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廣西工學院鹿山學院本科生畢業(yè)設計（論文）
1 緒 論 3
1.1 選題的目的和意義 3
1.1.1 選題目的 3
1.1.2 現(xiàn)實意義 3
1.1.3 理論意義 5
1.2．車輪拆裝機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 5
1.2.1．現(xiàn)狀： 5
1.2.2．趨勢： 5
2 拆胎機的結構分析及總體方案確定 7
2.1 拆胎機動力方案的擬定 7
2.2 拆胎機的結構分析 7
2.2.1 輪胎拆裝機的總體結構示意圖 8
2.2.2 拆裝機的結構設計擬定 9
2.2.3 回轉工作臺的要求 11
2.3 輪胎拆裝機主要技術規(guī)格的確定 11
2.3.1 主要技術規(guī)格的內容 11
2.3.2 主要技術規(guī)格的確定 12
2.4. 動力系統(tǒng)的設計 15
2.4.1 選擇傳動機構類型 15
2.4.2 電機的選擇 15
2.4.3. 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 17
2.4.4 V帶傳動的設計計算 18
2.4.5 蝸輪蝸桿的設計計算 20
2.4.6 軸承的校核 24
2.4.7 主軸的強度校核 25
2.4.8 大氣缸的設計 26
2.4.9 平鍵連接（動連接）校核 26
2.5.0 電路系統(tǒng)的組成 27
2.5.1. 作臺動作的說明 28
2.5.2 電氣連鎖電氣保護裝置 28
2.5.3 氣動控制系統(tǒng)設計 29
3 安裝與調試 31
3.1 輪胎拆裝機的安裝順序 31
3.2. 設備的初始調試 31
3.3 卡爪夾緊系統(tǒng)的調試 32
3.3.1卡爪運動的原理 32
3.4 分離鏟調試 32
3.5 六方桿的鎖緊調整 33
3.6 拆裝頭的調整 33
3.7 氣源三聯(lián)件的調試與調整 35
3.8 常見故障及排除方法 36
3.9 維護和安全操作規(guī)程 37
3.9.1.維護和保養(yǎng) 37
3.9.2.安全操作規(guī)程 37
總 結 39
致 謝 40
參考文獻 41
1 緒 論
1.1 選題的目的和意義
1.1.1 選題目的
畢業(yè)設計是我們在大學期間所有課程中的最后一門課程，也是大學里面最重要最關鍵的一個環(huán)節(jié)。它要求我們把在這將近四年的大學生涯所學到的東西都融會到此次畢業(yè)設計中，目的是想讓我們在進入社會工作之前來進行一次全方位訓練和提高，因此，它要求選擇設計題目的難易程度和工作量都是比較高的，它不管是對于我們將來要從事的工作還是鞏固我們所學過的知識都有著非常重要的意義。
針對本次畢業(yè)設計，老師安排我們到一些汽修店或4S店進行了實習。為了能順利成功的完成這次畢業(yè)設計。首先，我們必須把所學的知識真正的應用到實踐中去，這樣可以鍛煉和提高我們解決實際情況的能力；其次，這次設計的題目是《輪胎拆裝機的設計》，這樣可以使我了解到拆胎機的結構和其他設計要求等等；此次設計的拆胎機結構雖然不是很復雜，但對從機器外形我們不能對其內部結構有確切的了解，而面臨的困難還有我之前對輪胎性能了解較少等。因此本次設計對我以后工作有很重要的指導意義：
培養(yǎng)我們運用機械制造及有關課程（機械設計、機械原理、液壓傳動與氣壓傳動、公差與技術測量等）知識，結合生產實習、畢業(yè)實習中學到的實踐知識，獨立地分析和解決問題。
②能根據(jù)輪胎的定位進行對應夾具的設計，運用學過的機械設計和機械原理的相關理論知識，學會擬定設計方案，完成傳動機構的設計，提高結構設計能力。
③培養(yǎng)我們熟悉并運用有關手冊、標準與規(guī)范、圖表等技術資料的能力。
④進一步培養(yǎng)我們識圖、制圖、運算和編寫技術文件等的基本技能。
1.1.2 現(xiàn)實意義
汽車是發(fā)展國民經濟的重要交通工具之一 ,隨著我國國民經濟的持續(xù)高速增長 ,汽車的保有量與日俱增 ,汽車維修行業(yè)也有了長足的發(fā)展 ,已形成了集車輛修理、維護、檢測和配件供應等多種功能于一體的車輛技術狀況保障體系。已成為道路運輸行業(yè)的重要組成部分 ,對確保車輛安全行駛、高效低耗的運作 ,促進道路運輸業(yè)的發(fā)展 ,發(fā)揮了有力的保障作用 ,隨著經濟體制改革的不斷深入 ,我國汽車維修企業(yè)呈現(xiàn)出良好的發(fā)展趨勢。
十年來,我國的汽車保有量增長迅速 ,技術水平和檔次也大大提高 ,原有的維修作業(yè)方式和生產經營管理模式 ,越來越不適應社會各方面對汽車維修的要求。加大技術投入和技術改造的力度 ,走內涵發(fā)展的道路 ,振興汽車維修業(yè) ,已經成為汽車維修界有識之士的共識 ,人們越來越體會到設備對維修能力的決定性。一些骨干維修企業(yè)千方百計地籌措資金 ,實施技術改造 ,改善作業(yè)體系。購置了汽車舉升機、電子調漆機、輪胎平衡機、汽車噴烤漆房等先設備。同時 ,具有現(xiàn)代最新技術水平的發(fā)動機故障診斷儀、電子燃汽噴射系統(tǒng)檢測診斷裝置 ,車身校正測量儀、四輪定位儀、測功機和測滑儀等檢測設備也開始廣泛應用。從而 ,提高了企業(yè)在市場中的競爭能力 ,增加了行業(yè)發(fā)展后勁。通過技術改造行業(yè)內部結構得到調整和優(yōu)化 ,改變了過去整車大修的單一模式 ,開始形成汽車大修、總成維修、汽車維修、汽車小修、汽車專項修理、汽車制造廠特約維修等門類齊全、分工合理的市場結構體系?；緷M足了目前不同類型和不同作業(yè)項目的維修需要 ,汽車維修網點由大、中城市向外延伸 ,輻射各地形成網絡。
