1、编 号无锡太湖学院毕 业 设 计 （ 论 文 ）题目： MKZ84125 轧辊磨床轴承 箱体翻转机构设计 信 机 系 机 械 工 程 及 自 动 化 专 业学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：副教授）（职称： ）2013 年 5 月 25 日无锡太湖学院本科毕业设计（论文）诚 信 承 诺 书全套图纸，加 153893706本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文） MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计 是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。班
2、级： 机械 95 学 号： 0923226 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日III无 锡 太 湖 学 院信 机 系 机 械 工 程 及 自 动 化 专 业毕 业 设 计 论 文 任 务 书一、题目及专题：1、题目 MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计 2、专题 二、课题来源及选题依据本课题来自于无锡上机磨床有限公司的生产实际。该公司设计生产的自动数控轧辊磨床在磨削工作辊的过程中，两端的轴承箱体会与砂轮架发生干涉，而频繁的装卸轴承箱体则会使加工过程变得繁琐。为了解决这个问题，本课题要设计一个轧辊磨床翻转机构，在磨削工作辊时将轴承箱体翻转 90，既避免了在加工过程中轴承箱体和砂
3、轮架干涉，又保证了加工的效率。 三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 分析并了解机床的基本结构，熟悉机床的具体工作原理； 完成整机的总体布局设计，并绘制相应的二维图纸； 完成翻转机构的设计，绘制相应的二维装配图。 完成部分零件图设计。 II四、接受任务学生：机械 95 班 姓名 五、开始及完成日期：自 2012 年 11 月 12 日 至 2013 年 5 月 25 日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师 签名签名签名教 研 室 主 任学科组组长研究所所长 签名系主任 签名2011 年 11 月 12 日III摘 要自动数控磨床是钢材板材轧制生产线的重要配套设备 ，其磨削精度和磨削效率直
4、接影响钢板的轧制质量与生产效率。它的作用是进行各种性质不同的钢材板材磨削，主要应用于钢材、铝箔和造纸行业等。然而其在磨削工作辊的过程中，两端的轴承箱体会与砂轮架发生干涉，而频繁的装卸轴承箱体则会使加工过程变得繁琐，因此设计了翻箱机构，将工件翻转 90 度。设计翻箱机构，包括翻箱机构的工作原理、机床各部件的组成、其操作要求和方法以及翻箱机构技术要求进行了概述，并详细设计了 MKZ84125 轧辊磨床的翻箱机构，其中包括法案的选择，电机的确定以及蜗轮蜗杆与各个轴以及齿轮的选择并画出了机床总装图，翻箱机构总装配图以及部分重要零件的部件图。其设计过程主要特点是采用三相异步电动机带动蜗轮蜗杆以及齿轮传动
5、，以达到将工件翻转 90 度的效果，方便磨床加工。翻箱机构结构简单紧凑，操作简单，维护方便，翻转工件效率高。关键词:翻箱机构；三相异步电动机；蜗轮蜗杆；齿轮传动IVAbstractThe automatic CNC grinding machine is an important corollary equipment which rolls production line by steel and sheet metals. Its grinding accuracy and efficiency directly affect the quality of steel rolling an
6、d its production efficiency. Its role is to grind the various properties of steel and sheet metals, it mainly used in steel, aluminum foil, paper industry and etc. However, during the process of grinding, the bearing boxes of both sides will interfere with the wheel frame, and loading and unloading
