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編號
無錫太湖學院
畢業(yè)設計（論文）
題目： MKZ84125軋輥磨床軸承
箱體翻轉機構設計
信機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
學 號： 0923226
學生姓名： 吳 佳
指導教師： 尤麗華（職稱：副教授）
（職稱： ）
2013年5月25日
I
無錫太湖學院本科畢業(yè)設計（論文）
誠 信 承 諾 書
本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文） MKZ84125軋輥磨床軸承箱體翻轉機構設計 是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的成果，其內容除了在畢業(yè)設計（論文）中特別加以標注引用，表示致謝的內容外，本畢業(yè)設計（論文）不包含任何其他個人、集體已發(fā)表或撰寫的成果作品。
班 級： 機械95
學 號： 0923226
作者姓名：
2013 年 5 月 25 日
無錫太湖學院
信 機 系 機械工程及自動化 專業(yè)
畢 業(yè) 設 計論 文 任 務 書
一、題目及專題：
1、題目 MKZ84125軋輥磨床軸承箱體翻轉機構設計
2、專題
二、課題來源及選題依據(jù)
本課題來自于無錫上機磨床有限公司的生產實際。該公司設計生產的自動數(shù)控軋輥磨床在磨削工作輥的過程中，兩端的軸承箱體會與砂輪架發(fā)生干涉，而頻繁的裝卸軸承箱體則會使加工過程變得繁瑣。為了解決這個問題，本課題要設計一個軋輥磨床翻轉機構，在磨削工作輥時將軸承箱體翻轉90°，既避免了在加工過程中軸承箱體和砂輪架干涉，又保證了加工的效率。
三、本設計（論文或其他）應達到的要求：
① 分析并了解機床的基本結構，熟悉機床的具體工作原理；
② 完成整機的總體布局設計，并繪制相應的二維圖紙；
③ 完成翻轉機構的設計，繪制相應的二維裝配圖。
④ 完成部分零件圖設計。
四、接受任務學生：
機械95 班 姓名 吳 佳
五、開始及完成日期：
自2012年11月12日 至2013年5月25日
六、設計（論文）指導（或顧問）：
指導教師 簽名
簽名
簽名
教研室主任
〔學科組組長研究所所長〕 簽名
系主任 簽名
2011年11月12日
摘 要
自動數(shù)控磨床是鋼材板材軋制生產線的重要配套設備，其磨削精度和磨削效率直接影響鋼板的軋制質量與生產效率。它的作用是進行各種性質不同的鋼材板材磨削，主要應用于鋼材、鋁箔和造紙行業(yè)等。然而其在磨削工作輥的過程中，兩端的軸承箱體會與砂輪架發(fā)生干涉，而頻繁的裝卸軸承箱體則會使加工過程變得繁瑣，因此設計了翻箱機構，將工件翻轉90度。設計翻箱機構，包括翻箱機構的工作原理、機床各部件的組成、其操作要求和方法以及翻箱機構技術要求進行了概述，并詳細設計了MKZ84125軋輥磨床的翻箱機構，其中包括法案的選擇，電機的確定以及蝸輪蝸桿與各個軸以及齒輪的選擇并畫出了機床總裝圖，翻箱機構總裝配圖以及部分重要零件的部件圖。其設計過程主要特點是采用三相異步電動機帶動蝸輪蝸桿以及齒輪傳動，以達到將工件翻轉90度的效果，方便磨床加工。翻箱機構結構簡單緊湊，操作簡單，維護方便，翻轉工件效率高。
關鍵詞:翻箱機構；三相異步電動機；蝸輪蝸桿；齒輪傳動
Abstract
The 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 and 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 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 requirements and methods and providing an overview of technical requirements of the box turnover mechanism. What’s 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 addition, 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 reach 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; worms; stage gears
目 錄
摘 要 III
ABSTRACT IV
目 錄 V
1 緒論 1
1.1 立題依據(jù) 1
1.2 翻箱機構的研究現(xiàn)狀 1
2 MKZ84125機床總體設計 4
2.1 機床的技術參數(shù) 4
2.2 機床總體布局設計 4
2.2.1 布局方案的選擇 4
2.2.2 各部件的布局 5
2.3 機床各部件的方案介紹 5
2.3.1 床身 5
2.3.2 頭架 6
2.3.3 尾架 6
2.3.4 砂輪主軸系統(tǒng) 7
2.3.5 砂輪架 7
2.3.6 供油系統(tǒng) 7
2.3.7 中心架 8
2.3.8 CNC測量系統(tǒng) 8
3 軸承箱體翻轉機構設計 9
3.1 設計的基本參數(shù) 9
3.2 翻箱方案的選擇 9
3.3 翻箱機構的總體設計 9
3.4 電動機的選擇 10
3.4.1 選擇電動機類型 10
3.4.2 選擇電動機的容量 10
3.4.3 電動機轉速的確定 11
