MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计【说明书+CAD】
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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0923226学生姓名吴佳指导教师尤丽华（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。班级机械95学号0923226作者姓名2013年5月25日I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班姓名吴佳五、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，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IVABSTRACTTHEAUTOMATICCNCGRINDINGMACHINEISANIMPORTANTCOROLLARYEQUIPMENTWHICHROLLSPRODUCTIONLINEBYSTEELANDSHEETMETALSITSGRINDINGACCURACYANDEFFICIENCYDIRECTLYAFFECTTHEQUALITYOFSTEELROLLINGANDITSPRODUCTIONEFFICIENCYITSROLEISTOGRINDTHEVARIOUSPROPERTIESOFSTEELANDSHEETMETALS,ITMAINLYUSEDINSTEEL,ALUMINUMFOIL,PAPERINDUSTRYANDETCHOWEVER,DURINGTHEPROCESSOFGRINDING,THEBEARINGBOXESOFBOTHSIDESWILLINTERFEREWITHTHEWHEELFRAME,ANDLOADINGANDUNLOADINGTHEBEARINGBOXESFREQUENTLYWILLMAKETHEPROCESSMORECOMPLICATED,SOIDESIGNEDTHEBOXTURNOVERMECHANISM,ITCANLETTHEWORKPIECEROTATE90DEGREESDESIGNINGTHEBOXTURNOVERMECHANISM,ITCONSISTSOFITSWORKINGPRINCIPLE,THECOMPOSITIONOFEACHPARTOFMACHINETOOL,ITSOPERATINGREQUIREMENTSANDMETHODSANDPROVIDINGANOVERVIEWOFTECHNICALREQUIREMENTSOFTHEBOXTURNOVERMECHANISMWHATSMORE,IALSODESIGNEDTHEBOXTURNOVERMECHANISMOFMKZ84125ROLLINGGRINDERITINVOLVESTHECHOICEOFTHEACT,THEDETERMINATIONOFMOTORSANDTHESELECTIONOFWORMS,EACHSHAFTANDGEARSINADDITION,IDRAWTHEASSEMBLYCHARTOFMACHINE,THEGENERALASSEMBLYCHARTOFTHEBOXTURNOVERMECHANISMANDTHEPARTSDIAGRAMOFSOMEIMPORTANTPARTSTHEMAINFEATURESOFDESIGNINGPROCESSAREADOPTINGTHETHREEPHASEASYNCHRONOUSMOTORTODRIVETHEWORMSANDUSINGTHETWOSTAGEGEARSTODRIVETOREACHTHEEFFECTWHICHLETTHEWORKPIECEROTATE90DEGREESITWILLCONVENIENTTHEPROCESSTHESTRUCTUREOFTHEBOXTURNOVERMECHANISMISSIMPLEANDCOMPACTITCANOPERATESIMPLY,MAINTAINEASILYANDTHEWORKPIECEISEFFICIENTKEYWORDSBOXTURNOVERMECHANISMTHREEPHASEASYNCHRONOUSMOTORWORMSSTAGEGEARSV目录摘要IIIABSTRACTIV目录V1绪论111立题依据112翻箱机构的研究现状12MKZ84125机床总体设计421机床的技术参数422机床总体布局设计4221布局方案的选择4222各部件的布局523机床各部件的方案介绍5231床身5232头架6233尾架6234砂轮主轴系统7235砂轮架7236供油系统7237中心架8238CNC测量系统83轴承箱体翻转机构设计931设计的基本参数932翻箱方案的选择933翻箱机构的总体设计934电动机的选择10341选择电动机类型10342选择电动机的容量10343电动机转速的确定1135总传动比和分配各级传动比的计算1236传动装置的运动和动力参数的计算12361各轴转速12362各轴功率12363各轴转矩1237传动零件的设计计算13371联轴器的类型的选择13372蜗杆传动的设计13373第一级齿轮传动的设计16VI374第二级齿轮传动的设计1938翻箱机构的结构设计21381轴1的结构设计21382轴2的结构设计22383轴3的结构设计23384翻箱机构其余部分的结构设计244轴的校核2641轴1的校核2642轴2的校核2843轴3的校核305结论与展望3351结论3352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11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、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11所示。图11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。12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12所示辊轴轴承翻箱机构。