竹材旋切机说明书

竹材旋切机

摘要用具有资源丰富及代木性能良好的竹材代替木材使用，是缓解我国木材供给紧张的有效途径之一。为了充分利用竹材，发挥竹材纹理美观，耐磨耐蚀性好的优点。竹材旋切机是一种用来把竹材加工成薄的贴片的机器，加工出来的薄贴片纹理美观，漂亮，常用于装饰家具。它由床身，底座，刀架座和液压系统四部分组成。

关键字竹材旋切机薄贴片

Abstract With resource-rich and has a good wood on behalf of the use of bamboo instead of timber, the timber supply to ease tension in our country one of the effective ways. In order to make full use of bamboo, play bamboo texture appearance, good corrosion resistance of the advantages of wear-resistant。Bamboo veneer is a machine used to process bamboo into a thin patch of machinery, processing by the thin texture patch beautiful, often used to decorate furniture。It consists of bed, base, tool holder and the hydraulic system 。

Key word : Bamboo veneer Thin patches

1绪论

引言

用具有资源丰富及代木性能良好的竹材代替木材使用，是缓解我国木材供给紧张的有效途径之一。为了充分利用竹材，发挥竹材纹理美观，耐磨耐蚀性好的优点，可将竹材旋切成竹单板，再将竹单板贴在其它基材上。竹材旋切机由它由床身，底座，刀架座和液压系统四部分组成。

2竹材旋切机的工作原理

由安装在床身上的减速机带动安装在床身上的两根摩擦辊转动，同时由安装在刀架座上的另外一台减速机带动安装在刀架座上的一根摩擦辊转动，三根摩擦辊的转速相同，竹材安放在三根摩擦辊中间，由三根摩擦辊带动竹材转动，由液压系统推动刀架座在导轨上滑行，使竹材一层一层被切下来，直到竹材被刀具挤破为止，然后使液压系统反向，使刀架座反向滑行，回到初始位置，再装入竹材，如此反复进行加工。

图1 竹材旋切机的工作原理图

3各零件的尺寸及结构

减速机的选择

选择X系列摆线针轮减速机，其特点是传动比大，传动效率高；结构紧凑，体积小，重量轻；故障少，寿命长；运转平稳可靠；装拆方便，容易维修；过载能力强，耐冲击，惯性力矩小，适用于启动频繁和正反转运转的场合。根据竹材旋切机的特点，选型号为XWD5—11——6P的摆线针轮减速机。其传动比为11，许用输入功率为，许用输出转矩为·m输入转速为1800r/min，输出转速为164r/min,输出轴直径D=55mm，其结构示意图如下图所示：

图2 XWD摆线针轮减速机实体模型

链条联轴器的选择

根据减速机的输出轴直径D=55mm，许用输出转矩T=·m和竹材旋切机的性

能要求，选用型号为CL3，代号为Q/ZB104. 的CL型链轮联轴器（Q/ZB104-73)，其允许最大扭矩为3150N·m允许最大转速为2400r/min，其结构示意图如下图所示：

图3 CL型链轮联轴器示意图

齿轮的设计与校核

3.3.1选定齿轮类型，精度等级，材料

选用标准直齿圆柱齿轮传动。

竹材旋切机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

3.3.2 齿轮的校核

在齿轮二级传动中，齿轮2和齿轮3的尺寸，结构，材料完全一样，两者的中

心距为130mm，即m

2z

2

=m

3

z

3

=130 (m

2

= m

3

，z

2

= z

3

)，令m

2

= m

3

=5mm，则z

2

=z

3

=26，

依据u= z

2 /z

1

=n

1

/n

2

==13/9，推出z

1

=27×26／39=18。

3.3.2.1 按齿根弯曲疲劳强度校核：

由校核公式σF=σ

F0·Ysa=]

[

2

F

bdm

Ysa

KTYFa

bm

Ysa

YFa

KFt

σ

≤

?

=

?

?

