齿轮进行齿根弯曲疲劳强度计算和齿面接触疲劳强度计算，保证齿轮在使用过程中不会发生恶性磨损甚至断裂即可。（1）锥齿轮的设计 直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似的按平均分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算。因而可直接沿用式 （3-4） 直齿锥齿轮的载荷系数同样为 （3-5） 其中使用系数可由机械设计表10-2查取；动载系数可按图10-8中低一级的精度线及Vm（m/s）中查取；齿间载荷分配系数及可取为1；齿向载荷分布系数可按下式计算： = 1.5 （3-6） 式中是轴承系数，可从10-9查取。 分别为齿形系数及应力校正系数，按当量齿数查表10-5。 引入式 = (1-0.5)得到 （3-7） 引入 R = = 得到 B = R （3-8） 将公式 代入上式中 那么便可以得到 m =28.64（2）锥齿轮的校核计 直齿锥齿轮的齿面接触疲劳强度，仍按平均分度圆处的当量圆柱齿轮计算，工作齿宽即为锥齿轮的齿宽b。按式10-6计算齿面接触疲劳强度时，式中的综合曲率为 （3-9） （3-10） 将 代入（4-7）中，得到 将上式代入（4-6）中，得到 将以上公式及 =，Cos 机械设计课本中的公式10-1，10-22代入 (3-11)其中啮合齿面上啮合点的综合曲率半径，弹性影响系数，并令接触线长度 L=b，得 （3-12） 对a = 20的直齿锥齿轮，于是可得 (3-13) 而 将各个数值代入上式当中 28.64，所以符合要求。直齿锥齿轮的结构图如下： 第三章 轴承的选择3.1滚动轴承的主要类型、性能、与特点根据轴承中摩擦性质的不同，可把轴承分为滑动摩擦轴承（简称滑动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。滚动轴承由于摩擦系数小，而且它已经标准化，选用、润滑、维护都很方便，因此在一般的机器中应用很广泛，所以我在本次设计中使用的轴承都是滚动轴承。滚动轴承主要有以下几类：调心球轴承、调心滚子轴承、推力调心滚子轴承、圆锥滚子轴承、推力球轴承、双向推力球轴承、深沟球轴承、角接触球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承等。3.2滚动轴承类型的选择原则1.轴承载荷 轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。 载荷的大小选择轴承类型，滚子轴承主要元件之间是线接触，变形较小，用于承受较大的载荷。球轴承主要元件之间是点接触，用于承受较轻或中等的载荷，根据载荷方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力轴承。较小的纯轴向载荷可选用推力球轴承；较大的纯轴向载荷可选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。2.轴承转速 在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。（1） 球轴承能承受较高的极限转速。（2） 在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越小，运转时滚动体加在外 圈滚道上的离心惯性力就越小，因此就更适于在更高的转速下工作。故在 高速时，宜选用同一直径系列中外径较小的轴承。（3） 保持架的材料与结构对轴承转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许 高一些的转速。（4） 当工作转速高时，若轴向载荷不十分大，可采用角接触球轴承承受纯轴向 力。（5） 若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级， 或者适当加大轴承的径向游隙，选用循环润滑或油雾润滑，加强对循环油 的冷却等措施来改善轴承的高速性能。3.安装和拆卸轴承 便于装拆，是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。在轴承座没有剖分面而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承。当轴承在长轴上安装时，为了便于装拆，可以选用其内圈孔为圆锥孔的轴承。 