買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 畢業(yè)設計說明書（論文）中文摘要 礦車輪對拆卸機構的設計 摘要： 礦車是煤礦運輸中的主要運輸機械 ,而礦車輪又是礦車的易損部件。目前很多礦廠對礦車輪的 維修還靠人工來進行，不僅工作效率低，勞動強度大，而且廢品率高。隨著在我國礦業(yè)現(xiàn)代化的發(fā)展，這種原始的拆卸方法已不能滿足實際生產的需要，各礦廠經(jīng)常因損壞的礦車不能及時被修好而影響生產。因此，設計礦車輪對拆卸機具有重要的意義。設計中著重進行了螺母拆卸機構的設計、移動夾持機構的設計、液壓系統(tǒng)的設計，同時對卸輪鉤、傳動齒輪、液壓系統(tǒng)等進行了必要的校核，進而實現(xiàn)了拆卸輪對的功能。 關鍵詞 礦車輪對 拆卸機 機械 - 2 - 畢業(yè)設計說明書（論文）外文摘要 f is in s is s At to to s is is is in s to to to In on to s to a so on to on to of 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 礦車輪對拆卸機構的設計 1 緒論 礦車 輪對拆卸機是礦車檢修成套設備之一，是一種針對礦車輪對維修的機械設備 。就現(xiàn)階段 ， 礦車輪 對 的維修主要 靠 工人來進行，不僅工效低，而且勞動強度大 ， 維修效果差。設計一臺專用拆卸機 ， 不僅可以提高工作效率，降低企業(yè)的成本，而且可以大大地減輕工人的勞動強度。 目前 ， 對礦車輪對拆卸機的研究幾乎是空白的 ， 在網(wǎng)上也很難見到有關這方面研究的消息 ，只有中國礦業(yè)大學 對其有所研究 。 礦車輪是煤礦運輸機械中的易損部件 ， 礦車輪對在使用一段 時間之后必須進行拆卸維修 ， 以提高它的使用壽命 。 隨著煤礦產業(yè)的不斷壯大 ， 傳統(tǒng)的手工拆卸已不能滿足生產的要求 ， 對礦車輪對拆卸機的設計改進是勢在必行的。 隨著科學技術的不斷發(fā)展， 礦車輪對拆卸機 的發(fā)展 也會 越來越快， 必然會 朝著高性能、高精度、高速度、高柔性化和模塊化方向發(fā)展。但最主要的發(fā)展趨勢就是采用 “動控制器 ” 的開放式數(shù)控系統(tǒng)，它不僅具有信息處理能力強、開放程度高、運動軌跡控制精確、通用性好等特點，而且還從很大程度上提高了現(xiàn)有加工制造的精度、柔性和應付市場需求的能力。 2 設計任務書 這次 設計主要對礦車輪對 拆卸機構進行設計。 通過查閱相關資料和細致的思考，初步確定了以下三個礦車輪對的拆卸方案： 方案一：輪蓋和螺栓的拆卸由人工利用搬手等工具進行拆卸，輪子的拆卸通過在軸下塹一支承，靠近輪對處設一擋塊，通過人力敲擊來完成拆卸。 方案二：輪蓋和螺栓的拆卸同方案一，輪對的拆卸通過在工作臺上安裝一機械手夾緊軸，在左端設計一卸輪鉤將輪子鉤住（卸輪鉤的開合都由液壓驅動），利用液壓缸頂出來實現(xiàn)。工作臺的移動通過電機提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅動滾珠絲杠動力來完成。 方案三：輪蓋的拆卸同方案一，螺栓的拆卸通過減速電機帶動導筒的轉動來 完成。輪對的拆卸通過在工作臺上安裝形塊來支承和夾緊（手動）輪對，并在左端設計一卸 - 4 - 輪鉤將輪子鉤住，利用液壓缸將軸頂出完成拆卸。工作臺的移動通過電機提供動力經(jīng)過齒輪減速，驅動絲桿螺母運動來實現(xiàn)。 根據(jù)題目要求綜合比較以上三個方案，方案三為最優(yōu)方案。 由于輪蓋的拆卸通過人工方式，所以在此機構設計中只考慮螺母和輪對的拆卸。為了使結構更加清晰，將其分為螺母拆卸機構、卸車輪機構、輪對固定裝置和液壓系統(tǒng)四個部份。 3 設計計算說明書 母拆卸機構 速機的選擇 通常規(guī)定，擰緊后螺紋聯(lián)接件的預緊力不得 超過其材料的屈服極限s的 80%。