来校核。

1.确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数K

K=K A ×K v ×K Fa ×K F ?=1×××= 2）计算小齿轮传递的转矩T

因为减速机的许用输出转矩为T=·m=394100N ·mm ，故T1=T=394100N ·mm. 3）确定齿宽系数φd ，齿宽b 1,b 2

根据两支承相对小齿轮作悬臂布置，取φd=，则由φd=b/d ，可得b1=d1×φd=×90=54mm ，b2=d2×φd=×130=78mm。 4）确定齿形系数YFa YFa1=，YFa2=

5）确定应力校正系数Ysa Ysa1=，Ysa2=

6）确定大小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE

σFE1=500MPa ， σFE2=380MPa 查的弯曲寿命系数KFN1=，KFN2= 7) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=，由式 [σF1]=4

.1500

85.011?=

?S FE KFN σMPa= [σF2]=

4

.1380

88.022?=

?S FE KFN σMPa= 8）由公式σF1]1[111

12F m

d b Ysa KTYFa σ≤?=

代人各值，得σF1=5

9054394100

53.191.2638.12??????=236MPa ≤[σF1]；

σF2 m d b Ysa KTYFa 22222?=

=5

130********

595.160.2638.12??????=≤[σF2]，符合要求。

3.3.2.2 按齿面接触疲劳强度校核

由公式σH1=

][2

H u

bd σ≤?来校核。 确定公式内的各计算数值 1）确定计算计算载荷系数 根据V1=

s m dn /772.01000

60164

9014.3100060=???=?π，

7级精度，查得动载系数Kv=，直齿轮，假设K A ×F t/b<100N/mm ，查得K Ha =K Fa =；查得使用系数K A =1；查得7级精度小齿轮相对支承悬臂布置时 K H β=+(1+Φd 2)φd 2+×103-b 将数据代人后得 K H β=+(1+×22+×103-×54 =，由b/h=54/×5=，K H β=，查得K F β=，故载荷系数K=K A ×K v ×K Ha ×K H β=1×××= 2) 传动比u=1

2

Z Z =13/9。

3) 由参考书查得材料的弹性影响系数ZE=2/1。

4) 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=1200MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=650MPa 。

5) 由N=60n j Lh 计算应力循环次数（按工作寿命15年，设每年工作300天，两班制来计算）

N1=60×164×1×(1×8×300×15)=×108，

N2=2×N2/u=9/131054.328

??=×108。则由资料查得接触疲劳寿命系数 KHN1=，KHN2=。

6）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1， [σH]1=108012009.01

lim 1=?=?S

H KHN σMPa ，

[σH]2=

5.61765095.02

lim 2=?=?S

H KHN σMPa 。

7）把各数据代人公式σH1=

][2

H u

bd σ≤?中， σH1=×

1][1.9989

905413

39410070.122

H σ≤=????? σH1=×

2][5769

1307813

39410070.122H σ≤=?????，符合要求。

3.3.3 大小齿轮的尺寸

模数 m 1=m 2=5mm 压力角 a 1=a 2=20?c

分度圆直径 d 1=m 1×z 1=5×18=90mm d 2=m 2×z 2=5×26=130mm 齿顶高 h a1=h a2=ha *m=5×1=5mm 齿根高 h f1=h f2=(ha *+c *)m=(1+×5=

齿轮外径 d a1=d 1+2h a1=90+2×5=100mm ，d a2=d 2+2h a2=130+2×5=140mm 齿根圆直径d f1=d 1-2h f1=90-2×=，d f2=d2-2h f2=130-2×= P 1=p 2=πm=5×=15.7mm s 1=s 2=e 1=e 2=πm/2=7.85mm 中心距a 12=21(d 1+d 2)=21

(90+130)=110mm ，齿宽b 1=φd=×90=54mm 中心距a 23=

21(d 2+d 3)=2

1

(130+130)=130mm ，齿宽b 2==×130=78mm 齿轮支架的设计

根据减速机托架上表面到主动轮中心的距离的大小为a=152.5mm ，主动轮轴径为D=55mm ，设计齿轮支架的高为h=192.5mm ，底座宽为B=80mm ，厚度为24mm ，孔径为55-55.2mm ，孔壁的表面粗糙度要达到，防止轴的表面过度磨损，其他表面的粗糙度达到即可，材料为45号钢，其具体形状与尺寸见零件图。

