木材刀具切削試驗臺增速機構設計【17張CAD圖紙+PDF圖】
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南京林業(yè)大學
本科畢業(yè)設計（論文）
題 目： 木材刀具切削
試驗臺增速機構設計
學 院： 南方學院
專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化
學 號： n090301126
學生姓名： 于翠萍
指導教師： 許林云
職 稱： 教授
二O一 三 年 五 月二十七 日
摘要
本文是在LQ-18型鋸鏈切削試驗臺的基礎上，分析總結經驗，并結合設計要求對增速部分進行設計。介紹試驗臺的研究意義以及作用。本文主要設計了一種木材刀具切削試驗臺增速機構可以更好的評定油鋸、電鏈鋸鋸鏈的切削性能，即檢測鋸鏈的鋒利性、進鋸的輕便性、鋸鏈運轉的平穩(wěn)性及鋸切效率的高低。根據目前國內外現有的生產鋸鏈品種規(guī)格多，適用于不同的油鋸、電鏈鋸，且工作時的鋸鏈切削速度高低差異很大，切削功耗相差很大。為能評定鋸鏈切削木材時的切削性能，所設計的試驗臺，需能模擬鋸鏈的工作狀態(tài)，反映鋸鏈實際的切削速度和切削效率，因此應具有較寬的切削速度調節(jié)范圍和進給速度調節(jié)范圍；同時應具有較大的傳遞扭矩，可保證大節(jié)距高效率的鋸鏈性能測定。
關鍵詞： 傳感器 試驗臺 切削
Abstract
This paper was designed a kind of experiment table can be used for simultaneous measurement of the sensor to force three, and it can evaluation fire-fighting better, electricity chain saws chain saws the cutting performance, i.e., detecting the sharp sex, chain saws into the lighter materials, saw chain operation of the stability and saw cutting efficiency. In order to further improve the measurement accuracy of the sensor is adopted in this paper, a kind of at the same time use the eight anise ring measurement sensor, and the sensor of the direction of the force measurement high sensitivity, cross sensitivity small. First the ontology to carry on the design, determine its eight ear type anise ring structure, next to other parts design to meet the mechanical design requirements, in the final analysis, research patch position to be measured direction sensitivity, nonlinearity influence, and the measured direction across the influence of sensitivity. This design of four scheme, where each earrings on in a strain gauge set bridge, the same level or take the strain on the vertical line set of bridge, take the strain gauge on the diagonal earrings set bridge, all take the strain gauge set bridge. To contact the production practice, considering the change must be loaded points, finally choosing all take all of the strain gauge earrings set bridge.
Keyword： sensor；experiment table；cutting force
目錄
1 緒論 5
1.1 引言 5
1.2 木材刀具切削試驗臺國內外研究概況 5
1.2.1 國內研究概況 5
1.2.2 國外研究概況 6
1.3 本文設計工作要求 7
2 增速機構的整體設計 8
2.1 增速機構整體方案的設計 8
2.2 電動機的類型選擇 8
2.3 增速機構輸入和輸出連接裝置的選擇 9
3 增速機構的設計 10
3.1帶傳動的設計 11
3.1.1 帶傳動的優(yōu)點 11
3.1.2 帶的選型 11