螺栓的制造材料為 45鋼，故 01( 0 . 6 0 . 7 ) 式中：s 螺栓材料的屈服極限， 280 螺栓危險截面的面積， 211/4取 010.6 326 3 . 1 4 ( 4 2 1 0 )0 . 6 2 8 0 1 04 5539N 由機械原理可知，擰緊力矩 12T T T（ 1） 螺旋副間的摩擦力矩為 210 t a n2 （ 2） 螺母與支承面間的摩擦力矩為 330020220013 f （ 3） 將式（ 2）、（ 3） 代入式（ 1），得 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 330002 220012t a d （ 4） 對于 牙普通螺紋的鋼制螺栓，螺紋升角 0 0 1 4 2 3 2 ；螺紋中徑2 螺旋副的當量摩擦角 a r c t a n 1 . 1 5 5v f （ f 為摩擦系數(shù)， ） ；螺栓孔直徑 0 ；螺母環(huán)形支承面的外徑 0 ；螺母與支承面間的摩擦系數(shù) 。將上述各參數(shù)代入式（ 4）整理后可得 d 30 . 2 5 5 3 9 4 2 1 0 據(jù)以上計算，減速電機選用上海良精傳動機械有限公司生產的微型擺線針輪減速機 ，型號為： 筒的設計 螺母的形狀和尺寸如圖 3 圖 3母外形 因為拆卸此螺母不需要特別大的力，所以直接選用導筒的材料為 45 鋼，形狀和尺寸如圖 3 - 6 - 圖 3-2(a) 導筒的形狀和尺寸 圖 3-2(b) 導筒的形狀和尺寸 卸螺母夾持力計算 根據(jù) 卸螺母所需的扭矩為 想在拆卸過程中，輪對不隨著螺母轉動，夾持力所產生的阻力應大于拆卸螺母的力矩。 此夾持機構是采用兩 用螺栓固定。初選螺紋聯(lián)接為 入式 (1)得 010.7 326 3 . 1 4 ( 1 2 1 0 )0 . 7 2 8 0 1 04 5108N 車輪和軸總重為 形塊開槽夾角為 045 ,軸的直徑為 0 所以下 槽每面受力為 : 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 21( 5 1 0 8 5 9 . 3 9 . 8 )2F = 2251082F =3611 夾持力矩為 : 1222T F d F d 夾332 4 0 2 2 . 8 3 6 0 1 0 2 3 6 1 1 6 0 1 0 482 所以此夾持力能夠滿足要求。 車輪機構 這部分主要包括拆卸力的計算、卸輪鉤的設計以及箱體的結構設計。 卸力的計算 計算最大過盈量 根據(jù)軸承與 軸 的裝配圖可知，軸承與軸的配合是 7516 . 0 3 005 1 7 5 1H ； 0 10 25 1 6 5 1k 所以最大過盈量1Y 計算拆卸力 1) 計算零件不產生塑性變形所允許的最大壓強 根據(jù) 參考文獻 2表 包容件： 2 22m a x 2 2442511190 2 8 0 1 1 1 . 3 6513390 p - 8 - 被包容件：2 21m a x 1 101 151 1 6 7 0 8 3 522 p a 式中：查 參考文獻 345鋼 500的屈服強度2s為 280 參考文獻 3軸承外圈軸承鋼的屈服強度1s為 1670） 計算零件不產生塑性變形所允許的最大過盈 參考文獻 5表 公式 312m a x m a E 計算 式中：考文獻 5表 6 5鋼和軸承鋼的彈性模量為 512 2 . 1 1 0E E M p a 查 參考文獻 5表 6 22111 22101 151 0 . 3 0 . 701151 22222 222511 190 0 . 3 1 . 6511190 所以 312m a x m a x 1 55120 . 7 1 . 61 0 8 3 5 5 12 . 1 1 0 2 . 1 1 0 3） 計算最大拆卸力 查 參考文獻 5表 以下公式計算 m a x 3 . 1 4 5 1 2 3 0 . 1 1 3 7 . 7 8 1 5 3 0 6 . 7 2yF d l u P N (5) 式中： 最大過盈 m a xm a x m a x 1m a 5 3 7 . 