7、the bearing boxes frequently will make the process more complicated, so I designed the box turnover mechanism, it can let the workpiece rotate 90 degrees. Designing the box turnover mechanism, it consists of its working principle, the composition of each part of machine tool, its operating requireme
8、nts and methods and providing an overview of technical requirements of the box turnover mechanism. Whats more, I also designed the box turnover mechanism of MKZ84125 rolling grinder. It involves the choice of the Act, the determination of motors and the selection of worms, each shaft and gears. In a
9、ddition, I draw the assembly chart of machine, the general assembly chart of the box turnover mechanism and the parts diagram of some important parts. The main features of designing process are adopting the three-phase asynchronous motor to drive the worms and using the two-stage gears to drive to r
10、each the effect which let the workpiece rotate 90 degrees. It will convenient the process. The structure of the box turnover mechanism is simple and compact. It can operate simply, maintain easily and the workpiece is efficient. Key words: box turnover mechanism; three-phase asynchronous motor; worm
11、s; stage gearsV目 录摘 要 .IIIABSTRACT IV目 录 .V1 绪论 .11.1 立题依据 .11.2 翻箱机构的研究现状 .12 MKZ84125 机床总体设计 .42.1 机 床的技术参数 .42.2 机床总体布局设计 .42.2.1 布局方案的选择 42.2.2 各部件的布局 52.3 机床各部件的方案介绍 .52.3.1 床身 52.3.2 头架 62.3.3 尾架 62.3.4 砂轮主轴系统 72.3.5 砂轮架 72.3.6 供油系统 72.3.7 中心架 82.3.8 CNC 测量系统 83 轴承箱体翻转机构设计 .93.1 设计的基本参数 .93.2
12、翻箱方案的选择 .93.3 翻箱机构的总体设计 .93.4 电动机的选择 .103.4.1 选择电动机类型 103.4.2 选择电动机的容量 103.4.3 电动机转速的确定 113.5 总传动比和分配各级传动比的计算 .123.6 传动装置的运动和动力参数的计算 .123.6.1 各轴转速 123.6.2 各轴功率 123.6.3 各轴转 矩 123.7 传动零件的设计计算 .133.7.1 联轴器的类型的选择 133.7.2 蜗杆传动的设计 133.7.3 第一级齿轮传动的设计 16VI3.7.4 第二级齿轮传动的设计 193.8 翻箱机构的结构设计 .213.8.1 轴 1 的结构设计
