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引言 本文主要闡述了挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上孔磨損后修復機的設計，本設計是在指導老師的幫助下，經(jīng)過同學們集體努力完成的。我們在設計期間主要做了以下幾項工作： 1.調(diào)查研究—一項重大的研究成果都要經(jīng)歷調(diào)查研究這一步，只有在調(diào)查中仔細分析，仔細研究，發(fā)現(xiàn)問題所在，才能設計出物美價廉的產(chǎn)品。所以我們在設計開始前在指導老師的帶領下我們到挖掘機工作現(xiàn)場，詢問師傅，共同討論。 2.查閱資料—通過調(diào)查，我們到圖書館借來許多關于挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上孔磨損修復的資料，并且到網(wǎng)上搜集資料。 3.分析計算—從機器工作現(xiàn)場回來，我們一起把測量的數(shù)據(jù)進行整理，通過大量的計算，做出初步的機器形狀、 4.繪制圖紙—通過一系列的計算和核對，我們畫出了機器的大體形狀，然后將一些部分零件添加進去。最后將一些連接部分畫全。 5.核對檢查—將設計出的圖紙的一些設計計算，核對一下機器某些部位是否符合實際生產(chǎn)的要求。 6.糾正—我們將自己設計的圖紙交給老師，指導老師在一些細節(jié)方面為我們提供了許多有意的意見，我們及時改正。最后畫出整體裝配圖。 畢業(yè)設計在我們的共同努力下完成，雖然在某些方面可能還存在一些遺漏或缺點，但我們所做的論文仍具有一定的特色： 1.內(nèi)容絕對新穎，目前我國修復挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上的孔的機器還沒有出現(xiàn)，我們在設計中絕無出現(xiàn)模仿別人的現(xiàn)象。 2.貫徹“少而精“的的原則，盡量多用圖、表來表達敘述性的內(nèi)容，并力求以較少的篇幅重點突出地傳遞較多的信息。 3.作為一名機械專業(yè)畢業(yè)生，我們在設計過程中，充分運用我們所學的知識包括各種應用軟件。真正做到學有所用。 4.論文講解詳細，包含許多專業(yè)知識，并且分章清楚。 本論文的主要內(nèi)容涉及：機械制造過程基礎知識，機械加工工藝過程設計，機械裝配工藝，切削與磨削加工原理，圖紙的繪制等各方面的內(nèi)容。 本論文主要講解了挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸孔磨損后修復機的設計過程，設計過程包括許多小部件的設計計算，比如：鏜桿的設計計算、鏜刀的設計計算及帶輪的設計計算等。 由于我們水平的限制，論文中不妥之處在所難免，懇請批評指正。 1概 述 1．1修復機的用途 1．1．1修復機的用途 挖掘機在頻繁使用的時候，特別是在一些礦山，容易使孔和軸過度磨損，在它們之間往往還容易混進一些雜質(zhì)，長此以往使孔和軸的間隙越來越大，最后導致挖掘機的鏟臂在工作過程中搖晃的越來越嚴重，這樣在一定程度上影響了挖掘機的工作效率。我們在調(diào)查中發(fā)現(xiàn)：大部分鏟臂由于孔磨大了后都直接報廢，這樣是對資源的一種極大浪費。所以根據(jù)以上調(diào)查，我們設計了這種可以修復孔的機器，我們的方法是：在磨損的孔表面用焊接的方法補上一層焊，補焊的要求是必須使補后的孔徑比原先的孔徑小，且補的焊要均勻一致。然后用我們的修復機把多余的焊車去，從而達到和出廠時一樣的尺寸?？紤]到是在礦山，我們設計的這種機器不但簡單省事，而且成本極低，也不會造成資源的浪費，更重要的是安全可靠，工作效率很高。所以從經(jīng)濟角度上看，我們設計的這款機器絕對具有很好的市場前景。 下面是我們在設計過程中采集到的幾張實物圖片： 1．1．2市場調(diào)查 我們通過各方面的調(diào)查發(fā)現(xiàn)：在現(xiàn)在大部分的挖掘機鏟斗上的孔磨大以后，都會把鏟臂拿回去煉鐵，重新鑄造。但也有更為先進的方法，目前日本發(fā)明了一種帶防止轉(zhuǎn)軸跳動的可移動軸套的挖掘機，這種方法是通過多個軸向間距隔開的螺旋片。軸套的內(nèi)徑比螺旋片的回轉(zhuǎn)直徑稍大。在第一螺旋片松套在軸套內(nèi)后，鉆軸以鉆土速度進入地基直到鉆出的孔達到第一深度，此時固化液從鉆軸的噴嘴中注射出，而軸套以與鉆土速度相同的速度下移。隨后，只有軸套在鉆軸不運動時從第一深度上移到套住第一螺旋片上方的第二螺旋片。重復上述步驟使孔達到要求深度。 下面是我們設計的產(chǎn)品的整體裝配圖 圖1—1 整體裝配圖 1．2修復機的工作原理 修復機在工作過程中大致可以分為定位、對刀、粗車、精車、檢測五個不同的階段，這主要由兩個不同功能的電動機來實現(xiàn)完成的。 1．2．1定位 修復機在工作前必須先將鏜桿定好位，這樣才能保證在切削過程中的穩(wěn)定。 如下圖所示，在確定鏜桿高度時，定位裝置在鏜桿的兩端各置一個，通過調(diào)節(jié)其中的 圖1—2 定位裝置示意圖 絲杠來調(diào)節(jié)鏜桿的高度。 固定裝置的安裝則采用焊接圓柱滑動軸承的形式，在鏜桿上套上一個圓柱滑動軸承，軸承與鏜桿采用間隙配合，（圓柱滑動軸承可以與鏜刀相對移動），使鏜桿與孔的軸線重合。然后用焊接的方法將圓柱滑動軸承焊接在需要修復的孔的外面，這樣起到緊固的作用，同時減輕修復機在切削過程中產(chǎn)生的震動。切削加工完用錘頭將焊接在鏟斗轉(zhuǎn)軸體的固定裝置敲開。使用非常方便，而且可以重復使用。下面是固定裝置的三維圖。 圖1-3固定裝置三位示圖 1．2．2對刀 當變速電機啟動時，通過帶傳動帶動鏜桿轉(zhuǎn)動，此時啟動步進電機，通過齒輪傳動帶動絲杠轉(zhuǎn)動，絲杠轉(zhuǎn)動又使套在絲桿上的套筒勻速向前運動，通過雙列置推滾子軸承的連接達到使鏜桿向前運動的效果，這樣就可以進行對刀。通過移動兩側(cè)的對刀裝置，當在孔內(nèi)臂發(fā)現(xiàn)鏜刀在各處都切削均勻時此時說明孔的軸線與鏜桿的軸線在一條直線上，或基本在一條直線上。 1．2．3加工 1．2．3．1粗車 對刀結(jié)束后，啟動變速電機，電機的轉(zhuǎn)速為600r|min。