轴承的选用

3.5.1 滚动轴承类型的选择

滚动轴承类型的选择应考虑到以下几个方面：

1）载荷方向，大小和性质

所有向心轴承均可承受径向载荷，所有推力轴承均可承受轴向载荷，同时承受径向，轴向载荷时，可选用角接触球轴承，圆锥滚子轴承。轴向载荷较小时，可选用深沟球轴承。角接触球轴承和圆锥滚子轴承需成对安装使用。一般滚子轴承的承载能力大于相同尺寸的球轴承，且承受冲击载荷能力强。

2）转速

一般轴承工作转速应低于极限转速n

，深沟球轴承，角接触球轴承和圆柱滚

j

子轴承极限转速较高，适用于高速运转场合，推力轴承极限转速较低。

3）支承限位要求

能承受双向轴向载荷的轴承，可以用作固定支承限制轴的两个方向的轴向位移；只能承受单方向的载荷的轴承可以作单向限位支承；游动支承不限位，可选用内外圈不可分的向心轴承在轴承座孔内游动，也可以选用内外圈可分离的圆柱滚子轴承，其内外圈可以相对游动。

4）调心性能

由于各种原因不能保证两个轴承座孔同轴度或轴的挠度较大时，应选用调心性能好的调心球轴承和调心滚子轴承。圆柱滚子轴承和滚针轴承调心可能性很小。

5）刚度要求

一般滚子轴承的刚度大，球轴承的刚度小。角接触球轴承，圆锥滚子轴承采用预紧方法可以提高支承刚度。

根据竹材旋切机的载荷和受力情况和摩擦辊的轴径大小，选用型号为NJ2212，内外圈可分离的圆柱滚子轴承，其内径为d=60mm，大径为D=110mm，宽度为

B=23mm。

3.5.2轴承寿命的校核

按接触疲劳寿命选用轴承的基本公式为：L=3

/10)

/(P C ，或Lh=

3

/106)(6010P

C n ， 其中L —额定寿命（百万转） C —额定动载荷（KN) P —当量动载荷（KN) Lh —额定寿命（小时） n —轴承转速（r/min)。 其校核方式可参考木材旋切机的校核方式。

3.5.3 轴承的润滑

为了保证滚动轴承正常运行，必须有良好的润滑。滚动轴承的额定载荷和极限转速都是在假设润滑适当的条件下确定的。所谓润滑适当是指润滑剂选择合适润滑剂量适当，润滑不良常是引起轴承早期破坏的主要原因之一。

滚动轴承中存在着多种滑动，是轴承运转中产生摩擦发热和磨损，对轴承润滑主要目的是避免滑道、滚动体、保持架之间金属的直接接触，减小摩擦发热，避免温度过高，减小轴承零件磨损和防止锈蚀。在循环油润滑中，润滑油的流动还可以起到散热冷却的作用，脂润滑时润油脂还可以起到一定的密封的作用。 根据轴承的工作条件，工作温度和载荷条件来决定润滑脂的种类和性能，根据竹材旋切机的工作条件，选用复合钙基润滑脂（ZB E36003—1988），代号ZFG —2，滴点≥200°C ，工作锥入度（1/10/mm) ：265-295。

3.5.4 滚动轴承材料选用要求

动轴承一般滚动轴承是在较高的接触下和较高的转速下运转，因此首先要保证滚套圈和滚动体材料有较高的强度和硬度，要有淬透性，其次为了使滚动轴承能有足够长的寿命，要求其有较高的抗疲劳强度和抗摩擦磨损性能，此外，为了在工作温度下保持正常运转还要求其结构尺寸的稳定性和韧性。