13、213.8.2 轴 2 的结构设计 223.8.3 轴 3 的结构设计 233.8.4 翻箱机构其余部分的结构设计 244 轴的校核 .264.1 轴 1 的校核 .264.2 轴 2 的校核 .284.3 轴 3 的校核 .305 结论与展 望 .335.1 结论 .335.2 不足之处及未来展望 .33致谢 .34参考文献 .35MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计11 绪论1.1 立题依据该课题来自于无锡上机磨床有限公司的生产实际。MKZ84125 轧辊磨床它的磨削机理具有一般大型外圆磨床特点，但又不同于一般的外圆磨床的运动复杂得多，除砂轮与工件辊作相对回转运动外，还要求砂轮、
14、工件二者作相对纵向运动的同时，作一定的径向相对位移，而且这个径向位移是不同于磨削锥度的复合运动。因此，它的传动机构比较复杂，机床工作精度要求也较高。工作辊是在造纸厂和轧钢厂的生产中用来轧制纸张和钢板的重要部件。其工作情况如图 1.1 所示。图 1.1 轧辊磨床工作辊工作示意图由于工作辊在使用过程中磨损较快，平均两到三个小时就要进行修整磨削，否则将达不到所要求的加工精度。自动数控轧辊磨床在磨削工作辊的过程中，两端的轴承箱体会与砂轮架发生干涉，从而影响加工精度，而频繁的装卸轴承箱体则会使加工过程变得繁琐。现在有客户提出希望上机磨床有限公司在设计轧辊磨床的同时能配上在线翻箱机构，在磨削工作辊时将轴承
15、箱体翻转 90，既避免了在加工过程中轴承箱体和砂轮架干涉，又保证了加工的效率。本课题在进行 MKZ84125 自动数控轧辊磨床整体设计的基础上，根据上机磨床厂给定的关于机床的尺寸参数，翻箱动作的具体要求以及大连重工集团有限公司设计的待加工工作辊的相关资料，对在 MKZ84125 自动数控轧辊磨床上使用的翻箱机构进行设计，解决上机磨床厂和其客户在生产实际中的问题。1.2 翻箱机构的研究现状轧辊磨床上的翻箱机构设计是一个较新的课题。目前国内外关于这方面的研究均较少。现在有两种翻箱机构，连杆翻箱机构和齿轮翻箱机构。无锡太湖学院学士论文2连杆翻箱机构的构造如图 1.2 所示辊轴轴承翻箱机构。图 1.2
16、 连杆翻箱机构其特征包括机架 1，摆动油缸 2，油缸 2 的活塞杆连接摆杆 3，摆杆 3 通过摆杆 4 的连接摆杆 7，摆杆 7 连接托块 6，摆杆 3 通过摆杆 4 连接构件 9，构件 9 连接构件 10,构件10 安装于机架 1，构件 9 连接托块 6，构件 9、摆杆 4、构件 10、机架 1 和摆杆 4、摆杆7、托块 6、构件 9 分别构成四连杆。5 为轴承箱，8 为工件床身。其工作原理为油缸 2 活塞杆推动摆杆 3 旋转，摆杆 3 以转轴 11 为支点带动摆杆 4 转动，与此同时，与摆杆 4 连接的构件 9 以及构件 7 一起转动，构件 9、摆杆 4、油缸 2、机架 1 构成以机架以机
17、架 1 为基体的四连杆，摆杆 4、摆杆 7、托块 6、构件 9 构成以构件 9 为基体的四连杆，两个四连杆同时运动，实现对托块 6 以及安装于托块 6 上的轴承箱 5 的翻转。通过该翻转机构可以方便、快捷的实现对轴承箱的翻转，确保磨床对辊轴凸、凹工作面的磨削 1。齿轮翻箱机构的实例为如图 1.3 所示的焊接变位机。MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计3图 1.3 焊接变位机焊接变位机作为焊接辅助设备，与焊接操作机、焊接滚轮架并称为焊接辅助设备中三大机。目前我国的焊接变位机制造已经日趋完善，使用范围也变得很广。然而由于现在焊接变位机的功能很完善，因此各企业和个人对其的发展非常看好。焊接
18、变位机的构成与应用主要是通过工作台的升降、回转、翻转等运动使工件处于最佳焊接位置，有侧翻式、头尾式、升降式及双回转等多种结构形式。可与焊接操作架等配套组成自动焊接专机，还可与机器人等配套实现自动化焊接。同时可根据用户的工件和工艺要求，设计定制各种特制焊接变位机。然而焊接变位机的结构也有多种，一是单回转式，使用比较广，为了适应不同工件装夹需要，还有三种基本型式，立式、卧式和双座式。双座还分尾架固定和尾架移动两种型式。还有一种是双回转式，这主要是为了适应不同工件装夹需要和考虑结构受力合理，也设计有三种基本型式，L 型、C 型、H 型。最后一种是倾翻-回转式，其也有不同的结构设计。关于焊接变位机的功
19、能设计主要可从四个方面来解释：（1）普通型：回转运动为定速传动；（2）调速型：至少有一个回转运动设计为变速传动；（3）联控型：除具有调速功能外，采用 PLC 和微机控制，使多机和多自由度联动工作；（4）机器人配套型：作为机器人外部轴使用或参加焊接；或仅做工位变换，不参加焊接。无锡太湖学院学士论文42 MKZ84125 机床总体设计2.1 机床的技术参数最大磨削直径：1250mm最大磨削长度：7500mm工件最大重量：25/35 吨2.2 机床总体布局设计2.2.1 布局方案的选择由于机床的总体布局关系着机床的性能，质量和整体的合理性，所以决定机床的布局时应注意以下几个方面：（1）保证机床具有与