啟動步進電機使鏜桿轉(zhuǎn)動的同時，向前慢速且勻速運動，這樣就可以對孔進行粗鏜。粗鏜的主要作用是去除因補焊過程中在表面生成的余量層。使精鏜順利進行。 1．2．3．2精車 粗鏜結(jié)束后，調(diào)節(jié)變速電動機的轉(zhuǎn)速，此時轉(zhuǎn)速為800r|min。而步進電機的轉(zhuǎn)速和原來一樣保持不變，這樣實現(xiàn)對孔的精鏜。精鏜的主要目的是提高加工精度。 1．2．4檢測 當對孔精加工完后要測量一下尺寸，如果發(fā)現(xiàn)尺寸和原來的相差太大時應重新對刀再車一遍。如果發(fā)現(xiàn)和原來的尺寸相差不大時，可以再精車一次即可，也不需重新對刀。 1.3修復機的種類 修復機的主要作用是修復孔，而在挖掘機上孔的尺寸也各不相同,有時兩孔之間的間距也不相同。我們設計的修復機主要是針對挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上的孔的修復，也可應用在我們生活中的很多方面。所以根據(jù)孔的孔徑和兩孔的孔距我們設計了三種不同的鏜桿。 1．3．1普通型 這種也是我們主要用來修復挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸的，鏜桿的尺寸為2500×Ф50. 1．3．2輕型 這種主要是針對那種孔徑比較小的，而孔又相對比較長的，鏜桿的尺寸為2000×Ф40. 1．3．3重型 這種主要是針對那種較粗孔，孔距又比較短的，鏜桿的尺寸為2800×Ф60。 通過對鏜桿長短和粗細的改變，能夠使修復機的使用范圍更加廣泛。 1.4對修復機的要求和設計修復機主要參數(shù)的設計 1．4．1設計目的 為了提高挖掘機的工作效率，降低修理成本，設計一種修復孔的新型機器是必不可少的。由于在礦山工作，挖掘機經(jīng)常連續(xù)幾十個小時工作，這必然使孔的磨損加快，而孔的磨損容易導致挖掘機鏟臂亂晃，這必然降低挖掘機的工作效率，增加危險性。修復機的設計使用，能夠使孔在很多的時間內(nèi)得到修復，這樣挖掘機可以高效的，穩(wěn)定的工作，從而提高挖掘機的各種場合工作的效率。 1．4．2對修復機的要求 （1）為了使修復機能夠正常工作，必須保證有平正的空間在放置它，以便它能夠沿著水平方向進行切削。 （2）為了保證修復機能夠平穩(wěn)工作，支撐機構必須要牢固，以免在工作過程中晃動，影響加工精度。 （3）鏜桿要有足夠的剛度和強度。 （4）鏜刀要有足夠的硬度，保證切削過程順利進行。 （5）排屑效果要好，有效地排除在切削過程過程中產(chǎn)生的鐵屑，不這樣僅能夠提高加工精度，而且能夠散出產(chǎn)生的熱量，從而提高刀具的使用壽命。 （6）拆卸，結(jié)構要簡單，連接元件要穩(wěn)定可靠。 （7）雙列置推滾子軸承要有足夠的剛度，這樣能夠承受足夠大的軸向力。 （8）絲杠上螺母的運動與鏜桿的運動必須要平行。 （9）固定裝置的焊接、固定必須牢固，保證鏜桿和孔之間的同軸度。 （10）保證有足夠的供電設備，在必要的時候修復機最好配上發(fā)電機，這樣使修復機在工作時有保證。由于修復機需要用兩臺電機，所以供電設備是必不可少的。 1．4．3修復機主要參數(shù)的確定 （1）鏜桿尺寸的選定 根據(jù)孔徑大小以及兩孔之間的距離以及受力來確定。 （2）調(diào)速電機的選定 根據(jù)切削過程中所需的鏜桿轉(zhuǎn)速確定。 （3）帶輪的選定 根據(jù)步進電機來確定 （4）鏜桿帶輪的選定 根據(jù)鏜桿直徑長度來確定 （5）皮帶的選定 根據(jù)電機輪和鏜桿帶輪來確定。 （6）步進電機的選定 根據(jù)鏜桿前進所需的移動速度。 （7）固定裝置的選定 根據(jù)鏜桿的直徑大小，選擇與鏜桿有間隙配合的孔徑，保證兩者之間可以相對移動。 （8）絲杠的選定 根據(jù)與步進電機相連的帶輪尺寸、受力情況。 （9）鏜刀的選定 依據(jù)鏜桿的直徑以及孔的直徑，鏜刀可以調(diào)節(jié)長度，起到對刀的作用。 （10）皮帶輪的選定 根據(jù)皮帶的類型以及機器在工作過程中的受力情況確定，使皮帶輪在工作過程中能夠承受較大的力而不致破壞。 2帶傳動部分的設計計算 2.1 帶傳動系統(tǒng) 2．1．1概述 圖2-1帶傳動裝配圖 帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組成零件為帶輪和傳動帶。正確選擇帶傳動系統(tǒng)，對于保證修復機在工作過程中穩(wěn)定、高效運行，充分發(fā)揮修復機的整體效應，是一個不可缺少的重要因素。帶傳動系統(tǒng)主要包括變速④皮帶、③電機輪、①鉤頭楔鍵、②帶輪。在具體選用帶傳動過程時，首先要選擇一個合適的電動機。由于鏜刀在切削過程中需要有精車和粗車兩個過程，所以電機必須采用變速電機，這樣才能達到在粗車時轉(zhuǎn)速較慢而在精車時轉(zhuǎn)速較快。根據(jù)普通車床電機，我們選擇的變速電機功率為4.5KW。最快轉(zhuǎn)速為每分鐘1200轉(zhuǎn)，最慢轉(zhuǎn)速為每分鐘800轉(zhuǎn)。這樣既能滿足機器在工作過程中的功率，也能使機器穩(wěn)定。 帶傳動是一種撓性傳動。帶傳動的基本組成零件為帶輪和傳動帶。 2．1．2 帶傳動的類型和選擇 按照工作原理的不同，帶傳動可分為摩擦性帶傳動和嚙合型帶傳動。而根據(jù)帶傳動的橫截面積形狀的不同有可以分為平帶傳動、園帶傳動、V帶傳動和多楔帶傳動。每種帶都個有各的優(yōu)點與缺點。 平帶傳動結(jié)構簡單，傳動效率高，帶輪也容易制造，在傳動中心距較大的情況下應用較多。 圓帶結(jié)構簡單，其材料常為皮革、棉、麻、錦綸、聚氨酯等，多用于小功率傳動。 多楔帶兼有平帶柔性好喝V帶摩擦力大的優(yōu)點，并解決了多根V帶長短不一而各帶受力不均的問題。多用于傳遞功率較大同時要求結(jié)構緊湊的場合。 V帶的橫截面積呈等腰梯形，帶輪上也做出相應的輪槽。傳動時，V帶的兩個側(cè)面和輪槽接觸。槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V帶傳動允許的傳動比大，結(jié)構緊湊，大多數(shù)V帶已經(jīng)標準化。 綜上所述，我們選擇V帶傳動來帶動。 2．1．