國內汽車維修業(yè)的發(fā)展在宏觀上得到調控 ,維修能力不斷提高 ,布局趨向合理。維修企業(yè)分布均衡 ,方位合理、方便。同時可以保證質量 ,維修需求也相對平衡。在市場經濟的競爭與自行調節(jié)中 ,求得了生存與發(fā)展 ,徹底解決了維修市場不均衡的問題。即:修汽油車的企業(yè)多 ,修柴油車的企業(yè)少;修貨車的企業(yè)多 ,修客車的企業(yè)少;變通型的修理企業(yè)多 ,特種車的企業(yè)少;修中型的多 ,修小型、重型汽車維修企業(yè)少。由于解決了此類問題 ,引導了一些企業(yè)向專業(yè)方向發(fā)展 ,徹底解決了維修高檔車、輕型車、重型車難的問題?；旧闲纬梢詫I(yè)分工為主 ,布局合理 ,修理結構配套的汽車修理體系。促進汽車維修行業(yè)由計劃經濟向市場經濟轉軌的進程 ,建立完善了汽車維修市場 ,使汽車維修行業(yè)成為一個與國民經濟發(fā)展相適應的技術先進、結構合理、專業(yè)分工明確、優(yōu)質方便、秩序良好的維修體系 ,并以其良好的運行機制服務于各行各業(yè)。
本課題探討的是適用于社區(qū)汽車維修服務的一種新型輪胎拆裝機。據(jù)有關資料顯示，高速路事故90％是由輪胎引起的，作為最為重要的汽車易損件之一的輪胎的保養(yǎng)維修顯得猶為重要。在維修輪胎的時候，一般都要把其拆解。傳統(tǒng)的做法是用撬杠直接把外胎撬開，這種方法既費時費力又會對輪胎造成損傷。這種輪胎拆裝機是適用四輪汽車維修使用的一種現(xiàn)代氣壓技術專用產品. 輪胎拆裝機作為一種自動化程度高且安全可靠的新產品開發(fā)設計研究 ,有助與改善日益興旺發(fā)達的汽車維修產業(yè)界勞動者的工作條件,降低勞動強度和維修成本, 提高汽車維修保養(yǎng)整體服務質量，對于改善汽車維修行業(yè)工作條件具有現(xiàn)實意義。
本課題設計生產的機器—輪胎拆裝機兼拆胎、裝胎一體，其主要工作為卡爪和拆裝頭，卡盤的轉動由電機直接提供動力，卡爪的夾緊、松開等動作均由氣壓系統(tǒng)提供動力支持。這是又于氣壓系統(tǒng)相對于其他機械系統(tǒng)來說具有結構簡單，易制造以及容易實現(xiàn)自鎖等優(yōu)點，并且，可以簡單地把充氣功能附加上去。拆裝機主要由機械動力系統(tǒng)、氣壓系統(tǒng)以及控制系統(tǒng)組成。如何使機械的結構合理分配是影響到拆裝機的性能的主要原因。
車輪拆裝機高效率和不傷胎的特點使其在汽車維修行業(yè)中占有越來越重要的地位，并且逐漸成為每個維修廠不可或缺的工具。
1.1.3 理論意義
帶動設計相關行業(yè)的發(fā)展，如氣缸，電機，蝸輪蝸桿，換向閥。使機械傳動技術和電氣控制系統(tǒng)技術往快速、自動化、人性化的方面發(fā)展
1.2．車輪拆裝機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢
1.2.1．現(xiàn)狀：
隨著汽車數(shù)目的大量增加，汽車行業(yè)的發(fā)展給汽車維修保養(yǎng)行業(yè)帶來了新的發(fā)展機會，輪胎拆裝機需求在不斷擴大，但我國的拆裝機和發(fā)達國家相比還存在著很大的差距，主要表現(xiàn)為產品可靠性差，壽命短，性能不夠穩(wěn)定，故障多；自動化水平低，有些設備至今還采用手工操作，操作費力；品種不全，更新慢，技術含量低，附加價值率低。
1.2.2．趨勢：
隨著汽車數(shù)量的迅速增加汽車維修技術的不斷發(fā)展與推廣，拆裝機的技術水平也正在迅速地提高。當前拆裝機的發(fā)展水平和趨勢具體表現(xiàn)在一下幾個方面：
(1)系列化。嚴格遵從意大利輪胎拆裝機中大系列規(guī)范。工作盤裝夾范圍從10 in～26 in，能夠覆蓋規(guī)定車型的任意扁平比的所有輪胎。
(2)模塊化。輔助臂，工作盤，打氣表，鳥頭，快速充氣裝置及其他附件可以實現(xiàn)多種模塊組合搭配，更換靈活方便，予留有較大的升級空間，滿足不同用戶的不同需求。
(3)自動化：
1)在輪胎拆裝過程中，模擬輪胎在拆裝過程的脫胎和裝胎力學模型，既保證了不會造成撕裂輪胎，又避免了拆裝臂在自由狀態(tài)受力反彈造成人身傷害．提高了使用安全性。
2)壓胎輪和壓胎塊根據(jù)輪胎大小可在不同位置自動鎖緊，操作高效方便且性能可靠。
(4)控制系統(tǒng)的發(fā)展
目前國內外的車輪拆裝機的控制系統(tǒng)一般都是利用換向開關和氣壓換向閥來實現(xiàn)，其發(fā)展趨勢是簡單化、智能化。
(5) 氣壓系統(tǒng)的集成化
隨著電氣化控制系統(tǒng)集成化的推廣和完善，以及氣壓技術的進步，氣壓系統(tǒng)的集成化也得到了迅速發(fā)展。近十年來相繼發(fā)展了板式集成、塊式集成和插裝集成等多種形式，而其中插裝集成系統(tǒng)將會得到更廣泛的應用。
(6)氣壓機的宜人化
隨著汽車數(shù)量的迅速增加汽車維修技術的不斷發(fā)展與推廣，拆裝機的技術水平也正在迅速地提高。當前拆裝機的發(fā)展水平和趨勢具體表現(xiàn)在一下幾個方面：
(1)系列化。嚴格遵從意大利輪胎拆裝機中大系列規(guī)范。工作盤裝夾范圍從10 in～26 in，能夠覆蓋規(guī)定車型的任意扁平比的所有輪胎。
(2)模塊化。輔助臂，工作盤，打氣表，鳥頭，快速充氣裝置及其他附件可以實現(xiàn)多種模塊組合搭配，更換靈活方便，予留有較大的升級空間，滿足不同用戶的不同需求。
(3)自動化：
1)在輪胎拆裝過程中，模擬輪胎在拆裝過程的脫胎和裝胎力學模型，既保證了不會造成撕裂輪胎，又避免了拆裝臂在自由狀態(tài)受力反彈造成人身傷害．提高了使用安全性。
2)壓胎輪和壓胎塊根據(jù)輪胎大小可在不同位置自動鎖緊，操作高效方便且性能可靠。
(4)控制系統(tǒng)的發(fā)展