在结构和内部几何尺寸，安装正确的情况下，滚动轴承的寿命与轴承的材料和冶炼工艺有很大关系，从20世纪初开始，高碳铬就被引用到轴承中来，到目前为止，用得最多的轴承钢仍然是碳的质量分数<%的高碳铬钢。

随着科学技术的不断发展，对轴承的性能的要求越来越多，如重载条件下的高可靠性要求等，在各种特殊工况条件下（如低温冷冻条件、真空条件

有腐蚀介质的环境中），工作的轴承都开发出了多种特殊性能的滚动轴承材料，对大型和特大型轴承，为了保持其高表面强度和其心部韧性，开发出了碳的质量分数<%的渗碳钢。

3.5.5 滚动轴承的预紧

预紧是将轴承装入轴承座和轴上后，采取一定措施使轴承中的滚动体和内外圈之间产生一定量的变形，以保持内外圈处于压紧状态。

滚动轴承预紧的目的：增加支撑的刚性，减小振动和噪声，为防止由于惯性力矩所引起的滚动体相当于内外圈滚道的滑动。

3.5.6滚动轴承的密封

密封对轴承来说时不可缺少的，密封既可以防止润滑剂的泄露，也可以防止外界有害物质的侵入，否则会引起轴承滚道的磨粒磨损，降低轴承的使用寿命，还可能使轴承零件受到有害气体和水分的锈蚀。加速润滑剂老化。因此轴承密封装置是轴承系统的重要设计环节之一。设计时应考虑能达到长期密封和防尘作用。同时要求摩擦和安装误差小，拆卸装配方便，维修保养简单。

3.5.7 轴承的安装和拆卸

当轴承没有剖面而必须沿轴向安装和拆卸轴承部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承（如圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等）。当轴承在长轴上安装时，为了便于装拆，可以选用其内圈孔为1：12的圆锥孔的轴承。

3.5.8 经济性要求

一般，深沟球轴承价格最低，磙子轴承比球轴承价格高。轴承精度愈高，则价格越高。选择轴承时，必须详细了解各类轴承的价格，在满足使用要求的前提下，尽可能地降低成本。

轴承座的设计

由于两根摩擦辊的中心距为a=130mm，距离太小，很难为每根摩擦辊单独选用或设计轴承座，所以把轴承座设计成双孔座，两孔的中心距为130mm，每个孔装一个轴承，用轴承挡圈来实现对轴承的固定，轴承座的内孔壁的表面粗糙度要求达到以上，以减少轴承和轴的磨损，其他表面的粗糙度达到即可，轴承座的材料为铸铁，轴承座用两个螺钉固定在轴承座垫板上，轴承座的外形尺寸见轴承座零件图。

轴承座垫板的设计

轴承座垫板长为L=295mm，宽为H=30mm，厚度为h=5mm，两螺孔的中心距为a=260mm，表面粗糙度达到即可，材料为Q235，其通过焊接与床身上部侧板连接，其定位尺寸见装配图。

摩擦辊的设计

摩擦辊的主要作用是靠摩擦力带动竹材转动，所以其表面不能为光滑的表面，需特殊处理，摩擦辊表面铣网纹齿，齿深为2mm，齿数为90，表面镀硬铬，厚度为-0.05mm，调质处理，使得硬度达到HBS220-250，摩擦辊的材料为直径为

110的圆钢，其长度为L

1=1024mm，工作长度为L

2

=1000mm，直径为d=105mm，其

转速为v=0.27m/s,其具体尺寸见摩擦辊零件图。

床身侧板1

床身侧板1为长L=620mm，宽H=160mm，厚度h=12mm的Q235方形钢板，在其

宽度方向上开有长为L

1=140mm，宽为H

1

=100mm的长方形的通孔，以方便安装

M20×300的地脚螺栓，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板连接，其定位尺寸见装配图。

床身侧板2

床身侧板2为长L=422mm，宽H=160mm，厚度h=12mm的Q235方形钢板,在其

宽度方向上开有长L

1=140mm，宽为H

1

=100mm的长方形的通孔，以方便安装

M20×300的地脚螺栓，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板连接，其定位尺寸见装配图。

床身盖板1

床身盖板1为长L=969mm，宽H=160mm，厚度12mm的Q235方形钢材，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板连接，其定位尺寸见装配图。