3帶傳動的連接 由于電機在運轉(zhuǎn)過程中轉(zhuǎn)速較快，必然使連在上面的帶輪承受軸向作用力，所以我們采用變速電機的轉(zhuǎn)軸與帶輪通過鉤頭楔鍵連接的方式，這樣保證電機在運轉(zhuǎn)過程中帶輪不會左右晃動，也就是發(fā)生軸向移動。 2.2 帶傳動的受力分析 2．2．1帶傳動的受力分析 變速電機帶動帶輪傳動前，傳動帶以一定的初拉力F0張緊在帶輪上。如下圖所示 圖2-2（a）不工作時 帶傳動工作時，因為帶和帶輪間有一定的靜摩擦力，所以使帶一邊拉緊，一邊放松。緊邊拉力為F1，松邊拉力為F2。如果近似認為帶的總長度不變，并且假設認為帶為線彈性體，則有下列公式成立: F1-F0=F0－F1 受力分析如圖 圖2-3（b）工作時 如果取與帶輪接觸的傳動帶為分離體，則根據(jù)帶傳動上諸力對帶輪中心的力矩平衡條件可得 Ff =F1－F2 式中Ff為傳動帶工作面上的總摩擦力的大小。 圖2-4（a）不工作時 帶傳動的有效拉力為Fe 等于傳動帶工作表面上的總的摩擦力Ff，則有下面等式成立： Fe=Ff= F1－F2 則有效拉力與帶傳動所傳遞的功率P的關系為 ： P=Fev/1000 式中的功率單位為KW，有效拉力Fe的單位為N，帶傳動的速度v為m/s。 在初拉力F0，緊邊力F1，松邊力F2和有效圓周力Fe這4個力當中，其中有兩個是單獨的。因此我們可得： F1= F0 + Fe/2 F2= F0- Fe/2 由此我們可知，在帶速一定的條件下，帶傳動所傳遞的功率P決定了帶傳動應有的有效拉力Fe，也就相應決定了傳動帶和帶輪間應帶至少具有的總摩擦力Ff，以及為了獲得這個總摩擦力Ff，傳動帶應具有的最小的初拉力（F0）min。 帶輪的初拉力F0必須大于帶傳動的正常工作所要求的最小的出拉力（F0）min，否則主動帶輪將帶動不了從動帶輪轉(zhuǎn)動，容易出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，這樣我們的修復機就無法正常使用。但是，我們又必須牢記，過大的初拉力也是沒有必要的。 傳動帶的緊邊拉力與松邊拉力取決于帶的初拉力和帶傳動的有效拉力。在帶傳動有效拉力給定的條件下，把傳動帶張的過緊，只會無謂的增大傳動帶的緊邊拉力和松邊拉力，從而是帶傳動因過度磨損而很快松弛。 綜上所述：為了保證帶傳動的正常工作，首先要確定滿足傳遞功率要求的至少具有的總摩擦力和與之對應的最小初拉力。 2.3 帶傳動的參數(shù)選擇 2．3．1中心距 中心距大可以增加帶輪的包角，減少單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，有利于提高帶的壽命。但是中心距過大，則會加劇帶的波動，降低帶傳動的平穩(wěn)性，同時增大帶傳動的整體尺寸。中心距小，則有相反的利弊。一般選帶傳動的中心距為 0.7（dd1+dd2）≤0≤2（dd1+dd2） 其中，0為初選的帶傳動中心距，單位mm. 2．3．2傳動比 傳動比大，會減小帶輪的包角。當帶輪的包角減小到一定程度時，帶傳動會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為≤7推薦值為=2～5 2．3．3帶輪的基準直徑 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致V帶根數(shù)的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且增大了載荷在v帶之間分配的不均勻性，另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。。為避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證dd≥(dd)min。推薦的V帶輪的最小基準直徑列于下面表格中。 槽型 Y Z A B C D E (dd)min 20 50 75 125 200 335 500 2．3．4帶速v 當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有效拉力，相應地減少帶的根數(shù)或者V帶的橫截面積，總體上減少帶傳動的尺寸；但是，提高轉(zhuǎn)速，也提高帶速，也提高了V帶的離心應力，增加了單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，不利于提高帶傳動的疲勞強度和壽命。降低帶速則有相反的效果。 由此可見，帶速不易過高或過低，一般推薦v=5～25m/s，最高帶速vmax＜30m/s。 2.4 帶傳動的設計計算 2．4．1已知條件和設計內(nèi)容 設計V帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工作條件；帶傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率P；小帶輪轉(zhuǎn)速n1;大帶輪轉(zhuǎn)速n2或傳動比i。 設計內(nèi)容包括帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶輪材料、基準直徑以及結(jié)構尺寸、初拉力和壓軸力、張緊裝置等。 2．4．2設計步驟和方法 （1） 確定計算功率 計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的 Pca=KaP 式中Pca：計算功率，KW Ka：工作情況系數(shù)。 P：所需傳動的額定功率。 根據(jù)工作情況系數(shù)表可知我們所需的Ka值為1.1所以可的Pca為1.1×4.5=4.95 KW （2） 選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率Pca通過普通V帶選型圖我們選擇B型帶。 （3） 確定帶輪的基準直徑Dd并演算帶速 根據(jù)V帶的帶型，參考V帶輪的最小基準直徑表我們確定小帶輪的基準直徑Dd1為112mm，大帶輪的直徑Dd2為160mm。 （4） 演算帶速v 帶速不宜過低或過高，一般應使v=5～25m/s，最高不超過30m/s。 ε=(v1-v2)/v1 ×100％ 或 v2=(1-ε)v1 ε為帶輪線速度的相對變化量，我們用滑動率來評價。 