盤式削片機安全裝置設計

A. 刨片機如何製造

將木段、板皮或木片刨削成具有一定幾何尺寸的工藝刨花的機械。是刨花板備料工段中的必備設備。刨片機上切削出的刨花其厚度應基本一致，厚度規格均勻的刨花愈多，說明刨片機的性能愈好。

刨片機根據切削刀頭的形式可分為盤式刨片機和鼓式刨片機兩類。

盤式刨片機

由切削刀盤和進給系統兩大部分組成。按切削刀盤的安裝位置可分為卧式和立式圓盤刨片機；按進料方式可分為間隙進料和連續進料兩種。圖1所示為盤式刨片機的4種類型。在刀盤徑向有刀槽，在刀槽內安裝刨削刀片，刀片的伸出量是控制刨花厚度的關鍵尺寸。為使刨花的長度一致，在徑向還安裝可調割刀或梳狀刀。通常刀盤直徑較大，刮削刀片10把甚至更多。割刀數在50把左右。

圖3

B. 削片機的工作原理是什麼

將木材切削成木片的機械。分盤式和鼓式兩種。根據削片原料不同又分為原木削片機、板皮削片機、枝椏削片機、特種用途削片機、竹材削片機等。

沿革

20世紀40年代隨著造紙工業大量採用木質纖維原料，削片技術開始得到發展。首先使用的是鼓式削片機，以後是盤式削片機。到50年代末60年代初，芬蘭、美、蘇等國研製了移動式削片機，60年代中葉，芬蘭製造了全樹削片機。此後，蘇、美、聯邦德國等出現了各種型式的聯合削片機和全樹削片機，伐區木片生產逐漸形成了獨立的新工藝。1978年法國首先研製出立木削片機，接著美國、加拿大也研製出多種結構的這類機械。這時期還發展了以樹根為對象的特殊削片裝置——樹根削片機。70年代以來，加拿大首先研製了以分離木片中的大片、枝條、樹葉、碎屑、砂石等雜質為目標的雙腔削片機。隨後，美、蘇等國也製造出這類的雙腔、多腔削片機，並在木片生產中獲得廣泛應用。

中國從60年代初開始進行削片機的研製。其中，LX-950螺旋盤式削片機、SO3鼓式削片機、MZ563移動式削片機、ZMX1-刀盤削片機等是代表機型。70年代中期以來，對移動式削片機的研製有了較快發展，研製了以枝椏和間伐材為主要原料的LX650聯合削片機、YX950移動式削片機、BX6110C型削片機、BX637自行式削片機，並生產了BX216、BX218鼓式削片機、BX627雙腔削片機等新型結構。聯合削片機、全樹削片機等新技術也正在研究發展中。

機械組成

削片機主要由進料、切削、排料3部分組成。

進料裝置

主要包括料槽和進料機構。通常布置在削片機殼體的後側，有斜進料和水平進料兩種方式。除螺旋面結構和部分斜進料的削片機外，都設有強制式進料裝置。進料器有刺輥、人字形輥和齒鏈等形式。常用機械傳動或液力驅動。進料器對木料起壓緊和均勻供料作用，使進料速度和切削速度保持穩定，從而提高了木片質量。通常取進料速度為切削速度的1.1倍。料槽端面形狀有圓形、方形和多邊形。鼓式削片機（見圖）的進料槽為方形或長方形，料口包容面積大是其特點；盤式削片機的進料槽為多邊形。進料角對木片質量、規格及功率消耗影響極大。在鼓式削片機中，如果是斜料槽（布置在刀鼓中心水平面上方），刀鼓上飛刀與木料順紋方向的切削角接近90°。切削時隨著飛刀所處的位置不同，切削麵也不斷變化，使飛刀和底刀之間不能形成良好的剪切作用，其切削分力阻礙木料前進，造成切削時木料的跳動，致使碎料增加，木片的長度和厚度不均勻。木料越厚，木片規格差別越大，切削阻力和能耗也急劇加大。改用水平進料後（布置在刀鼓中心水平面下方），盡管相遇角還是在一定范圍內變化，但切削分力對木料起著牽引作用，因而木料跳動現象減少，提高了木片質量。在盤式削片機中，斜進料方式常用於切削制材剩餘物等短木料，進料槽軸線與刀盤平面的交角為45°～52°，與刀盤縱軸豎直面的交角為10°～30°。水平進料方式常用於切削原木、小徑木、板皮、枝椏等木料，進料槽軸線與刀盤平面的交角在36°～42°之間。切削角的減少可以降低功率消耗，但切削角過小會增加長條木片的數量。進料槽的端部安裝著底刀、旁刀。鼓式削片機採用四面刃的條形底刀，由於它的飛刀在切削時切削麵不斷變化，所以飛刀對底刀的間隙不允許調得很小，通常是1～2毫米。在盤式削片機中飛刀形成的切削麵是恆定的，飛刀和底刀的間隙可調到0.5～0.7毫米，它採用多面刃的底刀可在機內或機外調整。通常進料槽內還設有安全銷和保護罩等安全裝置。

