實現端蓋孔組加工的工藝裝備設計
實現端蓋孔組加工的工藝裝備設計,實現,端蓋孔組,加工,工藝,裝備,設計
本科畢業(yè)論文（設計）
題 目
實現端蓋孔組加工的
工藝裝備設計
實現端蓋孔組加工的工藝裝備設計
摘要：在當代制造業(yè)中專用機床需求廣泛。一般鉆床勞動強度大，加工批量的具有多孔位的零件，一則孔位精度難以保證，二則生產效率底下；而多軸鉆床操控比較容易掌握省時省力，出現錯誤和故障的概率較低。不僅可以保障工人的安全以及降低工人的工作強度，而且提高了生產率。在科技的大力推動下，制造業(yè)的生產越來越離不開專用鉆床。也就是說，機床的專業(yè)性越強，其產品的質量就能得到很好地保證。故使用專用機床使得企業(yè)的競爭力提高明顯。?
在本設計中，針對Z535型立式鉆床為單軸鉆床，在該機床上加工上批量的具有多孔位的零件，一則孔位精度難以保證，二則生產效率低下的問題。然后設計了專用零件的多孔位加工裝置。通過設計專門的，以達到提高生產率和保證加工精度的要求
關鍵詞：齒輪設計；軸系設計；箱體設計；多孔位加工裝置
To realize the process equipment design of the end cap hole group.
Abstract:Special machine tools are widely used in modern manufacturing. General drilling machine labor intensity is large, processing batch of porous bits, a hole bit precision is difficult to guarantee, second production efficiency; And multi-axis drilling machine is easy to control the time and effort, the occurrence of error and failure probability is low. Not only can the safety of workers be ensured, but the workers' work intensity is reduced, and productivity is increased. With the vigorous promotion of science and technology, manufacturing industry is increasingly inseparable from special drilling machines. In other words, the more professional the machine, the quality of its products can be guaranteed. Therefore, the use of special machine tool makes the enterprise more competitive. ?
In this design, in view of Z535 type vertical drilling machine for single shaft drilling machine, on the machine in the batch with multi-holes part, a hole location precision is difficult to guarantee, low efficiency of production. Then the porous bit processing device for special parts was designed. Through the design of specialized, in order to improve the productivity and ensure the processing precision requirements.
Key words: gear design; Shafting design; Cabinet design; Porous position processing device.
目 錄
摘要：
Abstract:
1緒論
1.1本課題研究背景及意義
1.2國內外研究狀況
1.3研究的主要內容
2總體設計
2.1分析加工零件
2.1.1 檢查圖紙的完整性和正確性
2.1.2分析零件的結構特點
2.1.3零件的生產批量
2.1.4機床參數
2.2傳動系統(tǒng)設計
3多孔加工裝置主要零件設計
3.1齒輪的設計
3.1.1齒輪齒數的確定
3.1.2材料、精度、類型的確定：
3.1.3齒輪結構設計
3.1.4齒輪裝配圖
3.2齒輪的計算及校核
3.2.1齒輪的計算及校核
3.2.2根據齒面接觸強度計算
3.2.3根據齒根彎曲強度設計：
3.2.4幾何尺寸計算
3.3軸系的設計
3.3.1大齒輪軸系的設計
3.3.2小齒輪軸系的設計
3.3.3滾動軸承的選用
3.3.4軸承的校核
3.3.5軸的校核
3.4箱體的設計
3.4.1箱體壁厚
3.4.2箱體內壁的距離
3.4.3箱體尺寸的確定
4總結
參考文獻
致 謝
附錄A英文文獻
附錄B中文翻譯
附錄C裝配圖
附錄D主齒輪零件圖
附錄E從動齒輪
附錄F主軸零件圖
附錄G箱體殼體
附錄H箱蓋
V
1緒論
1.1本課題研究背景及意義
當代工業(yè)生產技術的發(fā)展越來越疾速，尤其是在自動化領域，越來越多的國家和企業(yè)將組合機床的研究視為制造界一個不可忽視的方向。在加工生產中使用多軸鉆床的優(yōu)勢明顯。多軸頭鉆床加工零件所用時間大大減少，因為當加工一個多孔零件時，若用普通單軸鉆床來加工，每完成一個孔的加工，需要轉動工作臺使零件重新對準鉆頭，然后再加工另一個孔，因此需要工人專門負責轉動零件。這用于小型零件加工時尚可，但當零件相對很大時這種方法就效率低下，成本增加。因此就需要一種專門能用來進行批量生產多孔零件的機床，由此經過對單臂鉆床的不斷改進，多孔加工鉆床應運而生。?