3.1.3 試驗臺帶輪的工作情況 11
3.1.4 帶的工作參數 11
3.1.5 帶的計算設計 12
3.1.6 帶的張緊 15
3.2 齒輪級設計 16
3.2.1 傳動方式選擇 16
3.2.2 齒輪工作參數 16
3.2.3 齒輪計算設計 16
3.3 齒輪軸的設計計算 23
3.3.1 低速軸的設計與計算 23
3.3.2 高速軸的設計與計算 25
3.4 軸的強度校核計算 26
3.4.1 低速軸的校核計算 26
3.5 齒輪增速箱的設計 30
3.6 冷卻潤滑系統(tǒng)的設計 30
3.6.1 冷卻潤滑系統(tǒng)的設計 31
3.6.2 冷卻潤滑系統(tǒng)俯視圖 31
3.6.3 增速機構維護 32
4 結論 36
致謝 37
參考文獻 38
附錄 40
1 緒論
1.1 引言
目前，能較全面科學地評定鋸鏈切削木材時切削性能鋸試驗臺，市場上僅浙江一家企業(yè)擁有，是由我校機電院教師自主設計完成的。該鋸鏈切削性能試驗臺可測定鋸鏈鋸齒上切削力的三個方向分力，即主切削力、進給力和側向力；進給機構的進給速度；驅動鏈輪軸的軸功率；鋸鏈的鋸切效率。通過該傳感器測定三個相互垂直的切削力可用來衡量刀具的切削性能（如鋸鏈、圓鋸片等），也可反應木材或金屬材料的品質。同時結合轉矩轉速測試系統(tǒng)，可測定鋸鏈或圓鋸片的切削功率和切削效率。根據八角環(huán)式測力傳感器的基本原理，及鋸鏈或圓鋸片切削木材時所承受的最大阻力值，即可設計出合適的八角環(huán)傳感器結構。而所謂的八角環(huán)八耳式三向測力傳感器是在以上的基礎上設計出的一款更加靈敏、更加準確的一種傳感器。通過對八角環(huán)八耳式三向測力傳感器各個方向的力的標定,分析研究貼片位置對被測方向靈敏度、非線性度的影響, 以及對非被測方向交叉靈敏度的影響。比較各個方案的貼片位置, 選出靈敏度最好，交叉靈敏度最小，同時非線性度最好的方案。
1.2 木材刀具切削試驗臺增速機構國內外同類研究概況
1.2.1 國內研究概況
我國自本世紀60年代以來，不斷進行木材切削力的測定試驗。特別是80年代以來的試驗研究成果積累了許多有價值的數據。1964年中國東北林學院研制的T-1型試驗臺，用電阻應變片（環(huán)）和平衡重塊測量切向力和法向力。這在當時的國內外已屬于比較領先的技術。
1982年南京林學院研制的NL-1型試驗臺，是利用薄壁圓筒形應變傳感器同時測量兩向力。
1988年南京林業(yè)大學研制的MQ-30型試驗臺，首次用交叉八角環(huán)測力傳感器同時直接測三向力 。
1992年南京林業(yè)大學研制的LQ-11[9]以及后來的LQ-18型切削平臺[10]都使用了交叉八角環(huán)測力傳感器這一新的技術。應用于LQ-11的三向測力儀可同時測定切向力、法向力和側向力。側向力可反映鋸鏈的輕微跑偏, 測側向力可避免跑偏對切削阻力測定值帶來的嚴重影響。而LQ-18改善了三向測力傳感，采用先進的計算機技術，具有測定精度高，重復性好等特點，使整機的多項技術指標達到了國內領先水平。
2010年上海大學對八角環(huán)三向測力的貼片進行了研究[11]，提高貼片面應變均勻度可以降低因貼片位置誤差引起的測量誤差, 是提高八角環(huán)測力刀架的測量精度的有效方法。應用對稱性原理, 在傳統(tǒng)八角環(huán)測力刀架上下方增設凸起結構可以顯著地改善應變分布的均勻程度。
2010年南京航空航天大學和中國攪拌摩擦焊中心共同研究攪拌摩擦焊用測力八角環(huán)[12]。攪拌摩擦焊用八角環(huán)是一種測力元件，可看做為一個彈性系統(tǒng)，當受到一定的激勵時會引起振動。通過對攪拌摩擦焊用測力八角環(huán)的有限元模態(tài)分析，得出了該八角環(huán)結構的前12 階固有頻率和相應振型，為該結構的進一步優(yōu)化設計和理論分析提供了可靠的依據。八角環(huán)的固有頻率跟彈性元件的結構有關，因此，對彈性元件進行結構優(yōu)化設計能提高結構的固有頻率，從而提高測力八角環(huán)的測量精度和工作穩(wěn)定性。
近些年，蘭州工業(yè)高等?？茖W校研究了八角環(huán)電阻式車削測力儀在車床三向力靜剛度測定中的應用[13]。經修復后的軸瓦在運行中情況良好, 檢測振動值在允許范圍內, 且只花費幾百元的人工費, 給工廠節(jié)約開支。對于剖分式軸瓦磨損較小的使用此法修理比較科學、經濟。若該處理方法能夠得到推廣, 將延長一批同類型軸承的使用壽命, 給企業(yè)帶來更好的經濟效益。
關于增速機構的技術及機構，國內為了準確的測量切削力, 很早就開展了對測力儀的研究, 但迄今為止, 還沒有完整的設計方案和定型的產品。增速傳動的方式很多, 常用的是齒輪傳動和帶傳動，如采用齒輪傳動必須設計專用高速齒輪箱, 不僅費用高、加工時間長, 而且噪聲大, 影響周圍環(huán)境。而帶傳動傳動平穩(wěn)、噪聲小、造價低, 比較適合鋸鏈切削試驗臺。但在上述功率、轉速、傳動比條件下, 一般需采用兩級帶傳動, 尺寸加大，造價也會上升, 故決定采用一級帶傳動。一般設計手冊上推薦普通2帶傳動的使用范圍是：傳動比i=2 ～4(≤7)，（減速傳動），帶輪轉速n≤7000r/min , 帶的線速度v≤25m/s,最好采用高速帶傳動,同時考慮購買和維修的方便。