切削裝置

包括刀盤、刀夾、飛刀、刀軸及聯結支承裝置。盤式削片機的刀盤通常由優質碳素鋼鑄造（大型的常用合金鋼板組焊），具有一定重量，在切削時起飛輪作用，保證良好的連續切削條件。刀盤上裝著飛刀和刀夾，飛刀在刀盤上的位置是依輻射方向前傾8°～15°。飛刀由高速鋼、模具鋼或高合金鋼製成，刃部硬度為RC52～60，心部要求有足夠的韌性。飛刀和刀夾用螺柱固定在刀盤上，飛刀伸出量可用齒槽、楔鐵或澆鑄巴氏合金方法調整。挨著飛刀後部的刀盤上開有刀槽，刀槽的寬度依形成木片的厚度決定，例如木片厚5毫米時，刀槽寬度約為100毫米。削下的木片經刀槽到達刀盤的另一側，刀槽上還裝有抗磨護板。通常，鼓式削片機的刀鼓採用低合金結構鋼板焊接而成。挨著飛刀在刀鼓上開設適當寬度的弧形凹槽（或刀夾製成凹槽），切下的木塊在這里擠壓成片。飛刀及其壓板用螺栓固定在刀鼓上，或採用刀架組件在機外換刀調整後裝入刀鼓。

排料裝置

保證木片及其廢料的正常排放。分上、下排料兩種方式。主要包括風扇葉片、排料管或網兩部分。盤式削片機的葉片有板狀、斗狀和箱狀數種，裝在刀盤圓周上或刀盤背面。板狀葉片隨著刀盤高速旋轉，推動木片產生圓周運動；由於葉片推動空氣，產生具有一定風速、風壓的氣流，這樣木片沿著機殼切線方向的排料管拋射出去。但這種結構容易打碎木片，增加碎屑量，所以板狀葉片逐漸為斗狀、箱狀葉片所代替。大型盤式削片機由於圓周線速度大，在刀盤上不設葉片，而在排料管上安設風機吹送木片，或採用下排料方式。鼓式削片機通常不在刀輥圓周上安裝葉片，採用下排料使木片通過篩網由輸送帶或氣力送走，也可在鼓式削片機的排料管上安設風機，採用上排料方式排放木片。

發展趨勢

隨著造紙工業、人造板工業的不斷發展和原材料的不斷變化，各種新型削片機正不斷涌現。削片機的結構正朝著提高木片質量，降低能耗，刀具更換調整方便、耐用、安全等方向進行改進。從簡化生產工序、提高效率、降低費用的綜合性能出發，新型結構的鼓式削片機、雙腔或多腔削片機、帶抓臂和自裝料斗的聯合削片機、立木削片機以及剝皮削片聯合機等將取代單一的拖掛式削片機，並將在伐區木片生產中獲得廣泛應用。

