充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 充值下載文檔就送全套 CAD 圖紙 扣扣加 414951605 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(chǎn)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(chǎn)。因此，設(shè)計礦車輪對拆卸機具有重要的意義。設(shè)計中著重進行了螺母拆卸機構(gòu)的設(shè)計、移動夾持機構(gòu)的設(shè)計、液壓系統(tǒng)的設(shè)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(guān)鍵詞 礦車輪對 拆卸機 機械攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 ABSTRACT II ABSTRACT Tub coal truck is the major transport machinery ,mine truck is vulnerable in the most components of mine truck .At present, mine truck wheels were mended by workers ,which resulted in not only low efficiency, labor intensity ,but also the high rejection rate . As the development of our national modern mining industry ,the primitive method of demolition has been unable to meet the demand of production .Due to the frequent damage to the cub ,it has greatly influent on the production .So ,the design of the wheel are demolition machine is of great signification .Design pay more attention on the nuts demolition ,the design of mobile capture ,hydraulic system design simultaneously ,the demolition round hook ,transmission gear ,hydraulic system were cheeked .So ,the function of demolition was realized . Keywords mine right wheels ， demolition machine ， machinery 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 1 目 錄 摘 要 . I ABSTRACT .II 1 緒論 . 3 2 部件分析 . 2 3 方案分析 . 3 3.1 方案分析 . 3 3.2 結(jié)構(gòu) 總體設(shè)計 . 3 4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 4 4.1 螺母拆卸機構(gòu) . 4 4.1.1 減速機的選擇 . 4 4.1.2 導筒的設(shè)計 . 5 4.2 卸車輪機構(gòu) . 7 4.2.1 拆卸力的計算 . 7 4.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 . 8 4.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 11 4.3 輪對固定裝置 . 11 4.3.1 V 形塊的選擇 . 11 4.3.2 旋轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 .12 4.3.3 移動機構(gòu)的設(shè)計 .13 4.3.4 卸輪后傾覆力的計算 .23 5 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 . 24 5.1 技術(shù)要求及工況分析 .24 5.2 擬定液壓系統(tǒng)原理圖 .24 5.2.1 選擇液壓回路 .24 5.2.2 組成液壓系統(tǒng) .24 5.3 液壓系統(tǒng) 的計算和選擇液壓元件 .25 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 2 5.3.1 液壓缸主要尺寸的確定 .25 5.3.2 確定管道尺寸 .27 5.3.3 確定液壓油箱容積 .28 5.3.4 確定液壓油液 .28 5.4 液壓系統(tǒng)的驗算 .28 5.4.1 壓力損失的 驗算 .29 5.4.2 系統(tǒng)溫升的驗算 .30 6 液壓缸的設(shè)計 . 32 6.1 液壓缸主要 尺寸的 確定 .32 6.1.1 液壓缸工作壓力的確定 .32 6.1.2 液壓缸內(nèi)徑和活塞桿直徑 d 的確定 .32 6.1.3 液壓缸壁厚和外徑的計算 .32 6.1.4 液壓缸工作行程的確定 .32 6.1.5 缸底、缸蓋厚度的確定 .33 6.1.6 最小導向長度的確定 .33 6.1.7 缸體長度的確定 .34 6.1.8 活塞桿穩(wěn)定性的驗算 .34 6.2 液壓缸的 結(jié)構(gòu)設(shè)計 .35 6.2.1 缸體與缸蓋的連接形式 .35 6.2.2 活塞桿與活塞的連接結(jié)構(gòu) .36 6.2.3 活塞桿導向部分的結(jié)構(gòu) .37 6.2.4 活塞及活塞桿外密封圈的選 用 .37 6.2.5 液壓缸的緩沖裝置 .41 6.2.6 液壓缸的排氣裝置 .42 7 液壓站的設(shè) 計 . 