3.5 總傳動比和分配各級傳動比的計算 12
3.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 12
3.6.1 各軸轉速 12
3.6.2 各軸功率 12
3.6.3 各軸轉矩 12
3.7 傳動零件的設計計算 13
3.7.1 聯(lián)軸器的類型的選擇 13
3.7.2 蝸桿傳動的設計 13
3.7.3 第一級齒輪傳動的設計 16
3.7.4 第二級齒輪傳動的設計 19
3.8 翻箱機構的結構設計 21
3.8.1 軸1的結構設計 21
3.8.2 軸2的結構設計 22
3.8.3 軸3的結構設計 23
3.8.4 翻箱機構其余部分的結構設計 24
4 軸的校核 26
4.1 軸1的校核 26
4.2 軸2的校核 28
4.3 軸3的校核 30
5 結論與展望 33
5.1 結論 33
5.2 不足之處及未來展望 33
致謝 34
參考文獻 35
V
MKZ84125軋輥磨床軸承箱體翻轉機構設計
1 緒論
1.1 立題依據(jù)
該課題來自于無錫上機磨床有限公司的生產實際。
MKZ84125軋輥磨床它的磨削機理具有一般大型外圓磨床特點，但又不同于一般的外圓磨床的運動復雜得多，除砂輪與工件輥作相對回轉運動外，還要求砂輪、工件二者作相對縱向運動的同時，作一定的徑向相對位移，而且這個徑向位移是不同于磨削錐度的復合運動。因此，它的傳動機構比較復雜，機床工作精度要求也較高。工作輥是在造紙廠和軋鋼廠的生產中用來軋制紙張和鋼板的重要部件。其工作情況如圖1.1所示。
圖1.1 軋輥磨床工作輥工作示意圖
由于工作輥在使用過程中磨損較快，平均兩到三個小時就要進行修整磨削，否則將達不到所要求的加工精度。自動數(shù)控軋輥磨床在磨削工作輥的過程中，兩端的軸承箱體會與砂輪架發(fā)生干涉，從而影響加工精度，而頻繁的裝卸軸承箱體則會使加工過程變得繁瑣。
現(xiàn)在有客戶提出希望上機磨床有限公司在設計軋輥磨床的同時能配上在線翻箱機構，在磨削工作輥時將軸承箱體翻轉90°，既避免了在加工過程中軸承箱體和砂輪架干涉，又保證了加工的效率。
本課題在進行MKZ84125自動數(shù)控軋輥磨床整體設計的基礎上，根據(jù)上機磨床廠給定的關于機床的尺寸參數(shù)，翻箱動作的具體要求以及大連重工集團有限公司設計的待加工工作輥的相關資料，對在MKZ84125自動數(shù)控軋輥磨床上使用的翻箱機構進行設計，解決上機磨床廠和其客戶在生產實際中的問題。
1.2 翻箱機構的研究現(xiàn)狀
軋輥磨床上的翻箱機構設計是一個較新的課題。目前國內外關于這方面的研究均較少。
現(xiàn)在有兩種翻箱機構，連桿翻箱機構和齒輪翻箱機構。
連桿翻箱機構的構造如圖1.2所示輥軸軸承翻箱機構。
圖1.2 連桿翻箱機構
其特征包括機架1，擺動油缸2，油缸2的活塞桿連接擺桿3，擺桿3通過擺桿4的連接擺桿7，擺桿7連接托塊6，擺桿3通過擺桿4連接構件9，構件9連接構件10,構件10安裝于機架1，構件9連接托塊6，構件9、擺桿4、構件10、機架1和擺桿4、擺桿7、托塊6、構件9分別構成四連桿。5為軸承箱，8為工件床身。
其工作原理為油缸2活塞桿推動擺桿3旋轉，擺桿3以轉軸11為支點帶動擺桿4轉動，與此同時，與擺桿4連接的構件9以及構件7一起轉動，構件9、擺桿4、油缸2、機架1構成以機架以機架1為基體的四連桿，擺桿4、擺桿7、托塊6、構件9構成以構件9為基體的四連桿，兩個四連桿同時運動，實現(xiàn)對托塊6以及安裝于托塊6上的軸承箱5的翻轉。通過該翻轉機構可以方便、快捷的實現(xiàn)對軸承箱的翻轉，確保磨床對輥軸凸、凹工作面的磨削[1]。
齒輪翻箱機構的實例為如圖1.3所示的焊接變位機。
圖1.3 焊接變位機
焊接變位機作為焊接輔助設備，與焊接操作機、焊接滾輪架并稱為焊接輔助設備中三大機。目前我國的焊接變位機制造已經日趨完善，使用范圍也變得很廣。然而由于現(xiàn)在焊接變位機的功能很完善，因此各企業(yè)和個人對其的發(fā)展非?？春?。
焊接變位機的構成與應用主要是通過工作臺的升降、回轉、翻轉等運動使工件處于最佳焊接位置，有側翻式、頭尾式、升降式及雙回轉等多種結構形式?？膳c焊接操作架等配套組成自動焊接專機，還可與機器人等配套實現(xiàn)自動化焊接。同時可根據(jù)用戶的工件和工藝要求，設計定制各種特制焊接變位機。
然而焊接變位機的結構也有多種，一是單回轉式，使用比較廣，為了適應不同工件裝夾需要，還有三種基本型式，立式、臥式和雙座式。雙座還分尾架固定和尾架移動兩種型式。還有一種是雙回轉式，這主要是為了適應不同工件裝夾需要和考慮結構受力合理，也設計有三種基本型式，L型、C型、H型。最后一種是傾翻-回轉式，其也有不同的結構設計。
關于焊接變位機的功能設計主要可從四個方面來解釋：
（1）普通型：回轉運動為定速傳動；
（2）調速型：至少有一個回轉運動設計為變速傳動；
（3）聯(lián)控型：除具有調速功能外，采用PLC和微機控制，使多機和多自由度聯(lián)動工作；
（4）機器人配套型：作為機器人外部軸使用或參加焊接；或僅做工位變換，不參加焊接。
2 MKZ84125機床總體設計
2.1 機床的技術參數(shù)
最大磨削直徑：1250mm
最大磨削長度：7500mm
工件最大重量：25/35噸
2.2 機床總體布局設計
2.2.1 布局方案的選擇
由于機床的總體布局關系著機床的性能，質量和整體的合理性，所以決定機床的布局時應注意以下幾個方面：
（1）保證機床具有與所要求的加工精度相適應的剛度和抗振性。支撐部件應力求有足夠的剛度，運動部件在不影響本身剛度的條件下，應盡可能的做到體積小，重量輕。
