液压夹紧卡轴箱旋切机设计

济南大学毕业设计 第三章主传动系统设计PAGEPAGE101前言1.1选题背景随着世界经济的发展，特别是建筑、家庭装修、包装业的发展，整个世界对木材的需求量越来越大，而木材的生长速度远远赶不上这一发展的要求。与此同时，新材料、新工艺、新技术、新的设计设计与理论方法的不断出现，木材作为被广泛使用的材料，越来越受到人们的重视，而木工设备也随之不断的发展。木材是家具和建材行业不可或缺的材料，但现实告诉我们，由于先前人们对资源的浪费，全球的原木资源正处在匮乏的阶段。所以，合理利用有限的资源，走可持续发展的道路迫在眉睫。要实现资源的有效利用，就要提高我们的技术和设备，实现木材加工的高效生产、低能耗、节约生产成本等。近些年来，我国的木材设备虽然得到了高速发展，但是我们不得不面对现状：我国设备产品水品低、性能差、可靠性不高、不适应现代农林科技、家具业发展的需要；科技基础薄弱，自主开发能立差；私营小企业较多，仿制现象较严重，科技人员少，严重制约了木工企业的科技发展；企业装备陈旧，工艺落后，自动化程度低；产品设计只停留在以经验和模拟为主的传统设计，现代设计理论方法很少在设计中体现。而改变这一切的关键在于在木工设备中使用现代设计方法。减小木芯直径,提高生产效率和单板质量一直是木单板加工行业追求的目标,同时也是单板加工设备制造业努力的方向。在80年代初期,芬兰、美国、意大利、加拿大、日本等国就开始了这方面的潜心研究,并先后在美国考埃公司、意大利克里蒙娜公司、芬兰劳特公司、日本名南公司相继推出了适用于小径木旋切的新设备和新工艺。这些公司新采取的关键措施大致是:改进旋切机刀架结构及采用旋刀角度自动调整系统;改进单板厚度控制系统,包括采用滚柱压尺和引入计算机控制;改变旋切驱动形式,采用外圆驱动,辊筒驱动等。如芬兰劳特公司采取新的措施后,已取得了令人满意的效果,推出的新旋切机每分钟可旋8根木段,木芯直径小到65mm,旋切速度达到300m/min。目前，世界各国都在不断的引进、选用、开发新技术和新设备，努力改善对木材资源的合理利用，中国是资源大国，更要加强对资源的节约利用观念，使我国的加工水平提高，这样不但能保护环境，降低木工机械的加工成本，节约成本，还能够把节约来的大量资金运用到技术开发和科研中去，使企业不断的达到世界领先水平。随着我国加入WTO,国外的先进技术和设备会不断涌入，我国卡轴式旋切机与国外的差距越来越小。对我国而言,挑战与机会共存。目前，我国的旋切机已能满足现阶段大部分单板等材料的生产需要，一部分高档旋切机技术参数可达到：①工作精度：单板厚≤2MM时，厚度公差0.05mm。②机床精度：两卡轴轴线的同轴度0.2/1250～1600；装压尺面与两卡轴公共轴线的平行度0.2/1250～1600。③自动化程度：应用液压电子技术，易于操作，维修方便。④工作安全可靠，连续2年无重大机械电器故障。⑤主轴转速＞200转/分。面对当前全球资源严重枯竭的现状，我们每一个人都有责任为我们的家园尽一份力量，我们要不断的努力，学习，研究，勇于创新，创造出更优秀的产品来造福人类。1.2研究课题的必要性和意义我的设计题目是：液压夹紧卡轴箱旋切机设计。这个题目涉及到了我大学四年所学的所有专业知识，包含了齿轮、齿条、轴、轴承、箱体和导轨等很多方面的知识，我要设计的旋切机和传统旋切机不同，传统旋切机大多是无卡轴旋切机（辊子压紧）和机械夹紧旋切机。近年来,随着人民生活水平和生活质量的不断提高,对居住环境提出了更高的要求,促进了我国胶合板工业的发展。胶合板的产量和品种日益增多,需求量越来越大,因而为单板的加工利用开拓了新的领域。我要设计的旋切机借用液压系统来设计卡轴箱，不仅具有摩擦力小、噪音小、耗电量小等优点，而且切削精度高，对木材的利用率也高。当前世界的木材处在极度短缺的阶段，充分利用每一段木材，都将对环境有着极大的意义。另外，我也喜欢这个课题，希望通过这次设计能够提升自己对所学知识的的利用能力。2旋切机的工作原理与结构旋切机原理图如下：1.木段2.压尺3.旋刀4.刀床5.进给丝杠6.手轮7.刀床快速进给电机8.锥齿轮副9.进给丝杠10.刀床11.链传动12.进给箱13.液压缸14.电动机15.卡轴16.液压泵整机的工作过程如上图所示:当木段1被送到旋切机定好中心后,左、右卡轴15即可在液压缸13的作用下伸出并卡紧木段1,进而在主电动机的驱动下由慢到快地带动木段1旋转,带有旋刀3和压尺2的刀床4向木段1作进给运动，从而旋切出连续的单板。刀床4的进给丝杠5由右卡轴通过链传动11、进给箱12和两对锥齿轮8传动，单板的厚度决定于卡轴15每转的刀床进给量。改变进给箱12中齿轮传动的传动比，即可获得不同厚度的单板。为保证旋切过程中单板厚度均与一致，卡轴与刀床之间不应采用摩擦传动副，如皮带传动、摩擦轮传动等。