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木工
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设计
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木工立式刨床的设计含开题及15张CAD图,木工,立式,刨床,设计,开题,15,CAD
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木工立式刨床的设计摘 要 该设计是一种用于木板立侧面成型加工的木工立式刨床。随着现代人们审美观念的逐步提高，单一的木料成型形状已经不能满足人们的审美要求，一种能加工多种成型面的的木工机床亟需问世。根据设计要求和不同方案的优化组合最终确定了，由电动机提供动力，经V型带一级传动将动力传动给刀具轴，具有结构简单的优点；同时根据所需要的成型面形状的不同可更换不同的成型刀具，即可加工出不同形状的成型面，具有操作简便的优点。所有部件的设计都经过科学的计算，并利用Auto Cad软件强大绘图功能和Word的编辑功能,使设计进一步得到完美与强化。关键词：木工机械 木材立式刨床 成型面ABSTRACTThis design is a kind of used to board made of woodworking vertical side cutting forming process. With modern people aesthetic ideas gradually raise, single timber molding shape cannot have satisfied peoples aesthetic requirements, a variety of forming surface processing the need for woodworking machinery was unveiled. According to the design requirements and different scheme of optimum combination of final, powered by motor, the v-shaped belt level 1 transmission will power transmission give cutter axis, the structure is simple merit; Simultaneously according to need formed surface shapes of different replaceable different molding tool, can work out different shapes of formed surface, has the advantages of simple operation. All the parts design after scientific calculations, and using Auto Cad software powerful graphics functions and the Word editing functions, which makes the design perfect and strengthen further. Keywords: woodworking machinery ；wood vertical planer ；formed surface 目 录摘要4第一章 绪论51.1我国木工机械的发展现状51.2木工立式刨床的基本工作原理5第二章 电动机、传动装置的选择与设计 52.1电动机类型选择52.2电动机功率的选择52.3传动装置的总传动比62.4传动装置的运动和动力参数62.4.1轴的转速62.4.2轴的功率62.4.3轴的转矩7第三章 V型带的设计选择73.1确定计算功率Pca 73.2选择V型带的带型83.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v 83.3.1初选小带轮的基准直径dd1 83.3.2验算带速v 93.4确定V带的中心距和基准长度Ld 93.4.1初定中心距93.4.2选带的基准长度103.4.3计算中心距的变化范围103.5验算小带轮上的包角103.6计算带的根数Z103.6.1计算单根带的额定功率p1103.6.2计算v带的根数Z 103.7计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min103.8计算压轴力Fp 113.9V带轮的设计 113.9.1带轮的设计内容113.9.2带轮的材料 113.9.3带轮的结构形式113.9.4V 带轮的轮槽 123.9.5V 带轮的张紧 12第四章轴 的设计计算124.1轴的选材124.2轴的结构设计124.3各轴段直径和长度的确定 124.4轴的强度计算134.4.1对71007C处轴截面校核 144.4.2对71009C处轴截面校核 14第五章 轴承的选用 155.1初选型号 155.2计算滚动轴承的当量动载荷15第六章 键的选用校核 176.1传动轴键的选用176.2电动机轴键的选用17第七章 润滑方式 17第八章 设计小结 17第九章 致谢 17参考文献18第一章 绪论1.1我国木工机械的发展现状木工机床是用于切削木料的加工设备，对于从原木到木制品起到至关重要的作用。可想而知，木工机床锯剖的成木制品如果形状不符合要求，会造成不美观，特别是在家具、木门行业，会让企业浪费原材料，给企业造带来不必要的经济损失。我国木工机床从无到有，从小到大，从弱到强，逐渐形成一个完整的行业体系。但是我国市场现有产品存在技术创新差、质量水平低、品种多，缺乏特色等诸多缺点1.2木工立式刨床的基本工作原理本产品所设计的是在吸取现有设备优点的基础上，在完成预定功能的基础上，力求产品结构简单，操作灵活方便。