20、所要求的加工精度相适应的刚度和抗振性。支撑部件应力求有足够的刚度，运动部件在不影响本身刚度的条件下，应尽可能的做到体积小，重量轻。（2）机床的布局应尽量使传动链较短，以简化结构，提高传动精度和效率，减少功率损失和发热量，降低制造成本。一般有两种形式：卧式和立式。加工圆柱形工件的车床，内外圆磨床、螺纹磨床以及各种专门化的磨床布局，大都是卧式的。行星式内圆磨床，加工工件孔的钻床等是立式的。由于轧辊磨床是加工圆柱形工件的专门化机床，所以选择卧式的布局形式。（3）机床操作与调整要简单，装拆与维修要方便，排屑与冷却要流畅，连锁与防护要安全可靠。在考虑机床布局时必须重视减轻工人劳动强度，改善劳动条件和劳动
21、环境，如操作手柄位置高低适当，尽量集中，应考虑吸尘、冷却液的过滤和调换方便等问题。（4）机床的外型轮廓应美观，协调大方。机床总体布局设计的一般步骤是，先根据工艺分析分配机床部件的运动，选择传动形式和支承形式，从磨床的运动布局来看，有以下两种方案： 方案一：工件在工作台上作纵向往复运动该方案对于重量较大的工件，作纵向往复运动容易使床身变形，降低动态刚度，直接影响了工件的加工精度。在这种方案下工件床身的长度为：（1.1）工 件尾头床 L2L式（1.1）说明了往复运动时床身长度与头架、尾架、工件之间的关系。对于所要加工长度较短工件的机床，按此种方案设计。方案二：砂轮架随拖板作纵向往复运动。该方案中工
22、件不需要做往复运动。工件床身的长度为：（1.2）工 件尾头床 LL式（1.2）说明了不做往复运动时床身长度与头架、尾架、工件之间的关系。按此种方案设计，工件床身的长度可以比第一种方案短一个工件的长度，当工件越长，这个效果越显著，能有效的减少机床长度。这种方案也存在一些缺点，由于砂轮床身面积加大，相应的增加了床身的重量，纵向和横向进给运动的关系也相对复杂了 2。由于 MKZ84125 的最大磨削重量在 25/35t，磨削工件最大长度为 7500mm，是磨削工件重量较大，长度较长的情况，所以选方案二：砂轮架随拖板作纵向往复运动。MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计52.2.2 各部件的布
23、局一台数控自动化轧辊磨床一般由砂轮床身、工件床身、砂轮架、头架、中心架、尾架、CNC 测量系统、供油系统和冷却系统等组成。现对各部件的布局设计如下：本机床工件床身与砂轮架床身采用分体结构，减少因工件重量引起的加工精度变化。砂轮主轴采用高精度动静压轴承（径向和轴向） ，主轴精度高，刚度大。砂轮床身配备伸缩式不锈钢防护罩，保证永不生锈。根据所需要磨削的工件的尺寸可确定砂轮架的行程和极限位置，同时结合砂轮架的尺寸，从而可确定砂轮床身的长度和防护罩的长度。根据砂轮需要实现的横向进给，可确定出砂轮床身的宽度和防护罩的宽度。工件床身的长度确定，需要在磨床的最长磨削长度的前提下，考虑到工件床身上布置的头架、
24、尾架、中心架、软着陆机构、翻箱机构等的尺寸和安装位置，会比工件的最大磨削长度长一定的尺寸。砂轮架、头架、中心架、尾架和翻箱机构在床身上的布置位置如图 2.1 所示。图 2.1 机床整体布局图为方便进行操作和测量，CNC 测量系统布置于砂轮架的上方，可沿导轨进行运动。托瓦润滑油箱、磨头润滑油箱、动力油箱、油温控制器和冷却水箱等集中布置在床身的尾架侧。为了机床整体布局的整洁美观和使用方便，各根油管、水管均由床身下方的拖链集中连接到所需位置。机床整体布局的结构如图 2.1 所示，其中各个部分的名称如下：1-尾架； 2-翻箱机构； 3-砂轮架；4- 中心架；5-头架； 6-防护罩；7- 砂轮床身；8-
25、冷却水箱；9- 润滑油箱和油温控制器；10-工件床身。2.3 机床各部件的方案介绍2.3.1 床身床身采用砂轮床身与工件床身分离的结构。床身调整垫铁间距短，刚性强，床身精无锡太湖学院学士论文6度不易变化。砂轮床身配备的伸缩式不锈钢防护罩保证永不生锈，安装在砂轮床身内的精密滚珠丝杆，用于驱动大拖板(Z 轴） 2。床身如图 2.2 所示。图 2.2 床身2.3.2 头架 头架由直流电动机驱动，通过皮带传动，由偏心套及摆杆机构调整皮带松紧，由直流调速装置无级调速。头架润滑系统选用了油脂泵，可实现自动定时给油。当磨削超过25 吨重的工件时，头架部份装辅助启动装置，能保证迅速达到预定转速。头架如图 2.