相比較于普通鉆床而言，多軸鉆床的主軸箱有特別之處，其主軸箱是像行星系一樣，從動軸繞中間軸圓周陣列，再由中間軸旋轉帶動均布排列的從動軸轉動，從動軸帶動刀具轉動，完成切削工作。這樣就能夠通過一次加工，成型多孔零件，生產的效率被明顯提高，同時也使得成本下降。?
本次要設計的多孔加工裝置，被設計用來專門加工同平面多孔位零件，需要擬定最優(yōu)的工藝方案，擬定正確的機床工序，恰當地設計鉆床零件，合理地考慮采用的切削量。然后設計了專用零件的多孔位加工裝置。
1.2國內外研究狀況
1850年前后，德國人MartigNoNi創(chuàng)造性的制成了一種麻花鉆，這是世界上最早的能用來進行金屬打孔的鉆頭；1862年，國際博覽會召開于英國倫敦，會上參展出了一種全新的有能源驅動的鉆床，它是由英國Joseph Whitworth設計的，這也是近代鉆床初步成型的標志。之后，又緊接這出現了各種鉆床。隨著鉆頭結構形式不斷優(yōu)化和工具鋼材性能的不斷提高，再加以廣泛應用了電動機，高性能的大型鉆床呼之欲出。? ????
二戰(zhàn)以后，專業(yè)機床的發(fā)展開始向自動化邁進，這一階段的標志就是自動生產線及數控機床的出現。之后在美蘇為首的超級大國發(fā)展的推動下，先后崛起了歐盟和日本兩個制造體，世界由此進入了電氣化時代。生產設備的高度機械化，流水化作業(yè)的生產線，也極大促進了制造業(yè)的發(fā)展。機械制造的電氣化使得生產的自動化更加成為可能，也大幅度提高了生產效率。20世紀70年代初，繼電器控制在鉆床上廣泛采用。80年代后期因為數控技術的出現在深孔鉆床上才逐步開始應用，尤其在90年代這種先進技術才得到推廣。如90年代初TBT公司推出的ML系列深孔鉆床。用來加工某些零件上的相互交叉或與水平面成一定角度的斜孔，垂直孔或平行孔。
80年代以來，國外的組合機床除了滿足生產效率和加工精度的要求之外，也逐漸包含柔性和綜合。組合機床在多樣方面都有新的突破性進展，包括生產精度、生產的柔性、剛性和機床配套零件等方面，進一步實現了生產程序軟件化、工步集中化和生產過程全監(jiān)控。?
在國外，為了達到減少生產成本，節(jié)省占地面積的目的，會采取相關方法。還有肉將刀庫集中設置在夾具部位，加工采用換刀的方式集中工序，以發(fā)揮設備的最大效能，獲取更大的經濟效益。
我國加入世貿組織以后，面臨更多機遇，也要面對更多挑戰(zhàn)。各生產企業(yè)紛紛采取積極的策略應對。據不完全統(tǒng)計，截至2005年4月份，組合機床的產量已經高達1000余臺，同時產值也達到了3.9個億以上，同比增長百分之十。與此同時行業(yè)增值率、營銷額、收入總額等經濟性指標都取得了不同程度的增加，新興物品、新型科技，也有非常明顯的增長，公司經營狀況明顯好轉。經過多年研制，我國生產的加工中心、數控機床輔等也逐漸擴大在世界市場份額中的占比。
隨著信息化快速發(fā)展，復雜的機械結構逐漸被淘汰，取而代之的是電子科技的廣泛的應用，自動化程度更加完善了。在硬件方面，各種芯片和嵌入式模塊化系統(tǒng)被研制出來，繁瑣的機械結構微電子化程度提高。在軟件方面，編程語言也日新月異，從機器語言發(fā)展到匯編語言，后來又出現了如C語言，C++語言等高級語言，都促進了在生產中各式各樣的數控鉆床的應用比例和機械生產加工的數字化程度提高。
1.3研究的主要內容
本次設計主要針對Z535鉆床進行設計，首先確定鉆床的總體布局，再以此為出發(fā)，然后具體設計多軸軸箱內部結構，其具體內容主要包括以下幾個方面：????
