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編號： 浙江工業(yè)大學之江學院 畢業(yè)設計(論文) 題 目： 藍寶石切割機設計 所在學院 專 業(yè) 班 級 姓 名 學 號 指導老師 年 月 日 V 摘 要 本次設計是對藍寶石切割機裝置的設計。在這里主要包括:傳動系統(tǒng)的設計、裝夾部位系統(tǒng)的設計、切割片主軸部位系統(tǒng)的設計這次畢業(yè)設計對設計工作的基本技能的訓練，提高了分析和解決工程技術(shù)問題的能力，并為進行一般機械的設計創(chuàng)造了一定條件。 整機結(jié)構(gòu)主要由電動機產(chǎn)生動力通過聯(lián)軸器將需要的動力傳遞到絲桿上，絲桿帶動絲桿螺母，從而帶動整機運動，提高勞動生產(chǎn)率和生產(chǎn)自動化水平。更顯示其優(yōu)越性，有著廣闊的發(fā)展前途。 本論文研究內(nèi)容： (1) 藍寶石切割機裝置總體結(jié)構(gòu)設計。 (2) 藍寶石切割機裝置工作性能分析。 (3)電動機的選擇。 (4) 藍寶石切割機裝置的傳動系統(tǒng)、執(zhí)行部件及機架設計。 (5)對設計零件進行設計計算分析和校核。 (6)繪制整機裝配圖及重要部件裝配圖和設計零件的零件圖。 關(guān)鍵詞：藍寶石切割機裝置， 聯(lián)軸器，滾珠絲杠 Abstract This design is the design of assembly of rod material automatic cutting device. Here mainly include: design, drive system design of the cutting blade clamping spindle parts of system design, part of the system of graduation design on the design of the basic skills training, enhancing the analysis and to solve engineering problems, and create a certain condition for general mechanical design. The structure is mainly produced by the motor power through the coupling will need to transfer the power to the screw rod, the screw rod drives the screw rod nut, thereby driving the movement, improve labor productivity and automation level of production. But also show its superiority, there are broad prospects for the development. The research of this thesis: (1) the overall structure design of automatic assembly device for cutting bar. (2) analysis of assembly device performance of rod material automatic cutting. (3) the choice of motor. (4) transmission system, execution unit and frame design of automatic assembly device for cutting bar. (5) the design of components for the design calculation and check. (6) to draw the assembly drawing and parts assembly diagram and parts diagram design. Keywords: automatic cutting assembly device, bar coupling, ball screw 目 錄 摘 要 II Abstract III 1 緒論 1 1.1藍寶石切割機的研究現(xiàn)狀 1 1.2藍寶石切割機發(fā)展趨勢 2 1.3本課題研究的內(nèi)容及方法 3 1.3.1主要的研究內(nèi)容 3 1.3.2設計要求 3 1.3.3關(guān)鍵的技術(shù)問題 3 2 藍寶石切割機裝置總體結(jié)構(gòu)設計 4 2.1設計的要求與數(shù)據(jù) 4 2.2 帶鋸選型 4 2.3 夾緊裝置設計 5 2.4 卡盤的選型 6 2.5 同步帶傳動計算 6 2.5.1 同步帶計算選型 6 2.5.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 10 2.5.3 同步帶的設計 12 2.6 軸的設計 12 2.6.1求作用在帶鋸上的力 13 2.6.2 初步確定軸的最小直徑 13 2.6.3 軸的結(jié)構(gòu)設計 14 2.6.4 求軸上的載荷 15 2.6.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 16 2.6.6精確校核軸的疲勞強度 17 2.7 鍵的選擇與校核 20 2.8滾動軸承的壽命校核 22 3 藍寶石切割X方向進給傳動設計 23 3.1 X向滾珠絲桿副的選擇 24 3.1.1導程確定 24 3.1.2確定絲桿的等效轉(zhuǎn)速 24 3.1.3估計工作臺質(zhì)量及負重 24 3.1.4確定絲桿的等效負載 24 3.1.5確定絲桿所受的最大動載荷 25 3.1.6精度的選擇 26 3.1.7選擇滾珠絲桿型號 26 3.2校核 27 3.2.1 臨界壓縮負荷驗證 27 3.2.2臨界轉(zhuǎn)速驗證 28 3.2.3絲桿拉壓振動與扭轉(zhuǎn)振動的固有頻率 29 3.3電機的選擇 29 3.3.1電機軸的轉(zhuǎn)動慣量 30 3.3.2電機扭矩計算 31 4 藍寶石切割Y方向進給傳動設計 33 4.1 Y軸滾動導軌副的計算、選擇 33 4.2 滾珠絲杠計算、選擇 34 4.3 步進電機慣性負載的計算 37 結(jié)論 40 參考文獻 41 致 謝 42 1 緒論 1.1藍寶石切割機的研究現(xiàn)狀 在現(xiàn)代工業(yè)中，生產(chǎn)過程中的自動化已成為突出的主題。