7 84 6 4 . 1 8 M P a (6) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 查 參考文獻 5表 u 為 慮到車輪運行工作環(huán)境惡劣，同時生銹使拆卸力大大增加，故取 3 2 1 5 3 0 6 . 7 2 3 0 6 1 3 . 4 4 N 拆 輪鉤的設計 內力分析 初選鉤的材料為 45 鋼 ,截面高度和寬度都為 30 參考文獻 3得其許用應力 280 。 卸輪鉤的受力簡圖 3 所示 : 在載荷 F 作用下 ,梁在 平面內發(fā)生對稱彎曲 ,彎矩矢量平行于 y 軸 ,將其用彎矩 4所示 : 在畫彎矩圖時 ,將與彎矩相對應的點 ,畫在該彎矩所在橫截面彎曲時受壓的一 側 . 由以上分析可知 ,卸輪鉤的彎曲拐角處的截面 該截面的彎矩為 2yA 7) 應力分析 如圖 3 在彎矩 最大彎曲拉應力與最大彎曲壓應力 ,則分別發(fā)生在截面的 圖 3輪鉤受力簡 圖 - 10 - 26 26 1 5 3 0 7 0 . 0 30 . 0 3 0 . 0 30 102 強度校核 在上述各點處 ,彎曲切應力均為零 ,該處材料處于單向應力狀態(tài) ,所以 ,強度條件為 (8) 由上述計算可知 ,卸輪鉤 的彎曲強度符合要求 。 根據(jù)礦車輪對的具體形狀和生產現(xiàn)場的具體情況 ,將卸輪鉤與輪對相配合的部份設計成向內彎曲 30度 ,以便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的配合和自鎖 。 固定銷的選擇 1) 圓柱銷 圓柱銷主要用于定位 ， 也可用于聯(lián)接 ， 但只能傳遞不大的載荷 。 銷孔應配 鉸制 ， 不宜多次拆裝 。 內縲紋圓柱銷 (有通氣平面 ， 適用于盲孔 。 縲紋圓柱銷常用于精度要求不高的場合 。 圖 3載荷 F 作用下的彎矩圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 彈性圓柱銷具有彈性 ， 裝配后不易松脫 。 對銷孔的精度要求較低 ， 可不鉸制 ， 互換性好 ， 可多次拆卸 。 因剛性較差 ， 不適于高精度定位 。 2) 圓錐銷 圓錐銷有 1:50 的錐度 ， 便于安裝 。 其定位精度比圓柱銷高 ， 主要用于定位 ， 也可以用來固定零件 ， 傳遞動力 ， 多用于經(jīng)常拆卸的場合 。 內縲紋圓錐銷用于盲孔 ； 縲尾圓錐銷用于拆卸困難處 ； 開尾圓錐銷在打入銷孔后 ，末端可稍張開 ， 以防松脫 ， 可用于有沖擊 、 振動的場合 。 3) 銷軸、帶孔銷 用 于鉸接處并用開口銷鎖定 ， 拆卸方便 。 根據(jù)比較和設計的要求，選用圓柱銷 。 初選銷的材料為 45 鋼 ， 許用切應力 80。 24 (9) 橫向力 :F=30614N 銷的許用剪應力 : 80. 銷的個數(shù) :Z=2 所以 : 24 3 0 6 1 4 803 2d 解得 : 查 參考文獻 3表 3d=16圖 3 彎矩分析 - 12 - 體結構設計 礦車輪對拆卸機的箱體 ,其功能主要是包容和支承傳動機構 , 為設計加工方便通常把箱體設計成矩形截面六面體，采用焊接結構，材料為 為滿足強度要求根據(jù) 參考文獻 5表 箱體的壁厚為 10結構簡圖如圖 3 對固定裝置 此裝置包括裝夾部分、旋轉部分和移動部 分。裝夾部分由形塊來定位和夾緊，旋轉部分由軸和軸承的配合來實現(xiàn)。移動部分由電動機提供動力，經(jīng)過齒輪減速，帶動絲桿螺母的運動來實現(xiàn)。 形塊的選擇 礦車輪對軸的直徑為 60 機床夾具設計手冊 第三版表 2形塊的主要尺寸，見表 3 圖 3體外形圖 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 轉機構設計 設計此旋轉機構的目的是為了拆卸完一邊的車輪后，讓其旋轉 0180 ，以便拆卸另一個車輪。此機構受力主 要為礦車輪對及其自身的重力，為減少阻力，將其設計成一圓盤形狀，將一軸和圓盤鑄為一體，在軸的下方裝上軸承。 