削片—制材機

削片機與剖分鋸機相配合的制材機械。原木通過削片—制材機，能夠把中央部分鋸剖成板材，並把板皮部分削成木片。

類型

①削片—制方機。有4個削片刀頭或兩組X形狀雙削片刀頭，一次通過的削方機；兩個錐形削片圓盤，在一次通過時削成毛方，二次通過時削成方材的削方機。中國上海楊浦木材廠MJX-200型削方機，屬於一次通過削方機，可加工直徑80～200毫米，長度0.8～3.0米的原木，所生產方材寬厚尺寸為60×60～160×160（10進位）毫米，進料速度為30米/分，生產率每台每班產方材6立方米、木片5立方米（木片尺寸25×18～2.5×3毫米）。②銑邊機。又稱削片—裁邊機。用兩個削片刀頭代替雙圓鋸將毛邊板的兩側板條銑削成木片而製取整邊板。加拿大康卡爾2500型銑邊機，其最大開檔1100毫米，進料速度每分鍾106米。③木絲—剖方機。用雙軸或單軸多片銑刀代替多圓鋸裁邊機剖分小方的機械。切削呈木絲狀可供纖維板、刨花板、造紙的原料。上海木材公司SMK-1型雙軸多銑刀木絲—剖方機，銑刀厚為3.2毫米呈十字形，可加工木材寬度60～500毫米，所剖分方材寬度為50～150毫米，一次剖分1～5根小方，進料速度每分鍾23米，生產率每小時6立方米，切削的木絲長度為4毫米。④削片—制方機與多圓鋸縱鋸機相聯合的鋸機。適合於小徑木的削片制材生產。⑤削片—制方機與四聯帶鋸相聯合的鋸機或雙削片圓盤與雙聯帶鋸相聯合的鋸機。適用於大、中型原木高效率削片制材的生產。⑥單削片圓盤與跑車帶鋸相聯合的鋸機。鋸割第一塊板皮時，所得到的是毛邊板，適用性廣泛，出材率較高。

性能

可以同時完成將原木剖分為板材，並把加工剩餘物削成工藝木片，通過氣力運輸集中到木片料倉，具有生產效率高、綜合利用率高、機械化程度高、工藝簡單、佔地面積小的特點。削片—制材機通常用微機控制，自動調位定心，伺服油缸或步進油缸進尺，連續進給或跑車進給。聯合機的木片產量為原木材積20～40%，木材綜合利用率可達90%以上，但成材的出材率比普通跑車帶鋸要低5～15%。加拿大康卡爾4個削片刀頭與雙軸多圓鋸機配合的削片制材聯合機，其加工原木直徑10～38厘米，相同直徑原木可以連續進料，不同直徑原木應相隔0.9米進料，進給速度18～55米/分，電機功率為221千瓦，每台班產量為300立方米。

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D. 機械設計課程設計---設計盤磨機傳動裝置！！！

我也在做這個題也 老兄
我只能提供樣本給你哈 具體的還是得靠你自己啦
目 錄

一 課程設計書 2

二 設計要求 2

三 設計步驟 2

1. 傳動裝置總體設計方案 3
2. 電動機的選擇 4
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數 5
6. 齒輪的設計 8
7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19
8. 鍵聯接設計 26
9. 箱體結構的設計 27
10.潤滑密封設計 30
11.聯軸器設計 30

四 設計小結 31
五 參考資料 32

一. 課程設計書
設計課題:
設計一用於帶式運輸機上的兩級齒輪減速器.運輸機連續單向運轉,載荷有輕微沖擊，工作環境多塵，通風良好,空載起動,捲筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滾筒轉速容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。
參數:
皮帶有效拉力F（KN） 3.2
皮帶運行速度V（m/s） 1.4
滾筒直徑D（mm） 400

二. 設計要求
1.減速器裝配圖1張(0號)。
2.零件工作圖2-3張(A2)。
3.設計計算說明書1份。
三. 設計步驟
1. 傳動裝置總體設計方案
2. 電動機的選擇
3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4. 計算傳動裝置的運動和動力參數
5. 齒輪的設計
6. 滾動軸承和傳動軸的設計
7. 鍵聯接設計
8. 箱體結構設計
9. 潤滑密封設計
10. 聯軸器設計
1.傳動裝置總體設計方案:
1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。
2. 特點：齒輪相對於軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，
要求軸有較大的剛度。
3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。
其傳動方案如下：

圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器。
傳動裝置的總效率
為V帶的傳動效率, 為軸承的效率，
為對齒輪傳動的效率，（齒輪為7級精度，油脂潤滑）
為聯軸器的效率， 為滾筒的效率
因是薄壁防護罩,採用開式效率計算。
取 =0.96 =0.98 =0.95 =0.99 =0.96
＝0.96× × ×0.99×0.96＝0.760；
2.電動機的選擇
電動機所需工作功率為： P ＝P/η ＝3200×1.4/1000×0.760＝3.40kW
滾筒軸工作轉速為n＝ = =66.88r/min，
經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i ＝2～4，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i ＝8～40，
則總傳動比合理范圍為i ＝16～160，電動機轉速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×66.88＝1070.08～10700.8r/min。
綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，
選定型號為Y112M—4的三相非同步電動機，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉速 1440 r/min，同步轉速1500r/min。

方案 電動機型號 額定功 率
P
kw 電動機轉速

電動機重量
N 參考價格
元 傳動裝置的傳動比
同步轉速 滿載轉速 總傳動 比 V帶傳 動 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 125.65 3.5 35.90

3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比

（1）總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 ＝n /n＝1440/66.88＝17.05
（2）分配傳動裝置傳動比
＝ ×
式中 分別為帶傳動和減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取 ＝2.3（實際的傳動比要在設計V帶傳動時，由所選大、小帶輪的標準直徑之比計算），則減速器傳動比為
＝ ＝17.05/2.3＝7.41
根據展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.29

4.計算傳動裝置的運動和動力參數
（1） 各軸轉速
＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
＝ / ＝193.24/2.29=84.38 r/min
= =84.38 r/min
（2） 各軸輸入功率
＝ × ＝3.40×0.96＝3.26kW
＝ ×η2× ＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW
＝ ×η2× ＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW
＝ ×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.26×0.98=3.19 kW
＝ ×0.98=3.04×0.98=2.98 kW
＝ ×0.98=2.83×0.98=2.77kW
＝ ×0.98=2.75×0.98=2.70 kW
（3） 各軸輸入轉矩
= × × N•m
電動機軸的輸出轉矩 =9550 =9550×3.40/1440=22.55 N•m
所以: ＝ × × =22.55×2.3×0.96=49.79 N•m
＝ × × × =49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N•m
＝ × × × =151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N•m
= × × =326.98×0.95×0.99=307.52 N•m
輸出轉矩： ＝ ×0.98=49.79×0.98=48.79 N•m
＝ ×0.98=151.77×0.98=148.73 N•m
＝ ×0.98=326.98×0.98=320.44N•m
＝ ×0.98=307.52×0.98=301.37 N•m
運動和動力參數結果如下表
軸名 功率P KW 轉矩T Nm 轉速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動機軸 3.40 22.55 1440
1軸 3.26 3.19 49.79 48.79 626.09
2軸 3.04 2.98 151.77 148.73 193.24
3軸 2.83 2.77 326.98 320.44 84.38
4軸 2.75 2.70 307.52 301.37 84.38
5.齒輪的設計
（一）高速級齒輪傳動的設計計算
1． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪
（1）齒輪材料及熱處理
① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =24
高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z = ×Z =3.24×24=77.76 取Z =78.
② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。

2．初步設計齒輪傳動的主要尺寸
按齒面接觸強度設計

確定各參數的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區域系數 Z =2.433
由課本 圖10-26
則
②由課本 公式10-13計算應力值環數
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93 K =0.96
④齒輪的疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,應用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432
許用接觸應力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP
由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設計計算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計算圓周速度