45 7.1 液壓 油箱 的設(shè)計 .45 7.1.1 液壓油箱的用途與設(shè)計要點 .45 7.1.2 液壓油箱的結(jié)構(gòu) .46 7.1.3 確定液壓油箱容積 .46 7.2 集成塊單元 回路 圖設(shè)計 .47 結(jié)論 . 49 參 考 文 獻 . 50 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 3 致 謝 . 51 買文檔送全套圖紙 扣扣 414951605 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 4 1 緒論 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 目錄 5 礦車 輪對拆卸機是礦車檢修成套設(shè)備之一，是一種針對礦車輪對維修的機械設(shè)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(shè)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(guān)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(chǎn)業(yè)的不斷壯大，傳統(tǒng)的手工拆卸已不能滿足生產(chǎn)的要求，對礦車輪對拆卸機的設(shè)計改進是勢在必行的。 隨著科學技術(shù)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 “PC 運動控制器 ” 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(yīng)付市場需求的能力。攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 2 零件分析 2 2 部件分析 由輪軸部件的裝配圖可以看出，輪蓋與車輪之間是通過螺栓將輪蓋緊固在礦車輪上，軸的兩端裝有螺栓，并且使用開口銷鎖緊。軸與軸承之間的配合關(guān)系為751 6Hk 。 圖 2-1 輪軸部件圖 根據(jù)礦車輪對的工作實際情況和它的裝配關(guān)系可以看出，其可以損壞的部件為輪蓋、車輪、軸承和軸。攀枝花 學院本科畢業(yè)設(shè)計 3 方案分析 3 方案分析 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書的要求，本設(shè)計是要實現(xiàn)礦車輪對的拆卸。要完成輪對的拆卸則首先要拆卸輪蓋和螺栓，再拆卸車輪。 3.1 方案分析 通過查閱相關(guān)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(shè)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(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤住（卸輪鉤的開合都由液壓驅(qū)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(qū)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(zhuǎn)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(shè)計一卸輪鉤將輪子鉤住，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(qū)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。 3.2 結(jié)構(gòu)總體設(shè)計 由于輪蓋的拆卸通過人工方式，所以在此機構(gòu)設(shè)計中只考慮螺母和輪對的拆卸。為了使結(jié)構(gòu)更加清晰，將其分為螺母拆卸機構(gòu)、卸車輪機構(gòu)、輪對固定裝置和液壓系統(tǒng)四個部份。攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 4 結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.1 螺母拆卸機構(gòu) 4.1.1 減速機的選擇 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 ) sFA :式中：s 螺栓材料的屈服極限， 280aMP1A 螺栓危險截面的面積， 211/4Ad取 010.6 sFA 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 T 等于螺旋副間的摩擦阻力矩1T和螺母環(huán)形端面與被聯(lián)接件支承面間的摩擦阻力矩2T之和，即 12T T T式（ 4-1） 螺旋副間的摩擦力矩為 210 t a n2 vdTF 式（ 4-2） 螺母與支承面間 的摩擦力矩為 330020220013 cDdT f FDd 式（ 4-3） 將式（ 4-2）、（ 4-3）代入式（ 4-1），得 330002 220012t a n23 vcDdT F d fDd 式（ 4-4） 對于 M10 M64 粗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 0.9dd；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)，無潤滑時0.1 0.2f : ） ；螺栓孔直徑 0 1.1dd ；螺母環(huán)形支承面的外徑 0 1.5Dd ；螺母與支承面間的摩擦系數(shù) 0.15cf 。