（2）機床的布局應盡量使傳動鏈較短，以簡化結構，提高傳動精度和效率，減少功率損失和發(fā)熱量，降低制造成本。一般有兩種形式：臥式和立式。加工圓柱形工件的車床，內外圓磨床、螺紋磨床以及各種專門化的磨床布局，大都是臥式的。行星式內圓磨床，加工工件孔的鉆床等是立式的。由于軋輥磨床是加工圓柱形工件的專門化機床，所以選擇臥式的布局形式。
（3）機床操作與調整要簡單，裝拆與維修要方便，排屑與冷卻要流暢，連鎖與防護要安全可靠。在考慮機床布局時必須重視減輕工人勞動強度，改善勞動條件和勞動環(huán)境，如操作手柄位置高低適當，盡量集中，應考慮吸塵、冷卻液的過濾和調換方便等問題。
（4）機床的外型輪廓應美觀，協(xié)調大方。
機床總體布局設計的一般步驟是，先根據(jù)工藝分析分配機床部件的運動，選擇傳動形式和支承形式，從磨床的運動布局來看，有以下兩種方案：
方案一：工件在工作臺上作縱向往復運動
該方案對于重量較大的工件，作縱向往復運動容易使床身變形，降低動態(tài)剛度，直接影響了工件的加工精度。在這種方案下工件床身的長度為：
（1.1）
式（1.1）說明了往復運動時床身長度與頭架、尾架、工件之間的關系。
對于所要加工長度較短工件的機床，按此種方案設計。
方案二：砂輪架隨拖板作縱向往復運動。
該方案中工件不需要做往復運動。工件床身的長度為：
（1.2）
式（1.2）說明了不做往復運動時床身長度與頭架、尾架、工件之間的關系。
按此種方案設計，工件床身的長度可以比第一種方案短一個工件的長度，當工件越長，這個效果越顯著，能有效的減少機床長度。這種方案也存在一些缺點，由于砂輪床身面積加大，相應的增加了床身的重量，縱向和橫向進給運動的關系也相對復雜了[2]。
由于MKZ84125的最大磨削重量在25/35t，磨削工件最大長度為7500mm，是磨削工件重量較大，長度較長的情況，所以選方案二：砂輪架隨拖板作縱向往復運動。
2.2.2 各部件的布局
一臺數(shù)控自動化軋輥磨床一般由砂輪床身、工件床身、砂輪架、頭架、中心架、尾架、CNC測量系統(tǒng)、供油系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)等組成。
現(xiàn)對各部件的布局設計如下：
本機床工件床身與砂輪架床身采用分體結構，減少因工件重量引起的加工精度變化。砂輪主軸采用高精度動靜壓軸承（徑向和軸向），主軸精度高，剛度大。砂輪床身配備伸縮式不銹鋼防護罩，保證永不生銹。根據(jù)所需要磨削的工件的尺寸可確定砂輪架的行程和極限位置，同時結合砂輪架的尺寸，從而可確定砂輪床身的長度和防護罩的長度。根據(jù)砂輪需要實現(xiàn)的橫向進給，可確定出砂輪床身的寬度和防護罩的寬度。工件床身的長度確定，需要在磨床的最長磨削長度的前提下，考慮到工件床身上布置的頭架、尾架、中心架、軟著陸機構、翻箱機構等的尺寸和安裝位置，會比工件的最大磨削長度長一定的尺寸。
砂輪架、頭架、中心架、尾架和翻箱機構在床身上的布置位置如圖2.1所示。
圖2.1 機床整體布局圖
為方便進行操作和測量，CNC測量系統(tǒng)布置于砂輪架的上方，可沿導軌進行運動。
托瓦潤滑油箱、磨頭潤滑油箱、動力油箱、油溫控制器和冷卻水箱等集中布置在床身的尾架側。為了機床整體布局的整潔美觀和使用方便，各根油管、水管均由床身下方的拖鏈集中連接到所需位置。
機床整體布局的結構如圖2.1所示，其中各個部分的名稱如下：
1-尾架；2-翻箱機構；3-砂輪架；4-中心架；5-頭架；6-防護罩；7-砂輪床身；8-冷卻水箱；9-潤滑油箱和油溫控制器；10-工件床身。
2.3 機床各部件的方案介紹
2.3.1 床身
床身采用砂輪床身與工件床身分離的結構。床身調整墊鐵間距短，剛性強，床身精度不易變化。砂輪床身配備的伸縮式不銹鋼防護罩保證永不生銹，安裝在砂輪床身內的精密滾珠絲桿，用于驅動大拖板(Z軸）[2]。
床身如圖2.2所示。
圖2.2 床身
2.3.2 頭架
頭架由直流電動機驅動，通過皮帶傳動，由偏心套及擺桿機構調整皮帶松緊，由直流調速裝置無級調速。頭架潤滑系統(tǒng)選用了油脂泵，可實現(xiàn)自動定時給油。當磨削超過25噸重的工件時，頭架部份裝輔助啟動裝置，能保證迅速達到預定轉速。
頭架如圖2.3所示。
圖2.3 頭架
2.3.3 尾架
尾架采用二層結構，整個部件剛度要高。其移動采用電動驅動方式，液壓自動鎖緊。尾架配備大行程液壓套筒，頂緊力可由傳感器測定后數(shù)碼顯示。
尾架示意圖如圖2.4所示。
圖2.4 尾架
2.3.4 砂輪主軸系統(tǒng)
砂輪主軸前后徑后軸承均采用高精度動靜壓軸承，主軸軸向采用高精度推力軸承。另外，在后軸承設計中增強了工作腔動靜壓軸承的靜態(tài)壓力效果，以克服較大皮帶拉力對軸瓦造成的損傷。主軸動靜壓軸承具有回轉精度高，穩(wěn)定性好，動態(tài)剛性強，不易振動等特點。
2.3.5 砂輪架
砂輪架采用大偏心套和動靜壓軸承結構，導軌采用封閉式貼塑靜壓導軌，主軸為分體式氮化砂輪主軸，吸振能力強。
砂輪主軸由直流電機驅動、數(shù)字式調速系統(tǒng)無級調速、帶傳動。主軸軸承采用動靜壓軸承，皮帶拉力和砂輪切削力均作用在軸承中心，使主軸產生最小的撓度，剛度特別強，可適合于重負荷，高效率粗磨和高精度、高光潔度精磨。磨頭主軸中間裝有砂輪自動平衡裝置，能自動平衡砂輪[3]。
砂輪架示意圖如圖2.5所示
圖2.5 砂輪架
2.3.6 供油系統(tǒng)
該系統(tǒng)由3個潤滑油箱和一個油溫控制箱組成。主要泵閥都選用德國力士樂公司的產品。
