【《双立柱式带锯床的结构计算设计》14000字】

第1章绪论第3章带锯床主传动结构的设计3.1驱动电机的选择3.1.1技术参数的确定经查询资料，得到常见金属锯料的锯切速度如表3.1所示。表2.5常见金属材料的锯切速度锯切材质锯切速度(m/min)低碳钢50~75中碳钢40~70高碳钢35~70青铜、铝材55~80铸件45~70结合以上资料，最明确双立柱式带锯床的锯切速度为81m/min,即1.35m/s，同时结合设计需求与市场现有带锯床的技术参数，得到本次双立柱式带锯床设计中的主要技术参数如表3.2所示。表3.2双立柱带锯床设计的主要技术参数带锯轮圆周力F(N)锯切速度v(m/s)带锯轮直径D(mm)20001.354003.1.2电机的选择计算结合设计需要，初步选用电机为Y系列，三相异步电动机。选择电动机功率首先根据主要技术参数确定带锯轮转动所需的有效功率Pω (3.1)依据已知的技术参数，带锯轮的圆周力，锯切速度，代入数据，求得带巨轮转动所需有效功率为2.7kW。根据机械设计手册，查得V带传动的传动效率齿轮啮合效率η带=0.95，圆柱滚子轴承的传动效率η承=0.98传动装置总效率： (3.2)所需要三相异步电机的有效功率； (3.3)代入以上数据，得确定电机转速依据设计参数，求得带锯轮的转速： (3.4)代入数据，得带锯轮的转速为64r/min。结合传动方案的传动比，考虑结构尺寸，为使结构紧凑，节省成本，现选择三相异步电机Y系列132M-6（图3.1）,查机械设计手册可知其基本参数，并计算总传动比如表3.3所示。图3.1三相异步电机Y系列132M-6表3.3三相异步电机Y系列132M1-6主要技术参数电动机型号额定功率（kW）同步转速(r/min)满载转速（r/min）总传动比Y132M1-641000960153.2主传动系统的运动和动力参数根据设计要求及所选电机，确定主传动系统的总传动比为15，查阅机械设计手册，现将带传动部分的传动比定为3，齿轮传动部分的传动比定为5。根据已知参数，对传动系统的动力及运动部分进行如下计算：0轴（即电动机轴）的相关参数计算：0轴的功率等于电机得有效功率，为3.05kW；0轴的转速等于电机得满载转速，为960r/min；0轴的转矩：（3.5）代入数据，0轴转矩为30.34N.mⅠ轴（即高速轴）的相关参数计算：Ⅰ轴的功率：（3.6）代入数据，得Ⅰ轴的功率P1为2.84kW；Ⅰ轴的转速：（3.7）式中i01为带传动的传动比，代入数据得Ⅰ轴的转速n1Ⅰ轴的转矩：（3.8）代入数据，得Ⅰ轴转矩为84.76N.mⅡ轴（即低速轴）的相关参数计算：同理求得，Ⅱ轴的功率：；Ⅱ轴的转速：；Ⅱ轴的转矩：；由以上计算，整理出主传动系统的主要运动及动力参数如表3.4所示。

表3.4主传动系统的主要运动及动力参数轴序号功率P(kW)转速n(r/min)转矩T(N.m)传动型式传动比效率η03.0596030.34带传动30.93Ⅰ2.8432084.76齿轮传动50.95Ⅱ4.3264402.903.3带传动的设计3.3.1带传动相关计算（1）确定带传动的计算功率Pca金属带锯床工作环境存在变动较小的载荷冲击，启动时载荷相对较小，查机械设计手册，取带锯床工作环境状况系数KA=1.1，所以计算功率： (3.9)代入数据，得计算功率为Pca为3.36，根据带传动的相关标准，查表，取小带轮的基准直径dd1为100mm，进行带速检验，V带传动速度为： (3.10)式中，n0为三相异步电机的满载转速，单位是r/min。检验后，可知传动速度v1为5.02m/s,主传动系统的带传动中的带速在5～30m/s之间，满足设计要求。