现代化的旋切机其基本工作原理虽未改变，但在结构上进行了大量改进，从而提高旋切效率、改进旋切质量和提高出板率。新型旋切机的最高转速已提高到300r／min，比老式旋切机转速约高10倍，并且实现了恒线速旋切。现在旋切一根径级约30cm的木段不到20秒钟，为了充分发挥高速旋切机的效率，还须相应地缩短木段定心、上木、换刀、后角调整、压榨力调整和单板厚度调节等等辅助时间。因此，新型旋切机大都配有各种型式的自动定心、上木机构，木芯和碎单板、小规格板运输装置，单板自动卷板或贮存装置以及整机实现半自动或自动化。新型旋切机普遍采用液压双卡轴和防止木芯弯曲的压辊装置，以减少旋切后木芯的直径，提高出板率。目前，木芯直径可旋至。在旋切用于层压胶合木的特厚单板的旋切机上已采用旋转的辊柱压尺代替传统的平压尺，可以降低旋切功率，防止单板开裂，提高旋切质量。由于厚单板旋切时阻力矩较大，这种旋切机也有的采用一个或三个附加驱动辊子，既可防止木芯的弯曲，又增加驱动木段的力矩。对于旋切微薄单板的精密旋切机已用滚珠丝杆替代普遍的进刀丝杆，保证走刀精度。还有一种安装两把旋刀的旋切机，首先由底部的旋刀将木段旋圆，然后由主旋刀旋出单板带。采用两把旋刀可以减少主旋刀的油刀次数，还可避免由于主旋刀细小的崩刃而影响板面的质量。旋切机的其它改进，如喷气压尺，振动旋刀旋切以及机上加热软化木段进行旋切等等，尚处于试验性阶段。旋切机主要有：主传动系统、进给箱及传动系统、左右卡轴箱、刀床等，除此之外，现代旋切机还有：木段定心系统、上木机构、防弯（驱动）机构、卷板机构、木芯及碎单板输送机构等。3主传动系统设计被旋切的木段产生连续的旋转运动就是旋切机的主传动系统。它包括主卡轴箱、传动系统、进刀座、刀床以及进给箱。主传动系统一般包括离合器、主电动机、卡轴和中间传动机构的链轮或驱动齿轮，主传动系统可以说是旋切机的心脏部分，没有它的存在，旋切机也就不复存在了。随着旋切机的工作，木断会随之变细，直径变小，这时，如果旋切机只采用一种转速，那么切削的速度也就会随之发生变化。一旦旋切机的旋切速度下降，旋切机的生产效率将会随之下降，影响了经济效益。所以旋切的主传动系统的速度不应该是保持不变的，而是处在不断的变化当中，也就是说是一种变速传动。变速传动一般存在以下几种：异步电动机、多速异步电动机和齿轮变速箱组合、整流子电动机、异步电动机和链式无级变速器、发电机一电动机组、液压无级调速、可控硅整流器——直流电动机系统等，我们可以根据机床的具体需要来选择不同的变速传动系统。异步电动机的特点：转子绕组不需与其他电源相连，其定子电流直接取自交流电力系统；与其他电机相比，异步电动机的结构简单，制造、使用、维护方便，运行可靠性高，重量轻，成本低。以三相异步电动机为例，与同功率、同转速的直流电动机相比，前者重量只及后者的二分之一，成本仅为三分之一。异步电动机还容易按不同环境条件的要求，派生出各种系列产品。它还具有接近恒速的负载特性，能满足大多数工农业生产机械拖动的要求。其局限性是：它的转速与其旋转磁场的同步转速有固定的转差率（见异步电机），因而调速性能较差，在要求有较宽广的平滑调速范围的使用场合（如传动轧机、卷扬机、大型机床等），不如直流电动机经济、方便。此外,异步电动机运行时,从电力系统吸取无功功率以励磁，这会导致电力系统的功率因数变坏。因此，在大功率、低转速场合（如拖动球磨机、压缩机等）不如用同步电动机合理。多速异步电动机是通过改变磁极对数来改变电动机转速的。常用的多速异步电动机主要有双速的、三速的和四速的。对电机来说，磁极对数越多，电动机的体积就越大，所以再多对数的异步电动机应用的就少之又少了。本次毕业设计，旋切机采用液压卡轴箱，也就是用液压系统来实现卡轴的夹紧、快进、慢进等功能。液压是一项比较先进的技术，采用液压系统，使得卡轴的夹紧更加稳定。本机采用的传动系统方案图如下3-1：图3-1传动系统方案3.1主切削功率计算由木材的切削原理我们知道，当旋切机工作时，木断做圆周旋转运动，那么我们可以把刀具的进给运动可以假想成刀具相对于木料做圆周旋切，切削功率可以表示为：（3-1）（3-2）其中u进给速度每齿进给量Z齿数n刀具或工件转速每转进给量取mm，mm/齿；由式3-2得：Z=100mm。（3-3）其中切削功率K单位切削功b切削宽度t切削深度u进给速度那么对于可以加工两种不同厚度的旋切机，可取t=1，t=3：=1\*GB3①当t=1时，=0.795（kw）=2\*GB3②当t=3时，=2.117（kw）因为，所以=2.117kw。3.2电动机容量的计算和电动机的选择（3-4）式中：电动机输出功率工作机输入功率工作机至电动机传动系统效率。由图3-1的传动方案可得本次设计传动系统中共有：8级直齿圆柱齿轮6个V带型传动1对圆柱滚子轴承6对深沟球轴承4对（3-5）3.11（kw）由以上结果判断，可选Y1323.3V带传动的计算根据传动方案图可选择带轮的传动比i＝6.4，那么（1）确定计算功率计算功率是根据传递功率p，并由载荷性质和每天运转时间长短等因素确定的。