1.2.2 國外研究概況
雖然近幾年國外也有利用雙延伸式八角環(huán)制成測力儀測拖拉機掛鉤處的二向力和用多個單一八角環(huán)組合測磨床工作時單向切削力和扭矩的案例，但是國外仍然以電阻應變片形式來測量切削阻力。
1978年，日本研制的試驗臺，用桁架式以電阻應變片形式測量切向力和法向力。
1985年，德國STIHL公司研制的試驗臺，利用測力電阻應變形式測量切向力和法向力。A．Kissellaach教授在高速切削技術方面的研究有一些新的進展。高速切削通過提高切削速度來減少加工時間并同時改進切削質量。高速切削提高了CNC機械的生產力，是木材加工中最有效益的加工方法之一。高速切削除了要有合適的機器設備外，最需要的是特殊刀具來輔助解決高速加工問題。傳統(tǒng)的鏤銑機主軸轉速為18000dmin，而高速切削主軸轉速則達30000dmin甚至更高。削進給速度同主軸轉速是成比例的，因此主軸轉速加倍進給速度也要加倍。
九十年代中期，美國McCULLOCH公司，澳大利亞林產品實驗室，芬蘭農業(yè)工程研究所都使用自己的方法測量切削阻力，但是都無法同時測量法向，切向和側向三個方向的切削阻力。
關于增速機構的技術及機構方面，國外關于測力儀的研究進展快得多, 已處于實用階段。在國際市場上已有專門的廠商提供多種型號的切削和磨削測力儀。定型的測力儀特點 為 1g, 固有振動頻率不低于2.5千赫。最大相互干擾小于1%,且能補償。
1.2.3國內外同類概況總結
國內外對于木材切削試驗臺增速機構的發(fā)展正在逐步發(fā)展，改進。機構的細節(jié)設計還需要適當的改進與調試。還需要一批技術人才進行設計、研發(fā)?？偟膩碚f，國外的增速機構設計技術相對先進些。一般切削速度的調節(jié)范圍為10～15000rpm，增速齒輪箱高速運轉時要進行冷卻、潤滑。現在，高性能、高壽命、高速度、重切削的圓鋸機是鋸機圓鋸設計的基本要求，國產圓鋸機已經打入國際市場，但我們的產品在技術上還沒有和國際接軌。國外鋸機主軸轉速超過4000r／min的已經非常普遍，圓鋸機工作臺移動的速度最高可達80m／min，多鋸片圓鋸機的基本功能和質量已經和帶鋸機接軌。
1.3 本文設計工作要求
根據本次設計任務，切削速度的調節(jié)范圍為10～15000rpm，鏈鋸驅動功率18.5Kw，增速齒輪箱高速運轉時要進行冷卻，潤滑。本次內容要求有：試驗臺增速機構方案、結構、輸入和輸出連接裝置設計，以及齒輪箱冷卻潤滑系統(tǒng)設計。即在設計傳動部分時，從帶傳動出發(fā)，經高速齒輪箱。因為是高速齒輪，所以對冷卻、潤滑要求較高，所以需考慮潤滑方式和設計相適應的冷卻裝置。
2 增速機構的整體設計
2.1 增速機構整體方案的設計
為能評定鋸鏈切削木材時的切削性能，所設計的試驗臺，要能夠模擬鏈鋸的工作狀態(tài)，反映鋸鏈的實際切削速度和切削效率，因此要具有較寬的切削速度調節(jié)范圍和進給速度調節(jié)范圍；同時應具有較大的傳遞扭矩，以保證大節(jié)距高效率的鏈鋸性能測定。
根據設計要求,本次需設計的是一臺能夠滿足切削速度在10~15000rpm范圍內進行調節(jié)，并且鏈鋸驅動功率達到18.5kw的增速機構。
2.2 電動機的類型選擇
能大范圍進行無極調速的電動機主要有兩類，一類是直流電動機，另一類是調速電動機。由于直流電動機的缺點是要另加直流電源，價格高，體積大，且外特性比較軟，不適合木材刀具切削試驗臺。所以本次設計的切削試驗臺我們選擇調速電動機為YTP系列變頻調速三相異步電動機，如下圖2-1所示。
圖2-1 YTP系列變頻調速三相異步電機
YTP系列變頻調速三相異步電動機是以變頻調速裝置為供電電源的變頻調速三相異步電動機，與變頻裝置組成的系統(tǒng)能夠實現無級調速，達到節(jié)能和控制自動化的目的。 YTP系列變頻調速電動機是在公司原YSPA系列變頻調速電動機基礎上改進設計的更新?lián)Q代產品。具有效率高、調速范圍廣、精度好、運行穩(wěn)定、操作和維修方便等特點。適用于驅動軋鋼、起重、運輸、機床、印染、造紙、化工、紡織、制藥等要求連續(xù)調速和頻繁正反轉的各種機械設備上，可與國內外各種變頻裝置配套使用。
YTP系列變頻調速三相異步電動機是一種交流、高效、節(jié)能調速電動機，與變頻器配合使用，是機電一體化的調速新產品。
A: YTP系列變頻調速三相異步電動機優(yōu)點。
（1） 效率高，節(jié)能效果明顯。
（2） 調頻范圍廣，能在5Hz~100Hz甚至更寬的范圍內平滑無極調速。
（3） 噪音低、振動小。
（4） 起動力矩大，低頻起動對負載沖擊小。
（5） 結構簡單，運行穩(wěn)定（尤其在低頻時）、使用可靠，維護方便。
（6） 體積小、重量輕，除風罩比Y系列異步電動機稍長外，其它外形及安裝尺寸皆相同。便于安裝。
（7） 起動電流小，無須附加起動設備。
（8） 單獨裝有軸流風機，在不同轉速下均有較好的冷卻效果。
（9）應有范圍廣，可作恒轉矩（50Hz以下）、恒功率（50Hz以上）或遞減轉矩負載機械無級調速之用，基本可以取代任何一種調速產品。
2.3 增速機構輸入和輸出連接裝置的選擇
增速傳動的方式非常多，常用的有齒輪傳動和帶傳動。