其工作原理主要是电动机经V型带一级传动，将动力传递给主运动轴，从而驱动刀具进行刨削，通过更换不同的刀具加工出不同的侧立面形状。第二章 电动机、传动装置的选择与设计2.1电动机类型选择 工作机在刨削过程中，载荷无很大冲击及过载情况，启动、制动不频繁，故常选用Y系列三相异步电动机。考虑到电动机与被驱动工作机械的连接形式，电动机选用立式安装方式（V6）。2.2电动机功率的选择 标准电动机的功率有而定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作机要求的功率。功率过小则不能保证工作机的正常运行，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏。功率过大，则增加成本。电动机的功率主要由应行使发热条件决定，再不变或变化很小的的载荷下长期连续运行的机械。只要电动机负载不超过额定值，电动机便不会发热，通常不需要校验发热和启动力矩，所需电动机功率为：Pd = Pw/ （2-1）式中： Pd为工作机实际需要的电动机输出功率（Kw） Pw为工作机需要的输入功率（Kw） 为电动机只工作机之间传动装置的总效率工作机所需功率Pd由机器的工作阻力和运动参数计算所得例如： Pw=FxV/1000w （Kw） （2-2） Pw=Txnw/9550w（Kw） （2-3）式中： F为工作机阻力，V为工作机线速度，T为工作机阻力距，nw为工作机的转度，w为工作机的效率总效率为： =123n式中：1、2、3分别为传动装置中每一传动副、每对轴承每个联轴器的效率其值见表1-7（设计手册）。同一功率电动机通常有几种转速供选择，电动机转速越高，磁极级数越少，尺寸重量越小，价格也越低，考虑到电动机到工作机是一个增速减扭的过程，故选用同步转速为3000r/min的Y系列电动机。由 Pw=Tnw/9550（Kw），=123n （2-4）故 Pw=Tnw/9550=5.1（nm）3860（r/min）/9550 （2-5） =2.17（Kw）=12=0.99x0.96=0.9504 1为球轴承效率值取0.992为V型带传动效率取0.96由以上可知，电机选用为：Y90L-2-V62.3传动装置的总传动比 i=nm/nw （2-6）式中: nm为电动机的满载转度（r/min）nw为执行机构购的转速（r/min）i=nm/nw=2840/3860=0.736 （2-7）考虑到传动装置结构尺寸较小，重量较轻，i=0.736的增速减扭一级传动，故选用V型带一级传动形式。2.4传动装置的运动和动力参数设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到个轴上。传动装置从电动机到工作机由一轴（），则：2.4.1轴的转速 n=nm/i=2840/0.736=3860r/min （2-8）nm为电动机满载转速i为电动机至高速轴之间的传动比 2.4.2轴的功率： P=Pd=2.17（Kw） 0.990.96=2.06（Kw） （2-9）2.4.3轴的转矩： T=Tdi=7.300.7360.990.96（nm） （2-10） =5.11（nm）Td=9550Pd/nd=95502.17 Kw /2840r/min （2-11） =7.30（nm）Pd为电动机轴输出功率（Kw）为电动机至轴的传动效率Td为电动机轴的输出转矩（nm） 第三章 V型带的设计选择3.1确定计算功率Pca由下表1-1查得工作机工作情况系数Ka=1.1，故：Pca=KaP=1.12.17=2.387（Kw） （3-1） 表1-1 工作情况系数Ka工况 Ka 空、轻载传动重载启动每天工作小时数/h1616载荷变动微小液体搅拌机、通风机和鼓风机（7.5KW）离心式水泵和压缩机、轻负荷输送机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式输送机（不均匀载荷）、通风机（7.5KW）、旋转式水泵和压缩机（非离心式、发电机、金属切削机床、印刷机、旋转筛、锯木机和木工机械）1.11.21.31.21.31.4载荷变动大制砖机、斗式提升机、起重机、磨粉机、冲剪机床、橡胶机械、振动筛、纺织机械、重载输送机1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）磨碎机（球磨、棒磨、管磨）1.31.41.51.51.61.83.2选择V型带的带型 根据Pca、n由下图选用Z型带图1-1 普通V带选型图3.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v3.3.1初选小带轮的基准直径dd1由表1-2和表1-3取小带轮的基准直径dd1=100mm表1-2 V带轮的最小基准直径槽型YZABCDE（dd）min/mm205075125200355500表1-3 普通V带轮的基准直径系列带型基准直径ddY20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,71,80,90,100,112,125Z50,56,63,71,75,80,90,100,112,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,400,500,630A75,80,85,90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,180,200,224,250,280,315,355,40,450,500,560,630,710,800B125,132,140,150,160,170,180,200,224,250,280,315,355,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120C200,212,224,236,250,265,280,300,315,335,400,450,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1120,1250,1400,1600,2000D355,375,400,425,450,475,500,560,600,630,710,750,800,900,1000,1060, 