各行各業(yè)的自動化水平越來越高，現(xiàn)代化加工車間，常配有自動化生產(chǎn)設備，用來提高生產(chǎn)效率，完成工人難以完成的或者危險的工作。當然，我們發(fā)現(xiàn)切割技術(shù)已經(jīng)滲透到各個領(lǐng)域并且被廣泛使用。根據(jù)資料顯示，割技術(shù)加工。我國每年的切割設備需求量金額超過50億元。既然切割機能夠這么普遍地應用在各個領(lǐng)域，它肯定具備了很大的市場競爭力。 80年代初期，國際商業(yè)機器公司(IBM)首先提出的化學機械拋光引入集成電路進行平坦化的制程工作。主要是通過適當?shù)闹瞥虆?shù)設計，利用一個拋光平臺，配合適當?shù)幕瘜W溶液，將晶片表面高低起伏不一的輪廓加以磨平。安永暢男使用不銹鋼環(huán)拋光藍寶石，發(fā)現(xiàn)藍寶石界面與不銹鋼形成了結(jié)構(gòu)松軟的固相化學反應層，藍寶石表面具有鏡面光澤，而且沒有發(fā)現(xiàn)亞表面損傷的現(xiàn)象，并提出了機械化學拋光的概念。Namba和Tsuwa等人在進行藍寶石超拋光的實驗中，利用二氧化硅水溶液搭配上錫盤當研磨盤，首次觀察到藍寶石的殘余表面粗糙度為1nm，對于使用SiO2當磨粒而言，因為其硬度比藍寶石的要低，理論上并不具有去除藍寶石表面的能力，但是實驗結(jié)果卻說明SiO2拋光液具有去除藍寶石表面材料的能力，利用此套儀器設備對藍寶石進行拋光可獲得比較好的表面粗糙度并認為在超拋光中，拋光液中直徑7nm的膠羽狀SiO通過撞擊移除了藍寶石表面原子，并提出了一種新的拋光方法，浮法拋光法。Gutsehe和Moody等人在其研究成果上提出假設，他們認為是由于單純的化學反應SiO2才能移除藍寶石表面的原子，而來自拋光過程摩擦產(chǎn)生的熱是化學反應能夠進行的驅(qū)動力，并提出化學反應式為： 反應后生成物為高嶺土，并可利用拋光液的流動特性將高嶺土移除。 Prochnow和Edwards等人使用直接接觸法搭配上瀝青拋光盤對藍寶石進行超拋光，拋光結(jié)果均方根粗糙度值可達到0.2~0.3nm。 B.Hader和o.weis依據(jù)Prochnow和Edwards等人證實的直接接觸的想法的基礎(chǔ)上，提出了“熱液磨耗”的理論模型。最近幾年，國際上一些知名的半導體及光電子技術(shù)公司紛紛投入了大量的資金去研究藍寶石拋光，并取得了一定的成果，如美國、日本、德國以及俄羅斯等公司己經(jīng)能產(chǎn)業(yè)化生產(chǎn)3英寸的單晶藍寶石，并且正在研發(fā)4英寸的技術(shù)。 1.2藍寶石切割機發(fā)展趨勢 我國從20世紀80年代開始進行大型機床等機械產(chǎn)品切割結(jié)構(gòu)的研究，20 多年來已取得長足的進步。切割結(jié)構(gòu)已經(jīng)在現(xiàn)代化的數(shù)控機床等大型機床上應用以焊代鑄以焊代鍛的結(jié)構(gòu)設計和制造技術(shù)迅速發(fā)展。 20 世紀90 年代發(fā)展起來的線切割技術(shù)的成熟應用，成功地滿足了大片徑、低損耗和相對較高表面質(zhì)量的晶片切割需要。線切割晶圓技術(shù)剛開始是運用游離磨粒的方式，也就是利用線帶動游離磨粒（如碳化硅等），傳統(tǒng)的金屬切割線如圖1所示，使在工件和線中間的磨粒對工件進行磨切割。但是游離磨粒的缺點在于，因為磨粒和工件實際接觸到的面積較小，造成材料移除率較小，所以需要較長的加工時間；而另外一個缺點在于，如須加工更硬、更難以切割的工件（如藍寶石、碳化硅），則游離磨粒的方式將難以對工件的表面達到預期的切割。為了改善上面的缺點，切割碳化硅、藍寶石等硬度大的材料，固定金剛石磨料線切割技術(shù)應運而生，這種加工技術(shù)通常是使用電鍍的方法將金剛石磨料固定在鋼絲表面（如圖2 所示）,加工過程中鋸絲上的金剛石直接獲得運動速度和一定的壓力對硅材料進行磨削加工, 相比游離磨料多線鋸的" 三體加工",它屬于" 二體加工"，其加工效率是游離磨料多線鋸的數(shù)倍以上。金剛石單線切割機以其獨特的優(yōu)勢成為第三代半導體硬脆材料和大直徑材料切割中不可或缺的一部分。在當前，藍寶石切割機的機構(gòu)設計絕大多數(shù)還是依據(jù)具體的情況來設計專用切割藍寶石切割機，稱之為固定結(jié)構(gòu)的傳統(tǒng)藍寶石切割機，其運動特性使特定藍寶石切割機僅能適應一定的范圍，花費成本較大，不利于藍寶石切割機的發(fā)展。 很數(shù)藍寶石切割機還有焊縫跟蹤的功能,其不足之處就是在焊前必須通過人為的方式,幫助藍寶石切割機找到合適的位置并且放好，通過人工將藍寶石切割機本體、十字滑塊等調(diào)整到合適的狀態(tài) ,這里所設計的移動藍寶石切割機是有軌移動切割藍寶石切割機，也就是說藍寶石切割機的自主性還跟不上工業(yè)發(fā)展的腳步。 未來的發(fā)展趨勢可分為以下三個方面： 1 選擇視覺傳感器來進行傳感跟蹤：因為與圖象處理方面相關(guān)的技術(shù)得到發(fā)展； 2 采用多傳感信息融合技術(shù)以面對更為復雜的切割任務； 3 控制技術(shù)由經(jīng)典控制到向智能控制技術(shù)的發(fā)展：這也將是移動切割藍寶石切割機的控制所采用。 1.3本課題研究的內(nèi)容及方法 1.3.1主要的研究內(nèi)容 在查閱了國內(nèi)外大量的有關(guān)切割藍寶石切割機設計理論及相關(guān)知識的資料和文獻基礎(chǔ)上，綜合考慮切割藍寶石切割機結(jié)構(gòu)特點、具體作業(yè)任務特點以及切割藍寶石切割機的推廣應用，分析確定使用切割藍寶石切割機配合生產(chǎn)工序，實現(xiàn)自動化切割的目的。 