齒輪傳動有高效率、工作可靠、結構緊湊、傳動比穩(wěn)定、壽命長等優(yōu)點，但齒輪傳動的制造安裝的精度要求高，且價格貴，不宜用于傳動距離太大的場合，所以可采用由變頻電動機經皮帶傳動送至齒輪箱后實現增速，增速后實現轉速從10~15000r/min。
帶傳動傳動平穩(wěn)，價格低廉，緩沖吸振，通過帶傳動的緩沖，高速齒輪箱的壽命可以延長，避免了齒輪折斷的問題。所以使用帶傳動的方式。
帶輪的另一端與增速齒輪箱通過平鍵連接，經過增速齒輪箱加速后，輸出軸由花鍵軸套與轉速轉矩傳感器相連，以便轉速轉矩傳感器能測出實時的轉速轉矩，通過轉速轉矩傳感器之后，最終通過花鍵軸套與切削機構相連。
傳動示意圖:
圖2-2 增速機構傳動示意圖
3 增速機構設計
3.1帶傳動的設計
3.1.1 帶傳動的優(yōu)點
變頻調速電機的輸出接帶輪，因為帶傳動具有價格低廉，傳動平穩(wěn)，緩沖吸振等特點，通過帶傳動的緩沖，可以延長高速齒輪箱的壽命，避免齒輪折斷的問題。
3.1.2 帶的選型
帶傳動的主要類型按傳動原理分：
（1）摩擦帶傳動，靠傳動帶與帶論間的摩擦力實現傳動，如V帶傳動、平帶傳動等。
（2）嚙合帶傳動，靠帶內側凸齒與帶輪外緣上的齒槽相嚙合實現傳動，如同步帶傳動。
通過對各種帶傳動的比較，V帶的截面形狀為梯形，工作面為兩側面，帶輪的輪槽截面為梯形。在相同張緊力和摩擦力系數的條件下，V帶產生的摩擦力要比平帶的摩擦力大，所以V帶傳動能力強，結構更緊湊，在機械傳動中應用最廣泛。且V帶已經標準化，所以第一級增速傳動選擇V帶。
查閱 《機械設計手冊單行本—帶傳動和鏈傳動》，對比各種類型的V帶，我們可以選擇普通V帶或寬V帶。寬V帶曲撓性好，耐熱性和耐側壓性能較好，主要應用于無級變速傳動，但是考慮購買和維修的方便，最后還是決定選用普通V帶。
3.1.3 試驗臺帶輪的工作情況
鋸鏈切削試驗臺不同于一般機械設備，屬于間斷工作，年累計工作時間非常短，所以可以根據零件短時間工作能力進行計算，而不需按照常規(guī)計算考慮帶傳動長期連續(xù)運轉，以帶的疲勞應力作為計算基礎。
3.1.4 帶的工作參數
1.帶傳動工作情況：載荷變動小 ，主要是空、輕載啟動；
2.所需傳遞的額定功率：P=18.5Kw；
3.大帶輪的轉速：n2=2930r/min；
4.初步設計傳動比為。
為了與減速V帶傳動的符號一致，本文代號角標1的代表小輪，下標2代表大輪，以下不另說明。
3.1.5 帶的計算設計
1. 設計功率：
P=18.5Kw P－傳遞的功率
KA =1.11 KA－工況系數。載荷變動小 ，主要是空、輕載啟動，故KA取1.1
查閱 《機械設計手冊單行本》帶傳動：增速傳動時KA應乘下列系數
增速比
1.25~1.74
1.75~2.49
2.5~3.49
≥3.9
系數
1.05
1.11
1.18
1.28
Pd=1.05KAP=1.05×1.1×18.5Kw=21.3675Kw
2. 傳動比：
因為n2=2930r/min 那么n1=4395r/min。
3. 選定帶型：
增速型V帶傳動的帶型選擇，同樣借助選型圖，根據計算功率Pd和小輪轉速來確定?？梢赃x擇A型號。其截面尺寸節(jié)寬bP=11，頂寬b=13，高度h=8.0，楔角α=40°，適用的槽形的基準寬度11 。
4. 小帶輪基準直徑：
參考帶傳動表14.1-18，取dd1=125mm
大輪基準直徑dd2=i dd1(1-ε)=1.5×125（1-0.02）mm=183.75mm由表14.1-18取dd2=180mm。
5． 驗算帶速：
普通Vmax=25~30m/s,帶速合適。
6. 初定軸間距：
0.7(dd1+ dd2)≤a0<2(dd1+ dd2) 即213.5mm≤a0<610mm 初定中心距a0=400mm。
7. 所需基準長度：
由帶傳動表14.1-7 取Ld=1250mm。
8. 實際軸間距：
a取整460mm。
安裝時所需最小軸間距：
張緊或補償伸長所需最大軸間距：
9. 小帶輪包角：
s
10． 單根V帶傳遞的額定功率
根據dd1=125mm和
由表14.1-17查得A型帶P1=3.25Kw。
11. 考慮傳動比的影響，額定功率的增量由表14.1-17c查得。
12. V帶的根數：
由表14.1-13查得Kα=0.98
由表14.1-15查得KL=0.96
根
因為切削試驗臺使用頻率和工作時間都較短，所以可以選擇6根帶。
13. 單根V帶的預緊力：
由表14.1-14查得m=0.10Kg/m
14. V帶的傳動效率：
查手冊取0.92，則
15. 帶輪的結構和尺寸：
大帶輪的結構和尺寸
A. 由Y160L-2電動機可知，軸直徑為d=42mm，長度L=645，故大帶輪的軸孔直徑應取d0=42mm，長度應小于110mm。
B. 由表14.1-24查得（d0=42mm，dd2=180mm），大帶輪結構為輻板輪。
C. 大帶輪圖：
圖3-1 大帶輪圖
小帶輪的結構和尺寸
A. 小帶輪的孔直徑：初步確定齒輪軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼，調質處理，根據《機械設計—高教版》表15-3，取A0=120，于是得，為了增加齒輪軸的剛度以及結合手冊，取d0=20mm。
B. 由表14.1-24查得（d0=20mm，dd1=125mm），小帶輪結構為輻板輪。