图12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13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13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42MKZ84125机床总体设计21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22机床总体布局设计221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（11）工件尾头床L2L式（11）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。该方案中工件不需要做往复运动。工件床身的长度为（12）工件尾头床LL式（12）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5222各部件的布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、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21所示。图21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21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冷却水箱；9润滑油箱和油温控制器；10工件床身。23机床各部件的方案介绍231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22所示。图22床身232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23所示。图23头架233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24所示。MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计7图24尾架234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。235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25所示图25砂轮架236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26所示。无锡太湖学院学士论文8图26供油系统237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27所示。图27中心架238CNC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28所示图28CNC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31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07M满足轴承箱体不干涉所需翻转角度90左右翻转90所需时间15S20S工作时间15年每年工作300天每天磨10根工作辊32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。33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。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31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31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2用于配凑齿轮1和齿轮3的中心距。34电动机的选择341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。342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参数求得8，即（31）（KW950NTPWW式（31）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098。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（32）MN6807910MGS式（32）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S12时，则MN823160STMAX将翻转90所需要的时间暂取为18S，则翻转机架的转速INR4SR9S18R25NW因此）（KW7305NTPW由于所需电动机功率为33）（D式（33）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17，得到各机械传动副效率的概略值如下9弹性联轴器901滚动轴承（一对）2单头蜗杆73圆柱齿轮传动9604齿轮3与导轨间摩擦的效率取950总效率为5890132431故KW4658907PWD所以将电动机的额定功率取为P15KW。343电动机转速的确定按照翻箱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121，得到电机的选择情况如下9表31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Y90L41514002222同步转速1500R/MIN，4极，质量27KG。35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（34）6178340WMNI式（34）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112，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5569，齿轮2和齿轮3之间的传动比4682。