目前國內外的車輪拆裝機的控制系統(tǒng)一般都是利用換向開關和氣壓換向閥來實現(xiàn)，其發(fā)展趨勢是簡單化、智能化。
(5) 氣壓系統(tǒng)的集成化
隨著電氣化控制系統(tǒng)集成化的推廣和完善，以及氣壓技術的進步，氣壓系統(tǒng)的集成化也得到了迅速發(fā)展。近十年來相繼發(fā)展了板式集成、塊式集成和插裝集成等多種形式，而其中插裝集成系統(tǒng)將會得到更廣泛的應用。
(6)氣壓機的宜人化
隨著拆裝機的自動化，限制噪聲和振動，防止環(huán)境污染消除人身事故、保證拆裝機安全可靠地進行生產就更為重要了。為此，許多國家都制訂了有關輪胎保養(yǎng)維護的安全標準與法律。
2 拆胎機的結構分析及總體方案確定
車輪拆裝機是汽車維修行業(yè)的主要設備之一，七八十年代在發(fā)達國家就已經有產品出現(xiàn)。我過八十年代中期開始這方面的研制。至今我國已有多家汽修工具廠專門生產，品種繁多，結構和復雜程度差別很大。但不論設計哪一種車輪拆裝機，設計方法和程序都有共性的一面，即第一，對需拆裝的輪胎進行詳細的分析，了解車輪的形狀、尺寸、材料、重量和拆裝過程對機器的要求，包括壓力、速度、位移、工作空間、工作效率、自動化程度以及國內汽修廠普遍使用的空壓機功率等等?？傊?，通過工藝分析達到明確本機拆裝過程，即一個工作循環(huán)中每一個動作的詳細要求和必要的調整范圍。第二，調查研究。任何設計都應該盡力達到滿足用戶單位使用要求；制造工藝性好和具有先進的技術經濟指標。因此認真調查研究用戶單位、制造單位的要求和意見。并盡可能搜集和研究國內外同類產品的結構、性能的有關資料，在此基礎上初步設計出一個設計方案。經過會審，廣泛征求改進意見以后，確定一個最佳方案，作為施工設計的基礎。第三，最后完成全部施工設計和編制制造驗收等全部技術文件。第四，通過樣機試制，性能實驗和工藝實驗，驗證設計是否符合預期的要求，并對設計做必要的修改。
快速輪胎拆裝機設計過程的主要內容是：確定主要技術規(guī)格，動作線圖，氣壓系統(tǒng)和電氣系統(tǒng)，主機設計，各零部件設計和總體布局。全部零件圖，使用說明書和制造驗收技術文件。這些過程是整個設計有機的組成部分，在進行每一個步驟時，都不能孤立的考慮，而應綜合比較，互相協(xié)調。
2.1 拆胎機動力方案的擬定
本課題設計的拆裝機集輪胎拆裝、充氣于一身，拆裝輪胎需要的力并不太大，而它對工作的平穩(wěn)性和抗震性要求相對比較大。所以拆裝機轉盤的轉動采用電機驅動。另外，為了簡化結構，本次設計將松胎、卡爪的松緊兩部分的動力設備統(tǒng)一為氣壓機。
2.2 拆胎機的結構分析
2.2.1 輪胎拆裝機的總體結構示意圖
2.2.2 拆裝機的結構設計擬定
拆裝機主要由主機和控制系統(tǒng)、管路及電氣裝置聯(lián)系起來組成的一個整體。主機部分由機身、氣壓裝置、電機等組成。控制部分由動力機構、限程裝置、管路及電氣操作部分組成。各部分結構如下：
（1）機身部分
機身由底座、轉盤、分離鏟、立柱、六方桿、踏腳控制器、手動控制器等組成。底座為主架，轉盤卡爪裝在底座正上方，分離鏟位于右側以便松胎，立柱在正后方，橫臂用以連接立柱和六方桿，腳踏安裝在底座前方，方便操作。
（2）夾緊機構部分
車輪在拆裝前應被夾緊在轉盤上，轉盤上安裝由夾緊用的卡爪，參照國內外的拆胎機資料，得知拆胎機的卡爪有三爪及四爪2種，三卡爪結構如圖（a）。雖然說三卡爪在結構上會比四卡爪的成本要低，但三卡爪傳遞的扭矩不大，只能夾持尺寸較小的輪輞，適用范圍小。四爪卡盤的夾緊力大，可夾持的輪輞尺寸范圍較三卡爪的大，這樣可使拆胎機在工作時更加安全可靠，避免了拆裝輪胎時卡不緊輪輞而損傷輪輞的或轉盤空轉的現(xiàn)象。本次設計采用四卡爪，其結構如圖(b)
（a） (b)
（4）動力機構部分
動力機構主要由電動機、大小皮帶輪、蝸輪蝸桿減速器、卡爪夾緊氣缸和分胎鏟氣缸等組成。
皮帶輪 蝸輪蝸桿減速器
大氣缸 動力機構
（5）拆裝頭部分
拆裝頭是拆裝機實現(xiàn)拆裝輪胎的一個非常重要部件，拆裝頭設計的合理性已經選用材料的直接影響到拆裝輪胎的效果和機器的使用壽命。其形狀是根據(jù)拆裝輪胎外胎和輪轂的力學要求設計的。
拆裝頭
2.2.3 回轉工作臺的要求
為了使設計出來后的輪胎拆裝機結構能更合理，更能滿足汽車維修人員對拆裝輪胎時的一些要求，我查閱了一些關于回轉機構的書籍和雜志，同時也到汽車維修店去詢問和上網去查找有關這方面的資料，最后得出回轉機構的一些基本要求。
參數(shù)要求：
滿足人體工程學的要求，即在維修人員在維修過程應保證工人操作比較舒適；
要求方便、快速、合理；
④能滿足不同類型輪胎的在拆裝時的使用要求；
⑤回轉機構的旋轉速度在6r/min~8rmin，防止轉動速度過快，以免卡爪夾緊不夠 造成輪輞滑動而傷到輪輞，但也不能太低而影響工作效率。
2.3 輪胎拆裝機主要技術規(guī)格的確定
確定輪胎拆裝機主要技術規(guī)格是設計工作中最重要的步驟之一。因為它直接關系到所設計的機器是否滿足輪胎拆裝的質量和拆裝效率要求。同時它也是設計各零部件的依據(jù)，它對零部件的尺寸、要求加工設備的能力和整機成本有極大的影響。因此，必須仔細分析機器所拆裝輪胎的工藝動作程序；仔細分析所使用拆裝頭和分離鏟尺寸和安裝要求；仔細分析各動作要求的壓力、速度、相對位置關系，工作行程和行程停止點的位置精度要求。在確定主要技術規(guī)格時，我們還應深入調查研究同類型設備的結構，主要技術規(guī)格、操作性能等相關資料，并應充分重視用戶單位的要求和改進意見
2.3.1主要技術規(guī)格的內容
主要技術規(guī)格是表示機器工作性能的指標。通常包括以下部分：第一，主要規(guī)格又稱主要參數(shù)，它是表示輪胎拆裝機主要特性的參數(shù)。
第二，各執(zhí)行機構個動作的力。第三，工作空間，包括各執(zhí)行機構運動的最大距離和最小距離，工作臺尺寸等。第四，各拆裝動作的速度。第五，機器外形尺寸，總功率和總重量。