（3-6）计算功率传递的额定功率工作情况系数=1.23=3.6（kw）（2）选择带型根据计算功率和小带轮转速由图3-2（普通V带选型图）选定带型图3-2普通v带选型图由图可得带型为A型。（3）确定带轮的基准直径和=1\*GB3①起初选择小带轮直径：通过查机械设计手册的普通窄V带轮直径系列可选择带轮直径，为了提高V带寿命宜选较大直径，因此取=85mm。=2\*GB3②验算带的速度：（3-7）将数值代入公式3-7可计算出带轮最大速度：＝4.27(m/s)满足m/s。=3\*GB3③计算从动轮的基准直径，可得＝856.4＝544mm。（4）确定中心距a和带轮的基准长度如果中心距未给出，可根据传动的需要初定中心距0.7()<<2()（3-8）由式3-7可初定中心距=629mm。确定以后，根据几何关系，按下式计算带的基准长度：（3-9）代入数值得：==2329.76（mm）根据，查机械设计手册普通V带基准长度选取与相近的V带的基准长度，取=2500mm。根据计算实际中心距。=+（3-10）a=+=629+（2500-2329.76）/2=714.12（mm），取mm考虑到安装调整和补偿预紧力的需要，带轮中心距：=676.62，=789.12（5）验算主动轮上的包角应带传动对包角的要求，应满足下式：=（3-11）将数值带入3-11，得：===143所以本设计满足使用要求。（6）确定带的根数z（3-12）式中：考虑包角不同时的影响系数，简称包角系数查机械设计手册小带轮包角修正系数Kα考虑带的长度不同时的影响系数，简称长度系数单根V带的基本额定功率，查机械设计手册A型V带的额定功率计入传动比的影响时，单根V带额定功率的增量其值查机械设计手册A型V带的额定功率将数值代入得：==4.2取V带根数为5根。（7）根据计算的V带技术参数，查机械设计手册普通窄V带轮(基准宽度制)直径系列以及V带轮的结构形式和辐板厚度等技术参考资料，计算出满足使用条件的合适V带带轮。3.4计算各级传动比（1）由前面可知V带传动比为6.4。（2）计算卡轴箱传动比：＝＝960/6.4=150(r/min)=150/30=5传动比分配原则：=1\*GB3①各级传动机构传动比应尽量在推荐范围内选取=2\*GB3②应使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻=3\*GB3③使各传动件尺寸协调一致，结构均匀合理，避免干涉碰撞一般要满足公式：（3-13）（3）由上述可选取：＝2.5＝2（4）传动装置动力参数：=1\*GB3①转速：＝＝150/2.5＝60（r/min）＝＝60/2＝30（r/min）=2\*GB3②各轴功率：P1＝40.96＝3.84（kw）P2＝3.840.970.99＝3.4706（kw）P3＝3.47060.980.97＝2.892（kw）=3\*GB3③各轴转矩：＝244.48（Nm）＝244.482.50.970.99＝552.41（Nm）＝552.4120.980.97＝920.86（Nm）济南大学毕业设计 第四章卡轴箱的设计4卡轴箱的设计旋切机的卡轴箱通常为铸铁制造，卡轴箱有左右两部分，两者虽然都和木段夹紧有关系，但分工不同，一边主要负责夹紧木段，一边主要负责旋转，但也并不是完全分工，也需要两者间的默契配合。旋切机的左右两卡轴箱安装在整体的基座上，箱体内安装有卡轴及其传动部件。卡轴箱的夹紧方式有两种，一种是机械式，一种是液压式，也由此卡轴箱划分为两大类：机械夹紧卡轴箱和液压夹紧卡轴箱。4.1液压夹紧卡轴箱液压夹紧卡轴箱采用了液压系统夹紧方式，使得旋切机的夹紧结构变得简单易行，同时木断在旋转过程中更加平稳。液压卡轴箱一般分为单轴箱和双卡轴箱两种。下面就介绍这两种卡轴箱的结构特点。4.1.1液压夹紧单卡轴箱液压单卡轴箱的结构如下图4-1所示：这种卡轴箱的卡轴和活塞杆是做成一体的，其尾端直接插入于油缸内。为了避免活塞杆随卡轴一起旋转，对活塞密封件的使用寿命造成影响，所以在活塞内装上一对圆锥滚子轴承。选用滚子轴承来承受两个方向的轴向推力，由于夹紧力大于退出力，所以两只圆锥滚子轴承的规格并不是相同的。当然这种结构也存在它的缺点，那就是油缸端盖各活塞杆之间的密封情况不理想，容易产生漏油现象。图4-1整体式液压卡紧单卡轴箱图4-2分段式液压卡紧单卡轴箱1卡轴2－活塞杆3－轴承座4－支撑块5－导杆6－花键衬套7－衬套8－大齿轮9－空心套轴这是单卡轴箱另外的一种结构，这种结构如上所示，卡轴1和活塞杆2被分成两段，他们之间用滚动轴承座3联接，当卡轴旋切时活塞和活塞杆均不旋转，所以密封结构不仅简单而且有保障。这种分段结构的使用，给修理卡轴时的拆装过程也带来了方便，例如拆卸油缸部件。除此之外，卡轴和活塞杆可采用不同的材料，对短轴的加工也较容易。