1120,1250,1400,1500,1600,1800,2000E500,530,560,600,630,670,710,800,900,1000,1120,1250,1400,1500,1600, 1800,2000,2240,25003.3.2验算带速v，按式 （3-2） 因为5m/s V 30 m/s ，故带速合适3.3.3计算大带轮的基准直径根据式 dd1=dd2i dd2= dd1/i=100/0.736=135.9mm （3-3） 根据表1-3，圆整dd2=1403.4确定V带的中心距和基准长度Ld3.4.1初定中心距根据式 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） （3-4）0.7（100+140）a02（100+140） 168a0480初定中心距 a0=4003.4.2选带的基准长度由下式： （3-5）1178mm 由表选带的基准长度Ld=1120mm3.4.3计算中心距的变化范围按式 aa0=400+371mm （3-6） 中心距的变化范围由式 amin=a-0.015Ld=354.2mm amax=a+0.030Ld=404.6mm3.5验算小带轮上的包角11800-（dd1-dd2）=1800-（140-100） （3-7） 173.80 9003.6计算带的根数Z3.6.1计算单根带的额定功率p1由dd2=140mm和电机的转速2840r/min，查机械设计第八版表8-4ap0=0.800kw。 根据n=2840r/min，i=0.736和Z型带，查表8-4a得P0=0.05kw。 由表8-5得k=0.986，表8-2得kl=1.08，于是：Pr=（p0+P0）kkl=（0.800+0.05）0.9861.06 （3-8） =0.888kw3.6.2计算v带的根数Z Z= =2.68 （3-9）取V型带的根数Z=33.7计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min表1-4 V带单位长度的质量带型YZABCDE0.020.060.100.180.300.610.92由表1-4得Z型带的单位长度质量=0.06kg/m，所以 （3-10） 对于新安装的V带，初拉应力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉应力为1.3(F0)min。3.8计算压轴力Fp压轴力最小值： （Fp）min=2ZF0（min）sin（1/2） （3-11） =2354.60 sin（173.8/2） =327N3.9V带轮的设计3.9.1带轮的设计内容根据带轮的基准直径和带轮的转速等已知条件，可以确定带轮材料，机构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸、公差和表面粗糙度以及相关技术要求。3.9.2带轮的材料常用的带轮的材料为HT150或HT200，转速较高时可采用铸钢或用钢板冲压后焊接而成。小功率时可以用铸铝或塑料。 3.9.3带轮的结构形式V带轮由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据轮辐结构的不同，可分为实心式、腹板式、孔板式、椭圆轮辐式。V带轮形式与基准直径有关。当带轮的基准直径为dd2.5d（d为安装带轮的基准直径）时，采用实心式；当带轮的基准直径为dd300mm时，可采用腹板式；结合本次设计要求，带轮采用腹板式。3.9.4V 带轮的轮槽V 带轮的轮槽与所选用的V 带的型号相对应。见机械设计第八版表8-10V 带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V 带工作面的夹角发生变化。为了使V 带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V 带轮轮槽的工作面的夹角小于。 V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圆，也不应与轮槽底部接触。为此规定了轮槽基准直径到带轮外圆和底部的最小高度hamin和hfmin。V 带轮的工作表面的粗糙度为1.6或3.2.3.9.5V 带轮的张紧 带传动一段时间后，会因为带的塑性变形和磨损而松弛。为了保证带传动的正常工作，需采取一定的措施定期进行张紧。在本次设计中采用了滑道式张紧方式。通过定期改变中心距的方法来调节带的初拉力，使带重新张紧。第四章 轴的设计计算 4.1轴的选材：轴的材料主要是碳钢和合金钢。钢轴的毛坯多数用轧制钢和锻件，有的则直接用圆钢。由于碳钢比合金钢价廉，对应力集中的敏感性较低，同时也可以用热处理或化学热处理的办法提高其耐磨性和抗疲劳强度，故采用碳钢制造轴尤为广泛。由于考虑到该工作机受载荷不大，故采用热处理为热轧或锻后空冷的Q235-A圆钢材，其许用弯曲应力【-1】=40MPa。4.2轴的结构设计轴的结构设计主要取决于：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等。由于影响轴的结构的因素很多，故针对不同情况要进行具体的分析。4.3各轴段直径和长度的确定。根据设计经验以及参考同类机器可初步拟定两轴承之间轴段的直径D=41mm；同时根据主轴的悬伸量a=50mm，可以确定主轴最佳跨距L合理=（35）a，取L合理=220mm。然后再按照轴上零件的装配方案和定位要求，从D处起逐一向两端确定各轴段的直径和长度。具体如下： 图1-2 传动轴的轴段直径与长度4.4轴的强度计算由于V型带对轴施加的压轴力的方向与木材对刀具施加的力的方向只有很小的3.5度的夹角，故可认为两力的方向一致。