2.3.2主要技術規(guī)格的確定
確定主要技術規(guī)格時,基本的方法是工藝分析和統(tǒng)計分析相結合的方法。
通過對輪胎拆裝過程的分析和必要的工藝試驗,可以確定整個拆裝過程動作和關系和各動作要求的壓力,速度和工作空間等。同時，可以依據(jù)經驗和有關計算公式決定有關參數(shù).
在設計專用產品時,往往對拆裝輪胎只有工藝設想,缺乏實際試驗或者因試驗條件限制而不能較為準確地提供參數(shù)要求;就是在設計標準系列時,也常常遇到很多困難,例如機器不能設計的過于龐大、復雜致使機器成本增加等。因此，我們必須較為準確地確定所設計產品拆裝輪胎的尺寸范圍，典型輪胎的直徑和寬度以確定有關參數(shù)。在確定參數(shù)時，應盡可能的收集國內外同類型產品的有關資料，應用統(tǒng)計分析的方法，得出各參數(shù)的范圍和它們之間的關系，以幫助正確制定所設計產品的主要技術規(guī)格。
根據(jù)輪胎尺寸、形狀、材料所需拆裝力等，初步選定本次設計的拆裝機工作臺為540mm,夾緊汽缸夾緊力3000N, 分離鏟拉力為14000N。經過在各汽車維修廠調查分析，初步確定其主要技術規(guī)格如下：
工作臺夾緊汽缸夾緊力： 2800N
工作壓力： 1MP
分離鏟拉力： 14000N
工作臺最小扭矩： 800N.m
工作臺直徑： 540mm
工作臺轉速： 6r/min~8rmin
卡爪活動范圍： 250mm——700mm
分離鏟最大張開尺寸： 450mm
工作臺夾緊氣缸速度：
伸出： 30mm/min
收縮： 30mm/min
分離鏟速度：
頂出： 30mm/min
收回： 40mm/min
拆裝頭離工作臺距離
最高： 500mm
最底： 50mm
四方立柱活動范圍：工作臺中心——正右側
工作臺距地面高度： 700mm
控制手柄距地面高度： 650mm
電機總功率： 1.1 KW
機器總質量： 220kg
參考外觀圖如下：
拆裝機外觀圖
由圖可看出，拆裝機由四大部分組成：機箱、工作臺、立柱拆裝頭組件以及分離鏟組件。動力系統(tǒng)幾控制系統(tǒng)皆安排于機箱之內，控制操作部分為機箱正下方的三個踏腳。機器集松胎、拆胎、裝胎于一體。松胎功能由機器右側的分離鏟實現(xiàn)：將輪胎滾放到右側壓胎板→調整分離鏟位置→踩下最右側踏板使分離鏟向左夾緊實現(xiàn)松胎。拆胎過程：將輪胎放在工作臺上面→踩下中間踏板→卡爪張開卡緊輪轂→將六方桿壓下并扳下緊鎖手柄→將拆裝頭放進輪胎與輪轂間→踩下左側踏板→工作臺轉動→輪胎與輪轂分離。裝胎過程與裝胎過程操作類似，不同點僅為將拆裝頭放在外胎之上壓緊，工作臺轉動時將外胎壓進輪轂。
根據(jù)所拆裝輪胎外胎直徑和寬度可設計出工作臺的直徑以及分離鏟的最大活動范圍，根據(jù)輪胎輪轂的尺寸范圍可確定卡爪的張合活動范圍，這樣就可以進一步確定拆裝頭立柱高度、六方壓桿的最高和最底位置。而根據(jù)輪胎材料、重量、輪轂和外胎的黏合力，則可得出工作臺最小扭矩，拆裝輪胎時工作臺氣缸所需的夾緊力、松胎時大氣缸所需的壓力、速度和行程等。
經調查，市場上的拆臺機存在一些問題，根據(jù)國內外相關參考資料，本設計將機器做了如下改進：
(1)針對皮帶經常容易松動的缺點，將V帶定期張緊裝置帶到設計中來，
(2)工作臺和蝸輪軸的連接部分,大部分拆胎機的工作臺與蝸輪軸是直接用平鍵連接，本設計將在工作臺下焊接一個軸套以加強連接部分強度
2.4.動力系統(tǒng)的設計
2.4.1 選擇傳動機構類型
根據(jù)拆裝機工作要求，可以知道，拆裝機最后一級的轉速為6r/min~8r/min。
要在保證扭矩要求的情況下達到底轉速，方案有三種：第一種，采用氣動馬達或者液壓馬達的一級傳動，根據(jù)調節(jié)氣流或液流來實現(xiàn)大扭矩低轉速。第二種，采用普通電機。第三種，采用特殊電機。經比較，第二種是最經濟簡易的方案。
目前一般電機額定轉速為1400r/min，從電機到工作臺的總轉速比i高達200，而要達到如此高的轉速比，常見的形式有二：一為行星輪減速器，二為蝸輪蝸桿減速器。但行星輪減速器制造和裝配都比較困難，成本極高。綜合各種考慮，最終確定選擇皮帶加蝸輪蝸桿減速器的傳動機構。
2.4.2 電機的選擇
1.電機的類型及結構型式選擇
工業(yè)上一般用三相交流電源，無特殊要求一般應選擇三相交流異步電動機。最常用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低廉，適用于不易燃燒，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性能好，也適合用于某些要求較高起動轉矩的機械需要 經常起動、制動和反轉的機械要求電動機有效小的轉動慣量和較強的過載能力，應選用起重及冶金用的YZ系列或YZR系列異步電動機。
電動機的機構形式，按安裝的位置不同，有臥式和立式兩種；按防護方式不同有開啟式，防護式。
根據(jù)設計的具體要求確定電動機的類型為三相異步， 由于本拆裝機需要經常起動、制動和反轉，并要求有較小的轉動慣量和較強的過載能力。選擇Y系列異步電機。參照《機械設計手冊》第40篇《電力傳動》（P40-118）確定電機結構型式為臥式，安裝型式為B3型。
2.電機容量的選擇
１）工作所需功率PW
據(jù)《機械設計基礎》P7工作主軸所需功率：
主機所需功率Pd：
式中η為電機至工作主軸的總效率
η=η1η2η3。。。。。。。。。ηn
本拆裝機有兩級減速機構，根據(jù)《機械設計基礎》P7表2-4取值如下
皮帶輪η1=0.95
蝸輪蝸桿η2=0.75
滾動軸承η3=0.99
代入數(shù)據(jù)T=1200Nm ，nw＝7r/min，得Pd＝0.98KW
確定電機功率為1.1kw
3.選擇電機轉速