因为它是双向承载的，故在轴承座3内安装上双向推力球面球轴承，这样卡轴和活塞杆的联结变为活动铰接。这就有使活塞杆受到偏载的现象产生，致使密封圈单边磨损剧烈。所以，在活塞杆外伸部位装有支承块4，它可以沿着导杆5滑动，作为附加支承。还有就是采用了花键衬套6和衬套7。大齿轮8的转矩是从空心套轴9经过花键衬套6传至卡轴的，这种结构避免了空心套轴和卡轴的相对滑动现象，所以它们的使用寿命也因此延长。另外，衬套的更换和修理要比空心套轴方便，可以做到及时维修，能够保证卡轴箱部件的精度。衬套的材料一般选用青铜或其它轴瓦材料。它存在的不足之处是轴向尺寸较大，花键的加工需要专用设备来处理。4.1.2液压双卡轴箱我们知道在单卡轴箱旋切机中采用较小的卡轴直径是可以达到较大的出板率的，但这往往不能够满足旋切大径木段时所需要传递的最大扭矩。采用较大的卡轴直径，虽然能够满足传递最大的扭矩需要，但出板率就会受到限制。所以，在新型旋切机中出现了液压双卡轴箱，它与以往旋切机的不同处是，它的卡轴不是单一的一个，而是分为了内外两部分。通常小卡头的外径和内卡轴的直径一样，而大卡头的外径都是大于外卡轴直径的。当旋切大直径木段时，内、外卡轴会同时夹紧木段，以传递扭矩。当木段被旋切到接近大卡头直径的尺寸时，外卡轴与大卡头就会自动退出，小卡轴一直保持夹紧状态，知道木断的直径接近木心直径为止。当内卡轴进行旋切时木段直径已变的很小，所以所需扭矩较小，这也是液压双卡轴的内卡轴直径通常比单卡轴的卡轴直径小的多的原因，一般可以小至55—65毫米。由于木芯的直径小、刚度差，为避免旋切时木芯发生弯曲变形，液压双卡轴一般都具备防弯压辊装置。液压双卡轴箱的设计一般分为两种：一种是串联油缸式，一种是并联油缸式，下面就对这两种进行简单的介绍。图4-3a1－大链轮2－阶梯键3－空心套轴4－外卡轴5-9－活塞6-10－缸体7－内卡轴8－键图4-3a为串联油缸液压夹紧式双卡轴箱。大链轮1通过阶梯键2使得空心套轴3连同外卡轴一起旋转。外卡轴4的尾部与活塞5相连，并插入到大油缸6中。当大油缸不同油口进排油时，外卡轴便可伸出或退回。外卡轴通过两个键8实现内卡轴7的旋转运动。内卡轴尾端与活塞9连在一起，并插入油缸10中。内外卡轴在同步旋转的同时，分别产生轴向运动。但是这种结构内卡轴较细长，加工困难，对内外卡轴和大小油缸的同心度要求较高，给加工和装配带来困难，卡轴和油缸端盖之间的密封也还有一种就是并联式液压夹紧双卡轴箱如图4-3b所示。外卡轴的轴向运动由油缸1通过杠杆机构2推动，由于杠杆的扩力作用，所以油缸1的直径可减小，但行程需要加大。内卡轴的轴向运动有油缸3来实现，由于两油缸并联安装，所以卡轴向内的轴向尺寸小。油缸1相对于内外卡轴无同心度的要求。油缸1的活塞杆不转动，密封较容易保证。由于拨叉销轴和杠杆承受弯矩，不宜传递较大的推力，否则尺寸过大。因此，这种结构一般使用于中小型旋切机。根据任务书的要求，主轴转速：35转/分钟；木段长度：1000(毫米)；剥制板胚厚度：1-2毫米；料芯最小直径：70-90(毫米)；最大的旋切直径：φ500(毫米)；外形尺寸：长3350毫米宽1480毫米高1340毫米；因此此次设计旋切机属于中型旋切机，系统液压油路的压力较小，精度要求不高，木材直径较小，因此选取了液压夹紧单卡轴箱。4.2液压单卡轴箱油路设计4.2.1液压油路要求=1\*GB3①夹紧木断时应该具有较高的压力，但在旋切时压力应较低。高压一般为196-392N/c左右，其总压力约为157-314KN，低压为49-196N/c,其总压力约为39-157KN。上述数值的上限用于大型旋切机、下限用于小型旋切机。=2\*GB3②左右内外卡轴应能分别作轴向移动或同时作轴向移动，这样人工上木和机械上木都适用。=3\*GB3③当左右内外卡轴同时作轴向运动时，油路系统应保持同步，使木段始终在中间位置。=4\*GB3④在整个旋切过程中，木段直径会逐渐变小，当木段直径接近大卡轴直径时，油路系统应保证外卡轴能及时退出，此时内卡轴不应松弛。=5\*GB3⑤卡轴的轴向运动速度要既有低速也有高速。高速时卡轴迅速向木段靠近并初步夹紧木段，慢速时进一步夹紧木段。这样既能够减少木段的装卸时间，又使功率消耗得到降低。=6\*GB3⑥夹紧力能根据木断的直径进行调节。4.2.2液压油路原理设计液压油路原理图如下：图4-4液压卡轴箱原理图401402－换向阀403404419－开关405406407－电机轮泵408409411－溢流阀410－换向阀412－油箱413－高压叶片泵414-低压大流量齿415－高压螺旋泵416－压力继电器417－换向阀418－换向阀420－滤油器421－调速阀以上为液压夹紧双卡轴箱旋切机的油路系统图。工作原理如下：（1）启动电机403、405和407时，高压叶片泵413和低压大流量齿轮泵406开始工作。