（2）大带轮基准直径的计算及选择根据设计的带传动的传动比i01=3,可计算大带轮的直径为： (3.11)查机械设计手册，修正后，取大带轮基准直径为280mm。即初步选定V带传动的中心距根据设计要求，可知带传动的中心距a0满足：(3.12)代入数据后，暂定。计算V带基准长度根据公式，初步计算V带基准长度：(3.13)带入数值得：根据机械设计手册表格，选取标准值，V带基准长度确定V带实际中心距根据公式和初选中心距，计算V带实际中心距：(3.14)带入数值得，考虑到带传动过程中，存在弹性滑动，且带轮的制造和安装存在一定的误差，因此需要给定带传动中心距的变化范围：(3.15)式中，amin为带传动中心距得最小值；amax为带传动中心距得最大值。代入数值得小带轮包角的验证根据公式，计算小带轮上的包角：(3.16)带入数值得，，满足带传动的设计要求。所需V带条数的确定查阅相关文献，查得单个普通V带的基本额定功率Pd0为0.36kW,单个普通V带基本额定功率增量△Pd0为0.03kW,带的包角修正系数Kα为0.94，带长的修正系数KL为1.54。计算单个普通V带额定功率：(3.17)代入数值得，所以计算得到V带条数：(3.18)取整数，为了达到功率要求，所以V带条数z取5根。3.3.2带轮的结构设计经过以上计算，查询机械设计手册，依照标准，确定了带轮的相关尺寸参数及结构，小带轮的结构如图3.1所示，大带轮的结构如图3.2所示。图3.2小带轮图3.2大带轮3.3.3张紧装置的设计带传动结构简单，且传送带可以缓解冲击和吸收震动，但带传动也存在着某些缺点和不足，在长久工作后，由于外部工作环境和自身受力的原因，皮带可能会发生永久变形，带长改变，从而使传动产生误差或者无法顺利完成传动，影响工作性能。因此，带传动的设计中通常需要考虑传送带的张紧。机械加工行业中，带传中最为常见的张紧方案有调整中心距和采用张紧轮。此次设计中，带传动中皮带的张紧选用张紧轮，V带张紧装置如图3.3所示。图3.3V带张紧装置3.4齿轮的设计主传动设计中，还需进行小齿轮和大齿轮的设计，主要包括其材料的选择和一些尺寸参数的确定，并对其进行必要的校核。3.4.1齿轮传动相关计算齿轮材料的选择查询机械设计手册，对小齿轮和大齿轮的材料和处理方式进行初步选择，总结为表格如表3.5所示。表3.5齿轮材料和处理方式齿轮名称材料处理方式齿面硬度（HBS）小齿轮40Cr调质处理250-280大齿轮ZG310-570正火处理162-185计算其应力循环次数N： (3.19)(3.20)式中,n1为Ⅰ轴（即小齿轮所在轴）的转速，由式（3.7）知n1=320r/min；此设计中，电机单向转动，j=1；LH为双立柱式带锯床工作的总时间，这里取Lh为12000h。代入数据得查图后可得，，且可查机械设计手册，取SHmin=1.0， ， 由机械设计手册中图，查得大小齿轮的极限接触应力为：根据查得系数，进一步计算许用接触应力，小齿轮的许用接触应力为：(3.21) (3.22)代入数据，因为[σH]确定齿轮的几何参数根据齿轮传动的特点，小齿轮的线速度v1等于大齿轮的线速度v2,所以有：(3.23)依次求得小齿轮分度圆半径：(3.24)代入数据，得r1=44mm,所以小齿轮的分度圆直径取由设计结构确定小齿轮轴和大齿轮轴的中心距为大齿轮分度圆直径初取大齿轮与小齿轮的传动比为估算模数为m=0.007～0.02a=根据齿数计算公式，小齿轮齿数为：(3.25)代入数据大齿轮齿数为：(3.26)代入数据故求得齿轮的几何参数如下：1）小齿轮的几何参数：小齿轮分度圆直径：(3.27)代入数据得，小齿轮齿顶圆直径：(3.28)代入数据得，小齿轮基圆半径：(3.29)代入数据得，小齿轮齿根圆：(3.30)代入数据得，2）大齿轮的几何参数大齿轮分度圆直径(3.31)代入数据得，大齿顶圆直径：(3.32)代入数据得，大齿轮基圆半径：(3.33)代入数据得，小齿轮齿根圆：(3.34)代入数据得，圆周速度：(3.35)代入数据得，由表，选择齿轮精度为8级。