其中 v1=Dd1n1/60×100 V2=Dd2n2/60×100 式中，n1、n2分別為主動輪和從動輪的的轉(zhuǎn)速，r/min。 由以上式子可得Dd2n2=(1-ε)Dd1n1 因而帶傳動的平均傳動比為 =n1/n2=Dd2/(1-ε) Dd1 在一般的帶傳動中，因活動率不大(ε≈1％～2％),故可以不予考慮，而取傳動比為 =n1/n2≈Dd2/Dd1 通過以上式子我們可以得到v≈15m/s在可使用范圍之內(nèi)。 （5）計算大帶輪的基準直徑 由Dd2=iDd1計算。 在此我們插入普通 V帶輪的基準直徑系列表 帶型 基準直徑dd Y 20，22.4，25，28，31.5，40，45，50，56，63，71，80，90，100， 112，125 Z 50，56，63，71，75，80，90，100，112，118，125，132，140，150， 160，180，200，224，250，280，315，355，400，500，630 A 75，80，85，90，95，100，106，112，118，125，132，140，150，160， 180，200，224，250，280，315，355，400，450，500，560，630，710， 800 B 125，132，140，150，160，170，180，200，224，250，280，315，400， 450，500，560，600，630，710，750，800，900，1000，1120 C 200，212，224，236，280，300，315，355，400，450，500，560，600， 630，710，750，800，900，1000，1120，1250，1400，1600， D 355，375，400，420，425，450，475，500，560，600，630，710，750， 800，900，1000，1060，1120，1250，1400，1500，1600，1800，2000 E 500，530，560，600，630，670，800，900，1000，1120，1250，1400， 1500，1600，1800，2000，2240，2500 2．4．3確定中心距離,并選擇V帶的基準長度Ld （1） 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合初定中心距0 （2） 計算相應的帶長Ld。 Ld?！?a+3.14（Dd2-Dd1）+(Dd2-Dd1)2/4a 帶的基準長度Ld由V帶的基準長度系列及長度系數(shù)KL表確定 基準長度 Ld/mm 帶長修正系數(shù)KL Y Z A B C D E 400 0.96 0.87 450 1.00 0.87 500 1.02 0.91 560 0.94 630 0.96 0.1 710 0.99 0.83 800 1.00 0.85 900 1.03 0.87 0.82 1000 1.06 0.89 0.84 1120 1.08 0.91 0.86 1250 1.11 0.93 0.88 1400 1.14 0.96 0.90 1600 1.16 0.99 0.92 0.83 1800 1.18 1.01 0.95 0.86 2000 1.03 0.98 0.88 1.06 1.00 0.91 1.09 1.03 0.93 1.11 1.05 0.95 1.13 1.07 0.97 0.86 1.17 1.09 0.99 0.89 1.19 1.13 1.02 0.91 1.15 1.04 0.93 0.90 1.18 1.07 0.96 0.92 帶入數(shù)值可得帶長Ld?！?500mm 2．4．4計算中心距及其變動范圍 中心距越大帶越容易顫動，而中心距越小帶越容易疲勞，所以中心距的選擇對于帶傳動來說是至關重要的。 傳動的實際中心距近似為 ≈0+(Ld- Ld。)/2 考慮刀帶輪的制造誤差、帶長誤差、帶的彈性以及因帶的松弛而產(chǎn)生的補充張緊的 要的變動范圍常給出中心距 min= -0.015 Ld max=-0.03 Ld 2．4．5演算小帶輪上的包角а1 因為小帶輪的包角小于大帶輪的包角，小帶輪上的總摩擦力相應地大于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發(fā)生。為了提高帶傳動的工作能力，應使 а1≈180°-（dd2-dd1）57.3°/ ≥90° 2．4．6確定帶的根數(shù)z Z=Pca/Pr=KA/(P0+△P0)KaKL 為了使各根V帶受力均勻，帶的根數(shù)不宜過多，一般應少于10根。否則，應選擇橫截面積較大的帶型，亦減少帶的根數(shù)。 由此可的Z≈2，所及我們用兩根帶。 2．4．7計算帶傳動的壓軸力 FP 為了設計帶輪軸的軸承，需要計算帶傳動在軸上的壓軸力FP FP=2zF0sin(а1/2) 式中的а1為小帶輪的包角。 下面我們給出測定初拉力所需要的垂直力G 帶型 小帶輪直徑 Dd1/mm 帶速v/(m/s) 0～10 10～20 20～30 Z 50～100 ＞100 5～7 7～10 4.2～6 6～8.5 3.5～5.5 5.5～7 A 75～140 ＞140 9.5～14 14～21 8～12 12～18 6.5～10 10～15 B 125～200 ＞200 18.5～28 28～42 15～22 22～33 12.5～18 18～27 C 200～400 ＞400 36～54 54～85 30～45 4570 25～38 38～56 D 355～600 ＞600 74～108 108～162 62～94 94140 507～5 75～108 E 500～800 ＞800 145～217 217～325 124～186 186～280 100～150 150～225 下面是壓軸力的計算示意圖 圖2-5計算示意圖 2.5 V帶輪的設計 2．5．1 V帶輪的材料 我們采用的材料為HT150。 2．5．2 V帶輪的結(jié)構形式 我們采用V帶輪實心式，即能保證能夠承受一定的載荷，又能減少額外功率輸出。 2．5．3 V帶輪的技術要求 1） V帶輪不允許有砂眼、裂縫、縮孔及氣泡。 2） V鑄造帶輪在不提高內(nèi)部應力的前提下，允許對輪緣、凸臺、腹板的表面缺陷進行修復。 