26、3 所示。图 2.3 头架2.3.3 尾架尾架采用二层结构，整个部件刚度要高。其移动采用电动驱动方式，液压自动锁紧。尾架配备大行程液压套筒，顶紧力可由传感器测定后数码显示。尾架示意图如图 2.4 所示。MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计7图 2.4 尾架2.3.4 砂轮主轴系统砂轮主轴前后径后轴承均采用高精度动静压轴承，主轴轴向采用高精度推力轴承。另外，在后轴承设计中增强了工作腔动静压轴承的静态压力效果，以克服较大皮带拉力对轴瓦造成的损伤。主轴动静压轴承具有回转精度高，稳定性好，动态刚性强，不易振动等特点。2.3.5 砂轮架砂轮架采用大偏心套和动静压轴承结构，导轨采用封闭式贴塑静压
27、导轨，主轴为分体式氮化砂轮主轴，吸振能力强。砂轮主轴由直流电机驱动、数字式调速系统无级调速、带传动。主轴轴承采用动静压轴承，皮带拉力和砂轮切削力均作用在轴承中心，使主轴产生最小的挠度，刚度特别强，可适合于重负荷，高效率粗磨和高精度、高光洁度精磨。磨头主轴中间装有砂轮自动平衡装置，能自动平衡砂轮 3。砂轮架示意图如图 2.5 所示图 2.5 砂轮架2.3.6 供油系统该系统由 3 个润滑油箱和一个油温控制箱组成。主要泵阀都选用德国力士乐公司的产品。供油系统示意图如图 2.6 所示。无锡太湖学院学士论文8图 2.6 供油系统2.3.7 中心架中心架有头架侧中心架和尾架侧中心架。中心架与自动测量装置
28、一起能校准工件轴线与床身导轨平行。托瓦伸缩有手动或自动调整两种配置形式。中心架的示意图如图 2.7 所示。图 2.7 中心架2.3.8 CNC 测量系统CNC 测量系统用于测量工件圆度、同轴度、辊形误差、工件直径。与中心架配合，可用来校准工件轴线与砂轮床身导轨的平行度，测量可在磨前、磨后和磨削中进行，测量结果在显示屏上显示，可直接打印。CNC 测量系统的示意图如图 2.8 所示图 2.8 CNC 测量系统MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计93 轴承箱体翻转机构设计3.1 设计的基本参数轴承箱体重量：1000kg轴承箱体重心偏离辊子回转中心偏心距：0.7m满足轴承箱体不干涉所需翻转角
29、度：90左右翻转 90所需时间： 15s-20s工作时间：15 年 每年工作 300 天：每天磨 10 根工作辊3.2 翻箱方案的选择第一种方案：采用平面连杆机构。连杆机构的运动副一般均为低副，其运动副元素为面接触、压力较小、承载能力较大，润滑好，磨损小，加工制造容易。连杆机构可通过设计满足不同的运动规律和不同形状的运动轨迹，但设计过程比较繁琐。连杆机构的传动路线较长，容易产生较大的累积误差，同时也使机械效率降低。在连杆机构的运动中，连杆和滑块所产生惯性力难以用一般的平衡方法加以消除，因而连杆机构不宜用于高速运动，如果在本课题的翻箱机构中使用将需要选择减速机或者进行减速器的设计 4。第二种方案
30、：采用齿轮机构。齿轮机构依靠齿轮齿廓直接接触来传递空间两轴间的运动和动力。传动效率高，结构紧凑，在同样的使用条件下，齿轮传动所需的空间尺寸一般较小，工作可靠、寿命长，传动比稳定。但齿轮传动的制造及安装精度要求高，价格较贵，且不宜用于传动距离过大的场合 5。本课题的翻箱机构是安装在机床工件床身的导轨上的，由于安装尺寸的限制，翻箱机构体积不宜过大，并且方案一已经申请了专利，故此我们选择第二种方案，采用齿轮机构进行翻箱。3.3 翻箱机构的总体设计在 MKZ84125 轧辊磨床磨削工件的过程以及该过程中翻箱机构所实现的工作动作如下：工件床身上的软着陆机构升起，工件由起吊装置放置于软着陆机构上，软着陆机
31、构下降，翻箱机构将轴承箱体翻转 90，托起轴承箱体的油缸升起，头尾架各部分运动到预定位置，正式开始磨削工件，磨削停止后头架尾架各部分退回到预定位置，托起轴承箱体的油缸下降到起始位置，翻箱机构将轴承箱体回转 90，回到自然位置，工件被吊起。根据上述要求，翻箱机构工作时开关控制如下：当按下正转启动按钮，将轴承箱体由自然位置翻转 90，到位以后触发行程开关，停止翻转。当按下反转的启动按钮，轴承箱体将被回转到自然位置，到位后触发行程开关，停止翻转 6。翻箱机构采用电动机带动齿轮传动。由于在运动过程中需要满足电动机停止运动则翻箱机构也需停止运动，所以传动需要满足自锁，故此处使用满足自锁条件的蜗轮蜗杆机构