為了實現(xiàn)上述目標，本文擬進行的研究內(nèi)容如下: 1 根據(jù)現(xiàn)場作業(yè)的環(huán)境要求和藍寶石切割機本身的結(jié)構(gòu)特點，確定藍寶石切割機整體設計方案。 2 確定藍寶石切割機的性能參數(shù)，對初步模型進行靜力學分析，根據(jù)實際情況選擇電機。 3 從所要功能的實現(xiàn)出發(fā)，完成藍寶石切割機各零部件的結(jié)構(gòu)設計； 4 完成主要零部件強度與剛度校核。 1.3.2設計要求 1 根據(jù)所要實現(xiàn)的功能，提出藍寶石切割機的整體設計方案； 2 完成藍寶石切割機結(jié)構(gòu)的詳細設計； 3 通過相關(guān)設計計算，完成電機選型； 4 完成藍寶石切割機結(jié)構(gòu)的設計；繪制藍寶石切割機結(jié)構(gòu)總裝配圖、主要零件圖。 1.3.3關(guān)鍵的技術(shù)問題 1 方案選擇 2整體的支撐架設計 3機構(gòu)設計 4 強度校核 44 2 藍寶石切割機裝置總體結(jié)構(gòu)設計 2.1設計的要求與數(shù)據(jù) 要求： 1) 所設計的藍寶石切割機使用帶鋸進行切割 2) 保證帶鋸行進與路線切向一致； 3) 被切材料快速定心夾緊； 4) 切削液回收。 本文課題參數(shù)假定 切割棒料直徑為?250 電機功率為0.37 KW,本文選用減速電機作為帶鋸驅(qū)動裝置。查SEW減速電機的規(guī)格表，選用如下減速電機。 表3.2 選用的電機的詳細參數(shù) 電機額定功率Pm/kW 輸出轉(zhuǎn)速 na/[r/min] 輸出扭矩 Ma/N·m 減速機 速比i 輸出軸許用徑向載荷FRa/N 使用系數(shù) SEW-fB 減速機 型號 電機 型號 重量/kg 0.37 56 47 22.5 2870 1.55 DT71D4 SF37 14 此型號的電機在一定程度上保證了驅(qū)動功率有一定的盈余，因數(shù)在電機起動時，若輸送機床上有工件，則此時的起動功率會比平時工作時的功率要大，且減速電機本身還有一定的使用系數(shù)。 2.2 帶鋸選型 由于帶鋸沒有國家標準，故從市場上使用的任意一種選擇帶鋸，鋸帶尺寸：依據(jù)機床規(guī)格指定，但鋸帶厚度不得超過1.4mm，帶鋸寬度取45MM. 2.3 夾緊裝置設計 夾緊機構(gòu)不但在切割之前機械手抓能夠根據(jù)事先收到的信號準確地運動到每個工位，而且在切割過程中要夾緊運動著的鑄鐵棒，使切割片與鑄棒同步。 2.4 卡盤的選型 根據(jù)切削要求和藍寶石最大直徑為250，則 2.5 同步帶傳動計算 2.5.1 同步帶計算選型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質(zhì)、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.7； 表2.工作情況系數(shù) 1） 確定帶的型號和節(jié)距 可根據(jù)同步帶傳動的設計功率Pd'和小帶鋸轉(zhuǎn)速n1，由同步帶選型圖中來確定所需采用的帶的型號和節(jié)距。 其中Pd=0.63kw，n1=56rpm。查表3-2-2 表3-2-2 選同步帶的型號為H：，節(jié)距為：Pb=8.00mm 1） 選擇小帶鋸齒數(shù)z1，z2 可根據(jù)同步帶的最小許用齒數(shù)確定。查表3-3-3得。 查得小帶鋸最小齒數(shù)14。 實際齒數(shù)應該大于這個數(shù)據(jù) 初步取值z1=34故大帶鋸齒數(shù)為：z2=i×z1=1×z1=34。 故z1=34，z2=34。 ① 確定帶鋸的節(jié)圓直徑d1，d2 小帶鋸節(jié)圓直徑d1=Pbz1/π=8.00×34/3.14≈86.53mm 大帶鋸節(jié)圓直徑d2=Pbz2/π=8.00×34/3.14≈86.53mm ② 驗證帶速v 由公式v=πd1n1/60000計算得， s﹤vmax=40m/s,其中vmax=40m/s由表3-2-4查得。 a) 確定帶長和中心矩 根據(jù)《機械設計基礎(chǔ)》得 所以有： 現(xiàn)在選取軸間間距為取224mm 10、同步帶帶長及其齒數(shù)確定 =() = =719.7mm 11、帶鋸嚙合齒數(shù)計算 有在本次設計中傳動比為1，所以嚙合齒數(shù)為帶鋸齒數(shù)的一半，即=17。 12、基本額定功率的計算 查基準同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量表4-3可以知道=2100.85N，m=0.448kg/m。 所以同步帶的基準額定功率為 ==0.21KW 表4-3 基準寬度同步帶的許用工作壓力和單位長度的質(zhì)量 13、計算作用在軸上力 = =71.6N 2.5.2 同步帶的主要參數(shù)（結(jié)構(gòu)部分） 1、同步帶的節(jié)線長度 同步帶工作時，其承載繩中心線長度應保持不變，因此稱此中心線為同步帶的節(jié)線，并以節(jié)線周長作為帶的公稱長皮，稱為節(jié)線長度。在同步帶傳動中，帶節(jié)線長度是一個重要 參數(shù)。當傳動的中心距已定時，帶的節(jié)線長度過大過小，都會影響帶齒與輪齒的正常嚙合，因此在同步帶標準中，對梯形齒同步帶的各種哨線長度已規(guī)定公差值，要求所生產(chǎn)的同步帶節(jié)線長度應在規(guī)定的極限偏差范圍之內(nèi)（見表4-4）。 表4-4 帶節(jié)線長度表 2、帶的節(jié)距Pb 如圖4-2所示，同步帶相鄰兩齒對應點沿節(jié)線量度所得約長度稱為同步帶的節(jié)距。帶節(jié)距大小決定著同步帶和帶鋸齒各部分尺寸的大小，節(jié)距越大，帶的各部分尺寸越大，承載能力也隨之越高。因此帶節(jié)距是同步帶最主要參數(shù)．在節(jié)距制同步帶系列中以不同節(jié)距來區(qū)分同步帶的型號。在制造時，帶節(jié)距通過鑄造模具來加以控制。梯形齒標準同步帶的齒形尺寸見表4-5。 3、帶的齒根寬度 一個帶齒兩側(cè)齒廓線與齒根底部廓線交點之間的距離稱為帶的齒根寬度，以s表示。