供油系統(tǒng)示意圖如圖2.6所示。
圖2.6 供油系統(tǒng)
2.3.7 中心架
中心架有頭架側中心架和尾架側中心架。中心架與自動測量裝置一起能校準工件軸線與床身導軌平行。托瓦伸縮有手動或自動調整兩種配置形式。
中心架的示意圖如圖2.7所示。
圖2.7 中心架
2.3.8 CNC測量系統(tǒng)
CNC測量系統(tǒng)用于測量工件圓度、同軸度、輥形誤差、工件直徑。與中心架配合，可用來校準工件軸線與砂輪床身導軌的平行度，測量可在磨前、磨后和磨削中進行，測量結果在顯示屏上顯示，可直接打印。
CNC測量系統(tǒng)的示意圖如圖2.8所示
圖2.8 CNC測量系統(tǒng)
3 軸承箱體翻轉機構設計
3.1 設計的基本參數(shù)
軸承箱體重量：1000kg
軸承箱體重心偏離輥子回轉中心偏心距：0.7m
滿足軸承箱體不干涉所需翻轉角度：90°左右
翻轉90°所需時間：15s-20s
工作時間：15年 每年工作300天：每天磨10根工作輥
3.2 翻箱方案的選擇
第一種方案：采用平面連桿機構。連桿機構的運動副一般均為低副，其運動副元素為面接觸、壓力較小、承載能力較大，潤滑好，磨損小，加工制造容易。連桿機構可通過設計滿足不同的運動規(guī)律和不同形狀的運動軌跡，但設計過程比較繁瑣。連桿機構的傳動路線較長，容易產生較大的累積誤差，同時也使機械效率降低。在連桿機構的運動中，連桿和滑塊所產生慣性力難以用一般的平衡方法加以消除，因而連桿機構不宜用于高速運動，如果在本課題的翻箱機構中使用將需要選擇減速機或者進行減速器的設計[4]。
第二種方案：采用齒輪機構。齒輪機構依靠齒輪齒廓直接接觸來傳遞空間兩軸間的運動和動力。傳動效率高，結構緊湊，在同樣的使用條件下，齒輪傳動所需的空間尺寸一般較小，工作可靠、壽命長，傳動比穩(wěn)定。但齒輪傳動的制造及安裝精度要求高，價格較貴，且不宜用于傳動距離過大的場合[5]。
本課題的翻箱機構是安裝在機床工件床身的導軌上的，由于安裝尺寸的限制，翻箱機構體積不宜過大，并且方案一已經申請了專利，故此我們選擇第二種方案，采用齒輪機構進行翻箱。
3.3 翻箱機構的總體設計
在MKZ84125軋輥磨床磨削工件的過程以及該過程中翻箱機構所實現(xiàn)的工作動作如下：工件床身上的軟著陸機構升起，工件由起吊裝置放置于軟著陸機構上，軟著陸機構下降，翻箱機構將軸承箱體翻轉90°，托起軸承箱體的油缸升起，頭尾架各部分運動到預定位置，正式開始磨削工件，磨削停止后頭架尾架各部分退回到預定位置，托起軸承箱體的油缸下降到起始位置，翻箱機構將軸承箱體回轉90°，回到自然位置，工件被吊起。
根據(jù)上述要求，翻箱機構工作時開關控制如下：當按下正轉啟動按鈕，將軸承箱體由自然位置翻轉90°，到位以后觸發(fā)行程開關，停止翻轉。當按下反轉的啟動按鈕，軸承箱體將被回轉到自然位置，到位后觸發(fā)行程開關，停止翻轉[6]。
翻箱機構采用電動機帶動齒輪傳動。由于在運動過程中需要滿足電動機停止運動則翻箱機構也需停止運動，所以傳動需要滿足自鎖，故此處使用滿足自鎖條件的蝸輪蝸桿機構。
由于蝸桿傳動在高速級時傳動效率較高，因此此處設計為使用聯(lián)軸器聯(lián)接電動機和蝸輪蝸桿。
根據(jù)給定的機床工件床身的寬度確定出翻箱機構的寬度在1500mm左右，翻轉導軌的半徑在700mm—750mm。
初步確定傳動方按如圖3.1所示，蝸桿傳動中采用蝸桿下置的方式，蝸桿在圖中略去未畫：
圖3.1 傳動方案
由于齒輪3上需要設置翻轉機架，且考慮到和工件的干涉等因素，齒輪3沒有安裝在軸上，而是依靠機架上的導軌進行轉動。
由于齒輪1和齒輪3各自的半徑和它們之間的中心距需要同時滿足翻箱機構的尺寸限定和與齒輪3固連的翻轉的機架的轉速限定，所以應考慮設置齒輪2，齒輪2用于配湊齒輪1和齒輪3的中心距。
3.4 電動機的選擇
3.4.1 選擇電動機類型
選擇電動機類型時，首先考慮的是由電動機的性能應滿足翻箱機構的負載要求，如啟動性能，正反運轉，調速性能，過載能力等。在這個條件下，優(yōu)先選擇結構簡單、運行可靠、維護方便、價格便宜的電動機。在沒有特殊要的情況下，均應選擇交流電動機。故此處選擇Y系列三相異步電動機。該電機適用于不易燃，不易爆、無腐蝕性氣體的場合，適用于無特殊要求的機械上，如機床、泵、風機等[7]。
3.4.2 選擇電動機的容量
由于標準電動機的容量由額定功率表示，并且所選電機的功率應等于或稍大于工作要求的功率。
翻箱機構所需功率應由其工作阻力和運動參數(shù)求得[8]，即：
（3.1）
式（3.1）說明了功率和阻力矩和轉速的關系。
式中：T——翻箱機構的阻力矩（N·m）；
——翻轉機架的轉速(r/min)；
——翻轉機架的效率，取為0.98。
從軸承箱體自然位置翻轉到90°的過程中，翻箱機構的阻力矩不斷增大，翻轉到90°位置時，阻力矩達到最大值，
（3.2）
式（3.2）說明了質量和偏離距離的關系。
式中：M——軸承箱體的質量(kg)；
g——重力加速度()；
S——軸承箱體偏心距(m)。
取安全系數(shù)S=1.2時，則：
將翻轉90°所需要的時間暫取為18s，則翻轉機架的轉速：
因此：
由于所需電動機功率為：
(3.3)
式（3.3）說明了功率和總效率之間的關系。
式中：——電動機至翻箱機架之間傳動裝置的總效率。
查《機械設計課程設計手冊》 P3 表1-7，得到各機械傳動副效率的概略值如下[9]：
彈性聯(lián)軸器——
滾動軸承（一對）——
單頭蝸桿——
圓柱齒輪傳動——
齒輪3與導軌間摩擦的效率?。?
總效率為：
故：
所以將電動機的額定功率取為P=1.5KW。