32、。由于蜗杆传动在高速级时传动效率较高，因此此处设计为使用联轴器联接电动机和蜗轮蜗杆。根据给定的机床工件床身的宽度确定出翻箱机构的宽度在 1500mm 左右，翻转导轨的半径在 700mm750mm。无锡太湖学院学士论文10初步确定传动方按如图 3.1 所示，蜗杆传动中采用蜗杆下置的方式，蜗杆在图中略去未画：图 3.1 传动方案 由于齿轮 3 上需要设置翻转机架，且考虑到和工件的干涉等因素，齿轮 3 没有安装在轴上，而是依靠机架上的导轨进行转动。由于齿轮 1 和齿轮 3 各自的半径和它们之间的中心距需要同时满足翻箱机构的尺寸限定和与齿轮 3 固连的翻转的机架的转速限定，所以应考虑设置齿轮 2，齿轮
33、 2 用于配凑齿轮 1 和齿轮 3 的中心距。3.4 电动机的选择3.4.1 选择电动机类型选择电动机类型时，首先考虑的是由电动机的性能应满足翻箱机构的负载要求，如启动性能，正反运转，调速性能，过载能力等。在这个条件下，优先选择结构简单、运行可靠、维护方便、价格便宜的电动机。在没有特殊要的情况下，均应选择交流电动机。故此处选择 Y 系列三相异步电动机。该电机适用于不易燃，不易爆、无腐蚀性气体的场合，适用于无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机等 7。3.4.2 选择电动机的容量由于标准电动机的容量由额定功率表示，并且所选电机的功率应等于或稍大于工作要求的功率。翻箱机构所需功率应由其工作阻力和运动
34、参数求得 8，即：（3.1）（ KW950n TPwW式（3.1）说明了功率和阻力矩和转速的关系。式中：T翻箱机构的阻力矩（Nm） ；翻转机架的转速 (r/min)；wn翻转机架的效率，取为 0.98。MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计11从轴承箱体自然位置翻转到 90的过程中，翻箱机构的阻力矩不断增大，翻转到90位置时，阻力矩达到最大值 ，maxT（3.2）mN6807.910MgS式（3.2）说明了质量和偏离距离的关系。式中：M轴承箱体的质量(kg)；g重力加速度( )； 2sS轴承箱体偏心距 (m)。取安全系数 S=1.2 时，则：mN823.160STmax 将翻转 90所
35、需要的时间暂取为 18s，则翻转机架的转速： inr4.sr9.s18r25.nw因此： ）（ KW73.05n TPw由于所需电动机功率为：(3.3)）（d式（3.3）说明了功率和总效率之间的关系。式中： 电动机至翻箱机架之间传动装置的总效率。查机械设计课程设计手册 P3 表 1-7，得到各机械传动副效率的概略值如下 9：弹性联轴器 9.01滚动轴承（一对） .2单头蜗杆 7.3圆柱齿轮传动 9604齿轮 3 与导轨间摩擦的效率取： 95.0总效率为： 589.0132431故： )KW(46.589.07Pwd所以将电动机的额定功率取为 P=1.5KW。3.4.3 电动机转速的确定按照翻箱
36、机构转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算电动机转速的可选范围。对 Y 系列电动机，通常多选用同步转速为 1500r/min 或 1000r/min 的电动机，如无特殊需要，不选用低于 750r/min 的电动机。同时考虑到翻箱机构需要安装在机床的工件无锡太湖学院学士论文12床身导轨上且有尺寸的限制，故电动机的重量和尺寸不宜太大 10。此处选择电动机的同步转速为 1500r/min。根据以上数据，查机械设计课程设计手册P155 表 12-1，得到电机的选择情况如下 9：表 3-1 电机参数电动机型号 额定功率kW满载转速 r/min 堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y90L-4 1.