帶的齒根寬度大，則使帶齒抗剪切、抗彎曲能力增強，相應就能傳動較大的裁荷。 圖4-2 帶的標準尺寸 表4-5 梯形齒標準同步帶的齒形尺寸 4、帶的齒根圓角 帶齒齒根回角半徑rr的大小與帶齒工作時齒根應力集中程度有關(guān)t齒根圓角半徑大，可減少齒的應力集中，帶的承載能力得到提高。但是齒根回角半徑也不宜過大，過大則使帶 齒與輪齒嚙合時的有效接觸面積城小，所以設計時應選適當?shù)臄?shù)值。 5、帶齒齒頂圓角半徑八 帶齒齒項圓角半徑八的大小將影響到帶齒與輪齒嚙合時會否產(chǎn)生于沙。由于在同步帶傳動中，帶齒與帶鋸齒的嚙合是用于非共扼齒廓的一種嵌合。因此在帶齒進入或退出嚙合時， 帶齒齒頂和輪齒的頂部拐角必然會超于重疊，而產(chǎn)生干涉，從而引起帶齒的磨損。因此為使帶齒能順利地進入和退出嚙合，減少帶齒頂部的磨損，宜采用較大的齒頂圓角半徑。但與齒根圓角半徑一樣，齒頂圓角半徑也不宜過大，否則亦會減少帶齒與輪齒問的有效接觸面積。 6、齒形角 梯形帶齒齒形角日的大小對帶齒與輪齒的嚙合也有較大影響。如齒形角霹過小，帶齒縱向截面形狀近似矩形，則在傳動時帶齒將不能順利地嵌入帶鋸齒槽內(nèi)，易產(chǎn)生干涉。但齒形角度過大，又會使帶齒易從輪齒槽中滑出，產(chǎn)生帶齒在輪齒頂部跳躍現(xiàn)象。 2.5.3 同步帶的設計 在這里，我們選用梯形帶。帶的尺寸如表4-6。帶的圖形如圖4-3。 表4-6 同步帶尺寸 型號 節(jié)距 齒形角 齒根厚 齒高 齒根圓角半徑 齒頂圓半徑 H 8 40。 6.12 4.3 1.02 1.02 圖4-3 同步帶 ，從而對夾緊的工件進行切割?？v向行走的作用是當完成一次切割過程完成時，推動工作臺使之恢復到初始位置。整個工作過程都PLC由控制實現(xiàn)。 2.6 軸的設計 主要進行的是帶鋸軸的設計與校核 2.6.1求作用在帶鋸上的力 因已知低速級帶鋸的直徑為 ＝500 而 F＝＝＝8926.93 N F＝F＝＝3356.64 N F＝Ftan＝4348.16×＝2315.31 N 圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。 圖7.1 軸的載荷分布圖 2.6.2 初步確定軸的最小直徑 （1）先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本，取，于是得 ＝112×＝60.36 （2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。?.3，則： ＝1.3×1495.5×109＝1834.287 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查《機械設計手冊》表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323—2002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d1＝65 mm，故?。?5 mm，半聯(lián)軸器的長度L＝142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm。 2.6.3 軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）根據(jù)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(lián)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?、?Ⅲ的直徑＝80 mm；左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D＝85 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1＝107 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長度應比L1略短一些,現(xiàn)?。?05 mm。 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,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)＝80 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承（GB/T 297—1994）30217型，其尺寸為d×D×T＝85 mm×150 mm×30.5 mm，故＝＝85 mm；右端圓錐滾子軸承采用套筒進行軸向定位，取套筒寬為14 mm，則＝44.5 mm。 ③ 取安裝帶鋸處的軸段＝90 mm；帶鋸的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知帶鋸的寬度為90 mm，為了使套筒端面可靠地壓緊帶鋸，此軸段應略短于輪轂寬度，故?。?6 mm。帶鋸的右端采用軸肩定位，軸肩高h＞0.07d，故取h＝7 mm，則＝104 mm。軸環(huán)寬度,取b＝12 mm。 表1 帶鋸軸結(jié)構(gòu)設計參數(shù) 段名 參數(shù) Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 直徑/mm 65 H7/k6 80 85 m6 90 H7/n6 104 85 m6 長度/mm 105 67.5 46 86 12 44.5 鍵b×h×L/mm 20 ×12 ×90 25×14×70 C或R/mm Ⅰ處 2×45o Ⅱ處 R2 Ⅲ處R2.5 Ⅳ處R2.5 Ⅴ處R2.5 Ⅵ處R2.5 Ⅶ處 2.5×45o （2） 軸上的零件的周向定位 帶鋸、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按＝90 mm由課本表6-1查得平鍵截面b×h＝25 mm×14 mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70 mm，同時為了保證帶鋸與軸配合有良好的對中性，故選擇帶鋸轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為20 mm×12 mm×90 mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （3） 確定軸上圓周和倒角尺寸 參考課本表15-2，取軸左端倒角為2×，右端倒角為2.5×。