將上述各參數(shù)代入式（ 4-4）整理后可得 00.2T Fd攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 5 30 . 2 5 5 3 9 4 2 1 0 46.53N.m 根據(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(chǎn)的微型擺線針輪減速機，型號為： WD-WD100。 4.1.2 導筒的設(shè)計 螺母的形狀和尺寸如圖 4-1 所示： 圖 4-1 螺母外形 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 4-2所示： 圖 4-2(a) 導筒的形狀和尺寸 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 6 圖 4-2(b) 導筒的形狀和尺寸 4.1.3 拆卸螺母夾持力計算 根據(jù) 4.1.1 中的計算結(jié)果，拆卸螺母所需的扭矩為 46.53N.m。要想在拆卸過程中，輪對不隨著螺母轉(zhuǎn)動，夾持力所產(chǎn)生的阻力應(yīng)大于拆卸螺母的力矩。 此夾持機構(gòu)是采用兩 V形塊組合，利用螺栓固定。初選螺紋聯(lián)接為 M12，代入式 (4-1)得 010.7 sFA 326 3 . 1 4 ( 1 2 1 0 )0 . 7 2 8 0 1 04 5108N 車輪和軸總重為 59.3kg,V 形塊開槽夾角為 045 ,軸的直徑為 d為 60mm。 所以下 V 形塊開槽每面受力為 : 21( 5 1 0 8 5 9 . 3 9 . 8 )2F =4022.83N 上 V 形塊開槽每面受力為 : 2251082F =3611 夾持力矩為 : 1222T F d F d 夾攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 7 332 4 0 2 2 . 8 3 6 0 1 0 2 3 6 1 1 6 0 1 0 482 46.53 所以此夾持力能夠滿足要求。 4.2 卸車輪機構(gòu) 這部分主要包括拆卸力的計算、 卸輪鉤的設(shè)計以及箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 4.2.1 拆卸力的計算 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 7516Hk0 . 0 3 005 1 7 5 1H ； 0 .0 2 10 .0 0 25 1 6 5 1k 所以最大過盈量max 21Y um 計算拆卸力 1) 計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大壓強 根據(jù)參考文獻 2表 6.4-2公式得 包容件： 2 22m a x 2 2442511190 2 8 0 1 1 1 . 3 6513390sddP M p add 被包容件：2 21m a x 1 101 151 1 6 7 0 8 3 522sddP M p a 式中：查參考文獻 345 鋼 ZG270 500 的屈服強度2s為 280Mpa 查參考文獻 3軸承外圈軸承鋼的屈服強度1s為 1670Mpa 2）計算零件不產(chǎn)生塑性變形所允許的最大過盈max查參考文獻 5表 6.4-2，按公式 312m a x m a x1210CCPd EE 計算 式中：maxP取上面二值中小者max1P查參考文獻 5表 6 .4-4取 45 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 .4-4取 45 鋼和軸承鋼的泊松比為120.3攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 8 22111 22101 151 0 . 3 0 . 701151ddCdd 22222 222511 190 0 . 3 1 . 6511190ddCdd 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 0CCPdEE 464.18um 3）計算最大拆卸力 查參考文獻 5表 6.4-2，按以下公式計算 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 式 (4-6) 式中：最大過盈maxY的配合面壓強 maxP為 m a xm a x m a x 1m a x218 3 5 3 7 . 7 84 6 4 . 1 8YP P M P a 式 (4-7) 查參考文獻 5表 6.4-3 鋼與鑄鋼摩擦因數(shù) u為 0.11 考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 4yF F N 拆4.2.2 卸輪鉤的設(shè)計 內(nèi)力分析 初選鉤的材料為 45 鋼 ,截面高度和寬度都為 30mm,查參考文獻 3得其許用應(yīng)力 280aMP 。 卸輪鉤的受力簡圖 4-3所示 : 在載荷 F作用下 ,梁在 xz 平面內(nèi)發(fā)生對稱彎曲 ,彎矩矢量平行于 y軸 ,將其用yM表示 ,彎矩yM如圖 4-4所示 : 在畫彎矩圖時 ,將與彎矩相對應(yīng)的點 ,畫在該彎矩所在橫截面彎曲時受壓的一側(cè) . 