因為此軸承主要承受軸向力，經(jīng)過查閱相關資料，最終決定選用一對圓錐滾子軸承配合使用，其軸承代號為 30206。 表 3 形塊的主要尺寸 N K L B H A 1l d 1本尺寸 極限偏差 55 5560 100 40 35 76 16 19 20 12 8 +1 18 10 22 2 動機構的設計 工作臺的設計 1) 主要設計參數(shù)及依據(jù) 本設計工作臺的參數(shù)定為： （ 1） 工作臺行程： 300 2） 工作臺最大尺寸（長寬高）： 500 320 100 3） 工作臺最大承載重量： 120 4） 脈沖當量： 5） 進給速度： 60毫米 / 6） 表面粗糙度： 7） 設計壽命： 15年 2） 工作臺部件進給系統(tǒng)受力分析 因礦車輪對拆卸機在拆卸過各中只受橫向的拆卸力 ,因此可以認為在加工過程中沒有外力負載作用。 工作臺部件由工作臺、中間滑臺、底座等零部件組成 ,各自之間均以滾動直線導軌 - 14 - 副相聯(lián) ,以保證相對運動精度。 設下底座的傳動系統(tǒng)為橫向傳動系統(tǒng)，即 導軌為縱向傳動系統(tǒng)，即 一般來說 ,礦車輪對拆卸機的滾動直線導軌的摩擦力可忽略不計 ,但 絲杠螺母 副 ,以及齒輪之間的滑動摩擦不能忽略 ,這些摩擦力矩會影響電機的步距精度。另外由于采取了一系列的消隙、預緊措施 ,其產生的負載波動應控制在很小的范圍。 3) 初步確定工作臺尺寸及估算重量 初定工作臺尺寸 (長寬高度 )為 :600 400 55料為 重為 625N ( 設中托座尺寸 (長寬高度 )為 :440 520 90料為 重為 250N（ 另外估計其他零件的重量約為 250N ( 加上工件最大重量約為 1201176N） (G)。 則下托座導軌副所承受的最大負載 W=2+ 665+250+250+1176 2301N 絲桿螺母副的設計 因為在本設計中對縲旋傳動的精度和效率要求不高，故采用選用結構簡單，便于制造，易于自鎖，摩擦阻力相對較大，傳動效率和傳動精度較低的的滑動螺旋。 1) 耐磨性計算 滑動螺旋的磨損與螺紋工作面上的壓力、滑動速度、螺紋表面粗糙度以及潤滑狀態(tài)等因素有關。其中最主要的是螺紋工作面上的壓力，壓力越大，螺旋副間越容易形成過度磨損。因此，滑動螺旋的耐磨性計算，主要是限制螺紋工作面上的壓力 p,使其小于材料的許用壓力 p。 估算作用于螺桿上的軸向力為 F=3000N，根據(jù)參考文獻 35 2 0 d p 式中 p為材料的許用壓力 ,單位為參考文獻 3表 5 值一般取 于整體螺母，由于磨損后不能調整間隙，為使受力分布比較均勻，螺紋工作圈數(shù)不宜過多，故取 對于剖分螺母和兼作支承的螺母， 可取 ；只買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 有傳動精度較高，載荷較大，要求壓壽命較長時，才允許取 4 。這里取 。 所以 2 630000 . 82 . 5 7 1 0d 10慮到整個系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取2d 36 2) 螺桿的穩(wěn) 定性計算 對于長徑比大的受壓螺桿，當軸向壓力 桿就會突然發(fā)生側向彎曲而喪失其穩(wěn)定性。因此，在正常情況下，螺桿承受的軸向力 F(單位為 N)必須小于臨界載荷位為 N） 。則螺桿的穩(wěn)定性條件為 (10) 式中： 螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)。 螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等 ） ，于傳導螺旋，于精密螺桿或水平螺桿，。此機構中取 螺桿的臨界載荷，單位為 N；根據(jù)螺桿的柔度s值的大小選用不同的公式計算，s 。 