各軸肩處的圓角半徑為:Ⅱ處為R2，其余為R2.5。 2.6.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點位置時,應從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a＝29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7 mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面Ｃ是軸的危險截面。計算步驟如下： ＝57.1+71.6＝128.7 mm ＝＝＝4 966.34 N ＝＝＝3 960.59 N ＝＝＝2 676.96 N ＝＝3 356.64-2 676.96＝679.68 N ＝＝4 966.34×57.1＝283 578.014 ＝＝2 676.96×57.1＝152 854.416 ＝＝679.68×71.6＝486 65.09 ＝＝＝322 150.53 ＝＝＝287 723.45 表2 低速軸設計受力參數(shù) 載 荷 水平面H 垂直面V 支反力 ＝4 966.34 N，＝3 960.59 N ＝2 676.96 N，＝679.68 N 彎矩M ＝283 578.014 ＝152 854.416 ＝486 65.09 總彎矩 ＝322 150.53 ,＝287 723.45 扭矩T 1 410 990 2.6.5按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式(15-5)及表7.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取＝0.6，軸的計算應力 ＝＝ MPa＝12.4 MPa 前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得[]＝60MP。因此〈 []，故此軸安全。 2.6.6精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。 從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ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Ⅴ的應力集中的影響和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ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（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面Ⅳ左右兩側(cè)即可。 （2）截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝61 412.5 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝122 825 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.48 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 ＝11.49 MPa 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 ， 經(jīng)插值后查得 ＝1.9，＝1.29 又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，＝0.88 故有效應力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為 ＝1.756 由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝65.66 S＝＝＝16.92 ＝＝＝16.38≥S＝1.5 故可知其安全。 （3） 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) W＝0.1＝0.1＝72 900 抗扭截面系數(shù) ＝0.2＝0.2＝145 800 截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為 ＝90 834.04 截面Ⅳ上的扭矩為 ＝1 410 990 截面上的彎曲應力 ＝1.25 MPa 截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 ＝9.68 MPa 過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并?。?.8，于是得 ＝3.24 ＝0.8×3.24＝2.59 軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸為經(jīng)表面強化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為 ＝3.33 ＝2.68 又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得 S＝＝＝66.07 S＝＝＝16.92 ＝＝＝11.73≥S＝1.5 故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強度也是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，低速軸的設計計算即告結(jié)束。 