據(jù)經驗公式
式中： ——電機轉速可選范圍
——各級傳動的傳動范圍
取=2；=80； 又主軸轉速=7r\min得=1225r\min
4.確定電機型號
由《機械設計手冊》第40篇《電力傳動》（P40-132）確定電機型號為Y-90s安裝形式為B3型
2.4.3.計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
1．傳動裝置總傳動比
i=nm/nw=1440/7=200
2．分配各級傳動比
取v帶傳動的傳動比=2，則單級蝸輪蝸桿減速器的傳動比為
i2=i/i1=80
所得值符合一般蝸輪蝸桿傳動比的允許范圍。
3．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1）各軸轉速
電機軸為o軸，減速器高速軸為I軸，低速軸為II軸，各軸轉速為
==1440r\min
720r\min
720/80=7r\min
2）各軸輸入功率
按電機額定功率計算各軸輸入功率，即
3）各軸轉矩
2.4.4 V帶傳動的設計計算
1.確定計算功率Pca
由《機械設計》表8-6查得工作情況系數(shù)KA=1.1，故
2.選取V帶帶型
根據(jù)Pca、n1由《機械設計》圖8-9確定選用A型。
3.確定帶輪基準直徑
由《機械設計》表8-3和表8-7取主動輪基準直徑
根據(jù)式（8-15），從動輪基準直徑。
dd2=id1=2*75=150mm
根據(jù)表8-7取=150mm
按式（8-13）驗算帶的速度
帶的速度合適。
4.確定v帶的基準長度和傳動中心距
根據(jù)，初步確定中心距=160mm
根據(jù)式（8-20）計算帶所需的基準長度
=675mm
由表8-2選帶的基準長度=710mm
由表（8-21）計算實際中心距a
177.5mm
5.驗算
主動輪上的包角
由式（8-6）得
主動輪上的包角合適。
6.計算V帶的根數(shù)
由式（8-22）知
由==1440r\min，，=2，查表8-5c和表8-5d得
=250kW
ΔP0=990kW
查表8-8得=0.89，查表8-2得=0.96，則
取z=2根。
7.計算預緊力，由式（8-23）知
查表8-4得q=0.07kg/m，故
=64N
8.計算作用在軸上的壓軸力
105N
9.帶輪機構設計
1)V帶輪的結構形式的選定：根據(jù)《機械設計》P156，因為=75mm<2.5d（d為電機軸的直徑），所以小V帶輪選用實心形式；
=150mm，D-100mm，所以大帶輪選用孔板式。
根據(jù)所選V帶帶型，由《機械設計》表8-10選取如下表所示尺寸：
項目
節(jié)寬bp
基準線上槽深hamin
基準線下槽深hfmin
槽間距e
第一槽對稱面只端面的距離 f
最小輪緣厚
帶輪寬B
外徑
輪槽角
大帶輪
11.0
3
11.0
150.3
6
33
155
小帶輪
11.0
3
11.0
150.3
6
33
40
具體結構參看零件圖CZ-00-17和CZ-05-01。
2.4.5 蝸輪蝸桿的設計計算
本設計的機器設計壽命定為8000小時
1.選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T10085-1988的推薦，采用阿基米德蝸桿(ZA型)。
2.選擇材料
根據(jù)庫存材料的情況，并考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度底，故蝸桿用45鋼；因希望效率高耐磨性好些，故蝸桿的螺旋齒面要求淬火，硬度為45~55HRC。蝸輪輪緣為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，離心鑄造，蝸輪輪芯為45鋼，蝸輪全部采用ZCuSn10P1生產的話成本較高，且硬度會不夠，故采用裝配式的蝸輪結構。
3.按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)封閉蝸輪傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒跟彎曲疲勞強度。由《機械設計》式（11-12），傳動中心
1）確定作用在蝸輪上的轉矩
按估取效率則
=984.844N.m
2）確定載荷系數(shù)K
因為工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均勻系數(shù)；由表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可去動系數(shù)Kv=1；則
K＝＝１
3）確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和蝸桿相配，故
4）確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑d１和傳動中心a的比值d１／a＝0.41，從圖１１-１８中查得＝２.７
5）確定許用接觸應力［］
根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，從表 １１-７中查得蝸輪的基本許用應力＝268MPa。
應力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù) ?。?.21 則
?。郏荩?＝１.２１２６８MPa＝428.556N/mm^2
6）計算中心距
100mm
取中心距a=118mm，因為i=80，故從表11-2中取模數(shù)m=2.5mm，蝸桿分度圓直徑d1=45mm。這時，d1/a=0.4。從圖11-18中查得接觸系數(shù)=2.68，因為，因此以上計算結果可用。
4.蝸桿與蝸輪主要參數(shù)與幾何尺寸
1）蝸桿