但由于电磁阀401、402都处于中间位置，所以所有卡轴均不运动。高低压泵供油分别从溢流阀409与411流回油箱。（2）如果旋切机采用人工定心和上木，则首先接通电磁阀401左边的线圈，使左内卡轴伸出，然后放松按扭，使其停在夹持位置，作为木段安装基准。然后接通电磁阀402右边的线圈，那么右边的卡轴和左边的卡轴快速向木段移动，并初步夹紧木段。若旋切机附有机械定心和上木装置，则可同时接通电磁阀401和402的线圈，使左右卡轴同时向木段快速移动，实现初步夹紧木段。当油压力达到低压溢流阀7的调整压力2.8MPa时，低压泵406供油从溢流阀排回油箱。（3）油压升至压力继电器416的调整压力时，压力继电器触点A脱开，然后触点B闭合。此时时间继电器开始计时，接通二位二通换向阀410的线圈。二位二通换向阀401接通415高压螺旋泵的高压油，因此油压将继续上升至高压溢流阀411所调整的压力3MPa。经过时间继电器所调整的时间，二位三通阀401立即复位，油路系统的压力即旋切时所需夹紧力由溢流阀409来控制，溢流阀409的调整压力一般为2.8MPa。（4）当旋切结束时，电磁阀401右边的线圈和电磁阀402左边的线圈接通，左右内卡轴快速退回。一个旋切周期结束。开关403和404是用来调节油缸的背压力的，使左右卡轴运动实现同步，以便适应机械定心和上木的需要。4.3计算卡轴箱的机械传动参数4.3.1计算及校核最大扭矩的齿轮参数（1）由上面的计算可以知道扭矩最大值的齿轮为卡轴箱Ⅲ轴上的大齿轮。齿轮设计的原则以及要求如下：=1\*GB3①使齿轮结构紧凑，主轴转动误差小。=2\*GB3②齿轮的齿数总和不应该过大，最小齿轮的齿数应该尽可能小，应满足：最小齿轮不产生根切，保证齿轮齿槽到键槽的厚度，使其具有足够的强度，以免产生变形或断裂。两轴间的最小中心距要适当选取。齿轮齿数应满足传动比的要求，并且使齿轮齿数所造成的转速误差不超过。（2）已知输入功率=4kW，转速=960r/min，齿数比=2，由电动机驱动。（3）确定齿轮类型、精度等级、材料及齿数=1\*GB3①按传动方案，选直齿圆柱齿轮传动=2\*GB3②选8级精度=3\*GB3③材料选择，小齿轮传动为40Cr，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，硬度差为40=4\*GB3④小齿轮齿数根据计算数值，取（4）按齿面接触强度设计：（4-1）1）确定数值=1\*GB3①载荷系数=1.5=2\*GB3②小齿轮传动扭矩=95.5×10×/=95.5×10×3.4706/60=5.5241×（N/mm）=3\*GB3③尺宽系数=1=4\*GB3④弹性影响系数=189.8Mpa=5\*GB3⑤小齿轮接触疲劳强度极限=600Mpa，大齿轮接触疲劳强度极限=550Mpa。=6\*GB3⑥应力循环系数=60=60×60×1×(2×8×300×15)=2.592×=2.592×/2=1.296×=7\*GB3⑦接触疲劳寿命系数=0.95，=0.97=8\*GB3⑧取失效概率为1%，安全系数S=1，计算接触疲劳许用应力，得：==0.95×600Mpa=570（Mpa），（4-5）==0.97×550=533.5（Mpa）（3-6）2）计算（1）小齿轮分度圆直径=125.24（mm）（2）齿宽b==125.24（mm）（3）计算圆周速度==0.393（m/s）（4）载荷系数v=0.393m/s，动载荷系数=1.05设100N/mm，1.1=1.5=1.15+0.18×+0.31b=1.15+0.18×1+0.310×131.30=1.37由=22,=1.37,得=1.35所以动载荷系数==2.37（5）齿轮宽高之比=125.24/50mm=2.5（mm）h=2.25×2.5mm=5.625（mm=125.24/5.625=22.3（6）实际所得的载荷系数校正分度圆直径=125.24＝145.86（mm）（7）模数m＝＝145.86/50=2.91（8）按齿根弯曲强度计算（4-2）（1）确定数值=1\*GB3①小齿轮弯曲强度极限=500Mpa大齿轮弯曲强度极限=380Mpa=2\*GB3②弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88=3\*GB3③弯曲疲劳许用应力取S=1.5=Mpa=283.333（Mpa）=Mpa=222.933（Mpa）=4\*GB3④载荷系数K==1.5×1.05×1.1×1.35=2.33=5\*GB3⑤齿形系数=2.32，=1.70=6\*GB3⑥应力校正系数=2.18，=1.79=7\*GB3⑦计算==0.01392，==0.0175显然，大齿轮的数值大2）计算m=2.62由于齿轮模数大小取决于由弯曲强度所决定的承载能力，又齿面接触强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，所以m=3=150mm（6）几何尺寸计算=1\*GB3①分度圆直径=60（mm）300（mm）=2\*GB3②中心距=（150+300）/2=225（mm）=3\*GB3③取小齿轮宽度b=25mm取=25mm，=20mm（7）验证Ft===7365N=7365/25=294.6N/mm>100N/mm所以合适。