2I3I在分配各级传动比后计算此时的总传动比5968245692321II误差在允许的范围内。36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。4N361各轴转速MIN/860245I/91N8240I/342312RINIRNM362各轴功率119134DPKW223078534856MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计134324081390673PKW363各轴转矩电动机轴的输出转矩249508501DDMTNMN则各轴的输入转矩为1189D22345620736159I34TN42982IM37传动零件的设计计算371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。372蜗杆传动的设计（1）选择蜗杆传动类型根据GB/T100851988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4555HRC。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（1112），传动中心距8（35）232EHZAKT式（35）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1115选使用系数；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数8；则1A05VK05AVK2）确定弹性影响系数EZ无锡太湖学院学士论文14因选用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P2501D1/045D图1118中可查得2658。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117，得蜗轮的基本许用应力8。268HMPA寿命11530450HLH应力循环次数52669712HNJN寿命系数78510469HNK则2836NMPA5）计算中心距23160510597709AM查机械设计P242表112，注意到满足自锁条件，取模数M315，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112选取时将变位系数取为08，即12/56ADMZ这时。1/046A查机械设计P250图1118得，有，验算，此时应该满足8ZZ2233216010529778385EHKTM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151TANT3098DPZ直径系数；10QM齿顶圆直径125613562AADHMM蜗杆轴向齿厚049AS2）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2356293DMZM蜗轮喉圆直径2211026AAHX蜗轮齿根圆直径22953874FADCM蜗轮咽喉母圆半径22016021645GARD（6）校核齿根弯曲疲劳强度（36）2153FFAFKTYM式（36）为校核弯曲疲劳强度公式。当量齿数32/COS2/S3106294VZ根据，查机械设计P253图1119得齿形系数为8，20X2694V28FAY螺旋角系数3101974Y许用弯曲应力FFNK查机械设计P525表118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166951077FNK则428FFNMPA21531530615907354282FAKTYPADM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/T100891988圆柱蜗杆蜗轮精度中选择8级精度11。373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103，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，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4855HRC5。RC初选小齿轮齿数，则大齿轮齿数为120Z2156920138IZ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（109）8（37）22311TETDHKTIZD式（37）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13TK查机械设计P201表107，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106得材料的弹性影响系数8。1289MPAEZ查机械设计P207图1021E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。1LIMHLIM210H由机械设计P202式1013计算应力循环次数为，小齿轮的应力循环次数512605846HNNJL大齿轮的应力循环次数52301091HJMKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计17查机械设计P203图1019得接触疲劳寿命系数8142HNK6计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1，安全系数为S1，则由机械设计P202式1012，1LIM1/S420/1562MPAHNH2LI67K计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值1TD223TETDHTIZ23659182576M计算圆周速度124706/6001TDNVS计算齿宽B15DTBM计算齿宽与齿高之比H1278TTZ2565T946BH计算载荷系数K，由，8级精度，查机械设计P192图108得动载0/VMS系数。