3.4.3 電動機轉速的確定
按照翻箱機構轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以推算電動機轉速的可選范圍。對Y系列電動機，通常多選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，如無特殊需要，不選用低于750r/min的電動機。同時考慮到翻箱機構需要安裝在機床的工件床身導軌上且有尺寸的限制，故電動機的重量和尺寸不宜太大[10]。此處選擇電動機的同步轉速為1500r/min。
根據(jù)以上數(shù)據(jù)，查《機械設計課程設計手冊》P155 表12-1，得到電機的選擇情況如下[9]：
表3-1 電機參數(shù)
電動機型號
額定功率
kW
滿載轉速r/min
堵轉轉矩/額定轉矩
最大轉矩/額定轉矩
Y90L-4
1.5
1400
2.2
2.2
同步轉速1500r/min，4極，質量27kg。
3.5 總傳動比和分配各級傳動比的計算
傳動裝置的總傳動比應為：
（3.4）
式（3.4）說明了傳動比與轉速的關系。
式中：——電動機滿載轉速(r/min)。
查《機械設計》P242 表11-2，按照蝸桿傳動滿足自鎖條件選取蝸桿傳動的傳動比為=62[8]。
初步確定的翻箱機構的寬度尺寸和導軌部分的半徑范圍，取齒輪1和齒輪2之間的傳動按比=5.569，齒輪2和齒輪3之間的傳動比=4.682。
在分配各級傳動比后計算此時的總傳動比：
誤差在允許的范圍內。
3.6 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算
從電動機到翻轉機架一共有3根軸，其轉速分別設為、和，齒輪3的轉速設為。
3.6.1 各軸轉速
3.6.2 各軸功率
3.6.3 各軸轉矩
電動機軸的輸出轉矩：
則各軸的輸入轉矩為：
3.7 傳動零件的設計計算
3.7.1 聯(lián)軸器的類型的選擇
電動機軸與蝸桿軸連接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應選用具有較小扎慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器，同時應注意聯(lián)軸器軸孔的尺寸范圍是否與所連接軸的直徑大小相應。
此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，該聯(lián)軸器具有良好的綜合性能，廣泛適用于一般的中小功率傳動[10]。
3.7.2 蝸桿傳動的設計
（1）選擇蝸桿傳動類型
根據(jù)GB/T 10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）
（2）選擇材料
考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼。因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45-55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用HT100制造[5]。
（3）按齒面接觸疲勞強度進行設計
根據(jù)設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，再校核齒根彎曲疲勞強度，由《機械設計》P251 式（11-12），傳動中心距[8]：
（3.5）
式（3.5）說明了中心距和接觸應力的的關系。
1）確定載荷系數(shù) K
因工作載荷較穩(wěn)定，故取載荷分布不均系數(shù)；由《機械設計》 P250 表11-5選使用系數(shù)；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數(shù)[8]；則
2）確定彈性影響系數(shù)
因選用的是鑄錫磷青銅和鋼蝸桿相配，故=160。
3）確定接觸系數(shù)
先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值，從《機械設計》 P250 圖11-18中可查得=2.65[8]。
4）確定許用接觸應力
根據(jù)蝸桿材料為鑄錫磷青銅，，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度大于45HRC，查《機械設計》 P251 表11-7，得蝸輪的基本許用應力[8]。
壽命
應力循環(huán)次數(shù)：
壽命系數(shù)：
則：
5）計算中心距
查《機械設計》P242表11-2，注意到滿足自鎖條件，取模數(shù)m=3.15，蝸桿分度圓直徑，由于此處的機體部分是自行設計的，對蝸桿傳動的中心距沒有具體的要求，所以在參照表11-2選取時將變位系數(shù)取為0[8]，即
這時。
查《機械設計》P250 圖11-18得，有，驗算，此時應該滿足[8]：
易知以上結果可用。
（5）蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
1）蝸桿
分度圓導程角
軸向齒距：
直徑系數(shù)；
齒頂圓直徑：
蝸桿軸向齒厚：
2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)；變位系數(shù)；驗算傳動比
符合要求。
蝸輪分度圓直徑：
蝸輪喉圓直徑：
蝸輪齒根圓直徑：
蝸輪咽喉母圓半徑：
（6）校核齒根彎曲疲勞強度：
（3.6）