4.3.2计算卡轴箱和进给箱齿轮的尺寸参数（1）卡轴箱Ⅰ轴齿轮：＝＝320＝60（mm）＝30mm（2）卡轴箱Ⅱ轴齿轮：＝＝350＝150（mm）＝25mm（3）卡轴箱Ⅱ轴齿轮：＝＝3100＝300（mm）＝20mm。（4）卡轴箱齿轮尺高：＝＝13＝3（mm）＝（）＝（1+0.25）3＝3.75（mm）＝6.75（mm）4.4卡轴箱各轴轴径计算及校核4.4.1按扭转强度条件计算轴径只按轴所受的扭矩来计算轴的强度；如果受不大的弯矩，那么可以用减低许用扭转切应力的方法予以。轴的扭转强度条件为：（4-3）扭转切应力，T轴所受的扭矩，轴的抗扭截面系数，轴的转速，轴传递的功率，计算界面处轴的直径，［］许用扭转切应力。（见下表4-1）表4-1常用的轴材料的［］及值轴材料Q235－A、20Q275、35(1Cr18Ni9Ti)4540Cr、35SiMn38SiMnMo,3Cr13［］/MPa15~2520~3525~4535~55149~126135~112126~103112~97注：表中［］值是考虑了弯矩的影响而降低了的许用扭转切应力。轴的直径：（4-4），查表选择合适值。取［］＝30，由式4-4带入数值可得：＝＝116.75，取＝118。（mm）（mm）（mm）4.4.2旋切机卡轴的压杆稳定性的校核由于卡轴有轴套支撑，而且传动齿轮部分与两边的圆锥滚子轴承的间距很小，所以其所受弯矩很小，卡轴虽然主要受到扭矩的作用，但由于卡轴较长，所以应对压杆稳定性进行校核。卡轴采用45#，＝220MPa，＝350，＝210Gpa，＝9，＝3MPa。油缸活塞直径＝92mm，活塞杆直径54mm，长度1000mm。采用欧拉公式计算临界应力：（4-5）（4-6）将数值代入式4-6，得：＝86＝1，，＝不满足欧拉公式的使用条件，不能使用欧拉公式计算。（4-7）将数值代入式4-7，，因此该轴是中等柔度压杆，采用下式计算临界压力：＝（4-8）MPa,2.568MPa将数值代入式4-8得：＝＝461-2.56874＝270.97（MPa）所以＝＝270.968＝620.576（kN）13.20，符合要求。济南大学毕业设计 第五章旋切机进给系统设计5旋切机进给系统设计旋切机的进给机构包括进给箱和进刀座等。旋切机的进给运动和主运动常用一个或两个电动机驱动，进给运动和主运动之间必须保持严格的运动联系。因此，卡轴转速改变，要保证旋切单板的厚度不变，可使进给量保持不变。ⅠⅡⅢⅠⅡⅢ图5-1旋切机原理结构图5.1进给箱5.1.1进给箱原理旋切机所要旋切的单板厚度不一，旋切机的进给机构需要多种变速级数，目前的统计来看最多可达到60种。所以，旋切机的进给箱一般是由多个不同形式的变速机构组合起来的。变速机构主要形式有：离合器变速机构塔轮变速机构以及滑移齿轮块等。三种机构各有有个的优缺点，下面就简要介绍下三种机构的特点。塔轮变速机构作为基本变速组具有下面一些优点：它的齿轮和传动轴数量少，相对简单，N种传动比的变速机构只需要N+2个齿轮，进给箱的尺寸紧凑；没有固定啮合的空转齿轮；对于相同的变速级数，塔轮变速机构变速用的操纵手柄比离合器变速机构少，相对滑移齿轮块变速机构也少很多，主、被动轴上的齿轮齿数之和无需为常数，因此齿轮齿数的选择很方便。但这种变速机构也存在着弊端：它手柄是靠较弱的定位销固定的，因此定位刚度差。滑移齿轮块和离合器变速机构，它们的操作比配换齿轮变速机构方便。因此，新型旋切机极少用配换齿轮变速机构作为倍增传动组。我在设计中采用了滑移齿轮的结构，进给箱的输入轴上装有滑键及双联滑移齿轮，通过移动滑移齿轮就可以改变旋切机的进给量，当主轴以30转/分的速度旋转时，只要改变进给速度或进给量就可得到不同厚度的单板。5.4.2进给箱参数计算（1）进给箱轴设计：进给箱采用二级减速器形式，其内部有三根传动轴，其中进给箱轴1安装双联滑移齿轮，尺寸适当取的大一些。由于进给箱的功率小于卡轴箱，所以进给箱三根轴的尺寸要根据卡轴箱各轴尺寸适当减小，类比后选取合适的尺寸。（2）进给箱齿轮参数计算：因为进给箱的功率小于卡轴箱，所以卡轴箱中转矩最大的齿轮取＝3，Ⅰ轴：取＝25，＝30；＝30mm，＝30mm；＝2.5，＝2=1\*GB3①＝＝253＝75（mm）＝30mm=2\*GB3②＝330＝90（mm）＝30mmⅡ轴：=3\*GB3③＝252.5＝62.5取＝63＝633＝189（mm）30-5＝25（mm）=4\*GB3④25+63-30=58=358=174（mm）＝30-5＝25（mm）Ⅲ轴:取＝35，＝30mm=5\*GB3⑤＝353＝105（mm）=6\*GB3⑥＝235＝70＝703＝210（mm）＝30-5＝25（mm）5.2进刀座机构将进给箱的输出轴和快速进退刀床的电动机的旋转运动变为直线运动，这一步骤就是由进刀座机构来实现的。