1.分析Z535鉆床的研究現狀，收集設計資料；????
2.總體方案的確定；????
3.主要零部件的設計校核；? ????
4.繪制裝配圖及重要零件圖等
2總體設計
2.1分析加工零件
機床的結構形式要受工藝和零件外形、尺寸和重量的影響。工藝決定了機床的運動，每個運動由執(zhí)行部件來完成，部件間的相對運動關系由傳動解決。因此，在確定總體方案的時候，需要從全局考慮，最終使自己設計的方案足夠先進，經濟效果優(yōu)秀。包括下列內容：
2.1.1 檢查圖紙的完整性和正確性
零件的圖紙的重要性是無可置疑的。零件的外形結構、全部尺寸、技術要求、零件的材料和所需要的零件數量等，都可以清晰的呈現出件的。圖中加工零件為端蓋，如圖：
圖2.1 端蓋
2.1.2分析零件的結構特點
零件的安裝方式和加工方法決定于零件的結構。圖中要求加工四個?10mm的螺紋孔，所以精度要求不高。由于是批量生產，需要設計專用夾具，以達到高效率的生產。
2.1.3零件的生產批量
能較大影響設計方案的因素之一就是被加工零件的生產批量的大小。零件的批量大，就要求機床的生產效率高，專用性強；零件的批量小，就要求機床的生產精度高，普適性強。端蓋孔祖的加工為大批量生產，設計周期短、經濟性好的四軸頭架十分適合它的生產批量條件。
2.1.4機床參數
Z535立式鉆床主要參數如圖2.2所示：
Z535機床主要參數
2.2傳動系統(tǒng)設計
本次設計是在則Z535立式鉆床基礎上進行設計，所以采用機械聯系。其傳動系統(tǒng)圖如下所示：
圖2.1 傳動系統(tǒng)圖
工作原理：
1、主軸回轉的傳動路線為：電機6通過皮帶輪5帶動皮帶輪4，使得主軸上部3轉動，主軸下部與7通過花鍵連接，獲得回轉運動，通過手柄2，轉動齒輪1，可以使鉆頭沿著花鍵副做縱向運動，最終通過齒輪8，將運動傳遞給4個齒輪9，帶動鉆頭工作。
該機床的主運動為電動機經主軸箱變速傳遞為鉆頭的旋轉。鉆孔時，工作臺上的零件在托盤上移動，整個鉆孔過程便由主軸帶動鉆頭的主運動和零件的進給運動兩個簡單的運動組成。
3多孔加工裝置主要零件設計
3.1齒輪的設計
齒輪箱設計中關鍵的一環(huán)是把電動機產生的動力通過傳動鏈傳遞到主軸上去,這就是傳動系統(tǒng)的作用。在滿足設計要求的前提下，傳動軸的數量盡量要少。盡量采用一帶多的形式，為了配湊齒輪之間的中心距，可應用變位齒輪
當 公式（3.1）時，使用正常的齒輪；
公式（3.2）時，使用修正的齒輪。
式中：兩齒輪的實際中心矩——A；
齒輪的模數——M；
齒輪齒數——z1、z2。
3.1.1齒輪齒數的確定
齒輪傳動具有很多優(yōu)點包括:傳動十分平穩(wěn)、傳動高效、結構十分緊密、可靠性非常強、高壽命的優(yōu)點。有3種形式：閉式、開式、半開式，本次依據工況設計為半開式。
齒輪的設計應保證在規(guī)定時間內不發(fā)生失效才行。齒輪的設計計算準則有：1齒根彎曲疲勞強度準則和2齒面接觸疲勞強度準則。
主軸箱內的齒輪應足夠結實，考慮加工零件的兩對稱孔之間中心距。故初選主軸箱齒輪模數為2
d=d1+d2=2a=m（z1+z2） 公式（3.3）
式中各參數含義：
對稱兩孔之間中心距—d；
大齒輪的分度圓直徑—d2；
齒輪的模數—m；
小齒輪齒數—z1；
大齒輪齒數—z2；
中心距—a
把d=43.40mm, m=20代入上式
即：z1+z2=43.4
齒輪齒數為整數，需要對計算結果進行圓整，所以43.4可以就取整數為43，因此z1+z2=43，齒輪齒數應互為質數，查《機械制造裝備設計》[9]，初步選定z2=22，z1=21