此處， 為螺桿的長度系數(shù)，見參考文獻 3表 5里取 l 為螺桿的工作長度，單位為 桿兩端支承時取兩支點間的距離為工作長度 l ,螺桿一端以螺母支承時以螺母中部到另一端支點的距離作為工作長度 l ； i 為螺桿危 險截面的慣性半徑，單位為 螺桿危險截面面積 214，則 14。 臨界載荷 22(11) 式中： E 螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為E=510 - 16 - I 螺桿危險截面的慣性矩， I= 4164d，單位為 4 則： 22= 432 5 623 . 1 4 3 6 1 03 . 1 4 2 . 0 6 1 0 1 0640 . 5 0 0 . 5 7 20606131 S F= 206061313000=6868以此螺桿強度符合 要求。 直線滾動導軌的選型 導軌主要分為滾動導軌和滑動導軌兩種， 直線滾動導軌有 著 廣泛的應用。相對普通 拆卸機 所用的滑動導軌而言，它有以下幾方面的優(yōu)點： 1) 定位精度高 直線滾動導軌可使摩擦系數(shù)減小到滑動導軌的 1/50。由于動摩擦與靜摩擦系數(shù)相差很小，運動靈活，可使驅動扭矩減少 90%，因此，可將 拆卸機 定位精度設定到超微米級。 2) 降低 拆卸機 造價并大幅度節(jié)約電力 采用直線滾動導軌的 拆卸機 由于摩擦阻力小，特別適用于反復進行起動、停止的往復運動，可使所需的動力源及動力傳遞機構小 型化，減輕了重量，使 拆卸機 所需電力降低 90%，具有大幅度節(jié)能的效果。 3) 可提高 拆卸機 的運動速度 直線滾動導軌由于摩擦阻力小，因此發(fā)熱少，可實現(xiàn) 拆卸機 的高速運動，提高 拆卸機 的工作效率 20 30%。 4) 可長期維持 拆卸機 的高精度 對于滑動導軌面的流體潤滑，由于油膜的浮動，產生的運動精度的誤差是無法避免的。在絕大多數(shù)情況下，流體潤滑只限于邊界區(qū)域，由金屬接觸而產生的直接摩擦是無買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 法避免的，在這種摩擦中，大量的能量以摩擦損耗被浪費掉了。 與之相反，滾動接觸由于摩擦耗能小滾動面的摩擦損耗也相應減少，故能使直線滾 動導軌系統(tǒng)長期處于高精度狀態(tài)。同時，由于使用潤滑油也很少，大多數(shù)情況下只需脂潤滑就足夠了，這使得在 拆卸機 的潤滑系統(tǒng)設計及使用維護方面都變的非常容易了。 所以在結構上選用： 開式直線滾動導軌 。 參照南京工藝裝備廠的產品系列， 型號 : 選用 具體型號選用 2320圖 3軌 電機及其傳動機構的確定 1)電機的選用 (1) 脈沖當量和步距角 已知脈沖當量為 1 m/步距角越小，則加工精度越高。初選為 倍細分）。 (2) 電機上起動力矩的近似計算 : M=M 2 式中 : : a d/2 +） =92 =m ： 式中 : K 預 緊時的摩擦系數(shù)， 導程， 4 預緊力，有： - 18 - 1600=640N 承型號為 6004輕系列，預緊力為 130N。 故 (640+130) = m 齒輪傳動比公式為： i= (360 p)，故電機輸出軸上起動矩近似地可估算為： M p / 中 : p =l m/ M= M 2= =q=h 60 m 因 為電機為五相運行 )。則電機最大靜轉矩 q/ m 確定電機最高工作頻率 參考有關 礦車輪對拆卸機 的資料 ,可以知道電機最高工作頻率不超過 1000 根據(jù)以上討論并參照樣本 ,確定選取 電機 該電機的最大靜止轉矩為 m，轉動慣量為 235g/ 齒輪傳動機構的確定 1) 傳動比的確定 要實現(xiàn)脈沖當量 l m/須通過齒輪機構進行分度，其傳動比為： i= (360 p) 式中 為步距角， 根據(jù)前面選定的幾個參數(shù)，傳動比為： i= (360 p)=4/360 :1=1 根據(jù)結構要求 ,選用 0， 20 。 