37、5 1400 2.2 2.2同步转速 1500r/min，4 极，质量 27kg。3.5 总传动比和分配各级传动比的计算传动装置的总传动比应为：（3.4）6.17834.0wmni式（3.4）说明了传动比与转速的关系。式中： 电动机满载转速(r/min) 。wn查机械设计P242 表 11-2，按照蜗杆传动满足自锁条件选取蜗杆传动的传动比为=628。1i初步确定的翻箱机构的宽度尺寸和导轨部分的半径范围，取齿轮 1 和齿轮 2 之间的传动按比 =5.569，齿轮 2 和齿轮 3 之间的传动比 =4.682。2i 3i在分配各级传动比后计算此时的总传动比： 59.682.4569.2321 ii误
38、差在允许的范围内。3.6 传动装置的运动和动力参数的计算从电动机到翻转机架一共有 3 根轴，其转速分别设为 、 和 ，齿轮 3 的转速设1n23为 。4n3.6.1 各轴转速 min/86.02.45i/.9.1n8.240i/342312rinirnm3.6.2 各轴功率 119134dPkW2230.78534.856MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计1343240.813.906.73PkW3.6.3 各轴转矩电动机轴的输出转矩： .249508.501ddmTNmn则各轴的输入转矩为： 118.9.d223456207361.59i34.T N4298.2i m3.7 传动
39、零件的设计计算3.7.1 联轴器的类型的选择电动机轴与蜗杆轴连接用的联轴器，由于轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小扎惯量和具有弹性的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器，同时应注意联轴器轴孔的尺寸范围是否与所连接轴的直径大小相应。此处选用弹性套柱销联轴器，该联轴器具有良好的综合性能，广泛适用于一般的中小功率传动 10。3.7.2 蜗杆传动的设计（1）选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）（2）选择材料考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢。因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-5
40、5HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用HT100 制造 5。（3）按齿面接触疲劳强度进行设计根据设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度，由机械设计P251 式（11-12） ，传动中心距 8：（3.5）232EHZaKT式（3.5）说明了中心距和接触应力的的关系。1）确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 ；由机械设计 P250 表 11-15 选使用系数 ；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数 8；则1A .05vK.05AvK2）确定弹性影响系数 EZ无锡太湖学院学士论文14因选用
41、的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故 =160 。EZ1/2MPa3）确定接触系数 Z先假设蜗杆分度圆直径 和传动中心距的比值 ，从机械设计 P250 1d1/0.45d图 11-18 中可查得 =2.658。4）确定许用接触应力 H根据蜗杆材料为铸锡磷青铜， ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度大于 45HRC，查机械设计 P251 表 11-7，得蜗轮的基本许用应力 8。268HMPa寿命 11530450hLh应力循环次数： 5266.9712hNjn寿命系数： 78510.46.9HNK则： .283.6NMPa5）计算中心距 23160.51.05977.09a m查机械设计P242 表 11-
42、2，注意到满足自锁条件，取模数 m=3.15，蜗杆分度圆直径 ，由于此处的机体部分是自行设计的，对蜗杆传动的中心距没有具体的要求，156dm所以在参照表 11-2 选取时将变位系数取为 08，即12/()5.6admz这时 。1/0.46a查机械设计P250 图 11-18 得 ，有 ，验算，此时应该满足 8：.ZZ2 2332 160.1.0529778.385EHKT m易知以上结果可用。（5）蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1）蜗杆分度圆导程角 310轴向齿距：MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计151tant309.8dpz直径系数 ；10qm齿顶圆直径： 125613.562