此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求，如轴承的配置使用要求、游动要求等。 轴承选择 综合考虑以上各个方面，我对轴承进行选择。在主轴两端，我选用的是深沟球轴承60000型，其结构图如下：选用滚珠丝杠，能够升降工作台，升降较为平稳，精度高。3.3 联轴器 联轴器就是把两个轴连接在一起的部件，机床运转时确保两轴不能分开。 联轴器所联结的两轴，由于制造及安装误差、承载后的变形及温度变化的影响，往往不能保证严格的对中，而是存在着某种程度的相对位移。这就要求设计联轴器时，要从结构上采取各种不同的措施，使之具有适应一定范围的相对位移的性能。 根据对各种相对位移有无补偿能力（即能否再发生相对位移条件下保持连接的功能），连轴器可分为刚性联轴器（无补偿能力）和挠性联轴器（有补偿能力）两大类。挠性联轴器有可按是否具有弹性元件分为无弹性元件的挠性联轴器和有弹性元件的挠性联轴器两个类别。 有弹性元件的挠性联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲减震的功能。弹性元件所能储存的能量越多，则联轴器的缓冲能力越强；弹性元件的弹性滞后性能与弹性变性时零件间的摩擦功越大，则联轴器的减震能力越强。这类联轴器目前应用最广，品种也越来越多。（1） 选择联轴器 根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接两部件的安装精度等，参考各种联轴器特性，选择各种联轴器的类型。我在选择联轴器时具体考虑了以下几点：1所需传递的转矩大小和性质以及对缓冲减震功能的要求。例如对大功率的重 载传动，可选用齿式联轴器；对严重冲击载荷或要求消除轴系扭转振动的传 动，可选择轮胎式联轴器等具有高弹性的联轴器。2连轴器的工作转速高低和引起的离心力大小。对于高速旋转传动轴，应选用 平衡精度高的联轴器，例如模片联轴器等，而不应选用存在偏心的滑块联轴 器等3相对位置的大小和方向。当安装调整后，难以保证两轴严格对中，或工作过 程中两周将产生较大的附加相对位移时，以选用挠性联轴器。例如当径向位 移较大时，可选用华块联轴器，角位移较大或相交两轴的连接可选用万向连 轴节。4连轴器的可靠性和工作环境。通常有金属元件制成的不需润滑的联轴器比较 可靠；需要润滑的联轴器，其性能容易受润滑完善程度的影响，且可能污染 环境。含有相交等非金属元件的联轴器对温度，腐蚀性介质对强光等比较敏 感，而且容易老化。5连轴器的安装，制造，维护和成本。在满足性能的前提下，应选用装拆方便， 维护简单，成本低的联轴器。例如刚性联轴器不但结构简单，而且拆装方便， 可用于低速，刚性大的联轴器。一般的非金属弹性元件联轴器，由于具有良 好的综合性能，广泛使用于一般的中小功率传动。（2）联轴器的计算 由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转距作为计算转距。公式 式中 T 公称转矩，Nm 工作情况系数 , 是该型号联轴器的许用转矩。 被联轴器的转速n不应超过所选联轴器允许的最高转矩，即 所设计装饰线材木线机在工作时振动不大，电动机和减速器轴的转速不高，所以我选择刚性凸缘联轴器，型号为GZ2联轴器型。该型号的联轴器的主要优点是构造简单，成本较低，能传动较大的扭矩。该联轴器的主要缺点是不能吸收冲击，不能消除由于两轴倾斜或两轴不同心而引起的后果。但是由于木线机的工作环境和工作条件比较平稳，并不受较大的冲击载荷，和循环应力，且其对工作环境的工作温度的要求不高，所以，刚性凸缘联轴器完全可以完成所需要的工作，而且还极大的降低了组装木线机所需要的成本。联轴器结构图3.4选择减速器减速器结构图如下：减速器是指原动机与工作机之间独立的闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。减速器的种类很多，若按传动的和结构特点来划分，分为齿轮减速器，蜗杆减速器，蜗杆-齿轮减速器及齿轮-蜗杆减速器，行星齿轮减速器，摆线针轮减速器，谐波齿轮减速器等。按照经验，我选择了齿轮减速器。齿轮减速器的特点是效率及可靠性高，工作寿命长，维护简便，因而应用范围很广。齿轮减速器按其减速齿轮的级数可分为单级，两级，三级和多级的；按其轴在空间的布置可分为立式和卧式的；按其运动简图的特点可分为展开式，同轴式和分流式等。