2) 選定齒輪類 型、精度等級、材料及齒數(shù) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 令輸入功率為 10輪轉速1 9 6 0 / m 齒數(shù)比 u=4,工作壽命為 15 年 。 按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。礦車輪對拆卸機是一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（ 查 3中 189頁表 10齒輪材料為 45質），硬度為 280齒輪的材料選用 45鋼（調質）硬度為 240材料硬度相差 40齒輪齒數(shù) 1z=24，齒條齒數(shù)2z=96。 3) 按齒面接觸強度設計 由設計公式進行計算，即 23 12 . 3 2 t (12) (1) 確定公式內的各計算參數(shù) a 試選用載荷系數(shù) b 計算小齒輪傳遞的轉矩 5 5 4111109 . 5 5 1 0 9 . 5 5 1 0 9 . 9 4 8 1 0960 m c 由 3中 201 頁表 10取齒寬系數(shù)d=1。 d 由 3中 198 頁表 10得材料的彈性系數(shù) 1 8 9 P。 e 由 3中 207 頁圖 10齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 600， 齒 條 的接觸疲勞強度極限 550。 f 由根據(jù)應力循環(huán)次數(shù) 9116 0 6 0 9 6 0 1 ( 2 8 3 0 0 1 0 ) 4 . 1 4 7 1 0hN n j L 9 92 4 . 1 4 7 1 0 1 . 0 3 1 04N g 由 3中 203 頁圖 10得接觸疲勞壽命系數(shù)： 1 ，2 。 h 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1，安全系數(shù) S=1，得 1 l i m 11 0 . 9 6 0 0 5 4 0H N M P a M P - 20 - 2 l i m 2 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 5H N M P a M P 2 (2) 計算 a 試計算齒輪的分度圓1入 H中較小的值 3 2112 . 3 2 t 3 241 . 3 3 . 8 2 1 0 5 1 8 9 . 82 . 3 2 1 4 6 4 9 b 計算圓周速度 v 1 6 5 . 3 9 6 9 6 0 3 . 2 9 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s c 計算齒寬 1 6 5 . 3 9 6 6 5 . 3 9 6d m m d 計算齒寬和齒高之比 b/h 模數(shù)：11/ 6 5 . 3 9 6 / 3 0 2 . 7 2 5d z m m 齒高： 2 . 2 5 2 . 2 5 2 . 7 2 5 6 . 1 3th m m m / 4 3 . 0 0 9 / 5 . 4 1 8 7 . 9 3 8 e 計 算載荷系數(shù) 根據(jù) v=s， 7級精度，由 3中 192頁圖 10載系數(shù) 直齒輪，假設 / 1 0 0 / b N m m。由 3表 10 3查得 1 a F 由 3190頁表 10， 由 3194頁表 10級精度、齒輪相對支承對稱布置時， 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 0 . 2 3 1 0H d 將數(shù)據(jù)代入后得 2 2 31 . 1 2 0 . 1 8 1 0 . 6 1 1 0 . 2 3 1 0 6 5 . 3 9 6 1 . 4 2 3 由 b/h=K= 3195頁圖 10故載荷系數(shù) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 1 1 . 1 2 1 . 2 1 . 4 2 3 1 . 