③計算齒寬b和模數
計算齒寬b
b= =49.53mm
計算摸數m
初選螺旋角 =14
=
④計算齒寬與高之比
齒高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計算載荷系數K
使用系數 =1
根據 ,7級精度, 查課本由 表10-8得
動載系數K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計算公式:
K = +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計算模數
=
4. 齒根彎曲疲勞強度設計
由彎曲強度的設計公式
≥
⑴ 確定公式內各計算數值
① 小齒輪傳遞的轉矩 ＝48.6kN•m
確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
② 計算當量齒數
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③ 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
④ 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝14
⑤ 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥ 查取齒形系數Y 和應力校正系數Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數Y ＝2.592 Y ＝2.211
應力校正系數Y ＝1.596 Y ＝1.774
⑦ 重合度系數Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因為 ＝ /cos ，則重合度系數為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧ 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78
⑨ 計算大小齒輪的
安全系數由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應力循環次數N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應力循環次數N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強度極限
小齒輪 大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數:
K =0.86 K =0.93
取彎曲疲勞安全系數 S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數值大.選用.
⑵ 設計計算
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =51.73 來計算應有的齒數.於是由:
z = =25.097 取z =25
那麼z =3.24×25=81
② 幾何尺寸計算
計算中心距 a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整後的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正.
計算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計算齒輪寬度
B=
圓整的

（二） 低速級齒輪傳動的設計計算
⑴ 材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數 =30
速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵ 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。
⑶ 按齒面接觸強度設計
1. 確定公式內的各計算數值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區域系數Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71
應力循環次數
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數
K =0.94 K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強度極限
取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數Z =189.8MP
選取齒寬系數
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
=65.71
2. 計算圓周速度
0.665
3. 計算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4. 計算齒寬與齒高之比
模數 m =
齒高 h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5. 計算縱向重合度

6. 計算載荷系數K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數K =1
同高速齒輪的設計,查表選取各數值
=1.04 K =1.35 K =K =1.2
故載荷系數
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7. 按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計算模數
3. 按齒根彎曲強度設計
m≥
一確定公式內各計算數值
（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩 ＝143.3kN•m
（2） 確定齒數z
因為是硬齒面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3） 初選齒寬系數
按對稱布置，由表查得 ＝1
（4） 初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5） 載荷系數K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當量齒數
z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數Y 和應力修正系數Y

（7） 螺旋角系數Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8） 計算大小齒輪的

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限

查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數
K =0.90 K =0.93 S=1.4
[ ] =
[ ] =
計算大小齒輪的 ,並加以比較

大齒輪的數值大,選用大齒輪的尺寸設計計算.
① 計算模數

對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m 大於由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標准模數,取m =3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d =72.91 來計算應有的齒數.
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9 取z =70
② 初算主要尺寸
計算中心距 a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數 , , 等不必修正
分度圓直徑
d = =61.34
d = =143.12
計算齒輪寬度

圓整後取

低速級大齒輪如上圖：

齒輪各設計參數附表
1. 各軸轉速n
(r/min)
(r/min)
(r/min)
(r/min)

626.09 193.24 84.38 84.38

2. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.26 3.04 2.83 2.75

3. 各軸輸入轉矩 T
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)
(kN•m)

49.79 151.77 326.98 307.52

6.傳動軸承和傳動軸的設計
1. 傳動軸承的設計
⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉速 ，轉矩
P =2.83KW =84.38r/min
=326.98N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級大齒輪的分度圓直徑為
=143.21
而 F =
F = F
F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N
圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:
⑶. 初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號
查課本 ,選取

因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm,半聯軸器的孔徑
⑷. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
① 為了滿足半聯軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯軸器與 為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比 略短一些,現取
② 初步選擇滾動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求並根據 ,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組 標准精度級的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
45 85 19 60.5 70.2 7209B
45 100 25 66.0 80.0 7309B
50 80 16 59.2 70.9 7010C
50 80 16 59.2 70.9 7010AC
50 90 20 62.4 77.7 7210C
2. 從動軸的設計
對於選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而 .
右端滾動軸承採用軸肩進行軸向定位.由手冊上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③ 取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間採用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短於輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端採用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環寬度 ,取b=8mm.
④ 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) .根據軸承端蓋的裝拆及便於對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤ 取齒輪距箱體內壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.
5. 求軸上的載荷
首先根據結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置時,
查《機械設計手冊》20-149表20.6-7.
對於7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡支梁的軸的支承跨距.