3） 轉(zhuǎn)速高于極限轉(zhuǎn)速的帶輪要做靜平衡，反之要做動平衡。 2.6 V帶傳動的張緊、安裝和防護 2．6．1 V帶傳動的張緊 V帶傳動運轉(zhuǎn)一段時間以后，會因為帶的塑性變形和磨損而松弛。為了保證帶傳動正常工作，我們在使用修復機時應定期的檢查帶的松弛程度，采用相應的補救措施。 2．6．2 V帶傳動的安裝 修復機的變速電機是固定不動的，在使用過程中一般把電機焊在牢固的鐵架子上，將鐵架子放在地面固定，確保在修復機使用過程中產(chǎn)生的振動最小。修復機在工作過程中鏜桿會自動向外移動，這段距離比較小也就是我們所要修復的孔的長度。通過調(diào)查和測量，我們發(fā)現(xiàn)礦山使用的挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上的孔一般長度為100mm，而兩個帶輪的距離為2000mm。通過畫圖計算我們發(fā)現(xiàn)修復機在工作過程中，帶偏移的角度還不到3度，所以我們可以忽略帶的偏移。 　 圖2-6偏移角度示意圖 2．6．3 V帶傳動的防護 原則上講，帶傳動應至于鐵絲網(wǎng)或防護罩之內(nèi)，使之不能外露，以免遭受風吹日曬，減少使用壽命。但我們所設計的修復機主要考慮到拆卸方便，可以在大多數(shù)情況下使用，所以并不需要加防護罩。 3　修復機切削部分的設計計算 3.1切削部分的概況 3．1．1切削部分簡介 切削部分是修復機在工作過程中的中心環(huán)節(jié)，在工作過程中，通過鏜桿的軸向轉(zhuǎn)動和徑向的移動，從而使鏜刀切削焊層，最終達到修復的目的。 3．1．2切削部分的組成 下面是我們所設計的圖紙 圖3-1切削部分示意圖 通過上圖我們可以看到切削部分主要由鏜桿、鏜刀以及固定裝置組成，鏜桿主要是傳遞動力，鏜刀用于切削，而固定裝置用于固定。三個部分通過與其他部分相互配合，實現(xiàn)切削運動。 3.2修復機鏜桿的設計計算 3．2.1鏜桿的選擇 修復機在工作過程中，即支撐傳動機件又傳遞動力，即承受彎矩和扭矩兩種作用。所以在整個機器運轉(zhuǎn)中起到至關重要的作用。我們所設計的修復機在工作過程中一邊在帶傳動的帶動下轉(zhuǎn)動，一邊在進給運動的帶動下向前運動。設計鏜桿應考慮多方面的因素和和要求，其中我們主要是對鏜桿的選材、結(jié)構、強度和剛度。對于高速軸還應考慮振動穩(wěn)定型問題。 在設計過程中考慮到鏜桿的受力、強度、剛度、耐磨性等的要求，以及為實現(xiàn)這些要去而采用的熱處理方式，同時考慮到制造工藝問題加以選用，力求經(jīng)濟合理。制造鏜桿的材料很多，我們采用45號優(yōu)質(zhì)碳素機構鋼，也就是常用的軸的材料。下面是45號鋼的主要力學性能表： 材料牌號 熱處理 毛坯直徑 硬度 抗拉強度 屈服點 彎曲疲勞極限 扭轉(zhuǎn)疲勞極限 許用靜應力 許用疲勞應力 MPa 不小于 MPa MPa 45 正火 25 ≤241 610 360 260 150 244 173～200 正火 回火 ≤100 ＞100～300 ＞300～500 ＞500～750 170～217 162～217 156～217 600 180 560 540 300 290 280 270 240 235 225 215 140 135 130 125 240 238 224 216 160～184 156～180 150～173 143～165 調(diào)質(zhì) ≤ 200 217～255 650 360 270 155 260 180 180～207 備注：45號鋼應用最為廣泛 3．2．2鏜桿的尺寸設計 鏜桿在整個機器中與多個零件相連接，鏜桿的尺寸決定了與它相連零件的尺寸，所以鏜桿的尺寸設計是我們必須首先考慮的。通過對挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上孔的測量以及對修復機的整體裝配情況，我們設計的鏜桿的尺寸如下圖： 圖3-2鏜桿尺寸示意圖 由于在實際的礦山生產(chǎn)中挖掘機的型號很多，所以我們在設計鏜桿的尺寸時也根據(jù)不同的挖掘機型號設計了幾種不同的鏜桿，這樣才能保證修復機能夠修復不同的孔徑。 3．2．3鏜桿的裝配 鏜桿是工作過程的中心，所以必然與多個部件相陪合，只有通過合理的配合才能保證鏜桿正常運行，且不發(fā)生各種不必要發(fā)生的情況。 （1）與帶輪的裝配如圖： 圖3-3帶輪與鏜桿的裝配示意圖 鏜桿與帶輪通過平鍵鏈接實現(xiàn)過盈配合，即保證能夠承受一定的徑向和徑向力，而且便于拆卸。同時在帶輪上安裝一擋板，在擋板和鏜桿的中心打上螺紋孔，用螺釘將二這連接，這樣使整個連接更加緊固。而鍵的尺寸我們通過查閱機械制圖可知，公稱直徑為50的軸，鍵的尺寸為b×h=16×10。長度L的范圍為45～180。 （2）與圓錐雙列滾動軸承的配合 與圓錐雙列滾動軸承的配合圖如下：鏜桿通過過盈配合與圓錐雙列滾子軸承配合，這個配合是整個設計環(huán)節(jié)中最為關鍵的環(huán)節(jié)，通過圓錐雙列滾子軸承，把進給運動傳遞給鏜桿。同時并不影響鏜桿做軸向轉(zhuǎn)動。 從整體裝配圖我們可以看出，雙列圓錐滾子軸承在機器工作過程中承受很大的軸向力，所以我們在裝配時必須考慮它的固定。在連接過程中，將兩快墊板與雙列圓錐滾子軸承的上下兩端焊接，同時鏜桿上加工出一小段軸肩，這樣防止軸承向左做軸向移動。再用擋板把兩塊墊板連接在一起，分別用螺釘緊固。與此同時，鏜桿的最左邊加上彈性擋圈。這樣又能夠防止軸承向右移動。 圖3-4軸承與鏜桿裝配示意圖 （3） 與鏜刀的配合 圖3-5鏜桿與刀具的裝配示意圖 由圖可知：在鏜桿的不同位置，分別挖兩處凹坑，以便安裝鏜刀，同時在鏜桿的另一側(cè)打上螺紋孔，通過調(diào)節(jié)螺紋這使鏜刀更為穩(wěn)定的固定在鏜桿上。 （4） 與圓柱滾子軸承的的配合（即與固定裝置的配合） 圖3-6鏜桿與固定裝置裝配示意圖 由圖可知，鏜刀與圓柱滾子軸承之間采用間隙配合。在工作過程中，為了保證鏜桿不上下晃動，我們采用在鏜桿上加圓柱滾子軸承的方法。同時在軸承的不同位置焊接上連接架。在機器運轉(zhuǎn)前，將連接架焊接在所要修復的孔體上；而當結(jié)束時在將連接體敲下。同時還保證鏜桿即能軸向轉(zhuǎn)動，又能徑向移動。 （5） 與調(diào)節(jié)裝置的連接如下圖3-7所示： 調(diào)節(jié)裝置示意圖 由三維視圖可知：鏜桿在一側(cè)與調(diào)節(jié)裝置的連接即將鏜桿放在調(diào)節(jié)裝置上，因為調(diào)節(jié)裝置上的半圓直徑與鏜桿的直徑基本相識，同時半圓體下面有螺絲柱支撐，通過調(diào)節(jié)螺紋來調(diào)節(jié)鏜桿的高度。這個調(diào)節(jié)裝置主要調(diào)節(jié)鏜桿的位置，以便實現(xiàn)對刀。當對好刀以后可以將調(diào)節(jié)裝置拆下。 3.3鏜刀的設計和計算 3．3．1鏜刀的選定 鏜刀是修復機在工作過程中用于切削的部件，在切削過程中承受的力較大，所以鏜刀必須保證一定的剛度，強度以及耐磨性等各方面要求。我們選用的是市場上比較普遍的微調(diào)刀具，材料是Cr2鋼，也就是下圖所示的刀具： 圖3-8鏜刀尺寸示意圖3.3.1-1 這種刀具能夠保證承受比較大的強度，拉力以及徑向和軸向力，且耐磨度較好，最主要的是能夠根據(jù)不同的尺寸進行調(diào)節(jié)，也就是我們所說的對刀。 3．3．2鏜刀的工作原理 鏜削 ：鏜削是一種用刀具擴大孔或其它圓形輪廓的內(nèi)徑車削工藝，其應用范圍一般從半粗加工到精加工，所用刀具通常為單刃鏜刀（稱為鏜桿）。 單刃微調(diào)精鏜刀：本實用新型涉及一種孔加工用單刃微調(diào)精鏜刀，包括刀體和刀桿，其特征在于：所述刀體內(nèi)置有滑動刀夾，滑動刀夾上固定有微調(diào)螺母，微調(diào)螺桿通過限位螺母、限位襯套和刀體連接，所述微調(diào)螺母與所述微調(diào)螺桿組成一對螺紋傳動機構，所述滑動刀夾端部置有刀桿，并由鎖緊螺釘鎖緊固定，刀片置于所述刀桿的端部。所述微調(diào)螺桿的一端設置有刻度盤，刻度盤與所述限位螺母之間安裝有蝶形彈簧。與現(xiàn)有的微調(diào)精鏜刀相比，本實用新型結(jié)構緊湊，采用螺紋傳動機構調(diào)整方便，鏜孔范圍可從2mm到150mm，刻度盤每旋轉(zhuǎn)一格，精度為0.01mm，調(diào)整范圍大，調(diào)整精度高。 3．3．3鏜刀的位置 根據(jù)孔的位置來確定鏜刀的位置，下面是我們所測量的一種型號的挖掘機鏟斗轉(zhuǎn)軸上的孔的情況如下圖所示： 圖3-9鏜刀位置示意圖 由圖我們可以看到在修復過程中鏜刀要同時通過兩個相同的孔，這就要求對兩把鏜刀進行定位，由圖可知，由于兩個孔之間的距離為200mm，所以我們在設計過程中也讓兩把鏜刀相距200mm。并且鏜刀與孔之間的距離為40mm，鏜刀的角度為與水平方向成53度角。 3.4固定裝置 3．4．1注意事項 當對好刀以后分別將兩個圓柱滾子軸承套在鏜桿上，應注意以下事項： 1）、在加工連接架的時候應保證每個連接架的大小尺寸相同。 2）、在焊接的時候，應保證每個連接架與圓柱滾子軸承的軸線所成的角度相同。 3）、選用的連接架材料必須有足夠強的剛度和硬度，這樣防止在敲擊下來時發(fā)生彎曲變形。 3．4．2固定裝置的作用 機器在切削過程中，鏜桿承受很大的軸向力和徑向力。所以我們設計固定裝置主要目的是減少震動，保證切削順利進行。同時，采用連接支架的方式可以防止鏜刀與之發(fā)生碰撞，更重要的是在對刀時可以目測到，測量時也比較方便。 3.5軸的強度和剛度計算 3．5．1軸的剛度計算 1）按轉(zhuǎn)矩估算 軸的強度計算方法分為三種，以下我們是按照轉(zhuǎn)矩估算。這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩來計算。如果軸上還作用較小的彎矩時，則用降低許用應力的方法加以考慮。用這種方法是為了初步確定軸徑，在此基礎上做軸的結(jié)構設計。對于一般的軸，也可作為最后計算結(jié)果。實心軸的直徑計算公式如下： 式中d為計算剖面處軸的直徑（mm） T為軸傳遞的額定轉(zhuǎn)矩（N?mm） T=9550000P/n P為軸傳遞的額定功率（kw） n為軸的轉(zhuǎn)速（r/mm） [t]為軸的許用轉(zhuǎn)應力 2）安全系數(shù)校核計算 軸的安全系數(shù)校核計算包括兩方面：疲勞強度安全系數(shù)校核和靜強度安全系數(shù)校核。危險截面的位置應是計算彎矩較大，截面積較小，應力集中較嚴重的截面，也就是實際應力較大的截面。 判斷依據(jù)為S≥[S]。當該式不能滿足時，應改進鏜桿軸的結(jié)構一降低應力集中。軸的疲勞強度是根據(jù)長期作用在軸上的最大變載荷進行校核計算。計算公式如下： 式中St為只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)； S6為只考慮扭矩作用時的安全系數(shù)； [S]按疲勞強度計算的許用安全系數(shù)， 見表如下： [S] 選擇條件 1.3～1.5 1.5～1.8 1.8～2.5 載荷確定精確，材料性質(zhì)較均勻 載荷確定不夠精確，材料性質(zhì)不夠均勻 載荷確定不精確，材料性質(zhì)均勻度較差 3）軸靜強度安全系數(shù)校核 軸的靜強度是根據(jù)軸的短時最大載荷（包括動載荷和沖擊載荷）來計算的。校核的目的是保證軸對塑性變形的抵抗能力。 危險截面安全系數(shù)的校核計算公式為: SS6為只考慮彎曲時的安全系數(shù)； SSt為只考慮扭轉(zhuǎn)時的安全系數(shù)， 3．5．2軸的強度 軸在載荷作用下，將產(chǎn)生彎曲或扭轉(zhuǎn)變形。若變形量超過超過允許的限度，就會影響軸上零件的正常工作，甚至會破壞機器的工作性能。因此在設計鏜桿時必須檢驗軸的變形量。 1）軸的扭矩變形計算 軸的扭矩變形，用每米軸長的扭轉(zhuǎn)角β表示 對于圓形實心軸的扭轉(zhuǎn)角的簡化計算公式如下 式中T為軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（N?mm） l為軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度（mm） d為軸的外直徑（mm）、G為材料的切變模量（MPa） 4進給運動部分的設計計算 4.1進給運動部分概況 4．1．