9 1 3A V H K K K f 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 331 1 . 9 1 3K 6 5 . 3 9 6 7 4 . 3 8K 1 . 3td d m 1 g 計算模數(shù) 7 4 . 3 8 3 . 1 024dm m 11 4)按齒根彎曲強度設計 設計計算 公式 3 22 F a S (13) (1) 確定計算公式內的各計算參數(shù) a 由 3204 頁圖 10得齒輪的彎曲疲勞強度極限1 500 P a ；齒條的彎曲疲勞強度極限2 380 P a ； b 由 3202頁圖 101 ，2 ； c 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=下式得 11 0 . 8 5 5 0 0 3 0 3 . 5 71 . 4F N F M P 1 22 0 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4F N F M P 2 d 計算載荷系數(shù) K 1 1 . 1 2 1 . 2 1 . 3 5 1 . 8 1 4A V H K K K e 查取齒形系數(shù) 由 3197頁表 101 ，2 ； f 查取應力校正系數(shù) 由 3197頁表 101 ，2 ； g 計算 大小 齒輪的 并加以比較 - 22 - 11 2 . 6 5 1 . 5 8 0 . 0 1 3 7 93 0 3 . 5 7F a S 1 對 22 2 . 2 2 6 1 . 7 6 4 0 . 0 1 6 4 42 3 8 . 8 6F a S 2 由上式可得 齒條 的數(shù)值較大。 (2) 設計計算 13 22 F a S 43 22 1 . 8 1 4 9 . 9 4 8 1 0 0 . 0 1 6 4 41 2 4 此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 于齒輪的模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 就近圓整為標準值 m=2;按接觸強度算得的分度圓直徑1 4 3 9d m m,算出小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：21 4 3 0 1 2 0z u z 取2 120z 這樣的齒輪傳動， 既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，而且做到了結構緊湊，避免浪費。 5) 幾何尺寸計算 (1) 計算分度圓直徑 3 0 2 6 0d z m m m 11 6 0 2 1 2 0d z m m m 22 (2) 計算中心距 6 0 1 2 02 9 02a d d m m 12 (3) 計算齒輪寬度 1 1 6 0 6 0db d m m 取 216 0 , 6 5B m m B m m。 6）驗算 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ 4112 2 9 . 9 4 8 1 0 331660 1 3 3 1 6 5 5 . 2 7 / 1 0 0 /60 m m N m ，合適。 電機慣性負載的計算 由資料知，礦車輪對拆卸機的負載可以認為是慣性負載。機械機構的慣量對運動特性有直接的影響。不但對加速能力、加速時驅動力矩及動態(tài)的快速反應有關，在開環(huán)系統(tǒng)中對運動的平穩(wěn)性也有很大的影響，因此要計算慣性負載。 限于篇幅，在此僅對進給系統(tǒng)的負載進行計算。 慣性負載可由以下公式進行計算： 0+2)（ + D)2 中： e l 的轉動慣量 2 的轉動慣量 3 的轉動慣量 各項計算如下： 已知 0忽略不計， 輪慣性轉矩計算公式： J= 2m= 2G/g 其中為回轉半徑 滾珠絲杠的慣性矩計算公式： J= 2 最后計算可得： 10- 24 - 103 104 10m=12 m/s D=2 s 0+2)（ + D)2 g. 