式（3.6）為校核彎曲疲勞強度公式。
當量齒數(shù)：
根據(jù)，查《機械設計》P253 圖11-19得齒形系數(shù)為[8]，
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應力：
查《機械設計》P525 表11-8可得蝸輪的基本許用彎曲應力為[8]，
壽命系數(shù)：
則：
故彎曲強度是滿足的。
（7）精度等級公差的確定
考慮到所是設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速裝置，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿蝸輪精度中選擇8級精度[11]。
3.7.3 第一級齒輪傳動的設計
按照傳動方案選用直尺圓柱齒輪傳動。
查《機械設計課程設計手冊》P122表10-3，由于此處設計的齒輪傳動屬于機械制造業(yè)中不要求特別精度的齒輪，故選用8級精度[9]。
選擇大小齒輪的材料均為40，并經調質及表面淬火，齒面硬度為48-55HRC[5]。
初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)為
為了使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)， 與一般應為互質數(shù)。故此處取。
（1）按齒面接觸強度設計
由《機械設計》P200 式（10-9）[8]
（3.7）
式（3.7）說明了接觸強度與接觸疲勞許用應力之間的關系。
試選 載荷系數(shù)=1.3
查《機械設計》P201 表10-7，由兩支承相對小齒輪做對稱布置，取齒寬系數(shù)[8]。
查《機械設計》P198 表10-6得材料的彈性影響系數(shù) [8]。
查《機械設計》P207 圖10-21e按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為 =1100MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限為 [8]。
由《機械設計》P202 式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)為，小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)：
大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)：
查《機械設計》P203 圖10-19 得接觸疲勞壽命系數(shù)[8]：
計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則由《機械設計》P202 式10-12，
計算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值：
計算圓周速度：
計算齒寬b：
計算齒寬與齒高之比：
計算載荷系數(shù) K，由，8級精度，查《機械設計》P192 圖10-8得動載系數(shù)。由直齒輪，假設，查《機械設計》P139 表10-3得：
硬齒面齒輪，6級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，查《機械設計》P194 表10-4得，時：
考慮此處設計的齒輪是8級精度，故取。
由，查得。
查《機械設計》P190 表10-2 ，由原動機為電動機，載荷狀態(tài)均勻平穩(wěn)得[8]。
所以載荷系數(shù)：
按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑：
計算模數(shù)：
（2）按齒根彎曲強度設計
（3.8）
式（3.7）說明了彎曲強度與彎曲疲勞許用應力的關系。
查《機械設計》P205 圖10-20d得齒輪的彎曲疲勞強度極限[8]。
查《機械設計》P202 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；[8]。
計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4；則
計算載荷系數(shù)：
查取齒形系數(shù)，由《機械設計》P197 表10-5得齒形系數(shù)； [8]。
查《機械設計》P197 表10-5得應力校正系數(shù)； [8]。
計算大、小齒輪的，并加以比較，
小齒輪的數(shù)值大。
（3）設計計算
由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關，所以此處將模數(shù)圓整為m=3，此時有
這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度。
（4）幾何尺寸計算
計算分度圓：
計算中心距：
計算齒輪寬度：
為防止大小齒輪因裝配誤差產生軸象錯位時導致嚙合齒寬減小而增大齒輪的工作載荷，所以將小齒輪的齒寬在此基礎上加寬5mm，即取為
，
驗算：
，合適
3.7.4 第二級齒輪傳動的設計
由漸開線直齒圓柱齒輪傳動的正確嚙合條件：兩齒輪的模數(shù)和壓力角必須分別相等。因為齒輪3是和齒輪2相嚙合的，故其模數(shù)m=3。精度等級同樣取為8級。為防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大齒輪的工作載荷，所以將齒輪3的齒寬在齒輪2的基礎上減小5mm,即取為