桿頭數(shù)z1=1，蝸桿分度圓齒厚s2=3.927mm，蝸桿螺紋長b1≥38mm蝸桿分度圓直徑d1=45mm，蝸桿齒頂圓直徑da1=50mm，蝸桿齒根圓直徑df1=39mm，蝸輪分度圓直徑d2=175mm，蝸桿導程角γ=3.18°。蝸桿軸向齒厚sx1：3.927mm，蝸桿法向齒厚sn1：3.921mm。
2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)z2=70；蝸輪變位系數(shù)x2=0
驗算傳動比70，這時傳動比誤差為0，允許。
蝸輪分度圓直徑 =2.5 70= 175mm
蝸輪喉圓直徑 da2= =180mm
蝸輪齒跟圓直徑 =169mm
蝸輪齒頂圓弧半徑 Ra2= =20mm
蝸輪頂圓直徑de2=185mm
5.校核齒跟彎曲疲勞強度
當量齒數(shù) 70.26
根據(jù)x2=0，=70.26，從圖11-19中可查出齒形系數(shù)=2.3
螺旋角系數(shù) 0.974
許用彎曲應力
從表11-8中查得ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56MPa。
壽命系數(shù) =0.67
=560.67=37.52MPa
MPa=138.165MPa
彎曲強度可以滿足
6.精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由《互換性與技術測量》查得相關公差。（詳見圖CZ-05-01和CZ-05-02）
7.蝸桿傳動的熱平衡核算
蝸桿傳動由于效率底，所以工作時候發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產生的熱量不能及時散逸，將因為油溫不斷升高而使?jié)櫥拖♂?，從而增大摩擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內的發(fā)熱量等于同時間內的散熱量的條件進行熱平衡計算，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內。
由于摩擦損耗的功率,則產生的熱流量（單位為1W=1J/s）為
式中P為蝸桿傳遞功率，這里P=1.1KW
按蝸桿頭數(shù)為1，由《機械設計》P260取=0.7，則
=10001.1（1-0.7）=3.3J/s
由于轉速底，溫度不高，本設計采用自然冷卻方式，從箱體外壁將熱量散發(fā)到周圍空氣中。其熱量
式中：——箱體的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，取=12
S——內表面能被潤滑油所飛濺到，而外表面又可為周圍空氣所冷卻的箱體表面面積。由箱體結構，S０.２
——油的工作溫度，一般限制在６０～７０
——周圍空氣的溫度，由于機器在常下工作，?。?；
按熱平衡條件＝，可以求得在既定工作條件下的油溫為
?。剑剑玻?１５
保證正常工作溫度所需要的散熱面積S為
＝０.１５
顯然，箱體表面散熱面積可以達到散熱要求。
8.軸承的選擇
蝸桿軸承的選擇
初始條件：軸承所承受載荷為=1500N，=1000N，d=30mm，轉速n=560r/min要求工作8000小時，工作情況平穩(wěn)。
<1>軸承類型的選擇
按照裝置的結構，本設計蝸桿采用一對角接觸球軸承，正裝。代號7210AC（GB/T292-1994，）
由滾動軸承樣本可查得7210AC型軸承面對面安裝，當量載荷的計算：
因為/=1.5>0.68 ，且工作平穩(wěn)，取=1，按公式（13-8a）
=2415N
<2>求該對軸承應具有的基本額定動載荷
按照式子（13-6）
=2415=15585.7N
<3>按照滾動軸承樣本，一下個型號軸承面對面成對安裝在一個指點時候的基本額定動載荷C為：
軸承代號 7210AC 7210AC
基本額定動載荷/N 24600 25000
故選擇一對7006AC的軸承安裝在蝸桿兩側上合適。
2.4.6 軸承的校核
蝸輪軸上采用角接觸球軸承，型號為7210C?；绢~定動載荷C=44800N，接觸角=15,徑向載荷系數(shù)X=0.44，軸向載荷系數(shù)Y=1，要求壽命=20000h。
當量動載荷的計算公式為
P= (3-3-15)
P-當量動載荷，單位為N。
-負載系數(shù)
X-徑向載荷系數(shù)
Y-軸向載荷系數(shù)
-徑向力，單位為N。
-軸向力，單位為N。
P=0.95（0.44×393+1×1018）=1131.374N
其中=2.16/2=1080N，= tan20=393N
計算壽命公式為
(3-3-16)
-壽命，單位為h。
n-轉速，單位為r/min。
-溫度系數(shù)
C-基本額定動載荷，單位為N。
P-當量動載荷，單位為N。
-壽命系數(shù)。
==1.1h>=20000h
故蝸輪軸軸上的角接觸球軸承7210C壽命校核通過。
2.4.7主軸的強度校核
初始條件，由蝸輪的計算可知道，工作臺輸出的扭矩為984844N.mm。軸的彎距由工作臺和拆裝的輪胎的重量造成，由于工作臺和輪胎的重量大約50Kg，彎距較小，可以忽略。此處按照軸的扭轉剛度進行校核。本主軸為階梯軸。 由《機械設計》P368公式15-16
式中：
T ——軸所受的扭矩，單位N.mm
G ——周到材料的剪切彈性模量，單位MPa，對于鋼材，G＝Mpa
——軸截面的極慣性矩，單位，對于圓軸，
L ——階梯軸受扭矩的作用的長度，單位為mm
、、——分別代表階梯軸第i段上所受的扭矩、長度和極慣性矩；
Z ——階梯軸受扭矩作用的軸段數(shù)。
其中
＝207.63
階梯軸受扭矩作用的長度即為蝸輪在蝸輪軸上的作用中點到工作臺在蝸輪軸上的作用中點的距離，按照主軸結構尺寸L＝260mm。
代入數(shù)據(jù)，算得＝0.33
軸的扭轉剛度條件為
由于軸傳動精度要求不高，?。剑?