43、.aadhmm蜗杆轴向齿厚： 0.4.9aS2）蜗轮蜗轮齿数 ；变位系数 ；验算传动比26Z2x162i符合要求。蜗轮分度圆直径： 23.5629.3dmzm蜗轮喉圆直径： 22()1(10)2.6aahx蜗轮齿根圆直径： 2295.387.4f adc m蜗轮咽喉母圆半径： 220.1.6021.64.5gard（6）校核齿根弯曲疲劳强度：（3.6）21.53FFaFKTYm式（3.6）为校核弯曲疲劳强度公式。当量齿数： 32/cos2/s31062.94VZ根据 ， 查机械设计P253 图 11-19 得齿形系数为 8，20x26.94V 2.8FaY螺旋角系数： 3101.974Y许用弯
44、曲应力： FFNK查机械设计P525 表 11-8 可得蜗轮的基本许用弯曲应力为 8，40FMpa寿命系数：无锡太湖学院学士论文1669510.7.7FNK则： 4.2.8FFNMPa21.531.5306159073542.82.FaKTY Padm故弯曲强度是满足的。（7）精度等级公差的确定考虑到所是设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速装置，从 GB/T10089-1988 圆柱蜗杆蜗轮精度中选择 8 级精度 11。3.7.3 第一级齿轮传动的设计按照传动方案选用直尺圆柱齿轮传动。查机械设计课程设计手册P122 表 10-3，由于此处设计的齿轮传动属于机械制造业中不要求特别精度的齿轮
45、，故选用 8 级精度 9。选择大小齿轮的材料均为 40 ，并经调质及表面淬火，齿面硬度为 48-55HRC5。rC初选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数为1=20Z215.69201.38iZ为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳， 与 一般应为互质数。故此处取Z1。21Z（1）按齿面接触强度设计由机械设计P200 式（ 10-9） 8（3.7）2231(1).tEt dHKTiZd式（3.7）说明了接触强度与接触疲劳许用应力之间的关系。试选 载荷系数 =1.3tK查机械设计P201 表 10-7，由两支承相对小齿轮做对称布置，取齿宽系数 8。=1d查机械设计P198 表 10-6 得材料的弹性影响系
46、数 8。12=89.MPaEZ查机械设计P207 图 10-21e 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =1100MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 8。1limH lim210H由机械设计P202 式 10-13 计算应力循环次数为，小齿轮的应力循环次数： 51260.5846.hNnjL大齿轮的应力循环次数： 523.01.091hj MKZ84125 轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计17查机械设计P203 图 10-19 得接触疲劳寿命系数 8： 1=.42HNK6计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则由机械设计P202 式 10-12，1lim1/S=.4
47、20/1562MPaHNH2li67K计算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值：1td223().tEt dHTiZ23.65918.2. ()5.76m计算圆周速度：12.4.7.0.6/6001tdnv s计算齿宽 b： 15.dtbm计算齿宽与齿高之比 ：h12.78ttZ2.56.5t.946bh计算载荷系数 K，由 ，8 级精度，查机械设计P192 图 10-8 得动载0./vms系数 。由直齿轮，假设 ，查机械设计P139 表 10-3 得：=1.0v 10/AtFN.2HaFK硬齿面齿轮，6 级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，查机械设计P194 表 10-4得， 时：.34H23
48、1.0560.1.2Hdb考虑此处设计的齿轮是 8 级精度，故取 。HK由 ，查得 。5.7.9462bh.4F查机械设计P190 表 10-2 ，由原动机为电动机，载荷状态均匀平稳得 8。1AK所以载荷系数： 1.231.6AvHK无锡太湖学院学士论文18按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：3311.65.759.7ttKdm计算模数： 1.2.80dmz（2）按齿根弯曲强度设计（3.8）231FaSdKTYZ式（3.7）说明了弯曲强度与弯曲疲劳许用应力的关系。查机械设计P205 图 10-20d 得齿轮的弯曲疲劳强度极限 8。1260FEMPa查机械设计P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数 ； 8。.N48.NK