（3）验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，工作情况下轻微冲击，取KA=1.10按8级精度，并计算取得Kv=1.01.1）所以齿轮的齿宽为：(3.36)代入数据得，查表，得Kβ=1.08，K计算载荷系数：(3.37)代入数据得，2）计算重合度：小齿轮齿顶圆直径：大齿轮齿顶圆直径：端面压力角：小齿轮基圆直径：大齿轮基圆直径：小齿轮端面齿顶压力角：(3.38)代入数据得，大齿轮端面齿顶压力角：(3.39)代入数据得，计算齿轮传动得重合度：(3.40)代入数据得，所以，可以计算修正系数：(3.41)(3.42)代入数据得，查表：ZE=189.8Mpa，最后，计算齿面接触应力：(3.43)代入数据得，故齿轮校核合格，安全。（4）校核齿根弯曲疲劳强度根据机械设计手册，查图得，试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限：小齿轮：，大齿轮：；且查图得，试验齿轮的应力修正系数，弯曲疲劳强度计算得尺寸系数，弯曲疲劳强度计算得最小安全值，取由以上系数，计算大小齿根弯曲疲劳的许用应力：(3.44)由式3.44，小齿轮的齿根疲劳许用应力：大齿轮的齿根疲劳许用应力：查图，得，计算系数：(3.45)代入数据得，计算实际齿根弯曲应力：(3.46)代入数据得，故校核后，满足要求，安全。3.4.2齿轮的结构设计经过以上计算，整理出齿轮主要参数如下：小齿轮的主要尺寸参数：；大齿轮的主要尺寸参数：；根据设计出的齿轮相关参数，按照机械设计手册的基准要求，绘制齿轮零件图。小齿轮零件图如图3.4所示，大齿轮零件图如图3.5所示。图3.4小齿轮图3.5大齿轮3.5轴的设计与校核小轴在双立柱带锯床设计的主传动系统中，主要需要设计的轴为高速轴和低速轴，高速轴装有大带轮和小齿轮，低速轴装有大齿轮，轴的各轴段尺寸根据与之相配合的各零件尺寸确定，除此之外，为完成锯切任务，各轴应满足强度要求，确保工作的安全可靠。3.5.1轴的尺寸设计（1）高速轴的尺寸设计：轴段Ⅰ长度为51mm，d1=35mm轴段Ⅱ长度为68mm，d2=40mm轴段III长度144mm，d3=轴段Ⅳ直径d4=40mm，长度为轴段V长度51mm，d5小轴的尺寸设计如图3.6所示。图3.6高速轴（2）低速轴的尺寸设计：轴段Ⅰ长度38mm，d1=轴段Ⅱ长度48mm，d2=50轴段Ⅲ直径d3=55mm轴段Ⅳ长度103mm，d4=60轴段Ⅴ长度作为大齿轮的定位轴肩，长度为10mm，d5=轴段Ⅳ长度103mm，d6=60mm大轴的尺寸设计如图3.8所示。图3.6低速轴3.5.2轴的强度校核以低速轴为例，构建力学模型轴的截面图如图3.7所示，齿轮弯矩图如图3.8所示，转矩图如图3.9所示，转矩图如图3.10所示，弯扭合成图如图3.11所示。图3.7轴的截面图图3.8齿轮受力简图图3.9齿轮弯矩图M图3.10转矩图T图3.11弯扭合成图MCa首先进行参数计算：齿轮上的圆周力： (3.47)径向力： (3.48)求支反力：水平支反力： (3.49) (3.50)代入数据，垂直支反力： (3.51) (3.52)代入数据，计算C点弯矩：垂直弯矩： (3.53)代入数据，水平弯矩： (3.54)代入数据，合成弯矩： (3.55)代入数据，计算轴的转矩： (3.56)代入数据，取应力校正系数，计算弯矩为： (3.57)代入数据，参数计算完成后，进行轴的强度校核经分析，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表，得，C点轴径需满足： (3.58)代入数据，由于轴上装有键槽，轴径需要加大10%：该点处轴径，故设计满足要求。