1進給運動部分的工作原理 進給運動部分也是修復機的重要組成部分，它的工作原理是，通過步進電動機的轉(zhuǎn)動帶動齒輪傳動，齒輪傳動帶動又帶動絲杠傳動，在絲桿上套上一個帶有平臺的套管，同時平臺通過一調(diào)節(jié)裝置與圓錐雙列滾動軸承相連。在絲杠上必須安裝一聯(lián)軸器來保證絲杠上的平臺做直線運動。當步進電機轉(zhuǎn)動時，通過齒輪傳動絲杠向前做勻速進給運動，從而帶動平臺做同樣的運動，又通過圓錐雙列滾動軸承，最終使鏜桿做勻速進給運動，實現(xiàn)鏜刀邊轉(zhuǎn)動邊前進。步進電動機的轉(zhuǎn)速很慢，而且可以改變轉(zhuǎn)向，能夠使鏜桿在孔內(nèi)左右移動，每完成一次切削運動，調(diào)節(jié)步進電機使鏜刀回到原先位置，進行一次測量，然后調(diào)節(jié)鏜刀，再做一次切削運動，最終使孔達到我們所需的尺寸。 4．1．2進給運動部分的組成和作用 進給運動部分的主要作用是通過一系列的傳動，最終實現(xiàn)鏜桿上鏜刀的勻速運動，下面是進給部分示意圖： 圖4-1進給部分示意圖 通過上圖我們可知，進給運動部分大體分為絲杠傳動部分、萬向聯(lián)軸器、步進電動機、、兩個帶輪，皮帶、擋板、雙列圓錐滾子軸承以及連接圓錐雙列滾子軸承與絲杠的連接體。 4.2步進電動機 4．2．1步進電動機的選擇 步進電機有步距角（涉及到相數(shù)）、靜轉(zhuǎn)矩、及電流三大要素組成。一旦三大要素確定，步進電機的型號便確定下來了。 （1）步距角的選擇 電機的步距角取決于負載精度的要求，將負載的最小分辨率（當量）換算到電機軸上，每個當量電機應走多少角度（包括減速）。電機的步距角應等于或小于此角度。目前市場上步進電機的步距角一般有0.36度/0.72度（五相電機）、0.9度/1.8度（二、四相電機）、1.5度/3度 。 （2）靜力矩的選擇 步進電機的動態(tài)力矩一下子很難確定，我們往往先確定電機的靜力矩。靜力矩選擇的依據(jù)是電機工作的負載，而負載可分為慣性負載和摩擦負載二種。單一的慣性負載和單一的摩擦負載是不存在的。直接起動時（一般由低速）時二種負載均要考慮，加速起動時主要考慮慣性負載，恒速運行進只要考慮摩擦負載。一般情況下，靜力矩應為摩擦負載的2-3倍內(nèi)好，靜力矩一旦選定，電機的機座及長度便能確定下來（幾何尺寸） 。 （3）電流的選擇 靜力矩一樣的電機，由于電流參數(shù)不同，其運行特性差別很大，可依據(jù)矩頻特性曲線圖，判斷電機的電流（參考驅(qū)動電源、及驅(qū)動電壓） 出于對力矩、平穩(wěn)、噪音及減少角度等方面考慮我們選擇反應式步進電機也是市場廣泛使用的一種。 4.3雙列圓錐滾子軸承 4．3．1雙列圓錐滾子軸承 雙列圓錐滾子軸承的主要作用是起傳動作用，我們的要求是一方面能使鏜桿在軸承內(nèi)部轉(zhuǎn)動，一方面雙列圓錐滾子軸承與絲桿通過連接裝置相連。我們所選擇的雙列圓錐滾子軸承可以滿足上述要求。 下面是雙列圓錐滾子軸承的示意圖： 徑向當量動載荷 當Fa/Fr≤e ，Pr=Fr + Y1Fa 當Fa/Fr≥e ，Pr=0.67 Fr + Y2Fa 徑向當量靜載荷： Por=Fr+YoFa 圖4-2雙列圓錐滾子軸承 式中Fr、Fa均指作用于軸承上的總載荷最小徑向載荷Fmin=0.02Cr 下面我們列舉了基本尺寸為800mm的雙列圓錐滾子軸承的數(shù)據(jù) 基本尺寸 安裝尺寸 其他尺寸 基本額定載荷 重量 d D B1 d2 D2 a2 Ra Rb C1 b1 Cr Cor W 800 1060 270 838 1031 34.5 5 2.1 204 40 5020 15000 604 4.4萬向聯(lián)軸器 4．4．1聯(lián)軸器的作用 聯(lián)軸器用來把兩個軸連接在一起，機器運轉(zhuǎn)時兩軸不能分離；只有在機器停車并將連接拆開后，兩軸才能分離。 4．4．2聯(lián)軸器的選擇 選擇一種合用的聯(lián)軸器必須考慮以下幾點： 1）所需傳遞的轉(zhuǎn)矩大小和性質(zhì)以及對緩沖減震功能的要求。 2）聯(lián)軸器的工作轉(zhuǎn)速高低和引起的離心力大小。對于高速傳動軸，應選用平衡精度高的聯(lián)軸器， 3）兩軸相對位移的大小和方向。在安裝調(diào)整過程中，難以保持兩軸嚴格精確對中，或工作過程中兩軸將產(chǎn)生較大的附加位移時，應選用撓性聯(lián)軸器。 聯(lián)軸器的可靠性和工作環(huán)境。 4）聯(lián)軸器的制作、安裝、維護和成本。在滿足使用性能的前提下，應選用裝拆方便、維護簡單、成本低的聯(lián)軸器。 我們選擇十字軸式聯(lián)軸器，如下圖所示 圖4-3十字軸式聯(lián)軸器 這種聯(lián)軸器結(jié)構緊湊，維護方便，對于修復機在礦山工作非常使用。另外，聯(lián)軸器采用合金鋼制造，有較高的耐磨性及較小的尺寸。 4.5絲杠 4．5．1絲杠的作用 絲杠在修復機工作時主要起傳遞作用，絲杠的轉(zhuǎn)動能夠使套在它上面的套管與之發(fā)生相互作用。從而使套管向前運動。 4．5．2絲桿的工作原理及設計計算 絲杠的工作原理較為簡單，下面我們畫出它的示意圖 圖4-4絲杠尺寸示意圖 絲杠螺紋長度Ls： Ls=Lu+Le1+Le2 兩固定支承距離L1 按樣本查出螺母安裝聯(lián)接尺寸 絲杠全長L 行程起點離固定支承距離L0 由工作圖得 Ls=1290 L1=1350 L=1410 L0=30 絲杠抗壓剛度 絲杠最小抗壓剛度 Ksmin=6.6×10=66 絲杠最大抗壓剛度 Ksmax=6.6×10=66 支承軸承組合剛度 由表13兩端固定支承 Kb=2 KBO Kb=750 N/m 確定精度 V300p ：任意300mm內(nèi)的行程變動量對半閉環(huán)系統(tǒng)言， V300p≤0.8×定位精度- 定位精度為20m/300 V300p＜14.3m 絲杠精度取為3級 V300p=12m＜14.3 (5) 確定滾珠絲杠副的規(guī)格代號 已確定的型號：FFZD 公稱直徑：40 導程：10 螺紋長度：150mm 絲杠全長：200mm P類3級精度 FFZD4010-3-P3 /1410×1290 4310＞nmax=1500驗算臨界轉(zhuǎn)速 nc=f×10 nc:臨界轉(zhuǎn)速 =50 n/min f=21.9 滾珠絲杠副最高轉(zhuǎn)速60 n/min nmax=1500r/min 驗證 62100＜70000可行。 