由直齿轮，假设，查机械设计P139表103得10V10/ATFN2HAFK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104得，时34H231056012HDB考虑此处设计的齿轮是8级精度，故取。HK由，查得。579462BH4F查机械设计P190表102，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12316AVHK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3311657597TTKDM计算模数1280DMZ（2）按齿根弯曲强度设计（38）231FASDKTYZ式（37）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1020D得齿轮的弯曲疲劳强度极限8。1260FEMPA查机械设计P202图1018得弯曲疲劳寿命系数；8。N48NK计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S14；则MPASKFENF42953111622计算载荷系数14170AVFK查取齿形系数，由机械设计P197表105得齿形系数；8。82FAY172FAY查机械设计P197表105得应力校正系数；8。51SA2SA计算大、小齿轮的，并加以比较，FSAY1082FASY26ASF小齿轮的数值大。（3）设计计算233211704659082934FASDKTYMMZ由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数于齿数的乘积）有关，所以此处将模数圆整为M3，此时有12036DZM这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计19（4）几何尺寸计算计算分度圆12036DZM2计算中心距121965AM计算齿轮宽度10DB为防止大小齿轮因装配误差产生轴象错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的工作载荷，所以将小齿轮的齿宽在此基础上加宽5MM，即取为，165BM16验算12392057TTFND，合适059678/1/ATKMB374第二级齿轮传动的设计由渐开线直齿圆柱齿轮传动的正确啮合条件两齿轮的模数和压力角必须分别相等。因为齿轮3是和齿轮2相啮合的，故其模数M3。精度等级同样取为8级。为防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大齿轮的工作载荷，所以将齿轮3的齿宽在齿轮2的基础上减小5MM,即取为35BM这里将对齿轮2和齿轮3之间的齿轮传动进行校核。由于齿轮3的尺寸较大，在齿轮结构设计时将采用铸造齿轮，所以材料选为ZG42SIMN，经表面淬火，齿面硬度为4553HRC5。由齿轮2齿数，则齿轮3的齿数为21Z2468159702IZ将齿数圆整为。350此时齿轮3的分度圆直径，则导轨半径的尺寸相比较之303DMM前的总体方按设计时较大。考虑到设计所要求的翻转支架翻转的时间可在一定的范90围内调整，故可适当减小齿3的齿数。通过尝试，取，此时齿轮3的分度圆直3Z34Z径，相对之前整体方案设计时所确定的翻转导轨的半径在34917DZM700MM750MM左右相适应，且与为互质数，可使各个相啮合齿对磨损均匀，传动21平稳。无锡太湖学院学士论文20（1）按齿面接触强度校核校核计算的公式为（39）3125THEHKFIZBD式（39）为接触强度校核公式。其中，3296534801TTFND同上，取。1AK计算134806291/0/5ATMB查机械设计P139表103得HAFK由硬齿面齿轮，6级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，查机械设计P194表104得，时134HK23105601067HDB考虑此处设计的齿轮是8级精度，故取。7HK则120192AVK查机械设计P198表106得材料的弹性影响系数，则18MPAEZ3255THEFIZBD由机械设计P207图1021E，按齿面硬度查得齿轮2的接触疲劳强度极限，齿轮3的接触疲劳强度极限。LIM210HMPALIM310HPA由机械设计P202式1013，计算应力次数43460096457HNNJL查机械设计P203图1019，得接触疲劳寿命系数21HNK3计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，则由机械设计P202式1012，2LIM21607MPAHNS3LI3/5/18K取其中的较小值带入校核计算公式知效验满足。MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计21（2）按齿根弯曲疲劳强度进行校核0TSAFFSAKYBM由，查机械设计P195图1013得8，58167BH1083K故12AVFK查取齿形系数，由机械设计P197表105得齿形系数；8。172FAY0623FA查机械设计P197表105得应力校正系数；8。2180SA93SA查机械设计P205图1020D查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；MPFE6208。MPAFE603则2342TSAFFKYMPABM35608T取弯曲疲劳安全系数；则14S；PASKFENF429311M6522查机械设计P202图1018得弯曲疲劳寿命系数；。4812FNK813FN所以PASKFENF96522M47133所以44F55故齿根弯曲疲劳强度效验满足。38翻箱机构的结构设计381轴1的结构设计由于蜗杆螺旋部分的直径不大，所以和轴设计成一个整体。根据已经选定的蜗杆的材料，将轴的材料选为45钢，调质处理6。初步确定轴的最小直径，查机械设计P362表1513，取8，则012A无锡太湖学院学士论文22（310）13MIN05PDAM式（310）说明了轴的最小直径与转速之间的关系。由于轴上开有两个键槽，轴径应适当增加1015，将取为13MM。IND查机械设计课程设计手册P156表123，所选电动机的输出轴直径为9，24DM根据已经选定的联轴器的类型，查机械设计课程设计手册P92表85，选择联轴器的型号为TL4弹性套柱销联轴器，联轴器孔径为,作为轴的最小直径。