值為近似值 此值小于所選電機的轉動慣量。 傳動系統(tǒng)剛度的討論 礦車輪對拆卸機工作臺其實為一進給傳動系統(tǒng)，其傳動系統(tǒng)的剛度可根據(jù)不出現(xiàn)摩擦自振或保證微量進給靈敏度的條件來確定。 1) 根據(jù)工作臺不出 現(xiàn)爬行的條件來確定傳動系統(tǒng)的剛度 傳動系統(tǒng)中的當量剛度 主要由最后傳動件的剛度 0決定的，在估算時，取 K=C=絲杠傳動 ,其變形主要包括： (1) 絲杠拉壓變形 (2) 扭轉變形 (3) 絲杠和螺母的螺紋接觸變形及螺母座的變形。 (4) 軸承和軸承座的變形。 在工程設計和近似計算時，一般將絲杠的拉壓變形剛度的三分之一作為絲杠 螺母 副的傳動剛度 據(jù)支承形式 (一端固定，一端絞支 )可得 F/3L*10 gf/式中： E 10 ) F L 250 10 3 250) 10=動系統(tǒng)剛度較大，可以滿足要求。 2) 根據(jù)微量進給的靈敏度來確定傳動系統(tǒng)剛度 此時傳動系統(tǒng)的剛度應滿足： 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 答辯無憂，值得下載！ K 式中 K 傳動系統(tǒng)當量剛度 部件運動時的靜摩擦力 N 正壓力 ,N=W/g=230 靜摩擦系數(shù)，取 則 30 部件調 整時，所需的最小進給量， A=p=m/滿足微量進給要求的傳動系統(tǒng)剛度為 : K 合上述傳動系統(tǒng)剛度的討論可知滿足微量進給靈敏度所需要的剛度較小，可以達到精度要求。 輪后傾覆力的計算 三 05對總長為 700個輪子的重量為 的重量為 輪子被拆卸后，輪對會向未拆卸的輪子一邊傾覆，必須有足夠的力來防止這個傾覆力?，F(xiàn)以靠近未拆卸輪子一邊的 為支承點進行分析。 傾覆力矩： 2 4 5 1 2 3T F F 傾 輪 傾 軸2 2 . 4 9 . 8 2 4 5 5 9 . 8 1 2 3 =61030 反傾覆力矩： 8 0 2 2 7T F F 反 螺 紋 反 傾 軸5 1 0 8 8 0 9 . 5 9 . 8 2 2 7 430205 T傾所以拆卸后輪對不會傾覆。 4 液壓系統(tǒng)的設計 根據(jù)現(xiàn)場考察和理論分析，礦車輪對拆卸機擬采用缸筒固 定的液壓缸收縮、伸展來完成拆卸的運動。其循環(huán)要求為：快進、工進、快退。 - 26 - 根據(jù)實際生產效率需求分析取液壓缸快進速度為 7mm/s，工進速度為 1mm/s，快退速度為 7mm/s。液壓缸快進時所受外負載即為其自身的慣性力，在此相對較小可以忽略不計；工 進 的外負載即為拆卸力，在此根據(jù)前面計算結果為 30614N，液壓缸的外負載即為彈簧產生的彈簧力。 定液壓系統(tǒng)原理圖 擇液壓回路 主回路和動力源 由工況分析可知，液壓系統(tǒng)在快進階段，負載壓力較低，流量較大，且持 續(xù)時間較短；而系統(tǒng)在工進階段，負載壓力較高，流量較小，持續(xù)時間長。同時考慮到在拆卸中負載 變化所引起的運動波動較大，為此，采用回油節(jié)流調速閥節(jié)流調速回路 。這樣，可保證拆卸運動的平穩(wěn)性。為方便實現(xiàn)快進、工進，在此采用液壓缸差動連接回路。這樣，所需的流量較小，從簡單經(jīng)濟觀點，此處選用單定量泵供油。 由于上已選節(jié)流調速回路，系統(tǒng)必然為開式循環(huán)方式。 主液壓缸換向與速度換接回路 為盡量提高拆卸過程中的自動化程度，同時考慮到系統(tǒng)壓力流量不是很大，選用三位四通“ Y”型中位機能的電磁滑閥作為系統(tǒng)的主換向閥。選用二位三通的電磁換向閥實現(xiàn)差動連接。通過電氣行程開關控制換向閥電磁鐵的的通斷電即可實現(xiàn)自動換向和速度換接。 壓力控制回路 在泵的出口并聯(lián)一先導式溢流