受力分析如下： 图1-3 轴的受力分析根据第三强度理论：ca=计算应力通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力则为常常不是对称循环变应力，故引入折合系数，则计算应力为：ca= （4-1）进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的 面即危险截面的强度，也就是轴上两轴承支撑处。该转动轴因单方向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，因此=0.6。对于直径为d的空心轴（=0.5），弯曲应力为= 扭转切应力=，将和代入下式： ca = （4-2） =/W【-1】式中：ca -轴的计算应力，MPa M -轴所受的弯矩，Nmm T -轴所受的扭矩，Nmm W -轴的抗弯截面系数mm3，公式为0.1d3 (1-4） -1 -对称循环变应力时轴的许用弯曲应力4.4.1对71007C处轴截面校核： ca = （4-3）=/W =5.66MPa【-1】=40MPa4.4.2对71009C处轴截面校核： ca = （4-4）=/W=3.01MPa【-1】=40MPa由以上计算可知，该轴符合强度要求。第五章 轴承的选用5.1初选型号轴承载荷的大小、方向，是选择轴承类型的主要依据。由于本次设计的木工立式刨床中所需的轴承即承受径向载荷同时还有不大的轴向载荷，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承，考虑到轴为立式结构，故选用接触角=150的角接触球轴承。初选型号为71007C和71009C的角接触球轴承,由机械设计手册可查得71007c轴承的基本额定动载荷Cr=19.5KN,极限转速为8500r/min，71009C轴承的基本额定动载荷Cr=25.8KN,极限转速为7500r/min。5.2计算滚动轴承的当量动载荷轴承采用反装。该轴承主要承受了轴给予它的径向力，以及轴和轴上配件的自重所给予它的轴向力Fd。经计算可初步得出Fd60N。求轴承的径向力： 图1-4 角接触球轴承的载荷受力分析 Fr1+Fr2=F1+F2 （5-1） F146+Fb235-F2(235+50)=0 （5-2）由以上两式可得：Fr1=478N，Fr2=523N对于71007C和71009C型轴承，轴承的派生轴向力Fd=eFr，其中，e为判断系数，其值由的大小来判断，但现在轴承的轴向力Fa未知故先去e=0.38，因此可估算Fd1=0.38Fr1=181.64N （5-3）Fd2=0.38Fr2=198.74N （5-4）因为Fd1+Fd=181.64N+60N=241.64N,大于Fd2=198.74N所以轴承2被压紧，轴承1被放松Fa1= Fd1=181.64N （5-5）Fa2=Fd1+Fd=181.64N+60N=241.64N （5-6） =0.01279 （5-7） =0.01179 （5-8）由机械设计第八版表13-5进行插值计算，得： e1=0.3768 e2=0.3754再计算： Fd1= e1Fr1=0.3768478N=180.11N （5-9） Fd2= e2Fr2=0.3754523N=196.33N （5-10）Fa1= Fd1=180.11N （5-11）Fa2=Fd1+Fd=180.11N+60N=240.11N =0.01268 （5-12） =0.01171 （5-13）两次计算出的值相差不大，因此确定e1=0.3768，e2=0.3754， Fa1= 180.11N，Fa2=240.11N。求当量动载荷P1和P2：因为 =0.3768 = e1 （5-14）=0.4591e2 （5-15）由机械设计第八版表13-5进行插值计算，得轴向和径向载荷系数：对轴承1 X1=1， Y=0对轴承2 X1=0.44， Y=1.486因轴承运转中有轻微冲击，故fp=1.11.2，取fp=1.2。则P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.2（1478）=573.6N （5-16）P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.2（0.44523+1.486240.11）=704N （5-17）验算轴承寿命，对轴承1： （5-18） =106/603860(19500/573.6)3 =169556hLh=43200h对轴承2： （5-19） =106/603860(25800/704)3 =211968hLh故所选轴承满足寿命要求。 第六章 键的选用校核6.1传动抽键的选用：由传动轴d=27mm，可选键，键宽b键高h=87由于该轴为空心轴，故键高约为普通平键的60%-70%，故键高h=7（60%-70%）=4.2-4.9mm，由于轮毂长为38mm，取键长L=32mm。该平键传递扭矩，主要失效形式为工作面被压溃，故只对工作面的挤压应力进行强度校核计算： p=2T106/KLD=6.86MPa【P】=50MPa （6-1）6.2电动机轴键的选用电动机轴键选用平头楔键，键的上下两面为工作面，键的上表面和它相配合的轮毂槽底面具有1：100的斜度，装配后，键楔紧在轴和轮毂的键槽里，由于d=24mm，故键宽b键高h键长L=8740该键的主要失效形式是相互楔紧的工作面被压溃，故应校核各工作面的抗挤压强度。p=12T103/bl（b+6fd）=12MPa【P】=50MPa （6-2）综上，两键均符合强度要求。第七章 润滑方式润滑剂主要有固体润滑剂，润滑脂，液体润滑剂和气体润滑剂等四类。润滑油的粘度是选择润滑油的重要指标之一。参考机械传动装置设计手册下册，选用液体润滑剂中经处理的液体和固体润滑油的润滑脂黄油，因为木工立式刨床是开放的机器，整机大部分部件暴露在空气中，而且要完成传动和运动。所以选用润滑脂黄油润滑。结构简单，耐压性好，对表面加工精度要求底，成本低。在安装时箱体方孔和轴承处加满润滑脂即可。第八章 设计小结本次设计是按照毕业设计要求和设计任务，参照国内外现有同类产品的基础上而设计的，重在吸百家之长，力求设计新颖、先进、经济实用。通过毕业
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