C. 小帶輪圖：
圖3-2小帶輪圖
16.齒輪級的功率：
查手冊聯(lián)軸器取0.99，
注：以上所有的表和圖（除了特別指明的）都是參考《機械設計手冊單行本—帶傳動和鏈傳動》
3.1.6 帶的張緊
V帶傳動運轉一段時間后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證傳動正常工作，應定期檢查帶的松弛程度，采取相應的補就措施。
這里我們采用滑道式定期張緊裝置，采用改變中心距的方法來調節(jié)帶的拉應力，使帶重新恢復張緊。
圖3-3 滑道式張緊裝置
3.2 齒輪級設計
3.2.1 齒輪傳動
齒輪級的傳動，我們可選擇漸開線圓柱齒輪傳動、圓錐齒輪傳動、蝸桿傳動等。圓錐齒輪傳動主要用于空間交錯軸，蝸桿傳動缺點傳動效率低，所以我們選擇漸開線圓柱齒輪傳動。漸開線圓柱齒輪傳動的特點是傳動速度和功率范圍很大；傳動效率高，一對齒輪可達98~99.5%，且精度愈高，效率愈高；對中心距的敏感性小，裝配和維修都比較簡單；可以進行變位切削及各種修形、修緣，以適應提高傳動質量的要求；利于進行精確加工。它的傳動比單級1~8，最大可到10，傳動功率25000~105Kw，且該種傳動應用很廣。
漸開線圓柱齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪，我們選擇斜齒圓柱齒輪。因為該級是高速級，選用斜齒圓柱齒輪傳動工作平穩(wěn)，在精度等級相同時，允許傳遞的圓周速度較高，在忽略摩擦力的影響下，高速級的轉矩是低速級的1/i，其軸向力小。
注：為了與減速傳動的符號一致，本文代號標3的代表小齒輪，下標4代表大齒輪。
3.2.2 齒輪工作參數
輸入功率P=16.84Kw，大齒輪的轉速n4=4395r/min，設定傳動比i=3.5，單向運轉，假設壽命10年，以每年200天，每天工作4小時。
3.2.3 齒輪計算設計
1. 選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數：
a) 選用斜齒圓柱齒輪傳動。
b) 由于轉速較高，故初選6級精度。
c) 材料選擇。由《機械設計手冊單行本—齒輪傳動》表16.2-59、60、64、65選擇齒輪
材料為:
小齒輪：40Cr，調質，硬度為280 HBS
大齒輪：45鋼，調質，硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。
由圖16.2-17及圖16.2-26按MQ級質量要求取值，查得
2. 按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數：
a) 按表16.2-33
式中 大齒輪傳遞的轉矩T3：
斜齒圓柱齒輪傳動的效率取0.97，，則T3=10.78Nm
載荷系數K：考慮機構為增速傳動，兩支撐相對于小齒輪做對稱布置，速度較高，載荷均勻平穩(wěn)，取K=1.6。
齒寬系數：取。
齒數比u：暫取u=i=3.5。
許用接觸應力為 ：按表16.2-33
按表16.2-33，取安全系數最小，按大齒輪計算
將以上數據代入計算中心距的公式得：
考慮加工影響，中心距取a=100mm。
b) 按經驗公式，。
標準模數取mn=1.5。
c) 初取β=9°，cosβ=cos9°=0.98800。
，取，，取
精求螺旋角β
所以
。
3. 校核齒面接觸疲勞強度：
按表16.2-34
式中 分度圓上的圓周力Ft
使用系數KA：查表16.2-36，得KA=1。
動載荷系數KV：
查 《機械設計—高教版》圖10-8，取KV=1.15
齒向載荷分布系數按表16.2-40
齒向載荷分配系數：按
查表16.2-42, 。
節(jié)點區(qū)域系數：按，x=0，查圖16.2-15，
查表16.2-43，
按接觸強度計算的重合度及螺旋角系數:
首先計算當量齒數
求當量齒輪的端面重合度：。
按，， ，從圖16.2-10可分別查得。所以。
按，，查圖16.2-11，縱向重合度
按，，，查圖16.2-16，。
將以上各數值代入齒面接觸應力計算公式得：
計算安全系數SH：按表16.2-34
式中，壽命系數：先計算應力循環(huán)次數：
對調質鋼，從圖16.2-18,按查得。按查得。
潤滑油膜影響系數:取
工作硬化系數：因小齒輪齒面未硬化處理，齒面未光整，故取。
接觸強度計算的尺寸系數：根據圖16.2-22，。
將以上數值代入安全系數的計算公式得
按表16.2-46，。
，故安全。
4. 校核齒根疲勞彎曲強度：
式中 彎曲強度計算的載荷分布系數：
彎曲強度計算的載荷分配系數：
。
復合齒形系數：按，
查圖16.2-23，得,。
彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數
按，，查圖16.2-11，
將以上數值代入齒根彎曲計算公式得
計算安全系數SF:按表16.2-25
式中，壽命系數YNT：對調質鋼，由圖16.2-27按，查得，
按，查得。
相對齒根圓角敏感系數：由圖16.2-23知，。查表16.2-48，
。
相對齒根表面狀況系數為；查表16.2-71，齒面粗糙度，得
。
尺寸系數：根據圖16.2-28，。
將以上數值代入安全系數SF的公式得
、都大于,故安全。
5. 主要尺寸：