顯然，軸的扭轉剛度符合要求，主軸的結構合理。
主軸零件見CZ-05-01。
2.4.8大氣缸的設計
由于拆裝機松胎過程需要的拉力高達14000N，并且行程短（按照輪胎最大寬度400mm確定分離鏟的最大張開距離450mm。為留有一定余量。大氣缸的行程為600mm）要達到如此大的拉力，并且行程極短，前沒有廠家專門生產。所以所要的氣缸屬于特殊氣缸。
（１） 氣缸活塞桿的確定，按照機器結構，并參照表13-4《活塞桿直徑系列》
選用氣缸活塞桿直徑20mm
（２） 氣缸內徑的計算
由《液壓傳動與氣壓傳動》P321公式（13-4）
式中 F＝14000N； 工作壓力P＝1MPa；由表１３-２查得＝0.5；
d＝20mm。代入上式得D=189mm。
按照《液壓傳動與氣壓傳動》P321表13-2缸筒內徑系列圓整為
D＝180mm
氣缸壁厚的設計
本次設計的大氣缸選用鑄鐵HT150，根據(jù)表13-5確定氣缸壁厚為 14mm。
氣缸的結構設計
由于大氣缸行程短，速度慢，所以無須緩沖。前后端蓋只用簡單的端蓋閉合，所有密封圈均采用O型密封圈，標準GB/T345.2-1988
為了防止安裝在機器箱體上造成應力過大，要將氣缸與分離鏟力臂左側的加強板連接，并且在大氣缸工作時候會有一定的繞軸擺動，所以大氣缸的安裝形式為前端軸梢式。即在前端蓋設計兩個軸耳通過螺栓組和箱體的加強板連接。
2.4.9 平鍵連接（動連接）校核
這里所校核的鍵為蝸輪軸與旋轉工作臺所連接的平鍵 ，工作臺的轉動由平鍵帶動。
已知：
傳遞的轉矩 T =1080 N·mm
軸的直徑 d =40 mm
鍵的類型 sType =A型
鍵的截面尺寸 b×h =14x9 mm
鍵的長度 L =40 mm
鍵的有效長度 L0 =26.000 mm
接觸高度 k =3.600 mm
材 料 Met =鋼
載荷類型 PType =輕微沖擊載荷
許用應力 [p] =40 MPa
計算應力 p =0.577 MPa
校核計算結果： p ≤ [p] 滿足
2.5.0 電路系統(tǒng)的組成
由于電氣系統(tǒng)的任務是按照電氣系統(tǒng)規(guī)定的動作圖表，驅動電動機，選擇規(guī)定的工作方式在主令控制器的指令下，使有電機動作以完成指定的工藝動作。
拆裝機采用三相交流50HZ，220V電源，由主要元件“萬向開關”和“三相鼠籠型感應電動機”所組成，并實施了“星---三角”啟動。電路圖如下：
2.5.1.作臺動作的說明
由上圖可以看出，控制器有6組共12個接觸點，手柄有三個工作位置工作臺正轉反轉：
手柄角度左邊 觸點1-2、3-4、5-6閉合，觸點7-8打開 工作臺正轉
不施力時手柄0° 只有觸點5-6閉合， 工作臺停轉
手柄角度右邊 觸點7-8閉合，其余打開 工作臺反轉
2.5.2電氣連鎖電氣保護裝置
1.控制電路的短路保護是采用空氣開關。
2.電動機的過載保護是采用熱繼電器，短路保護是采用空氣開關。
3.本機器由于線路的通斷是通過主令控制器控制，得到線路的高壓保護及失壓保護。
4.本機器電器裝置均有安全可靠的接地裝置，用戶應按照要求接上總地線。
2.5.3氣動控制系統(tǒng)設計
和模塊化的要求對于氣動控制元件選用國家標準方向控制閥。
2. 5.3.1 工作臺夾緊氣缸控制閥的說明
為了操在控制閥不發(fā)出指令的時候能處于停止狀態(tài)并夾緊輪胎，所以采用的是中位常閉式。作工能準確地使工作臺氣缸夾緊輪胎，和操作方便。采用QSR5系列手柄推拉式三位五通閥，由于要使氣缸圖形符號
可以看出，手柄有三個工作位置，其動作說明如下：
氣缸的夾緊松開
手柄角度上推 氣流方向1→2，4→5 氣缸收回松開
不施力時手柄 全氣路閉合 氣缸不動
手柄角度下推 氣流方向1→4，2→3 氣缸頂出夾緊
2.5.3.2拆胎機氣動原理圖及氣動連接實物圖
輪胎拆裝機的氣動原理圖
氣動連接實物圖
3 安裝與調試
3.1 輪胎拆裝機的安裝順序
(1)首先將工作臺、動力機構按照裝配圖對于位置安裝，并將工作臺上平面找平，要求臺面與水平的平行度不大于０.０５㎜,然后將地腳的栓緊固.
(2) 如圖將立柱、回位彈簧、六方桿、柱帽等裝在機箱上，并將所有緊固件旋緊。并調節(jié)六方桿所緊彈簧片，使六方桿在回力彈簧的彈力下能自由地上下活動，而將所緊手柄向下板大約１２０度時，能將六方桿準確地鎖緊在要求位置上。
(3)將拆裝頭安裝在六方桿下部，并按照一般拆裝的輪胎直徑調整拆裝頭位置，然后將六角螺栓鎖緊。
(4)將松胎鏟組件安裝在對應位置，按照輪胎的寬度調整活塞末端螺母，使其活動范圍符合要求。
(5)安裝大氣缸。
(6) 安裝三位五通閥和萬能轉換開關
(7)按照氣壓原理圖及電氣原理圖和電氣接線圖等,接好管路等.