3.1.2材料、精度、類型的確定：
因為傳動沒有軸向力，圓柱直齒輪可滿足要求。
在一般的工作機床中，鉆床旋轉速度低，所以查表選用7級精度（GB10095—88）
為了達到節(jié)約材料、延長壽命的目的，需要經過熱處理可以提高強度，所以采用硬齒面作為小齒輪表面，即選用20CrMnTi，滲碳后淬火320HBS，大齒輪選用40Cr，調質后表面淬火278HBS。
3.1.3齒輪結構設計
材料、加工方法和使用要求等因素會影響齒輪的結構形式。設計時要考慮這些因素。具體設計如下：
用實心結構是在齒頂圓直徑小于160.00mm的情況下；用腹板式結構是在齒頂圓直徑在160.00~500.00mm之間的情況下。
1、小齒輪結構設計
小齒輪的齒頂圓直徑：da=m×（z+2ha）=223=46.00mm﹤160.00mm
因為小齒輪的齒頂圓直徑小于160mm，所以選用實心盤式結構。
2、大齒輪結構設計
計算齒頂圓直徑：da=m×（z+2ha）=224=48.00mm<160.00mm,原理同上，所以大齒輪也選盤式齒輪。
3、 齒輪參數
經計算，可知齒輪的參數如表3.1所示：
表3.1 大、小齒輪參數
名稱（單位）
參數代號
小齒輪參數
大齒輪參數
模數
m
2
2
齒數（個）
z
21
22
分度圓直徑（mm）
d
42
44
3.1.4齒輪裝配圖
-
圖3.1 齒輪嚙合
中間的軸帶動齒輪旋轉，圓周布置的四個齒輪與其嚙合，帶動其旋轉，五個齒輪參數都一樣，所以五個齒輪旋轉速度一樣，周邊四個齒輪的旋轉方向一樣。齒輪箱外邊有個導向裝置，在花鍵的連接下，上下移動。
圖3.2 下掛軸箱體
3.2齒輪的計算及校核
3.2.1齒輪的計算及校核
起初依據齒面接觸疲勞強度進行設計
查書《機械設計》[25]得 公式 （3.4)
確定了公式中每個參數的具體數值：
試選用載荷系數為：kt=1.3
小齒輪在運動中傳遞的轉矩：T1=95.5×105P1/N1
查《機械設計手冊》[13]得三個數據其中，聯軸器效率和軸承的效率很高都是η=99％；減速器的效率較一般為η=95~96％，多軸軸箱由4個從動齒輪分別對稱的環(huán)繞在主齒輪周圍，并與之嚙合，被主齒輪帶動。計算齒輪軸箱輸出功率可得：
公式（3.5）
式中各參數含義如下：
減速器的輸入功率—p′
減速器的傳遞效率—η1
聯軸器的傳遞效率—η2
滾動軸承的效率—η3
將，η1=95％ ， η2=99％， η3=99％代入上式得：
=677.5w
計算小齒輪的轉速：
查閱有關資料，普通鉆頭的轉速一般不超過200.0r/min，將其作為小齒輪的轉速。
小齒輪的轉速n小=192.30r/min
d2=m·z2=3×83=249.00mm
d1=m·z2=3×29=87.00mm
a=?(d1+d2)=?(249+87)=168.0mm
N/mm
查《機械設計》[25]分別得到以下參數:
選取齒輪的齒寬系數?=0.459；
20CrMNTi的彈性影響系數ZE=187.80MPa?；
大，小齒輪的接觸疲勞強度極限分別為：σHlim1=1400.0MPa；
σHlim2=600.0MPa；
查《機械設計》[25]（第八版）可以計算應力循環(huán)次數
N1=60N1jLh=60×192.3r/min×1×(8×300×15)
=4.15×108
N2=4.15×108/2.86=1.45×10
式中參數含義：
齒輪的轉速—N；
齒輪每圈齒面嚙合的次數—J；
齒輪的工作壽命—Lh；
查參考文獻得接觸疲勞壽命系數KHN1=0.93；KHN2=0.98；