D点轴径需满足： (3.59)代入数据，由于装有键槽，轴径需要增大10%：该点处轴径，故设计满足要求。（4）轴的疲劳强度校核查表，由于轴上装有键槽，引起的应力集中系数kσ=1.789，kτ=1.593;由于轴径设计中引入过渡圆角Ⅰ剖面产生的剪切应力： (3.60) (3.61)代入数据，查表得，45钢的性能参数：查表得各影响系数计算安全系数： (3.62)代入数据，，依据机械设计手册，取S=1.4~1.8，所以S>[S]，所以剖面Ⅰ安全。其余剖面的疲劳强度校核同理，经检验，均满足设计要求。所以此次带锯床的主传动系统设计中，轴的设计合理，满足工作要求。3.6轴承的选择及校核带锯床设计中，轴承的选用主要为低速轴上轴承的选用以及高速轴上轴承的选用，低速轴轴承选择圆柱滚子轴承N211E（GB/T283-1997），高速轴轴承选用圆柱滚子轴承N207E（GB/T283-1997）。选用后对其进行寿命校核。以低速轴上的轴承为例，进行校核。查表，得计算径向支反力： (3.63)代入数据，查表得相关系数，fd=1.5 (3.64)代入数据，因P1=P (3.65)代入数据，，寿命足够使用，所以该轴承可以选用。同样地，校核同低速轴上轴承，经检验后寿命合格，轴承可以选用。3.7键的选择带锯床设计中，建的选择主要有三种类型，普通平键A型14x19、普通平键A型18x11和普通平键A型12x8。经检验计算后，均满足设计要求。以低速轴上普通平键A型18x11和普通平键A型14x19为例进行校核。查表，得键材料的许用应力对齿轮所受应力进行计算：(3.66)代入数据，得普通平键A型18x11处所受的应力为：普通平键A型14x19所受的应力，均小于材料的许用应力，所以键的选择合理；同样对其他键进行校核，检验后均满足要求，所以键的选用合理。

第4章带锯床其他机构设计4.1锯架进给装置的设计锯架的进给是本次双立柱带锯床设计过程中十分重要的一个部分，锯切的完成依赖于锯架的纵向进给。对比电机驱动、液压驱动和气压驱动的优缺点，因纵向进给需要较大的输出功率，故选择液压驱动方式。由液压变化导致的活塞的运动，推动横梁沿立柱上的导轨进行纵向移动，完成锯架的进给，如图4.1所示。图4.1锯架进给机构4.2夹具及其驱动装置的设计为了实现对不同尺寸工件的夹紧，夹具夹口尺寸必须随之做出改变，在本次设计中，对夹具的设计思路为夹具一端固定在床身上，另一端可在床身的滑道内进行横向滑动，其驱动方式同样采用液压驱动，具体尺寸及夹具与液压缸的连接方式如图4.2（a）和4.2（b）所示。图4.2（a）夹具进给机构图4.2（b）床身滑道形状4.3锯条导向装置的的设计在带锯条执行锯切任务的过程中，会因为无法避免的外界因素使锯条无法平稳运行，锯条导向装置可以提高锯条工作的稳定性，使其更加平稳的运行。锯条导向装置的具体结构图如4.3所示。图4.3锯条导向装置4.4床身及锯条张紧装置的设计本次双立柱式带锯床设计中，床身添加了滑道设计，使之完成与夹具的配合，使夹具可以在液压缸的推动下沿着床身上的轨道运动，进一步完成夹紧工作，实现锯切任务准备工作的完成。除此之外，对床身结构进行设计，合理引用肋板等结构，使锯床设计更加实用，减小床身重量，使之更符合机械制造行业中锯床设计的