3.2. 設備的初始調試
說明：調試前應確保電源和氣源符合要求，并確保油霧器中的油在油標范圍之內，三個踏板必須在原始位置。
（l） 踏下轉盤轉向腳踏（J），轉盤（F）順時針旋轉；上抬轉盤轉向腳踏（J），轉盤（F）逆時針旋轉；
（2） 踏下分離鏟腳踏（I），分離鏟（S）動作，松開踏板后回位；
（3） 踏下夾緊氣缸腳踏（H），轉盤上的卡爪（E）張開；當再踏一下時，卡爪（E）又合上。
（4） 轉動旋扭手柄（K），鎖緊擺臂；
（5） 按下六方桿（C），扳動六方桿鎖緊手柄（B）鎖緊六方桿；松開六方桿鎖緊手柄（B），六方桿回位。
3.3卡爪夾緊系統(tǒng)的調試
l
a.在圖1（p6） 中，轉盤上的卡爪位置通過轉盤下夾緊氣缸桿的伸縮來控制。氣缸桿的伸縮由腳踏H來控制。腳踏H 有高中低三個位置，當腳踏H 處于高位時，夾緊氣缸桿向里收縮。卡爪也向里收縮直至收縮到最小，這時對應兩卡爪之間的距離：外緣為13″，內緣為10″。
l b.當腳踏H處于低位時，夾緊氣缸桿向外伸，卡爪也向外運動，直至運動到最大位置。這時對應兩卡爪之間距離：外緣20″，內緣17″。
l
c.當卡爪在運動過程中（向里或向外）輕踩腳踏H，使其處于中位，卡爪運動停止。巧妙運用該位置，可以使卡爪停留在最大和最小之間任意位置。
3.3.1卡爪運動的原理
由機箱內腳踏H的構造可知：凸輪上有三個位置控制腳踏的三個位置。
腳踏的三個位置控制分流閥的三個位置。分流閥控制氣路，實現(xiàn)夾緊氣缸桿的伸、縮、停。從而實現(xiàn)卡爪的運動和停止。
3.4 分離鏟調試
分離鏟位于機箱右側，它的工作程序是：用腳踩下腳踏，機箱內大氣缸工作，氣缸活塞桿將分離鏟拉向機箱方向。其拉力在14075 N左右。松開分離鏟腳踏I，氣缸活塞桿被壓出。分離鏟可以在一定范圍內左右擺動，如擺動幅度不合適，調整活塞桿右端螺母（如下圖）位置即可實現(xiàn)。
3.5 六方桿的鎖緊調整
當六方桿鎖緊手柄（如圖8）向下時,六方桿在外力和回位彈簧的作用下可以上下自由滑動；當六方桿鎖緊手柄逆時針轉動約120 度時，連接在手柄上的凸輪將鎖板頂起使六方桿鎖死。如達不到該種情況，調節(jié)螺母的上下位置，即可實現(xiàn)鎖緊六方桿的目的。
3.6 拆裝頭的調整
1． 檢驗
1) 將一直徑為15英寸的鋁合金輪轂安裝在轉盤上；
2) 使拆裝頭與輪輞配合，并鎖緊；
3) 按照圖9（滾輪拆裝頭）和圖10（護墊拆裝頭），使用專用檢測工具檢驗。
2． 調整
1) 松開所有緊固拆裝頭的螺釘；
2) 使拆裝頭與輪輞相吻合，并鎖緊六方桿；
3) 稍微將螺釘A3—A4（圖13，14）擰緊，調整拆裝頭使其處于正確的狀態(tài)；
4) 分別將螺釘A1—A2（圖11，15 具有滾輪；圖12，16具有護墊）擰緊，以使拆裝頭位置在正確范圍內，然后用手將螺栓B緊固；
5) 解鎖并升起六方桿，再使拆裝頭與輪輞相吻合，并鎖緊六方桿；
6) 初次用50Nm的力矩將螺栓A1-A2-A3-A4 擰緊，再用專用測量尺檢測數(shù)據(jù),確保其與圖中數(shù)據(jù)一致；
7) 最后，用50Nm的力矩緊固螺栓B，再用專用測量尺檢查一次。
3． 定期檢查
使用半年后，按照“檢驗”步驟檢查相關數(shù)據(jù)是否正確，如果數(shù)據(jù)不正確，則按以下步驟進行：
a) 檢查螺栓是否緊固；
b) 如果數(shù)據(jù)2（滾輪，圖11）或數(shù)據(jù)1（護墊，圖12）發(fā)生變動，可能是由于調整螺母（圖
8）發(fā)生松動。擰緊或松動螺母增加或減小傾斜角度。
3.7 氣源三聯(lián)件的調試與調整
如下圖所示，圖中氣源三聯(lián)件上有一氣壓調節(jié)鈕，將其拔起，反時針旋轉是減壓；順時針旋轉是增壓。將壓力調到工作壓力后，按下調節(jié)鈕以鎖緊。
空氣凈化器是濾除空氣中的水和雜質。當水和雜質累積量超過紅線標志時，旋開下面的放水鈕然后用手指上壓以將水和雜物排出。
油霧器是向工作氣體中加入定量的潤滑油，用于潤滑氣缸和氣閥中的運動零件。踩下腳踏H或I，3～5 次后，潤滑器玻璃杯中會有一滴油滴入，如達不到該流量值，可調節(jié)油量調節(jié)螺釘來實現(xiàn)。
3.8 常見故障及排除方法
故障
可能的原因
排除方法
轉盤只單向轉動
◆ 萬能轉換開關損壞
◆ 更換萬能轉換開關
轉盤不轉動
◆ 皮帶損壞
◆ 萬能轉換開關損壞
◆ 電機有問題
◆ 皮帶太松
◆ 更換皮帶
◆ 更換萬能轉向開關
◆ 檢查電機電源或接線盒電
源接線
◆ 若電機燒壞，更換電機
◆ 調節(jié)皮帶張緊力
轉盤不能正確夾住輪輞
◆ 卡爪磨損
◆ 轉盤夾緊氣缸漏氣
◆ 更換卡爪
◆ 更換氣缸密封圈
踩下腳踏后，腳踏不能回位
◆ 腳踏回位彈簧損壞
◆ 更換腳踏回位彈簧
傳動部分聲音異常
◆ 電機位置緊固螺釘松動
◆ 有異物進入傳動系統(tǒng)
◆ 旋緊緊固螺釘
◆ 排除異物
電機不轉或輸出力矩不足
◆ 傳動部位卡死
◆ 電容擊穿