由以上分析可知 ,卸輪鉤的彎曲拐角處的截面 A 為危險截面 ,該截面的彎矩為 2yA aMF式 (4-8) 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 9 圖 4-3 卸輪鉤受力簡圖 應(yīng)力分析 如圖 4-5 所示 : 在彎矩zAM作用下，最大彎曲拉應(yīng)力與最大彎曲壓應(yīng)力 ,則分別發(fā)生在截面的de 與 fa邊緣各點外。 max zAzMW 26 aFbh 26 1 5 3 0 7 0 . 0 30 . 0 3 0 . 0 3Nmmm81.02 10aP 102 aMP 強度校核 在上述各點處 ,彎曲切應(yīng)力均為零 ,該處材料處于單向應(yīng)力狀態(tài) ,所以 ,強度條件為 max式 (4-9) 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(chǎn)現(xiàn)場的具體情況 ,將卸輪鉤與輪對相配合的部份設(shè)計成向內(nèi)彎曲 30度 ,以便卸輪鉤和礦車輪對之間更好的配合和自鎖。 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 10 圖 4-4 在載荷 F 作用下的彎矩圖 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(yīng)配鉸制，不宜多次拆裝。 內(nèi)縲紋圓柱銷 (B 型 )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。 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(nèi)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(shè)計的要求，選用圓柱銷。 初選銷的材料為 45鋼，許用切應(yīng)力 80aMP 。 24FdZ 式 (4-10) 橫向力 :F=30614N 銷的許用剪應(yīng)力 : 80aMP . 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 11 銷的個數(shù) :Z=2 所以 : 24 3 0 6 1 4 803 .1 4 2d 解得 : 15.64d 查參考文獻 3表 3-3-40 取 d=16mm. 圖 4-6 彎矩分析 4.2.3 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)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(gòu) , 為設(shè)計加工方便通常把箱體設(shè)計成矩形截面六面體，采用焊接結(jié)構(gòu)，材料為 Q235-A。 為 滿足強度要求根據(jù)參考文獻 5表 9.2-38 取箱體的壁厚為 10mm。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖 4-6所示。 4.3 輪對固定裝置 此裝置包括裝夾部分、旋轉(zhuǎn)部分和移動部分。裝夾部分由形塊來定位和夾緊，旋轉(zhuǎn)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)。 4.3.1 V 形塊的選擇 礦車輪對軸的直徑為 60mm,查 機床夾具設(shè)計手冊第三版表 2-1-26 得 V形塊的主要尺寸，見表 4-1。 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 12 圖 4-6 箱體外形圖 4.3.2 旋 轉(zhuǎn)機構(gòu)設(shè)計 設(shè)計此旋轉(zhuǎn)機構(gòu)的目的是為了拆卸完一邊的車輪后，讓其旋轉(zhuǎn) 0180 ，以便拆卸另一個車輪。此機構(gòu)受力主要為礦車輪對及其自身的重力，為減少阻力，將其設(shè)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(guān)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 4-1 形塊的主要尺寸 N K L B H A 1A2Ab l d 1d2dh 1hr 基本尺寸 極限偏差 55 5560: 100 40 35 76 16 19 20 12 8 +0.015 11 18 10 22 2 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 13 4.3.3 移動機構(gòu)的設(shè)計 工 作臺的設(shè)計 1) 主要設(shè)計參數(shù)及依據(jù) 本設(shè)計工作臺的參數(shù)定為： （ 1） 工作臺行程： 300mm （ 2） 工作臺最大尺寸（長寬高）： 500 320 100mm （ 3） 工作臺最大承載重量： 120Kg （ 4） 脈沖當量： 0.001mm/pluse （ 5） 進給速度： 60 毫米 /min （ 6） 表面粗糙度： 0.8 1.6 （ 7） 設(shè)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副相聯(lián) ,以保證相對運動精度 。 設(shè)下底座的傳動系統(tǒng)為橫向傳動系統(tǒng)，即 X 向，上導軌為縱向傳動系統(tǒng)，即Y 向。 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(chǎn)生的負載波動應(yīng)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 55mm，材料為 HT200，估重為625N (W1)。 設(shè)中托座尺寸 (長寬高度 )為 :440 520 90mm，材料為 HT200，估 重為250N（ W2）。 