2.7 鍵的選擇與校核 1鍵的選擇 在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶鋸1上鍵的尺寸如下表所示： 軸 鍵 鍵 槽 半徑 r 公 稱 直 徑 d 公稱 尺寸 bh 寬度b 深度 公稱 尺寸 b 極限偏差 軸t 轂 一般鍵聯(lián)結(jié) 軸N9 轂9 公稱 尺寸 極限 偏差 公稱尺寸 極限偏差 最小 最大 28 87 8 0 -0.036 0.018 4.0 +0.2 0 3.3 +0.2 0 0.25 0.40 表5-1 帶鋸1上鍵的尺寸 2 鍵的校核 1.鍵的剪切強度校核 鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示： 圖5-6 鍵剪切受力圖 鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30 ，由前面計算可得，軸上受到的轉(zhuǎn)矩T=55 Nm ，由鍵的剪切強度條件： （其中D為帶鋸輪轂直徑） （5-1） =10 M30 （結(jié)構(gòu)合理） 2.鍵的擠壓強度校核 鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產(chǎn)生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產(chǎn)生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100 ） 圖5-7 鍵擠壓受力圖 由 （5-2） =2000 N 又有 （5-3） 8 結(jié)構(gòu)合理 2.8滾動軸承的壽命校核 1．求軸向力與徑向力的比值 根據(jù)【1】表13-5 ,滿足壽命要求。 3 藍寶石切割X方向進給傳動設計 表 3-1滾珠絲桿副支承 支承方式 簡圖 特點 一端固定一端自由 結(jié)構(gòu)簡單，絲桿的壓桿的穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速都較低設計時盡量使絲桿受拉伸。這種安裝方式的承載能力小，軸向剛度底，僅僅適用于短絲桿。 一端固定一端游動 需保證螺母與兩端支承同軸，故結(jié)構(gòu)較復雜，工藝較困難，絲桿的軸向剛度與兩端相同，壓桿穩(wěn)定性和臨界轉(zhuǎn)速比同長度的較高，絲桿有膨脹余地，這種安裝方式一般用在絲桿較長，轉(zhuǎn)速較高的場合，在受力較大時還得增加角接觸球軸承的數(shù)量，轉(zhuǎn)速不高時多用更經(jīng)濟的推力球軸承代替角接觸球軸承。 兩端固定 只有軸承無間隙，絲桿的軸向剛度為一端固定的四倍。一般情況下，絲桿不會受壓，不存在壓桿穩(wěn)定問題，固有頻率比一端固定要高?？梢灶A拉伸，預拉伸后可減少絲桿自重的下垂和熱膨脹的問題，結(jié)構(gòu)和工藝都比較困難，這種裝置適用于對剛度和位移精度要求較高的場合。 3.1 X向滾珠絲桿副的選擇 滾珠絲桿副就是由絲桿、螺母和滾珠組成的一個機構(gòu)。他的作用就是把旋轉(zhuǎn)運動轉(zhuǎn)和直線運動進行相互轉(zhuǎn)換。絲桿和螺母之間用滾珠做滾動體，絲杠轉(zhuǎn)動時帶動滾珠滾動。 設X向最大行程為300mm,最快進給速度為18m/min,主軸箱大概質(zhì)量為50kg,工作臺大概質(zhì)量為80kg,移動部件大概質(zhì)量為30kg，工作臺最大行程為300mm。 3.1.1導程確定 電機與絲桿通過聯(lián)軸器連接，故其傳動比i=1, 選擇電機Y系列異步電動機的最高轉(zhuǎn)速，則絲杠的導程為 取Ph=12mm 3.1.2確定絲桿的等效轉(zhuǎn)速 基本公式 最大進給速度是絲桿的轉(zhuǎn)速 最小進給速度是絲桿的轉(zhuǎn)速 絲桿的等效轉(zhuǎn)速 式中取故 3.1.3估計工作臺質(zhì)量及負重 主軸箱重量 工作臺重量 移動部件重量 3.1.4確定絲桿的等效負載 工作負載是指機床工作時，實際作用在滾珠絲桿上的軸向壓力，他的數(shù)值用進給牽引力的實驗公式計算。選定導軌為滑動導軌，取摩擦系數(shù)為0.03，K為顛覆力矩影響系數(shù)，一般取1.1~1.5，本課題中取1.3，則絲桿所受的力為 其等效載荷按下式計算（式中取，） 3.1.5確定絲桿所受的最大動載荷 fw-------負載性質(zhì)系數(shù)，（查表：取fw=1.2） ft--------溫度系數(shù)（查表：取ft=1） fh-------硬度系數(shù)（查表：取fh =1） fa-------精度系數(shù)（查表：取fa =1） fk-------可靠性系數(shù)（（查表：取fk =1） Fm------等效負載 nz-------等效轉(zhuǎn)速 Th ----------工作壽命，取絲桿的工作壽命為15000h 由上式計算得Car=17300N 表3-1-1各類機械預期工作時間Lh 表3-1-2精度系數(shù)fa 表3-1-3可靠性系數(shù)fk 表3-1-4負載性質(zhì)系數(shù)fw 3.1.6精度的選擇 滾珠絲杠副的精度對電氣機床的定位精度會有影響，在滾珠絲杠精度參數(shù)中，導程誤差對機床定位精度是最明顯的。一般在初步設計時設定絲杠的任意300行程變動量應小于目標設定定位精度值的1/3～1/2,在最后精度驗算中確定。，選用滾珠絲杠的精度等級X軸為1～3級（1級精度最高），Z軸為2～5級，考慮到本設計的定位精度要求及其經(jīng)濟性，選擇X軸Y軸精度等級為3級，Z軸為4級。 3.1.7選擇滾珠絲桿型號 計算得出Ca=Car=17.3KN, 則Coa=(2~3)Fm=（34.6~51.9）KN 公稱直徑Ph=12mm 則選擇FFZD型內(nèi)循環(huán)浮動返向器，雙螺母墊片預緊滾珠絲桿副，絲桿的型號為FFZD4010—3。 公稱直徑 d0=40mm 絲桿外徑d1=39.5mm 鋼球直徑dw=7.144mm 絲桿底徑d2=34.3mm 圈數(shù)=3圈 Ca=30KN Coa=66.3KN 剛度kc=973N/μm 3.2校核 滾珠絲桿副的拉壓系統(tǒng)剛度影響系統(tǒng)的定位精度和軸向拉壓震動固有頻率，其扭轉(zhuǎn)剛度影響扭轉(zhuǎn)固有頻率。