mn=1.5
6. 齒輪的結構：
圖3-4 齒輪結構
7. 齒輪的選擇：
按，從圖16.2-7，P4線的上方區(qū)域初選。
在圖16.2-9中從及決定的點引L射線上按
，，，
8. 齒輪的加工精度：
圖3-5 大齒輪加工精度《機械設計手冊單行本—齒輪傳動》
3.3 齒輪軸的設計計算
3.3.1 低速軸的設計與計算
1. 根據表19.3-1公式初步計算軸徑，由于材料選的是45號鋼，由表19.3-2選取A0=120，則得
考慮需要用到鍵鏈接，需將其軸徑增加4％~5％，取d0=20mm。
2. 軸段①的設計：
相應的軸端①的直徑d0=20mm，其長度L1待定。
3. 軸段②的設計：
考慮到與密封圈的配合，軸肩的高度為h=(0.07~0.1)d1=1.4~2mm，軸端②的軸徑，其最終由密封圈決定，結合該處軸的圓周速度，可選用氈圈油封，查《機械設計手冊單行本—密封件、密封與潤滑》，表10.1-73，選取氈圈d=25mm，D=39mm，d1=24mm，B=7mm，溝槽D0=38mm，d0=26mm，b=6mm，則d2=25mm，軸②的長度L2根據箱體尺寸來確定。
4. 軸段③的設計：
軸段③上安裝軸承，考慮斜齒輪受徑向力，圓周力，軸向力，軸承類型選角接觸球軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。現暫時取軸承型號為7006C，其內徑d=30 mm，外徑D=47mm，寬度B=12mm，內圈可以采用套筒定位，軸肩直徑da=36mm，套筒長度a=15mm,外圈定位軸肩Da=49mm,所以軸段③的直徑d3=30mm。L3待定。
5. 軸段④的設計：
因為b4=50mm，所以取軸段④的長度L4=48mm。軸段④用來安裝齒輪，這里軸徑可以取d4=34mm。因為齒寬b=50mm，取L4=48mm。
6. 軸段⑤的設計：
大齒輪采用軸肩定位，通常軸肩的高度h=（0.07~0.1）d=（0.07~0.1）×34=2.38~3.4mm，結合軸承的內圈尺寸，所以取d5=37mm，軸段⑤長度L5待定。
7. 軸段⑥的設計：
取d6=36mm，長度L6由裝配草圖決定。
8. 軸段⑦的設計：
軸段⑦安裝軸承，取軸承型號為7006C，其內徑d=30 mm，外徑D=47mm，寬度B=12mm，內圈可以采用套筒定位，軸肩直徑da=36mm，外圈定位軸肩Da=49mm，所以軸段的直⑦徑d7=30mm。L7待定。
9. 根據裝配圖，各軸段的長度和直徑如下圖：
圖3-6 低速軸各軸段長度和直徑
3.3.2 高速軸的設計與計算
1. 根據表19.3-1公式計算軸徑，由于材料為45號鋼，由表19.3-2選取A0=120，則得斜齒圓柱齒輪傳動的效率取0.97。
2. 軸段①的設計：
綜合實際情況，取軸端①的直徑d1=13mm。
3. 軸段②的設計：
考慮到與密封圈的配合，軸肩的高度為h=(0.07~0.1)d1=1.4~2mm，軸端②的軸徑 其最終由密封圈決定，結合該處軸的圓周速度，可選用氈圈油封，查《機械設計手冊單行本—密封件、密封與潤滑》，表10.1-73，選取氈圈公稱軸徑為d=16mm，D=29mm，d1=14mm，B=6mm，溝槽D0=28mm，d0=16mm，b=5mm，則d2=16mm。
4. 軸段③的設計
軸段③上安裝軸承，考慮斜齒輪受徑向力，圓周力，軸向力，軸承類型選角接觸球軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內徑系列。現暫時取軸承型號為7004C，其內徑d=20 mm，外徑D=42mm，寬度B=12mm，其他尺寸d2=26.9mm，D2=35.1mm內圈可以采用套筒定位，軸肩直徑da=25mm，,外圈定位軸肩Da=37mm,故軸段③的直徑d3=20mm。
5. 軸段④的設計
該軸段為小齒輪。
6. 軸段⑤的設計：
同軸段③。
7. 根據裝配圖，各軸段的長度和直徑如下圖：
圖3-7個高速軸各軸段直徑和長度
3.4 軸的強度校核計算
3.4.1 低速軸的校核計算
1. 按轉矩初步估算軸徑：
初選軸的材料為45號鋼，經調質處理，由表19.1-1查得材料的力學性能數據為
=650MPa
=360MPa
=270MPa
=155MPa
根據表19.3-1公式初步計算軸徑，由于材料為45號鋼，由表19.3-2選取A0=120，則得
考慮需要用到鍵鏈接，需將其軸徑增加為4％~5％，故取d0=20mm。
2. 軸的機構設計如圖3.4.a：
3. 軸上的受力分析：
已知：P=17.02Kw，大齒輪的轉速n4=4395r/min ，
∴傳遞轉矩T4=36.59
4. 求支反力：
1) 在水平平面內的支反力（圖3.4.b）由得
同理 ，則。
2) 在垂直平面內的支反力（圖3.4.c）由圖可知
3) 總彎矩：
4) 彎矩圖：
圖3-8 彎矩圖
5. 扭矩T：
6． 按彎扭合成應力校核軸的強度：
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據相應公式及上圖中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6，軸的計算應力為
前已選定軸的材料為45鋼，查表得，，故安全。
7. 校核軸的抗彎強度：