进刀座是由丝杆螺母机构、定比传动齿轮和主滑块组成，其传动系统图可参见图5-1。滑台输入轴圆锥齿轮组开合螺母机构丝杠滑台输入轴圆锥齿轮组开合螺母机构丝杠图5-2进刀座传动关系原理图电动机的动力传递到旋切机的进给系统是通过链传动实现的，进给箱拥有减速和调速两部分功能，然后进给箱的输出轴传递给进刀座。进刀座的输入轴带动两组互相啮合的圆锥齿轮转动，再由圆锥齿轮带动丝杠转动。滑台下方有固定开合螺母，当螺母机构闭合时，带动滑台沿丝杠移动。5.3轴承的选择轴承可分为滑动摩擦轴承和滚动摩擦轴承两大类，前者可简称为滑动轴承，后者可简称为滚动轴承。滚动轴承摩擦系数小，而且已经标准化，选用、润滑、维护各方面都很方便，因此应用广泛，在本次设计中我使用的轴承都是滚动轴承。仅按轴承用于承受的外载荷不同来分类，滚动轴承可以分为向心轴承、推力轴承和向心推力轴承三大类，当然这里是概括性的一种描述。承受径向载荷的轴承叫做向心轴承，当人还有一些别的类型的轴承也可承受不大的轴向载荷；只能承受轴向载荷的轴承叫做推力轴承，轴承中与轴颈紧套在一起的叫轴圈，与机座相连的叫座圈；能同时承受径向载荷和轴向载荷的轴承叫做向心推力轴承（1）轴承的载荷选择轴承的主要依据有：轴承所受载荷的大小、方向和性质。滚子轴承的主要元件间都是线接触，宜于承受较大的载荷，而且受载后发生变形小。球轴承则主要为点接触，宜于承受较轻或中等载荷，因此，在载荷较小的情况下，应优先选用球轴承。（2）轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择没有什么影响，只有在转速较高时，才能够产生比较显著的影响。=1\*GB3①球轴承较滚子轴承相比，极限转速较高。=2\*GB3②在内径相同时，外径越小，则滚动体就越小，滚动体运转时加在外圈滚道上的离心惯性力就越小，所以就更适于在高的转速下工作。因此在高速时，宜选用外径较小的轴承。=3\*GB3③架的材料与结构对轴承转速影响极大。=4\*GB3④推力轴承的极限转速都很低。当工作转速较大时，若轴向载荷不大，可采用角接触球轴承。=5\*GB3⑤若工作转速超过样本中的极限转速，可以提高轴承的公差等级，或适当加大轴承的径向游隙，选用循环或油雾润滑，加强对循环油的冷却来提高性能。5.4圆盘摩擦离合器的选择机器启动时的动载荷在运转中出现过载现象，应当按轴上的最大转矩作为计算转矩。＝（5-1）式中：T公称转矩工作系数离合器许用转矩应取值。最大转矩按式5-1计算：＝(5-3)铸铁－铸铁或淬火钢的摩擦系数＝0.15多摩擦盘的最大转矩和作用在摩擦盘接合面上的压力为：＝（5-4）（5-5）、摩擦盘接合面的内外径接合面数目操作轴向力摩擦系数许用压力＝（5-6）分别根据离合器平均圆周速度、主动摩擦盘的数目、每小时的接合次数的不同而引入的修正系数。5结论毕业设计是本科学习阶段一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，解决实际问题的能力，同时也提高我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及手工和电脑制图等其他专业能力水平，而且通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都使我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在经过这一个多月的毕业设计和对相关资料的收集,让我清楚的感到随着木工机械的不断发展和旋切机的广泛应用,使我们的生活离不开它了.它以自己的独特的优点征服了我们.在科技飞速发展的今天,随着机械种类的不断增加和性能要求的不断提高,管理方面的工作量将会越来越大,并且其工作将是一件十分烦琐和非常容易出错的事情.在这样的情况下有一个实用木工机械系统是有其必然性的,如果能做出一个完善的系统就会使这方面的工作量减少很多.在这次的毕业设计中虽然时间紧迫但我学会了很多,也感到自身知识的贫乏,希望在日后的努力中能得到完善.