這里將對齒輪2和齒輪3之間的齒輪傳動進行校核。
由于齒輪3的尺寸較大，在齒輪結構設計時將采用鑄造齒輪，所以材料選為ZG42SiMn，經表面淬火，齒面硬度為45-53HRC[5]。
由齒輪2齒數(shù)，則齒輪3的齒數(shù)為
將齒數(shù)圓整為。
此時齒輪3的分度圓直徑，則導軌半徑的尺寸相比較之前的總體方按設計時較大?？紤]到設計所要求的翻轉支架翻轉 的時間可在一定的范圍內調整，故可適當減小齒3的齒數(shù)。通過嘗試，取，此時齒輪3的分度圓直徑，相對之前整體方案設計時所確定的翻轉導軌的半徑在700mm—750mm左右相適應，且與為互質數(shù)，可使各個相嚙合齒對磨損均勻，傳動平穩(wěn)。
（1）按齒面接觸強度校核
校核計算的公式為：
（3.9）
式（3.9）為接觸強度校核公式。
其中，
同上，取。
計算：
查《機械設計》P139 表10-3得：
由硬齒面齒輪，6級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時，查《機械設計》P194 表10-4得，時：
考慮此處設計的齒輪是8級精度，故取。
則：
查《機械設計》P198 表10-6得材料的彈性影響系數(shù) ，則
由《機械設計》P207 圖10-21e，按齒面硬度查得齒輪2的接觸疲勞強度極限，齒輪3 的接觸疲勞強度極限。
由《機械設計》P202式10-13，計算應力次數(shù)：
查《機械設計》P203 圖10-19，得接觸疲勞壽命系數(shù) ：
計算接觸疲勞許用應力：
取失效概率為1%，安全系數(shù)為 S=1 ，則由《機械設計》P202 式10-12，
取其中的較小值帶入校核計算公式知效驗滿足。
（2）按齒根彎曲疲勞強度進行校核：
由，查《機械設計》P195 圖10-13得[8]，
故：
查取齒形系數(shù)，由《機械設計》P197 表10-5得齒形系數(shù) ；[8]。
查《機械設計》P197 表10-5得應力校正系數(shù)；[8]。
查《機械設計》P205 圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限；[8]。
則：
取彎曲疲勞安全系數(shù)；則
；
查《機械設計》P202 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù) ；。
所以：
所以：
故齒根彎曲疲勞強度效驗滿足。
3.8 翻箱機構的結構設計
3.8.1 軸1的結構設計
由于蝸桿螺旋部分的直徑不大，所以和軸設計成一個整體。
根據(jù)已經選定的蝸桿的材料，將軸的材料選為45鋼，調質處理[6]。
初步確定軸的最小直徑，查《機械設計》P362表15-13，取[8]，則
（3.10）
式（3.10）說明了軸的最小直徑與轉速之間的關系。
由于軸上開有兩個鍵槽，軸徑應適當增加10%-15%，將取為13mm。
查《機械設計課程設計手冊》P156表12-3，所選電動機的輸出軸直徑為[9]，根據(jù)已經選定的聯(lián)軸器的類型，查《機械設計課程設計手冊》P92表8-5，選擇聯(lián)軸器的型號為TL4彈性套柱銷聯(lián)軸器，聯(lián)軸器孔徑為,作為軸的最小直徑。
由于軸1上的軸承需要同時承受軸向載荷和徑向載荷，此處選擇角接觸球軸承70000AC，極限轉速比高，能承受較大的軸向載荷。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，所以選擇成對使用。為保證蝸桿部分有較好的剛度，這對角接觸球軸承采用面對面正裝。
軸1如圖3.2所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：
聯(lián)軸器：軸向定位采用軸端擋圈和右側的軸肩，周向定位采用普通平鍵。
軸承：軸向定位采用軸承端蓋和軸肩。
風扇：軸向定位采用軸端擋圈和左側的軸肩，周向定位采用普通平鍵。
各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行調整。
軸1如圖3.2所示。
(a)
(b)
圖3.2 軸1的結構
3.8.2 軸2的結構設計
由于齒輪1的直徑較小，所以和軸設計成一個整體。
根據(jù)已經選定的齒輪1的材料，將軸的材料選為40Cr[5]。
初步確定軸的最小直徑，查《機械設計》P362表15-13，取=110[8]，則
由于軸上開有1個鍵槽，軸徑應適當增加5%-7%，將取為39.524mm。
由于軸2上的軸承需要同時承受軸向載荷和徑向載荷，此處同樣選擇角接觸球軸承70000AC，極限轉速比高，能承受較大的軸向載荷。在設計齒輪傳動的過程中，為了配湊幾何尺寸等參數(shù)，將齒輪1的兩支承設計為對稱布置，故此處將一對角接觸球軸承對稱布置于齒輪1的兩側。同時為了保證蝸輪部分軸的剛度，在蝸輪的另一側布置一個深溝球軸承。根據(jù)裝配關系，該深溝球軸承的內徑查手冊得出后作為軸2的最小直徑[5]。
軸2如圖3.3所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：
深溝球軸承：軸向定位采用軸承端蓋和套筒。
蝸輪：軸向定位采用套筒和右側的軸肩，周向定位采用普通平鍵。
左側的角接觸球軸承：軸向定位采用箱體內壁和右側的軸肩。
右側的角接觸球軸承：軸向定位采用左側的軸肩和軸承端蓋。
各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行圓整。
軸2如圖3.3所示。