床身盖板2

床身盖板2为长L=280mm，宽H=160mm，厚度12mm的Q235方形钢材，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板连接，其定位尺寸见装配图。

床身前后板

床身前后板的形状为阶梯形状，厚度为h=12mm，材料也是Q235钢材，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板和机床底座连接，其定位尺寸见装配图。

床身上部侧板

床身上部侧板为长L=1200mm，宽H=305mm，厚度h=12mm的Q235方形钢板，其表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身上部盖板和床身上部面板连接。

床身上部盖板

床身上部盖板的材料为厚度为h=12mm的Q235钢材，其所有表面的表面粗糙度均为，通过焊接与床身上部侧板连接，其形状和尺寸见床身上部盖板零件图。床身上部面板

床身上部面板为长L=305，宽H=280，厚度h=12的Q235方形钢板，其所以表面粗糙度达到即可，通过焊接与床身前后板连接。

导轨的设计

导轨的长度L=670mm，宽度H=160mm,采用球墨铸铁加工成型，通过螺钉使其与导轨垫板相连接，其形状和其他尺寸见导轨零件图。

导轨垫板

导轨垫板的长度L=670mm，宽度H=160mm，厚度h=12mm,材料为Q235方形钢材，上表面需研磨，使其与床身上表面平行，上表面表面粗糙度小于，其他面的粗糙度达到即可，导轨垫板与床身盖板1焊接在一起，其在床身盖板1上的定位尺寸见装配图。

导轨压板

导轨压板的长度L=670mm,宽度H=100mm,厚度h=24mm，材料为45号方形钢材，其所有表面的表面粗糙度达到即可，通过螺钉使其与导轨连接在一起，其作用是使刀架底座始终保持与导轨接触，使刀架底座始终在导轨上滑行。

减速机托架

根据减速机的外形及安装尺寸，经计算，减速机输出轴端面到安装底座后端面的距离L=438.5mm,取托架长度L=480mm，宽与减速机安装底座宽度一致，即

H=410mm，其材料为Q235钢材，其形状见减速机托架零件图，通过焊接与床身前后板相连接，其表面攻有四个M10的螺孔，用来固定减速机。

机床底座的设计

机床底座的上部面板长度L=1200mm,宽度H=1040mm, 厚度h=12mm，材料为Q235方形钢板，在面板的下表面焊接有与面板相互垂直的横纵交错的六根加强筋，加强筋的尺寸和焊接位置见机床底座零件图，机床底座的各表面的表面粗糙度达到即可。

机床底座前后板

机床底座前后板为长L=1040mm，宽H=140mm，厚度h=12mm的Q235钢材，其所以表面粗糙度达到即可，通过焊接与机床底座相连接。

轴

进行轴的强度校核计算时，应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力，轴1和轴2均选45号钢（调质）。轴1主要承受扭矩，应按扭转强度条件来计算。

轴的扭转强度条件为：][2.095500003

T d n P WT

T

T ττ≤≈=，由上式可得轴的直径

为：3333

0][2.09550000][2.09550000n

p

A n P T n p d =?=?≥ττ；

式中：τT —扭转切应力，单位为MPa ； T —轴所受的扭矩，单位为N ?mm ； WT —轴的抗扭截面系数，单位为mm 3； n —轴的转速，单位为r/min ； P —轴传递的功率，单位为kW ； d —计算截面处轴的直径，单位为mm ； [τT ]—许用扭转切应力，单位为MPa 。

其中 T1=×105 N ?mm, T2=u ?T1=13/9××105 N ?mm, p1=,n1=164r/min 。代人各值得

3

333

11011]1[2.095500001][2.0195500001n p A n P T n p d =?=?≥ττ=110×3164

5

.7=39.4mm ， 3

333

1

1

011]1[2.095500001]1[2.0195500002n p A u n P T u n T p u d ?=??=??≥ττ=13/9×=56.8mm，对于直径≤100mm 的轴，有一个键槽时，轴径增大5%—7%，然后将轴径圆整为标准直径，则d 1min =55mm ，d 2min =60mm ，轴1和轴2的形状和其他尺寸见零件图。 轴常用几种材料的[τT ]及A 0值