取失效概率為1％，安全系數S=1，計算接觸疲勞許用應力,由《機械設計》[25]中式10—12得：
[σH]1==0.93×1400MPa=1302MPa
[σH]2= =0.98×600MPa=588MPa 公式（3.6）
3.2.2根據齒面接觸強度計算
算出小齒輪分度圓直徑d1t，由于[σH]2小于[σH]1所以代入[σH]2，得：
=2.32
=55.26mm
計算小齒輪的圓周速度V：
V=πd1tN1/(60×1000)=0.56m/s
計算齒寬b
b=Ψdd1t=0.46×55.26=25.00mm
計算齒寬與齒高之比b/h：
計算模數 mt=d1t/z1=55.26/29=1.90mm
h=2.25mt=2.25×1.9=4.275mm
b/h=25/4.275=5.85
計算載荷系數：
由查《機械設計》[25]圖10-8,根據 V=0.56m/s，7級精度得：Kv=1.05；
直齒輪，假設KAKB/b<100N/mm。
由表10—3查得KHα=KFα ；由表查得使用系數KA=1；當得7級精度、1000小齒輪非對稱布置時，查表10-2得KHβ=1.415；由b/h=10.4,KHβ=1.415,查《機械設計》[25]（第八版）10—3。
故載荷系數K=KAKVKAKHβ=1×1.05×1.2×1.415=1.7829，分度圓直徑是按實際的載荷系數所校核的，由式（10—10a）得
計算齒輪模數m：
m=d1/z1=42/21=2
3.2.3根據齒根彎曲強度設計：
由《機械設計》[25]式（10—5）得彎曲強度的計算公式為
公式（3.7）
1）試確定公式中的每個參數值：
齒根的彎曲疲勞強度極限由圖10—20c查得大、小齒輪的彎曲疲勞強度分別為σFE1=500.0MPa；σFE2=380.0MPa；
由圖10—18查得齒根的彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.90,KFN2=0.95,
計算彎曲疲勞的許用應力：
查圖10—17得齒形系數YFa1=2.41 YFa2=2.228
查圖10—18得應力校正系數YSa1=1.668 YS2=1.756
彎曲疲勞安全系數取S = 1.40，由式（10—12）得：
公式（3.8）
因為小齒輪的小于大齒輪所以取
=
2)計算實際載荷系數K，查表10-8得KA=1，KV=1.05
K=KAKVKFαKFβ=1.0×1.05×1.20×1.35=1.701
由式（10-13）可得按實際載荷系數算的的齒輪模數
對比上面的計算結果可以看出，由齒根彎曲疲勞強度計算的模數m明顯小于由齒面接觸疲勞強度計算的模數，齒根彎曲疲勞強度所決定的承載能力決定了齒輪模數m的大小，與齒面接觸疲勞強度無關。所以取有齒根彎曲疲勞強度計算的模數m=1.65mm并取整數為m=2
3.2.4幾何尺寸計算
尺寸計算是設計的關鍵所在，包含以下幾個方面：
計算分度圓直徑
d1=z1×m=21×2=42.00mm
d2=z2×m=22×2=44.00mm
齒頂高度
ha1=ha2=ha*·m=1×2=2.00mm
齒根高度
hf1=hf2=(ha*+c*)=2.50mm=2.5
全齒高度
h1=h2=ha1+hf1=2+2.5=4.50mm
齒頂圓直徑：
da2=d2+2ha=44+2×2=48.00mm
da1=d1+2ha=42+2×2=46.00mm
齒根圓直徑：
df2=d2-2hf=44-2×2.5=39.00mm
df1=d1-2ha=42-2×2.5=37.00mm
計算中心距
a=(d1+d2)/2=(44+42)/2=43.00mm
計算齒輪寬度