25DM由于轴1上的轴承需要同时承受轴向载荷和径向载荷，此处选择角接触球轴承70000AC，极限转速比高，能承受较大的轴向载荷。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，所以选择成对使用。为保证蜗杆部分有较好的刚度，这对角接触球轴承采用面对面正装。轴1如图32所示位置放置时，从左到右依次主要布置的零件的定位方案为联轴器轴向定位采用轴端挡圈和右侧的轴肩，周向定位采用普通平键。轴承轴向定位采用轴承端盖和轴肩。风扇轴向定位采用轴端挡圈和左侧的轴肩，周向定位采用普通平键。各轴段的长度和直径根据其上选用的零件进行调整。轴1如图32所示。AB图32轴1的结构382轴2的结构设计由于齿轮1的直径较小，所以和轴设计成一个整体。MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计23根据已经选定的齿轮1的材料，将轴的材料选为40CR5。初步确定轴的最小直径，查机械设计P362表1513，取1108，则0A23MIN0697PDAM由于轴上开有1个键槽，轴径应适当增加57，将取为39524MM。IND由于轴2上的轴承需要同时承受轴向载荷和径向载荷，此处同样选择角接触球轴承70000AC，极限转速比高，能承受较大的轴向载荷。在设计齿轮传动的过程中，为了配凑几何尺寸等参数，将齿轮1的两支承设计为对称布置，故此处将一对角接触球轴承对称布置于齿轮1的两侧。同时为了保证蜗轮部分轴的刚度，在蜗轮的另一侧布置一个深沟球轴承。根据装配关系，该深沟球轴承的内径查手册得出后作为轴2的最小直45DM径5。轴2如图33所示位置放置时，从左到右依次主要布置的零件的定位方案为深沟球轴承轴向定位采用轴承端盖和套筒。蜗轮轴向定位采用套筒和右侧的轴肩，周向定位采用普通平键。左侧的角接触球轴承轴向定位采用箱体内壁和右侧的轴肩。右侧的角接触球轴承轴向定位采用左侧的轴肩和轴承端盖。各轴段的长度和直径根据其上选用的零件进行圆整。轴2如图33所示。AB无锡太湖学院学士论文24图33轴2的结构383轴3的结构设计选轴3的材料为45钢，调质。由于轴3上的齿轮是直齿圆柱齿轮，轴上的轴承基本只承受径向载荷，此处同样选择深沟球轴承。深沟球轴承的内径查手册得出后作为轴3的最小直径。轴3如图34所示位置放置时，从左到右依次主要布置的零件的定位方案为左侧的深沟球轴承轴向定位采用轴承端盖和套筒。齿轮2轴向定位采用套筒和轴肩，周向定位采用普通平键。右侧的深沟球轴承轴向定位采用左侧的轴肩和轴承端盖。各轴段的长度和直径根据其上选用的零件进行圆整，并在装配图设计环节中根据各轴的相互关系和尺寸调节。轴3的如图34所示。AB图34轴3的结构384翻箱机构其余部分的结构设计机体采用铸造，由于有导轨要焊接于其上，故查机械设计课程设计手册P24表25，机体的材料选择为焊接性能好的ZG2304509。为使整机的结构紧凑，传动部分没有另外设置传动箱体而是将各个部分都装于统一MKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计25的机体上。为方便齿轮3的安装，在机体的圆弧侧适当位置开槽。为方便蜗轮的装配，在蜗轮上方的机体上开槽，再以盖板密封，以上两个结构同时还有助于添加润滑脂的操作。机体底座部分的结构是根据工厂的机床工件床身导轨的尺寸和形式来设计的。机体与导轨的连接依靠T型槽螺母，故机体底座部分设置了4个T型槽螺栓孔。机体底座与导轨接触部分受较大的集中载荷，此处设计了较厚的壁厚以保证局部刚度。其余部分采用间隔布置的肋板结构，即有助于底座部分刚性的提高，同时又减轻了整体的重量，底座部分还设置了4个起吊螺栓孔。整个翻箱机构在机床上的移动依靠底座上的一个齿轮和机床上导轨之间的齿条啮合传动来实现，拧动轴外伸的手柄可以实现该移动。翻转机架部分是连接于齿轮3上的焊接部件。翻转机架支撑部分没有和其他的支撑板焊接，而是采用可拆的螺纹连接，目的是通过更换几何尺寸不同的支撑部分，使所设计的翻箱机构可以在适当的范围内实现对不同工件的翻转。电动机的安装是根据所选电动机的型号，蜗杆输入轴的布置情况，查机械设计课程设计手册P156表123，得到电动机的各项具体安装尺寸。考虑到电动机如果安装在机体的右侧，可以使翻箱机构的整体尺寸得到缩小，但是电动机在工作过程中会受到磨削液的影响，故单独设置电动机支撑底板，将电动机安放在机体的左侧。由于电动机输出轴、蜗杆输入轴及联轴器均露在机体的外面，会导致不安全的情况，所以还需要在电动机外侧加一个防护罩以起到保护的作用3。为方便安装行程开关，在机体上设置了两个行程开关座。行程开关座上有滑槽，可便于在一定范围内通过调节行程开关与机体的相对位置来调节翻转机架工作过程中翻转的角度。无锡太湖学院学士论文264轴的校核41轴1的校核当不计摩擦力的影响时，蜗杆和蜗轮上各力的大小可按下列各式计算112853066TATFND29721T12AN3701590RT式中、蜗杆上所受的圆周力、径向力和轴向力；1TFRA、蜗轮上所受的圆周力、径向力和轴向力；2T2其中，ZI蜗杆的法向压力角为标准值，蜗轮的端面压力角。N20TAT364T05COS198轴1的受力分析如图41所示。其中轴上角接触球轴承的支反力作用点查机械设计课程设计手册P70表66得9，从而根据设计的蜗杆轴的尺寸得到。2AM7ABCDMMKZ84125轧辊磨床轴承箱体翻转机构设计27无锡太湖学院学士论文28图41轴1的校核在H面内满足0YF120NHTNHF974ATM由以上两式解得1258NH013HFM在V面内满足10XNVAFY12R0974AAVM其中128368AFM由以上四式解得701NV15239F19846807VNMNM2771232115HV28从而可看出截面B是轴的危险截面。按弯扭合成应力校核轴的强度考虑扭转切应力为对称循环变应力时，取1，则轴的计算应力当1时，22221316518450790CAMTMPAW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P355表151查得8。因此，故安全。160P1CA42轴2的校核由于在设计第一级传动时为了使齿轮1和齿轮2的尺寸满足翻箱机构的整体要求，将齿轮1设置成了相对
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