由彎矩圖可知，齒輪處軸剖面左側彎矩最大，且作用有轉矩，故此剖面為危險剖面。
抗彎截面系數為 ：
抗扭曲截面系數為 ：
截面上的彎曲應力：
截面上的扭轉切應力：
按彎曲合成強度進行校核計算，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數α=0.6，則當量應力為：
由機械設計第八版課本表10-1查得45鋼?；估瓘姸葮O限650MPa
運用插值法查得軸的許用彎曲應力，，強度滿足要求。
8. 校核鍵的連接強度：
選用鍵 6×6 GB/T1096-2003 b=6mm,h=6mm,L=90mm
10×8 GB/T1096-2003 b=10mm,h=8mm,L=40mm
小帶輪鍵鏈接的擠壓應力為：
大齒輪鍵鏈接的擠壓應力為：
鍵，軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，，，強度足夠。
8. 校核軸承的壽命：
1) 軸承的軸向力
查機械設計手冊，7006C基本額定載荷Cr=15.1kN，Cor=172kN，e=0.38，X=0.44，Y=1.47
，即。
外部軸向力：
此軸有左移趨勢，但由軸承部件的結構圖分析可知軸承Ⅰ將使得軸保持平衡，故兩軸承的軸向力分別為：
2) 計算當量動載荷
因為，則軸承1的當量動載荷為：
因為，則軸承1的當量動載荷為：
，∴
預期壽命為：，預期壽命小于軸承1的設計所得壽命，所以設計合理。
3.5 齒輪增速箱的設計
高速齒輪箱的基本尺寸,如下：
名稱
符號
尺寸
機座壁厚
8
機蓋壁厚
8
機座凸緣厚度
12
機蓋凸緣厚度
12
機座底凸緣厚度
20
地腳螺釘直徑
16粗牙全螺紋六角螺栓
地腳螺釘數目
4
軸承旁連接螺栓直徑
12
機蓋與機座連接螺栓直徑
8
聯(lián)接螺栓d2的間距
150
軸承端蓋螺釘直徑
8
窺視孔蓋螺紋直徑
8
定位銷直徑
8
d1、d2、d3至外機壁的距離
18,13,13
d1、d2至凸緣邊緣距離
16,11,
軸承旁凸臺半徑
16
外機壁至軸承座端面距離
1
大齒輪頂圓與內機壁的距離
10
齒輪端面與內機壁距離
10
機蓋、機座肋厚
7,7
軸承端蓋凸緣厚度
12
軸旁連接螺栓距離
S
D2
箱體圖如下：
圖3-9 增速箱
3.6 冷卻潤滑系統(tǒng)的設計
3.6.1 冷卻潤滑系統(tǒng)的設計
當齒輪傳動件的線速度較高時，常用的潤滑方式有浸潤潤滑和壓力潤滑。在一般情況下，當齒輪的線速度小于12m/s時，箱體內采用浸潤潤滑即可滿足使用要求，當齒輪線速度大于12m/s時，應考慮采用壓力潤滑方式，壓力潤滑不僅可以使箱體內各部分的傳動件得以充分的潤滑而且可以使被攪熱的潤滑油在從油箱到齒輪箱循環(huán)的過程中得到較好的冷卻，從而改善齒輪箱工作條件延長壽命。12m/s的齒輪線速度并不是采用浸油潤滑或者壓力潤滑的嚴格界限，還應根據傳動功率的大小齒輪材料的精度及工作條件等因素進行綜合考慮。當齒輪箱傳遞功率小而且傳動件的抗膠合能力強、工作環(huán)境好時，即使齒輪箱線速度高于12m/s，也可以使用浸油潤滑：反之，則采用壓力潤滑。
我們這里傳遞的功率顯然比較大，達到了18.5kW，所以必然要選擇壓力潤滑。
圖3-10噴油潤滑
壓力潤滑的油路選擇：壓力潤滑油路的兩端件是油箱和齒輪箱，中間由進油管，回油管和油泵連接。潤滑油的噴油壓力為（1.5~3）×105Pa根據這個參數可選取適當的油泵，油泵的流量應根據齒輪箱的結構要求而定。在滿足齒輪箱潤滑條件的前提下，應盡可能采用小的流量。因為當油泵流量較大時，因攪油過程而產生的能量損失增大，油溫也因此升高；另一方面又量較大時，回油管道的管徑也要因流量的要求增加，從而使結構復雜，體積龐大。油箱還有散熱作用，其容量應滿足油泵的流量要求和潤滑油的散熱，如果因空間
限制而無法滿足散熱要求時，我們應設置冷卻系統(tǒng)對潤滑油進行冷卻。
關于油泵動力的問題，在高速齒輪箱的潤滑油路中，油泵常用電動機作為動力源，這種方法比較簡單但由于要單獨為油泵設置電機而增加了成本。另一種方法是直接從齒輪箱的傳動軸中抽取動力。這種方法結構緊湊，操作方便，制造成本低。但是，由于油泵要安裝在傳動軸的延伸端，箱體的軸承蓋不得不由悶蓋換為透蓋，增加了泄漏環(huán)節(jié)，降低了密封效果，那樣噪聲會比較大。我們在這里采取的是使用電動機作為動力源。
齒輪泵和驅動電機的綜合選擇：CB-B型齒輪油泵是將機械能轉換為液壓能的轉換裝置，由于該泵結構簡單、噪音低、輸油平穩(wěn)、高轉速、自吸性能好。能用以輸送黏度為1~8礦物油，如液壓油，機械油，燃料油等。所以廣泛應用于機床，液壓機械，工程機械的液壓系統(tǒng)作為系統(tǒng)的動力源，也可用于稀油站，冶金，礦山，石油，化工，紡織機械等設備中作輸油泵，潤滑泵，燃油泵用。
根據CB-B型齒輪油泵具體參數表，我們最終選擇CB-B10型齒輪油泵。它的額定轉速1450r/min，額定壓力2.5MPa，額定流量10L/min,容積效率那么與之配備一個JW7124三相異步電動機。具體參數如下，電壓380V，頻率50Hz，輸出功率550w，轉速1400r/min，輸入功率750w，額定電流值1.6A。重量7.2.Kg。