b=?dd1=0.46×0.46×42=19.32mm
取B2=20.00mm ; B1=20.00mm
驗算
3.3軸系的設計
軸的作用是傳遞動力并且對旋轉部件起到支撐作用。根據零件在軸上的位置、大小，確定軸的結構位置參數。另外軸的強度也決定了軸的工作能力，所以也要進行軸的強度計算。
1.求輸出軸上的功率
由上面計算的齒輪數據可知
P1=0.6775kw
N1=192.3r/miN
T1=3.4×104N
2.計算齒輪所承受的力
因為d1=mz1=3×29=87mm
則：
Fr1=Ft1taNα=781.62N×taN20o=284.48N
公式（3.9）
式中各參數的代表的含義：
T1—軸所受的扭矩，N/mm
d1—小齒輪的分度圓直徑，mm
α—齒輪的嚙合角
3.這時軸的最小直徑初步確定
由于此軸只收扭矩，采用按扭轉強度條件計算。軸的扭轉強度條件為：
公式（3.10）
因為小齒輪軸的結構相比于大齒輪軸而言較為復雜，材料性能要求相對較高，故選此軸的材料為40Cr，調質后淬火處理。
范圍是之間，范圍之間，本設計取，由此可得出軸徑：
考慮到軸的定位等原因，小齒輪軸的直徑選為40.00mm。
3.3.1大齒輪軸系的設計
1、大齒輪軸的轉速計算
經過上述計算已知大齒輪軸的功率P2、轉速N2和轉矩T2，則；
P2=pη1η2η3 公式（3.11）
公式3.11中各參數含義：
P—電動機輸出功率
η1—減速器的傳遞效率
η2—聯軸器的傳遞效率
η3—滾動軸承的傳遞效率
將已知數據p′=7.35，η1=95.0%，η2=99.0%，η3=99.0%代入上式得：
P2=7.39×95%×99%×99%
=6.8435kw
則大齒輪轉速
N2=N0/i1=730r/miN/7.1=102.8r/miN
2、大齒輪軸的受力分析
已知大齒輪的分度圓直徑：
d2=mz2=3×83=249.00mm
則：
因為4個小齒輪圓周陣列排布，齒輪之間徑向力相互作用，抵消為零，所以Fr2值為零。
3、初步確定軸的最小直徑
軸的材料取為調質后的45鋼。由《機械設計》[25]表取,則：
聯軸器的計算轉矩：
查《機械設計》[25]表，要平穩(wěn)載荷，故取則：
=980700N·mm
查《機械設計師手冊》[13]標準（）, 取用撓性聯軸器中的彈性套柱銷聯軸器，具體如下
型號： 聯軸器
公稱轉矩為2KN·m；
質量為30.0kg；
直徑D=220.0mm；
半聯軸器長L=142.0mm；
聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=107.0mm；
半聯軸器的孔徑d＝50.00mm
4、大齒輪軸的結構設計
大齒輪軸的零件裝配方案簡圖如圖3.3所示
圖3.3 大齒輪軸裝配簡圖
軸各段直徑和長度可以由軸向定位要求來確定
已知條件為：安裝聯軸器處軸的直徑，即d1=50.00mm；半聯軸器孔的長度L1=107.00mm。L1段的長度應比Ⅰ-Ⅱ略長一些，現取LⅠ-Ⅱ=105.00mm，Ⅱ-Ⅲ軸段右端留有軸肩，這是考慮定位要求，所以取dⅡ-Ⅲ=60.00mm；左側采取軸端擋圈定位，取擋圈直徑。
3.3.2小齒輪軸系的設計
小齒輪軸裝配圖如圖3.4所示
圖3.4 小齒輪軸的裝配方案
1、軸各段直徑和長度由軸向定位要求確定
主軸軸徑d=40.00mm，從動軸承同時承受徑向力和軸向力，所選軸承型號為,其尺寸為d×D×B=40×68×15,箱體內壁距軸承的距離為 ,箱體內壁距齒輪16.00mm,齒輪寬為46.00mm，軸承端蓋總寬度為20.00mm,所以確定軸段的長度為181.00mm.