傳動軸總體設計結構圖:

(從動軸)

(中間軸)

(主動軸)
從動軸的載荷分析圖:

6. 按彎曲扭轉合成應力校核軸的強度
根據
= =
前已選軸材料為45鋼，調質處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ] 此軸合理安全
7. 精確校核軸的疲勞強度.
⑴. 判斷危險截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無需校核.從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看,截面Ⅵ和Ⅶ處過盈配合引起的應力集中最嚴重,從受載來看,截面C上的應力最大.截面Ⅵ的應力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時軸徑也較大,故不必做強度校核.截面C上雖然應力最大,但是應力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應力集中較系數比過盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側需驗證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側。
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應力

截面上的扭轉應力
= =
軸的材料為45鋼。調質處理。
由課本 表15-1查得：

因
經插入後得
2.0 =1.31
軸性系數為
=0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以

綜合系數為： K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數 取0.1
取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右側
抗彎系數 W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數 =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅳ左側的彎矩M為 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩 為 =295
截面上的彎曲應力
截面上的扭轉應力
= = K =
K =
所以
綜合系數為：
K =2.8 K =1.62
碳鋼的特性系數
取0.1 取0.05
安全系數
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5 所以它是安全的
8.鍵的設計和計算
①選擇鍵聯接的類型和尺寸
一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.
根據 d =55 d =65
查表6-1取： 鍵寬 b =16 h =10 =36
b =20 h =12 =50
②校和鍵聯接的強度
查表6-2得 [ ]=110MP
工作長度 36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
＜[ ]
＜[ ]
兩者都合適
取鍵標記為：
鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結構的設計
減速器的箱體採用鑄造（HT200）製成，採用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，
大端蓋分機體採用 配合.
1. 機體有足夠的剛度
在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。
因其傳動件速度小於12m/s，故採用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm
為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為
3. 機體結構有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.
4. 對附件設計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，並有足夠的空間，以便於能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便於機械加工出支承蓋板的表面並用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵製成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位於油池最底處，並安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，並加封油圈加以密封。
C 油標：
油標位在便於觀察減速器油麵及油麵穩定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔：
由於減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便於排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長度要大於機蓋聯結凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷：
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結構尺寸如下：

名稱 符號 計算公式 結果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數目
查手冊 6
軸承旁聯接螺栓直徑

M12
機蓋與機座聯接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機壁距離
查機械課程設計指導書表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機械課程設計指導書表4 28
16
外機壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內機壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內機壁距離
>
10
機蓋，機座肋厚

9 8.5

軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯結螺栓距離

120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
10. 潤滑密封設計
對於二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬於輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小於 ，所以採用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規定高度.
油的深度為H+
H=30 =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。
密封性來講為了保證機蓋與機座聯接處密封，聯接
凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗度應為
密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的距離不宜太
大，國150mm。並勻均布置，保證部分面處的密封性。
11.聯軸器設計
1.類型選擇.
為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯軸器.
2.載荷計算.
公稱轉矩：T=9550 9550 333.5
查課本 ,選取
所以轉矩
因為計算轉矩小於聯軸器公稱轉矩,所以
查《機械設計手冊》
選取LT7型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為500Nm

E. 想知道：盤式削片機的工作原理、

基本原理是：一個圓盤豎直方向安裝，一邊盤面的圓周上裝有切斷刀具，圓盤中心有根主軸，所以圓盤可以高速轉動。另有一根傳送帶，平行於主軸，可以將物料傳送至圓盤的圓周邊上。利用圓盤周邊上的刀具將物料切斷。
傳送帶速度和圓盤轉速都是可調的，所以切片的厚度也是可調的。

F. 請問盤式削片機和劈木機的操作規程是怎樣的

削片機的分類及結構特點
削片機按結構式一般可分為盤式削片機和鼓式削片機兩大類。按進料方式分水平進料和傾斜進料兩種型式；按安裝型式又可分為固定式和移動式兩類。
盤式削片機削出的木片質量一般比鼓式削片機好，所以，造紙業一般採用盤式削片機，但盤式削片機的原料適應范圍較小，一般只能切削通直的大徑規格材。
鼓式削片機對原料的適應范圍廣，不僅可以切削原木、小徑木等規格材，而且可以切削多種採伐和加工剩餘物，以及竹材、棉麻稈等非木質禾本植物，並且結構緊湊、能耗低、安全可靠、操作簡便。所以在人造板行業中，採用鼓式削片機較多。