(a)
(b)
圖3.3 軸2的結構
3.8.3 軸3的結構設計
選軸3的材料為45鋼，調質。
由于軸3上的齒輪是直齒圓柱齒輪，軸上的軸承基本只承受徑向載荷，此處同樣選擇深溝球軸承。深溝球軸承的內徑查手冊得出后作為軸3的最小直徑。
軸3如圖3.4所示位置放置時，從左到右依次主要布置的零件的定位方案為：
左側的深溝球軸承：軸向定位采用軸承端蓋和套筒。
齒輪2：軸向定位采用套筒和軸肩，周向定位采用普通平鍵。
右側的深溝球軸承：軸向定位采用左側的軸肩和軸承端蓋。
各軸段的長度和直徑根據(jù)其上選用的零件進行圓整，并在裝配圖設計環(huán)節(jié)中根據(jù)各軸的相互關系和尺寸調節(jié)。
軸3的如圖3.4所示。
(a)
(b)
圖3.4 軸3的結構
3.8.4 翻箱機構其余部分的結構設計
機體采用鑄造，由于有導軌要焊接于其上，故查《機械設計課程設計手冊》P24表2-5，機體的材料選擇為焊接性能好的ZG230-450[9]。
為使整機的結構緊湊，傳動部分沒有另外設置傳動箱體而是將各個部分都裝于統(tǒng)一的機體上。
為方便齒輪3的安裝，在機體的圓弧側適當位置開槽。為方便蝸輪的裝配，在蝸輪上方的機體上開槽，再以蓋板密封，以上兩個結構同時還有助于添加潤滑脂的操作。
機體底座部分的結構是根據(jù)工廠的機床工件床身導軌的尺寸和形式來設計的。機體與導軌的連接依靠T型槽螺母，故機體底座部分設置了4個T型槽螺栓孔。機體底座與導軌接觸部分受較大的集中載荷，此處設計了較厚的壁厚以保證局部剛度。其余部分采用間隔布置的肋板結構，即有助于底座部分剛性的提高，同時又減輕了整體的重量，底座部分還設置了4個起吊螺栓孔。
整個翻箱機構在機床上的移動依靠底座上的一個齒輪和機床上導軌之間的齒條嚙合傳動來實現(xiàn)，擰動軸外伸的手柄可以實現(xiàn)該移動。
翻轉機架部分是連接于齒輪3上的焊接部件。翻轉機架支撐部分沒有和其他的支撐板焊接，而是采用可拆的螺紋連接，目的是通過更換幾何尺寸不同的支撐部分，使所設計的翻箱機構可以在適當?shù)姆秶鷥葘崿F(xiàn)對不同工件的翻轉。
電動機的安裝是根據(jù)所選電動機的型號，蝸桿輸入軸的布置情況，查《機械設計課程設計手冊》P156表12-3，得到電動機的各項具體安裝尺寸。考慮到電動機如果安裝在機體的右側，可以使翻箱機構的整體尺寸得到縮小，但是電動機在工作過程中會受到磨削液的影響，故單獨設置電動機支撐底板，將電動機安放在機體的左側。由于電動機輸出軸、蝸桿輸入軸及聯(lián)軸器均露在機體的外面，會導致不安全的情況，所以還需要在電動機外側加一個防護罩以起到保護的作用[3]。
為方便安裝行程開關，在機體上設置了兩個行程開關座。行程開關座上有滑槽，可便于在一定范圍內通過調節(jié)行程開關與機體的相對位置來調節(jié)翻轉機架工作過程中翻轉的角度。
4 軸的校核
4. 1 軸1的校核
當不計摩擦力的影響時，蝸桿和蝸輪上各力的大小可按下列各式計算：
式中：、、—蝸桿上所受的圓周力、徑向力和軸向力；
、、—蝸輪上所受的圓周力、徑向力和軸向力；
其中，ZI蝸桿的法向壓力角為標準值，蝸輪的端面壓力角。
軸1的受力分析如圖4.1所示。
其中軸上角接觸球軸承的支反力作用點查《機械設計課程設計手冊》P70表6-6得[9]，從而根據(jù)設計的蝸桿軸的尺寸得到。
圖4.1 軸1的校核
在H面內滿足：
由以上兩式解得：
在V面內滿足：
其中
由以上四式解得：
從而可看出截面B是軸的危險截面。
按彎扭合成應力校核軸的強度：考慮扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，取=1，則軸的計算應力當=1時，
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計》P355表15-1 查得
[8]。因此，故安全。
4.2 軸2的校核
由于在設計第一級傳動時為了使齒輪1和齒輪2的尺寸滿足翻箱機構的整體要求，將齒輪1設置成了相對兩支承對稱布置，之后在結構設計中為了保證蝸輪一端軸的剛度，再在蝸輪端增加了一個深溝球軸承，使軸2上布置有3個軸承，相當于一個靜不定梁。此處在進行軸2 的校核時將深溝球軸承的約束去掉，按照靜定梁的結構進行校核。由材料力學的知識可知，靜不定結構的內力和變形都遠小于靜定結構，故此處若按靜定結構校核軸2滿足強度要求，則在靜不定結構下軸2同樣滿足強度要求。
其中軸上角接觸球軸承的支反力作用點查《機械設計課程設計手冊》P70表6-6得，從而根據(jù)設計的蝸桿軸的尺寸得到，，。
齒輪1上的受力分析，
式中：、—齒輪1上所受的圓周力和徑向力。
根據(jù)設計出的軸2的結構和軸2、軸3兩軸在空間中的布置位置，對軸2受力分析如圖4.2所示。
圖4.2 軸2的校核
在H面內滿足：
由此可以解出：
=2256.003N
則：
在V面內滿足：
其中：
由此可以解出：
從而計算出：
由H和V面內的彎矩圖可知，截面C是危險截面。此時
按彎扭合成應力校核軸的強度，考慮扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力時，取=1
軸的計算應力
當時，
前已選定軸的材料為40Cr， 由《機械設計》P355表15-1 查得[8]。因此，故安全。
4.3 軸3的校核
根據(jù)軸3的設計計算出，
齒輪2上的受力分析：
式中：、—齒輪1上所受的圓周力和徑向力。
、—齒輪2上所受的圓周力和徑向力。
若不計摩擦和傳動時的損耗，有
式中：、—齒輪3上所受的圓周力和徑向力。
軸3的受力分析如圖4.3所示。
圖4.3 軸3的校核