關于潤滑系統(tǒng)的回油問題，試驗表明了回油的過程中會產生大量泡沫，造成回油障礙，使進油、回油得不到平衡，潤滑油越積越多，為了消除泡沫可以采用兩種方法：一種是選用低泡沫潤滑油，另一種是在潤滑系統(tǒng)的回油口上設置濾油網，增設濾油網后產生的泡沫在回油時被濾油網打破，因而消除了氣泡堵塞回油通道的障礙，保證了潤滑系統(tǒng)的正常循環(huán)，設計濾網時為了保證潤滑系統(tǒng)的正常循環(huán)，濾油網網眼不可過小，另外一個要注意的問題是箱上方設一個氣孔，以保持壓力平衡。
為了使結構緊湊，省去油箱，在潤滑油路中增設一個油冷卻器，油冷卻器種類繁多，常用的有板式冷卻器，風冷式卻器，列管式冷卻器。板式冷卻器體積比較大，結構比較復雜，在這里不適合。風冷卻器，需要在冷卻油時鼓風，結構復雜，也不是太適合，所以在這里就采用列管式油冷卻器。
3.6.2 冷卻潤滑系統(tǒng)俯視圖
圖3-11 冷卻潤滑系統(tǒng)
3.6.3 增速機構維護
增速機構安裝完畢后，要詳細檢查各連結部件是否有松動。初次啟動時確認齒輪箱內潤滑油已達到規(guī)定要求，并使冷卻潤滑系統(tǒng)電機通電，開啟潤滑系統(tǒng)電機泵，讓齒輪箱在一個較低的轉速下運行30min。每次啟動時首先要檢查油位，要在靜止一段時間的情況下檢查油位，確保沒有油沫。正式開啟之前，所有管路應該充滿油。如果要開啟視孔蓋，在開啟視孔蓋之前要徹底清除視孔蓋上及其周圍的灰塵、沙子等雜質。確保不會有異物在開啟窺視孔蓋的時候落入齒輪箱。卸除視孔蓋螺栓，小心從箱體上卸下視孔蓋。蓋上孔蓋時應嚴格按照力矩要求擰緊螺栓。在齒輪箱啟動前，務必保證供油系統(tǒng)工作正常，保證所有與箱體連接的管路除了放油口全部打開。在啟動時我們需要監(jiān)測以下項目（1）潤滑系統(tǒng)的牢固性(2)軸、齒輪是否轉動正常（3）齒輪箱整體的密封性。在齒輪箱工作12天后必須再次檢查密封性和油位。
齒輪箱內部零件至少一年檢查一次，任何隱患都應該被立即清除，齒輪箱的內部檢查可以很容易的通過窺視孔實現。注意，當開啟窺視孔蓋時，務必確保不能有任何東西進入齒輪箱，以免造成齒輪箱的損壞。
4 結 論
本論文設計的試驗臺是在LQ-18型鋸鏈切削性能試驗臺的基礎上，采用的無極變頻調速，為增大轉速范圍。試驗臺優(yōu)化了進給機構，實現了無極調速進給運動。本文的主要設計內容有帶傳動級的設計、變頻電動機的類型選擇、齒輪增速級的設計以及通過理論計算繪制出V帶輪、齒輪和軸的工程圖。由于內容相對較多、時間上安排不夠緊湊，設計過程中有些地方難免會有缺陷?？偟膩碚f ，設計本身還是有不少需要完善和改進的地方。例如我們沒有考慮到木材刀具切削試驗臺操作過程中V帶和齒輪運動過程的振動會對設計所帶來的影響；增速箱采用的是閉式硬齒，需計算齒輪的彎曲疲勞強度，考慮抗膠合、點蝕等得影響因素；還有油冷卻缺少詳細的理論設計計算等一些不全面的設計之處，還有待改進。
總的來講，通過這次畢業(yè)設計的過程，我們確實熟練了許多機械設計專業(yè)方面的知識也熟練了自身的CAD繪圖技術。
致謝
為期三個月的畢業(yè)設計已然接近尾聲，回想這個做畢業(yè)設計的過程，離不開許林云老師在整個畢業(yè)設計過程中對我們的細心指引與教導，同時離不開與張衛(wèi)良同學跟張齊元同學的合作。我們一起討論、解決設計過程的疑難。
從開始到現在做畢業(yè)設計的過程中，不管是CAD制圖還是論文，許老師每次都認真的幫我看，細心指出出現的錯誤，并教導我改進的方法。導師嚴謹的治學的態(tài)度、創(chuàng)新的思維方法和孜孜不倦的科研精神深深地感染了我。在此，向許老師表示最誠摯的感謝，以及對您的敬意。這些都是我以后走上工作崗位，走上社會，應該學習并發(fā)揚的。同時，我也要感謝大學期間辛苦培養(yǎng)我們的各位老師，是你們不知辛苦的教誨，讓我們得到健康的成長。同時，感謝學校為我們提供這么好的學習環(huán)境和機會！在南林如此美麗的環(huán)境，度過自己的四年大學生涯，學習，領悟人生道理，我覺得很幸福。
于翠萍
2013年5月
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附錄
序號
名稱
圖紙代號
圖幅
數量
1
整體裝配圖
SYT-01
0#
1
2
齒輪增速箱裝配圖
SYT-01-15
0#
1
3
上箱體
SYT-01-15-01
1#
1
4
下箱體
SYT-01-15-20
1#
1
5
支撐座1
SYT-01-14
2#
1
6
支撐座2
SYT-01-04
3#
1
7
V帶小輪
SYT-01-13-03
4#
1
8
V帶小輪端蓋
SYT-01-13-05
4#
1
9
低速軸
SYT-01-15-25
4#
1
10
大齒輪
SYT-01-15-24
4#
1
11
高速齒輪軸
SYT-01-15-35
3#
1
12
低速軸端蓋1
SYT-01-15-27
4#
1
13
高速軸端蓋2
SYT-01-15-13
4#
1
14
高速軸端蓋3
SYT-01-15-14
4#
1
15
低速軸端蓋4
SYT-01-15-19
4#
1
16
V帶大輪
SYT-01-13-01
3#
1
17
V帶大輪端蓋
SYT-01-13-04
4#
1
40
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