由于压紧轮的进给速度为 6.5 m/s，滚筒的直径我选择200 mm，所以压紧轮的转速为W = = = 65 (r/min)，又因为电机的转速为910 r/min，使用链传动传动比过大，使用传动比为6的单级圆锥齿轮减速器。 第四章 工作台 箱体和导轨设计 箱体和工作台等零件，在一台机器的总重量中占有很大的比例（例如在机床中约占70%-90%），同是在很大程度上影响着机器的工作精度及抗震性能；若兼作运动部件的滑道时，还影响着机器的耐磨性能等。所以正确选择机座和箱体等零件的材料和正确设计其结构形式及尺寸，使减小机器质量、节约金属材料、提高工作精度、增强机器刚度及耐磨性等的重要途径。机座（包括机架、基板等）和箱体（包括机壳、机匣等）的形式繁多，分类方法不一。就其一班构造形式而言，可划分为四类：机座类、机架类、基板类和箱壳类。若按结构分类，则可分为整体式和装配式；按制法分类又可分为铸造的、焊接的和拼焊的等等。固定式机器，尤其是固定式重型机械，其机座和箱体的结构比较复杂，刚度要求也较高，因而通常都是铸造。铸造材料常用既便于施工又廉价的铸铁（包括普通会铸铁、球墨铸铁、与变形灰铸铁等）；只有需要强度高、刚度大时才用铸钢；当减小质量具有很大的意义时（如运行机器的基座和箱体）才用铝合金等轻合金。对于运行式机器，如飞机、拖拉机及运行式起重机等，减小机体的质量非常重要，故常用刚或轻合金型材焊制。大型机做到制造，则采用分零件铸造的办法。 本设计中的箱体和工作台我都是选用的铸件。其中工作台是直接铸造成型的，而箱体是铸造出箱体的上、下箱体部分，经加工后用螺栓联接成整个箱体，既节约了成本，又便于加工。机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度、其次是强度和抗振性能；当同时用作滑道时，滑道部分还应具有足够的耐磨性。此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。 机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在的内部或外部的零件和部件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动的情况等。设计时，应使所有的零件和部件便于拆装与操作。 关于增强机座和箱体刚度的办法，除了前述选用完全封闭或仅一面敞开的空心矩形截面及采用斜肋板等较好的结构外，还可采取尽量减少与其它机件的连接面数；使连接面垂直于作用力；使相连接的各机件间相互连接并靠紧；尽量减少机座和箱体的内应力已经选用弹性模量较大的材料等一系列措施。设计机座和箱体时，为了机器装配、调整、操纵、检修及维修等的方便，应在适当的位置设有大小适宜的孔洞。金属切削机床的机座应具有便于迅速清除切削或边角料的可能。各种机座均应有方便、可靠的与地基连接的装置。箱体零件上必须镗磨的的孔数及各孔位置的相关影响应间量减少。位于同一轴线上的各孔直径最好相同或顺序递减。当机座和箱体的质量很大时，应设有便于起吊的装置，如吊装孔，吊钩或吊环等。如需用绳索捆绑时，必须保证捆吊时具有足够的刚度，并考虑在放置平稳后，绳索易于解下或抽出。另外还需指出，机器工作时总要产生振动并引发出噪声，对周围的人员、设备、产品质量及自然环境都会带来损害与污染，因而隔振也是设计机座与箱体时应该同时考虑的问题，特别是当机器转速或往复运动速度较高及冲击严重时，必须通过阻尼或缓冲等手段使振动在传递过程中迅速衰减到允许的范围内（可根据不同的车间设计规范取定）。最常见的隔振措施是在机座与地基间加装由金属弹簧或橡胶等 弹性元件制成的隔振器，它们可根据计算结果的要求从专业工厂的产品中选用，必要时也可委托厂家订做。导轨属于支承件，在切削时，刀具与工件之间互相作用的力沿着大部分支承件逐个并使之变形。机床的动态力使支承件和整机振动。支承件的热变形改变执行器官的相对位置或运动轨迹。这些，都影响加工精度和表面质量。因此，支承件是机床十分重要的构件。对支承件的基本要求是：（1）应具有足够的刚度和较高的刚度-重量比。后者在很大程度上反映了设计 的合理性。（2）应具有较好的动态特性。这包括较大的位移阻抗（动刚度）和阻尼；与其 他部件相配合，使整机的各阶固有频率不致与激振频率相重合而产生共振； 不会发生薄壁振动而产生噪音等。（3）支承件应设计得使整机的热变形较小。 （4）应该排屑畅通，吊运安全，并且有良好的工艺性以便于制造和装配。支承件的性能对整台机床的性能有不小的影响，应该正确地进行支承件的结构设计，并对主要支承件进行必要的验算和试