另外估計其他零件的重量約為 250N (W3)。 加上工件最大重量約為 120Kg（ 1176N） (G)。 則下托座導軌副所承受的最大負載 W為 : W=W1+W2+W3+G 665+250+250+1176 2301N 絲桿螺母副的設(shè)計 因為在本設(shè)計中對縲旋傳動的精度和效率要求不高，故采用選用結(jié)構(gòu)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。 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 14 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(guān)。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 3P93 式 (5-46)有 2 0 .8Fdp 式中 p為材料的許用壓力 ,單位為aMP,見參考文獻 3表 5-12； 值一般取1.2 3.5。對于整體螺母，由于磨損后不能調(diào)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 1.2 2.5 : 對于剖分螺母和兼作支承的螺母，可取2.5 3.5 : ；只有傳動精度較高，載荷較大，要求壓壽命較長時，才允許取 4 。這里取 2.5 。 所以 2 630000 . 82 . 5 7 1 0d 0.01m 10mm 考慮到整個系統(tǒng)的剛度和穩(wěn)定性，取2d 36mm。 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 F 大于某一臨界值時，螺桿就會突然發(fā)生側(cè)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crF（單位為 N） 。則螺桿的穩(wěn)定性條件為 crsc sFSSF式 (4-11) 式中：scS 螺桿穩(wěn)定性的計算安全系數(shù)。 sS 螺桿穩(wěn)定性安全系數(shù)，對于傳力螺旋（如起重螺桿等 ） ，sS 3.55.0；對于傳導螺旋，sS 2.5 4.0；對于精密螺桿或水平螺桿，sS4。此機構(gòu)中取sS 3.5。 crF 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 li 。 此處， 為螺桿的長度系數(shù)，見參考文獻 3表 5-14，這里取 0.50； l 為螺桿的工作長度，單位為 mm；螺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 為螺桿危攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 15 險截面的慣性半徑，單位為 mm；若螺桿危險截面面積 214Ad，則 14dIiA。 臨界載荷crF可按歐拉公式計算，即 22crEIFl式 (4-10) 式中： E 螺桿材料的拉壓彈性模量，單位為aMP， E=2.06 510aMP； I 螺桿危險截面的慣性矩， I= 4164d，單位為 4mm 。 則： 22crEIFl= 432 5 623 . 1 4 3 6 1 03 . 1 4 2 . 0 6 1 0 1 0640 . 5 0 0 . 5 7 20606131 crsc FS F= 206061313000=6868sS所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(yīng)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(qū)動扭矩減少 90%，因此，可將拆卸機定位精度設(shè)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(gòu)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 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 16 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(chǎn)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(chǎn)生的直接摩擦是無法避免的，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(yīng)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(shè)計及使用維護方面都變的非常容易了。 所以在結(jié)構(gòu)上選用： 開式直線滾動導軌 。 參照南京工藝裝備廠的產(chǎn)品系列， 型號 : 選用 GGB 型四方向等載荷型滾動 直線導軌副 。 具體型號選用 GGB20BA2P， 2 320-4 圖 4-7 導軌 電機及其傳動機構(gòu)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/STEP，而步距角越小，則加工精度越高。初選為0.36o/STEP（二倍細分）。 (2) 電機上起動力矩的近似計算 : M=M1+ M 2 式中 : M 為絲杠所受總扭矩 Ml 為外部負載產(chǎn)生的摩擦扭矩，有 : M1=Fa d/2 tg（ +） =92 0.025/2 tg（ 2.91+0.14） =0.062N m M2 為內(nèi)部預緊所產(chǎn)生的摩擦扭矩，有： M2=K Fao Ph/2 式中 : K 預緊時的摩擦系數(shù)， 0.1 0.3 攀枝花學院本科畢業(yè)設(shè)計 4 結(jié)構(gòu)分析 17 Ph