键

3.2

4.1 轴1上的键

轴1装键处的直径为55，查资料可知应选：键16×10，现在计算键的长度。 假定载荷在键的工作均匀分布，普通平键联接的强度条件为

σp =

≤?kld

T 3

102[σp ] 式中：T —传递的转矩，单位为N ?m ；

K —键与轮毂键槽的接触高度，k=，此处h 为键的高度，单位为mm ； l —键的工作长度，单位为mm ； d —轴的直径，单位为mm ；

[σp ]—键，轴，轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa ，当键的材料为钢，受轻微冲击时[σp ]=100—120MPa 。

由上式可的 l 1100

55105.0101.39421005515.0101.3942]1[1110123

33?????=????=?≥h p d k T σ=，则整个键长

按标准取为45mm 。

3.2

4.2 轴2上的键

同轴1上的键计算一样，T2=u ×T1=13/9×=570N ?m ，k 2==×11=5.5mm ，d 2=60mm ，代人公式可得

l 2100

60115.01057029131006025.010*******]2[2210223

33?????=????=?≥h p d k T σ=49.9mm ，则整个

键长按标准取为70mm 。

致 谢

经过这次毕业设计，我觉得自己学到了不少东西。归纳起来，主要有以下几点： 1.大学四年的时间都是在学习机械理论基础知识，并未真正的应用和实践。平时很少接触设计、生产、加工。但是在这次毕业设计，我在龚水泉老师的带领下 做毕业设计过程中，我体会到所学理论知识的重要性，知识掌握得越多，设计就得更全面、更顺利、更好。

2.了解进行一向设计必不可少的几个阶段。毕业设计能够从理论设计和过程实践相结合、巩固基础知识与培养创新意识相结合、个人作用和集体协作相结合等方面全面培养学生的全面素质。我经过这次系统的毕业设计，熟悉了机械产品的整体设计。这些对我在将来的工作和学习当中都会有很大的帮助和启发。

3.学会了怎样查阅资料和利用工具书。平时课堂上所学习的知识不够全面，作为机械专业的学生，由于专业特点自己自己更要积极查阅资料吸取别人在设计、加工中的宝贵经验，一个人不可能什么都学过，什么都懂，因此，当你在设计过程需要用一些不曾学过的东西时，就需要要有针对性的查阅资料，然后加以吸取利用，以提高自己的应用的能力，而且还能增长自己的见识，补充最新专业知识。

4.毕业设计对以前学过的理论知识起到了回顾作用，并对其加以进一步的消化和巩固。

5.毕业设计培养了严肃认真和实事求是的科学态度。而且培养了吃苦耐劳的精神以及相对应的工程意识，同学之间友谊互助也充分的在毕业设计当中体现出来了。

在这里，我要感谢我的指导老师，他给了我许多帮助。我还要感谢毕业设计过程中所有给我真诚帮助的老师和同学。

参考文献

【1】刘力主编，王冰副主编.机械制图（第二版）.高等教育出版社，2004

【2】机械设计师手册编写组编.机械设计师手册.机械工业出版社，1989

【3】濮良贵，纪名刚主编.机械设计（第七版）.高等教育出版社，2001

【4】申永胜主编.机械原理教程（第二版）.清华大学出版社，2005

【5】于永泗，齐民主编.机械工程材料（第七版）.大连理工大学出版社，2003

【6】刘泽九，贺士荃，刘晖编著.联轴器选用手册.化学工业出版社，2001【7】邓星钟主编.机电传动控制.华中科技大学出版社（第三版），2000【8】乔世民主编.机械制造基础.高等教育出版社，2003

【9】刘鸿文主编.材料力学. 高等教育出版社，2004