G. 盤式削片機的飛刀和定刀都是什麼材質的，具體型號

盤式削片機的飛刀和定刀都是高速鋼製作的,具體型號LB30N,LB30H。

高速鋼是一種具有高硬度、高耐磨性和高耐熱性的工具鋼，又稱高速工具鋼或鋒鋼，俗稱白鋼。高速鋼是美國的F.W.泰勒和M.懷特於1898年創制的。高速鋼的工藝性能好，強度和韌性配合好，因此主要用來製造復雜的薄刃和耐沖擊的金屬切削刀具，也可製造高溫軸承和冷擠壓模具等。

H. 轉鼓式木片機和盤式削片機的區別

工作方式不一樣，盤式的直接用刀片切。木片均勻。

鼓式的對輥擠壓過後再用刀切，省刀、省力、產量高。因為擠壓過程中會造成木材劈裂，因此產出的木片有片狀、有塊狀，不是很規則

普通盤式削片機：飛刀裝於刀盤的端面，且前傾一定角度；飛刀運動的切削平面固定不變，切削木片的長度均勻；進料口為正方形，使原料堆積高，切削生產率可無需強制進料裝置；鼓輪軸向短；普通盤式削片機也是間歇切削，但設計為多刀盤式削片機即可實現連續切削。

I. 削片機的削片機分類

1.削片機的機械結構分類

削片機按機械結構可分為兩類:切削刀裝在圓盤上的盤式削片機和切削刀裝在圓柱形鼓上的鼓式削片機。盤式削片機主要用於切削原木，削出木片質量較好，在制漿造紙廠採用得較多，而鼓式削片機對木料品種適應性廣，可用於板皮等各種木料。

2。盤式削片機分類

盤式削片機分為:普通削片機(4~6把刀)，多刀削片機(8~12把刀)和螺旋面削片機三種。這三種削片機喂料方式又有斜口喂料和平口喂料(或稱水平喂料)兩種。長原木的削片，一般採用平口喂料，短原木和板皮的削片可採用斜口喂料，亦可採用平口喂料。
以上答案來源於：http://www.bopiji.com/content/81573.html

J. 木材削片機有哪些分類，各有什麼優劣勢

①鼓式削片機。主要用於切削直徑或厚度在 120毫米以下的枝椏、小徑木、板皮、板條等，切削後的木片，用作纖維板、紙漿的原料。

其切削機構是一個旋轉的鼓輪，上面安裝若干把飛刀，飛刀旋轉時將木材加工成工藝木片。鼓輪外緣上有多個方形通孔，可使木片順利排出；進料機構由進料介面、上下進料輥及進料調隙機構組成，從進料介面進入的木料被上下進料輥壓住，並以一定的速度向切削機構進給，控制切削木片的尺寸；在加工厚木料時，由進料調隙機構進行調節。木片經篩選後，較大的須再次

進入刀片與檔板間粉碎。這種削片機切削的木片質量較低。

②盤式削片機。由刀盤、切削刀、底刀、刀盤葉片等組成。刀盤正面有安裝切削刀片的溝槽，沿徑向偏10°～15°布置。

刀片底部墊有楔形調整塊，用以調整刀片的伸出量；後部裝有調距墊塊，用以調整刃磨後刀片的補償長度。在刀盤上順著刀刃方向有貫通的縫隙，削好的木片可轉到刀盤的另一面。刀盤外緣均勻配置葉片，葉片產生的氣流將木片由出料口吹出，經過篩選，過大的進入再碎機粉碎。該機有少刀、多刀和螺旋面刀3種類型，前兩種切削的木片均勻度都較差，螺旋面刀盤式削片機由於在切削過程中切削表面全部同刀盤接觸，單位壓力較小，木片切口整齊，碎木片少，刀盤磨損小，切削成的木片長度一致，切削木片合格率可達97%左右。為適應造紙、纖維板、刨花板行業對木片長度的不同要求，木片長度可在一定范圍內調節。盤式木材削片機，結構緊湊合理，操作簡便，生產能力大，木片合格率高，單位木片產量能耗低，是生產優質木片的理想設備盤式木片機