承受軸向負荷的滾珠絲桿副的拉壓系統(tǒng)剛度KO有絲桿本身的拉壓剛度KS，絲桿副內(nèi)滾道的接觸剛度KC，軸承的接觸剛度Ka，螺母座的剛度Kn，按不同支撐組合方式計算而定。 3.2.1 臨界壓縮負荷驗證 絲桿的支撐方式對絲桿的剛度影響很大，采用一端固定一端支撐的方式。臨界壓縮負荷按下列計算： 式中E------材料的彈性模量E鋼=2.1X1011（N/m2） LO-------最大受壓長度（m） K1-------安全系數(shù)，取K1=1.3 Fmax-------最大軸向工作負荷（N） f1-------絲桿支撐方式系數(shù)：f1=15.1 I=絲桿最小截面慣性距（m4） 式中do--------是絲桿公稱直徑（mm） dw------------滾珠直徑（mm）， 絲桿螺紋不封閉長度Lu=工作臺最大行程+螺母長度+兩端余量 Lu=300+148+20X2=488mm 支撐距離LO應該大于絲桿螺紋部分長度Lu，選取LO=620mm 代入上式計算得出Fca=5.8X108N 可見Fca＞Fmax，臨界壓縮負荷滿足要求。 3.2.2臨界轉(zhuǎn)速驗證 滾珠絲杠副高速運轉(zhuǎn)時，需驗算其是否會發(fā)生共振的最高轉(zhuǎn)速，要求絲杠的最高轉(zhuǎn)速： 式中：A------絲桿最小截面：A= -------絲杠內(nèi)徑，單位； P--------材料密度p=7.85*103(Kg/m) --------臨界轉(zhuǎn)速計算長度，單位為，本設計中該值為=148/2+300+(620-488)/2=440mm ----------安全系數(shù)，可取=0.8 fZ----------絲杠支承系數(shù)，雙推-簡支方式時取18.9 經(jīng)過計算，得出= 6.3*104，該值大于絲杠臨界轉(zhuǎn)速，所以滿足要求。 3.2.3絲桿拉壓振動與扭轉(zhuǎn)振動的固有頻率 絲杠系統(tǒng)的軸向拉壓系統(tǒng)剛度Ke的計算公式 式中 A——絲杠最小橫截面，； 螺母座剛度KH=1000N/μm。 當導軌運動到兩極位置時，有最大和最小拉壓剛度，其中，L植分別為750mm和100mm。 經(jīng)計算得： 式中 Ke ——滾珠絲杠副的拉壓系統(tǒng)剛度(N/μm)； KH——螺母座的剛度(N/μm)；KH=1000 N/μm Kc——絲杠副內(nèi)滾道的接觸剛度(N/μm)； KS——絲杠本身的拉壓剛度(N/μm)； KB——軸承的接觸剛度(N/μm)。 經(jīng)計算得絲杠的扭轉(zhuǎn)振動的固有頻率遠大于1500r/min，能滿足要求。 3.3電機的選擇 步進電機是一種能將數(shù)字輸入脈沖轉(zhuǎn)換成旋轉(zhuǎn)或直線增量運動的電磁執(zhí)行元件。每輸入一個脈沖電機轉(zhuǎn)軸步進一個距角增量。電機總的回轉(zhuǎn)角與輸入脈沖數(shù)成正比例，相應的轉(zhuǎn)速取決于輸入脈沖的頻率。步進電機具有慣量低、定位精度高、無累計誤差、控制簡單等優(yōu)點，所以廣泛用于機電一體化產(chǎn)品中。選擇步進電動機時首先要保證步進電機的輸出功率大于負載所需的功率，再者還要考慮轉(zhuǎn)動慣量、負載轉(zhuǎn)矩和工作環(huán)境等因素。 3.3.1電機軸的轉(zhuǎn)動慣量 a、回轉(zhuǎn)運動件的轉(zhuǎn)動慣量 上式中：d—直徑,絲桿外徑d=39.5mm L—長度=1m P—鋼的密度=7800 經(jīng)計算得 b、X向直線運動件向絲桿折算的慣量 上式中：M—質(zhì)量 X向直線運動件M=160kg P—絲桿螺距（m）P=0.001m 經(jīng)計算得 c、聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)動慣量 查表得 因此 3.3.2電機扭矩計算 a、折算至電機軸上的最大加速力矩 上式中： J=0.0028kg/m2 ta—加速時間 KS—系統(tǒng)增量，取15s-1,則ta=0.2s 經(jīng)計算得 b、折算至電機軸上的摩擦力矩 上式中：F0—導軌摩擦力，F(xiàn)0=Mf，而f=摩擦系數(shù)為0.02，F(xiàn)0=Mgf=32N P—絲桿螺距（m）P=0.001m η—傳動效率，η=0.90 I—傳動比，I=1 經(jīng)計算得 c、折算至電機軸上的由絲桿預緊引起的附加摩擦力矩 上式中P0—滾珠絲桿預加載荷≈1500N η0—滾珠絲桿未預緊時的傳動效率為0.9 經(jīng)計算的T0=0.05N·M 則快速空載啟動時所需的最大扭矩 根據(jù)以上計算的扭矩及轉(zhuǎn)動慣量，選擇電機型號為SIEMENS的IFT5066，其額定轉(zhuǎn)矩為6.7。 4 藍寶石切割Y方向進給傳動設計 4.1 Y軸滾動導軌副的計算、選擇 根據(jù)給定的工作載荷Fz和估算的Wx和Wy計算導軌的靜安全系數(shù)fSL=C0/P，式中：C0為導軌的基本靜額定載荷，kN；工作載荷P=0.5(Fz+W)； fSL=1.0~3.0(一般運行狀況)，3.0~5.0（運動時受沖擊、振動）。根據(jù)計算結(jié)果查有關(guān)資料初選導軌： 因系統(tǒng)受中等沖擊,因此取 根據(jù)計算額定靜載荷初選導軌: 選擇漢機江機床廠HJG-D系列滾動直線導軌,其型號為:HJG-D25 基本參數(shù)如下: 額定載荷/N 靜態(tài)力矩/N*M 滑座重量 導軌重量 導軌長度 動載荷 靜載荷 L (mm) 17500 26000 198 198 288 0.60 3.1 760 滑座個數(shù) 單向行程長度 每分鐘往復次數(shù) M 4 0.6 4 導軌的額定動載荷N 依據(jù)使用速度v（m/min）和初選導軌的基本動額定載荷 (kN)驗算導軌的工作壽命Ln： 額定行程長度壽命: 導軌的額定工作時間壽命: 導軌的工作壽命足夠. 