4.6連接裝置 4．6．1連接裝置的作用 連接裝置把雙列圓錐滾子軸承和平臺相連，，這就要求連接裝置必須具有足夠的強度和硬度，能夠承受比較大的徑向力和軸向力。連接裝置的示意圖如下： 圖4-5連接裝置示意圖 4．6．2連接裝置的安裝 連接裝置上面與雙列圓錐滾子軸承的連接前面已經(jīng)提過，而下面與套管的連接主要采用焊接的形式，這主要是保證它有足夠的剛度。 4.7傳動機構 傳動機構簡介 下面是傳動機構簡圖： 由圖可知：轉(zhuǎn)軸的兩端固定在箱體上。在左端：在軸上加工上軸肩，防止圓錐滾子軸承發(fā)生向右的軸向移動。同時在軸伸出部分安裝上止動墊圈，在軸的左側(cè)加工上螺紋，用圓螺母固定，保證軸不向左發(fā)生軸向移動。另外，用擋板把兩塊箱體連接起來，再在擋板和箱體上上打上螺紋孔，用螺釘將這幾部分緊緊固定。在絲杠傳動時，軸承承受較大的軸向力，所以這些安裝措施必不可少。 而在右端：用相同的方法防止軸承發(fā)生軸向移動，所不同的是，在左端軸沒有穿過擋板，而在右端軸穿過擋板，軸與擋板采用間隙配合。 圖4-6傳動機構示意圖 4.8帶傳動 4．8．1概述 帶傳動的重要性 我們剛一開始采用齒輪傳動，可是后來經(jīng)過設計計算，我們發(fā)現(xiàn)齒輪傳動不適合進給部分。主要原因有以下幾點： 1） 齒輪傳動雖然傳遞效率高，但是它剛一啟動時，震動太厲害，不利于整個機器的穩(wěn)定性，剛一開始的震動很可能使絲杠進給運動與鏜桿的進給運動的同軸度發(fā)生改變，容易增大加工誤差。 2） 齒輪傳動剛啟動時比較慢，而這時鏜桿已經(jīng)開始轉(zhuǎn)動，我們所設計的產(chǎn)品是要求性價比高，從能量角度來說不利于的資源的優(yōu)化設計。 3） 帶傳動的定位要求較底而且固定方便，而齒輪傳動的定位要求非常高，對軸的加工精度要求也很高。而且固定比較困難。 4） 帶輪的加工精度要求不高，并且皮帶便宜、使用方便， 5）帶傳動使用方便，我們的裝置要求拆裝方便，帶傳動正好符合我們的要求。按我們的整體裝配圖，如果齒輪傳動長期暴露在外面必然發(fā)生各種各樣的失效。而帶傳動不會。 4．8．2帶傳動的選擇 前面所講，采用V帶傳動，這里我們也采用V帶傳動。這里我們主要說一下V帶的類型和結(jié)構。 標準普通V帶是用多種材料制成的無接頭環(huán)形帶，其材料包括頂膠、抗拉體、底膠和包布。 4．8．3V帶傳動的裝配 V帶傳動的形式采用下面的方式： 圖4-7 V帶安裝示意圖 從上圖可知，步進電機與帶輪通過鉤頭楔鍵的方式，同時，在軸上加工上軸肩，這樣保證，在傳動過程中帶輪不會發(fā)生軸向移動。而在上面的帶輪，通過鍵連接與軸連接。在帶輪上加工上螺紋孔，后面加上擋板，擋板上也加工上螺紋孔。通過螺釘連接將擋板與軸聯(lián)為一體，這樣保證軸不發(fā)生徑向移動，同時不會發(fā)生軸向移動。 4．8．4帶輪的設計計算 確定計算功率 計算功率Pca是根據(jù)傳遞的功率P和帶的工作條件而確定的 Pca=KaP 式中Pca：計算功率，KW Ka：工作情況系數(shù)。 P：所需傳動的額定功率。 根據(jù)工作情況系數(shù)表可知我們所需的Ka值為1.1所以可的Pca為1.1×4.5=4.95 KW 選擇V帶的帶型 根據(jù)計算功率Pca通過普通V帶選型圖我們選擇B型帶。 確定帶輪的基準直徑Dd并演算帶速 根據(jù)V帶的帶型，參考V帶輪的最小基準直徑表我們確定小帶輪的基準直徑Dd1為112mm，大帶輪的直徑Dd2為160mm。 演算帶速v 帶速不宜過低或過高，一般應使v=5～25m/s，最高不超過30m/s。 ε=(v1-v2)/v1 ×100％ 或 v2=(1-ε)v1 ε為帶輪線速度的相對變化量，我們用滑動率來評價。 其中 v1=Dd1n1/60×100 V2=Dd2n2/60×100 式中，n1、n2分別為主動輪和從動輪的的轉(zhuǎn)速，r/min。 由以上式子可得Dd2n2=(1-ε)Dd1n1 因而帶傳動的平均傳動比為 =n1/n2=Dd2/(1-ε) Dd1 在一般的帶傳動中，因活動率不大(ε≈1％～2％),故可以不予考慮，而取傳動比為 =n1/n2≈Dd2/Dd1 通過以上式子我們可以得到v≈15m/s在可使用范圍之內(nèi)。 確定中心距離,并選擇V帶的基準長度Ld 根據(jù)帶傳動總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合初定中心距0 計算相應的帶長Ld。 Ld?！?a+3.14（Dd2-Dd1）+(Dd2-Dd1)2/4a 傳動比 傳動比大，會減小帶輪的包角。當帶輪的包角減小到一定程度時，帶傳動會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為≤7推薦值為=2～5 在帶傳動需要傳遞的功率給定的條件下，減小帶輪的直徑，會增大帶傳動的有效拉力，從而導致V帶根數(shù)的增加。這樣不僅增大了帶輪的寬度，而且增大了載荷在v帶之間分配的不均勻性，另外，帶輪直徑的減小，增加了帶的彎曲應力。。為避免彎曲應力過大，小帶輪的基準直徑就不能過小。一般情況下，應保證dd≥(dd)min。推薦的V帶輪的最小基準直徑列于下面表格中。 槽型 Y Z A B C D E (dd)min 20 50 75 125 200 335 500 5　機械零件的材料的選用 5.1機械零件常用的材料 5．1．1金屬材料 在各類工程材料中，以金屬材料使用最廣。在機械制造產(chǎn)品中，鋼鐵材料占絕大多數(shù)。鋼鐵具有較好的力學性能，還因價格便宜和容易獲得，而且能滿足多種性能和用途的要求。在各類鋼鐵材料中，由于合金鋼的性能優(yōu)良，因而常常用來制造重要的零件。 5．1．2高分子材料 高分子材料通常包含三大類型，即塑料、橡膠及合成纖維。高分子材料有許多的有點，如原料豐富，可以從石油、天然氣和煤中提取，獲取是所需的能耗低，只有鋼的六分之一，在適當?shù)臏囟确秶鷥?nèi)有很好的彈性，耐腐蝕性等。 但是，高分子材料也有明顯的缺點，易老化，其中不少材料燃性差，總體上講，耐熱性不好。 5．1．3陶瓷材料 作為材料通常包含三大類型，有以硅等為主要成分的高溫結(jié)構陶瓷，有以氧化鋁為主要成分的刀具結(jié)構陶瓷。陶瓷材料的主要特點是：硬度極高、耐