参考文献[1]、黄东亮液压进给式旋切机的研究与设计木材加工机械1998年第04期[2]、洪辉南液压无轴木材旋切机的设计与研究鹭江职业大学学报2005年6月第13卷第02期[3]、鲁霞,熊光明,胡国清,陈仅星液压无卡旋切机的自动控制系统轻工机械2009年4月第27卷第02期[4]、宋飚,苏根发,王立杰,赵海霞新型无卡轴旋切机的设计林产工业2010年第04期[5]、郑山华,谢子祥,王全棣,邓金华新一代旋切机的设计与调试林业机械与木工设备1997年第25卷第11期[6]、鲁霞,胡国清无卡轴旋切机液压系统的设计与研究液压与气动2009年第04期[7]、邵光智,王成瑞数控液压双卡轴旋切机的设计创新林业机械与木工设备2010年11月第38卷第11期[8]、孙义刚数控液压双卡轴旋切机的原理与结构中国人造板2010年第01期[9]、沈学文旋切机中的佼佼者－－液压单卡轴三刀旋切机木工机床1995年第04期[10]、朱圣华,王泉根,聂小林,郑山华小径木恒后角机械/液压单卡轴旋切机的研制林业机械与木工设备2002年第01期[11]、张自艾BQ1213/8型液压单卡轴旋切机的开发研制林业科技通讯1996年第06期[12]、郑山华旋切机传动机构的设计林业机械与木工设备1997年第25卷第05期[13]、石允宝,张志杰无卡轴旋切机液压系统设计初探林业机械与木工设备1998年第26卷第07期[14]﹑GennadyAryassov,TaunoOtto,SvetlanaGromovaAdvanceddynamicmodelsforevaluationofaccuracyofmachiningonlathesProceedingsoftheEstonianAcademyofSciences.Engineering2004，Vol.10，no.4[15]﹑NickP.Manos,SanjeevBedi,DanMiller,StephenMannSinglecontrolledaxislathemillTheInternationalJournalofAdvancedManufacturingTechnology2007，vol.32，no.1-2目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章概述 11.1企业概况 11.2项目可行性研究报告编制依据 41.3项目可行性研究范围 51.4项目建设的必要性 61.5项目建设条件 91.6主要技术原则 11第二章瓦斯气供应 13第三章瓦斯气甲烷浓度爆炸界限问题的研究 203.1**煤矿井下抽放瓦斯气成份 203.2井下抽放瓦斯气压力、温度与甲烷浓度爆炸极限关系的论述 203.3瓦斯气加压设备的出口压力 243.4结论 24第四章电力系统 264.1电力系统概况 264.2电力负荷预测 264.3电力平衡 274.4接入系统 27第五章装机方案 295.1建设规模的确定 295.2装机形式的选择 295.3机组选型 31第六章厂址条件 346.1厂址选择 346.2建厂条件 346.3厂址选择意见 36第七章工程设想 377.1厂区总平面布置 377.2发电工艺热力系统 377.3瓦斯气输配系统 407.4电气部分 427.5热工控制系统 447.6土建部分 45第八章环境保护 478.1基本情况 478.2主要污染源及污染物 478.3编制依据和采用标准 478.4污染防治措施 498.5环境影响分析 51第九章消防、劳动安全及工业卫生 529.1消防 529.2劳动安全及工业卫生 54第十章节约与合理利用能源 59第十一章组织机构与人力资源配置 6011.1组织机构及隶属关系 6011.2劳动力资源配置 61第十二章项目轮廓进度 6212.1建设进度设想 62第十三章投资估算及财务分析 6313.1投资估算及资金筹措 6313.2成本费用估算 6413.3企业财务分析与评价 66目录第一章总论11、项目名称及承办单位12、编制依据43、编制原则54、项目概况65、结论6第二章项目提出的背景及必要性81、项目提出的背景82、项目建设的必要性9第三章项目性质及建设规模131、项目性质132、建设规模13第四章项目建设地点及建设条件171、项目建设地点172、项目建设条件17第五章项目建设方案251、建设原则252、建设内容253、工程项目实施33第六章节水与节能措施371、节水措施372、节能措施38第七章环境影响评价391、项目所在地环境现状392、项目建设和生产对环境的影响分析393、环境保护措施……404、环境影响评价结论……………..……………42第八章劳动安全保护与消防441、危害因素和危害程度442、安全措施方案443、消防设施…………...45第九章组织机构与人力资源配置461、组织机构462、组织机构图46第十章项目实施进度481、建设工期482、项目实施进度安排483、项目实施进度表48第十一章投资估算及资金筹措491、投资估算依据492、建设投资估算49目录TOC\o"1-2"\p""\h\z\u第一章总论 11.1项目概况 11.2研究依据及范围 31.3主要技术经济指标 41.4研究结论及建议 4第二章项目建设的背景和必要性 62.1项目建设的背景 62.2项目建设的必要性 8第三章