4.2 滾珠絲杠計算、選擇 初選絲杠材質(zhì)：CrWMn鋼，HRC58~60，導程：l0=5mm 強度計算 絲杠軸向力：(N) 其中：K=1.15，滾動導軌摩擦系數(shù)f=0.003~0005；在車床車削外圓時：Fx=(0.1~0.6)Fz，F(xiàn)y=(0.15~0.7)Fz，可取Fx=0.5Fz，F(xiàn)y=0.6Fz計算。 取f=0.004,則: 壽命值：，其中絲杠轉(zhuǎn)速(r/min) 最大動載荷： 式中：fW為載荷系數(shù)，中等沖擊時為1.2~1.5；fH為硬度系數(shù)，HRC≥58時為1.0。 查表得中等沖擊時則: 根據(jù)使用情況選擇滾珠絲杠螺母的結(jié)構(gòu)形式，并根據(jù)最大動載荷的數(shù)值可選擇滾珠絲杠的型號為: CM系列滾珠絲桿副，其型號為：CM2005-5。 其基本參數(shù)如下: 其額定動載荷為14205N> 足夠用.滾珠循環(huán)方式為外循環(huán)螺旋槽式,預緊方式采用雙螺母螺紋預緊形式. 滾珠絲杠螺母副的幾何參數(shù)的計算如下表 名稱 計算公式 結(jié)果 公稱直徑 ―― 20mm 螺距 ―― ５mm 接觸角 ―― 鋼球直徑 ―― 3.175mm 螺紋滾道法向半徑 1.651mm 偏心距 0.04489mm 螺紋升角 螺桿外徑 19.365mm 螺桿內(nèi)徑 16.788mm 螺桿接觸直徑 17.755mm 螺母螺紋外徑 23.212mm 螺母內(nèi)徑（外循環(huán)） 20.7mm （1） 傳動效率計算 絲杠螺母副的傳動效率為： 式中：φ=10’，為摩擦角；γ為絲杠螺旋升角。 （2） 穩(wěn)定性驗算 絲杠兩端采用止推軸承時不需要穩(wěn)定性驗算。 （3） 剛度驗算 滾珠絲杠受工作負載引起的導程變化量為：(cm) Y向所受牽引力大,故用Y向參數(shù)計算 絲杠受扭矩引起的導程變化量很小，可忽略不計。導程變形總誤差Δ為 E級精度絲杠允許的螺距誤差[ Δ]=15μm/m。 4.3 步進電機慣性負載的計算 根據(jù)等效轉(zhuǎn)動慣量的計算公式，有： （1）等效轉(zhuǎn)動慣量的計算 折算到步進電機軸上的等效負載轉(zhuǎn)動慣量為： 式中：為折算到電機軸上的慣性負載；為步進電機軸的轉(zhuǎn)動慣量；為齒輪１的轉(zhuǎn)動慣量； 為齒輪２的轉(zhuǎn)動慣量；為滾珠絲杠的轉(zhuǎn)動慣量；Ｍ為移動部件的質(zhì)量。 對鋼材料的圓柱零件可以按照下式進行估算： 式中為圓柱零件直徑，為圓柱零件的長度。 所以有： 電機軸的轉(zhuǎn)動慣量很小，可以忽略，所以有： 步進電機的選用 (１）步進電機啟動力矩的計算 設步進電機的等效負載力矩為Ｔ，負載力為Ｐ，根據(jù)能量守恒原理，電機所做的功與負載力所做的功有如下的關(guān)系： 式中為電機轉(zhuǎn)角，Ｓ為移動部件的相應位移，為機械傳動的效率。若取，則Ｓ＝，且。所以： 式中：為移動部件負載（N），G為移動部件質(zhì)量（N），為與重力方向一致的作用在移動部件上的負載力（N），為導軌摩擦系數(shù)，為步進電機的步距角（rad）,T為電機軸負載力矩（N.cm）。 取=0.3（淬火鋼滾珠導軌的摩擦系數(shù)），＝０.8，==279.23Ｎ?？紤]到重力影響，Ｙ向電機負載較大，因此Ｇ＝1200Ｎ，所以有： 考慮到啟動時運動部件慣性的影響，則啟動轉(zhuǎn)矩： 取系數(shù)為０.３，則： 對于工作方式為三相６拍的步進電機： (２） 步進電機的最高工作頻率 為使電機不產(chǎn)生失步空載啟動頻率要大于最高運行頻率,同時電機最大靜轉(zhuǎn)矩要足夠大,查表選擇兩個90BF001型三相反應式步進電機. 電機有關(guān)參數(shù)如下: 型號 主要技術(shù)參數(shù) 相數(shù) 步距角 電壓 (V) 相電流 (A) 最大靜轉(zhuǎn)矩 (n.m) 空載啟動頻率 空載運行頻率 分配方式 90BF001 4 0.9 80 7 3.92 2000 8000 4相8拍 外形尺寸(mm) 重量 kg 轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動慣量 Kg.m 外直徑 長度 軸直徑 90 145 9 4.5 1764 結(jié)論 本課題結(jié)合目前國藍寶石切割機裝置的研究現(xiàn)狀和發(fā)展方向，具體闡述了一種藍寶石切割機裝置開發(fā)過程。本文主要完成的工作如下： 1、藍寶石切割機裝置結(jié)構(gòu)方案的確定。分析了藍寶石切割機裝置的特點，確定了藍寶石切割機裝置基本結(jié)構(gòu)，并確定其基本尺寸。 2、確定了藍寶石切割機裝置技術(shù)指標及參數(shù)。對該藍寶石切割機裝置進行了計算。 3、零件的剛度和壽命計算與校核。對各個已設計零件進行剛度和壽命計算，確保滿足使用要求，使該藍寶石切割機裝置有足夠的可靠性。 通過本次畢業(yè)設計，不僅把大學所學到的理論知識很好的運用到畢業(yè)設計中，而且培養(yǎng)了自己認真思考的能力，在處理問題時有了新的認識和方法，并加強了和同學之間進行探討和解決問題的能力。 通過對專業(yè)知識的接觸和深入學習，以及對相關(guān)信息的獲取，我深切地認識到，就目前的發(fā)展而言，我國的工業(yè)還比較落后，與發(fā)達國家相比還存在很大的差距。盡管我們不斷地在努力，但想在很短的時間內(nèi)改變這種現(xiàn)狀是很難的，尤其是對于我們這樣一個國情的大國。所以，我們應該擁有的是一種民族意識，不斷的追求創(chuàng)新。 本次畢業(yè)設計中，我做的是全自動自動物料分選裝置整體設計部分，通過本次畢業(yè)設計，不僅鍛煉了自己查閱資料的能力，而且能夠熟練運用國家標準、機械類手冊和圖冊等工具進行設計計算分析。這次畢業(yè)設計還讓我體會到團體的力量，提高自己的團隊意識，遇到問題時和小組成員進行討論和分析或是請教老師，直到得到滿意的結(jié)果。 展望: 希望能將這套設計應用到具體實踐當中,通過實踐來驗證理論的正確性。通過理論知識與具體實踐結(jié)合起來，才能真正把一門知識應用起來。 參考文獻 [1] 張建民.機電一體化系統(tǒng)設計[M].高等教育出版社，2001（2）：45～49. 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