2、軸向零件的周向定位
軸與齒輪平鍵連接，采用過盈配合。軸與齒輪連接處軸的直徑為d=40.00mm, 平鍵截面由《簡明機械設計手冊》[24]查得：
；
鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為25（標準鍵長）
3、軸上零件的軸向定位
各軸向定位均采用平鍵聯接。
因為齒輪在軸的中部，按dⅢ-Ⅳ=65.00mm選普通平鍵（A型）；平鍵截面由《簡明機械設計手冊》[24]查得：
用專用銑刀來加工鍵槽，標準鍵長為36。選擇公差配合為H7/h6，以保證配合的對中性。
軸與半聯軸器配合時采用的平鍵截面由《簡明機械設計手冊》[24]查得：
；
軸與半聯軸器的配合為。軸與滾動軸承的周向定位處的公差選為m5以保證過渡配合。
4、確定倒角尺寸和軸的圓角
查閱《機械設計》[25]表15-2，
取各軸肩處圓角半徑為R=2，
軸端倒角去為2×45。
3.3.3滾動軸承的選用
此軸承選用深溝球軸承，以為此軸承只承受軸的重力。
尺寸為d×D×B=60×110×22故：dⅡ-Ⅲ=dⅥ-Ⅶ=60.0mm；
小齒輪軸右端的滾動軸承以軸肩作為定位面，進行軸向定位，查看資料得深溝球軸承的安裝尺寸Da=69.0mm，因此
取安裝齒輪處的軸段的直徑dⅢ-Ⅳ=65.00mm。軸承與齒輪左端之間套筒定位，已知齒輪中心的寬度為40.0mm,為了使齒輪與套筒緊密配合，套筒長度應略小于齒輪中心的寬度，所以取。齒輪的右端采用軸肩為定位面進行定位，軸肩的高度，取h=6.50mm；軸環(huán)寬度，?。惠S環(huán)處的直徑。軸承端蓋寬為20.0mm。
綜合考慮后，取軸段。
3.3.4軸承的校核
1、小齒輪軸上軸承的校核
角接觸球軸承的預期壽命為十年。
1）計算軸承所受的徑向力與軸向力
由以上受力分析可得：Fr=284.48N，Fa=302.64N,Fr1=Fr2=142.24N
由此產生的派生軸向力為Fd1=Fd2=96.42N
2)求軸承的當量動載荷P1和P2
；
查《機械設計》[25]表13—5得徑向載荷系數和軸向載荷為
對軸承1：X=0.41,Y=0.87
對軸承2:X=1,Y=0其中e=0.68
取中等沖擊載荷為則
=1.6×405.43=648.69N
因為P1>P2，所以計算壽命時取P=P1=648.69N計算。
3） 驗算軸承的壽命
因為P1>P2，所以計算壽命時取P=P1=648.69N計算
(19000/648.69 )=2269505h>L′h
故所選軸承滿足壽命要求。
2、大齒輪軸上軸承的校核
大、小齒輪所選軸承相同，同理，經壽命驗算后軸承滿足壽命要求。
3.3.5軸的校核
傳動軸是一種不受徑向力，所以基本上不受彎矩的作用的軸。大齒輪軸即為此軸。校核大齒輪軸時按扭轉強度條件進行校核。
由《機械設計》[25]第八版式（15－1）
公式（3.12)
確定公式（3.12)中每個參數的參數值
查《機械設計》[25]表15-3，；
考慮到鍵槽對州的強度的削弱，所以此軸只需對兩處軸段進行扭轉強度校核
1）軸與聯軸器連接處
計算抗扭截面系數為：
公式（3.13)
式中：d＝50.0mm為軸直徑；
b＝14mm鍵槽的寬度；
t＝5.50mm鍵槽的深度；
所以有：
故此軸徑強度符合要求。
2）對于軸與聯軸器連接處來說其上有兩個鍵槽，
計算抗扭截面系數為：
公式（3.14)
公式中各個參數值如下：
所以有：
故此軸的軸徑強度滿足設計要求。
2、小齒輪軸的校核
1）計算小齒輪的受力情況：
做出小齒輪軸的受力分析圖如圖3.5（a）,根據小齒輪軸的受力情況與小齒輪軸的結構圖（圖3.4）。
2） 作彎矩圖
計算出垂直面內的支撐反力產生的彎矩。
，
，
求垂直面內B點的彎矩
MBY=RAY·l1=426.3×50=21315.0N·mm
作垂直面內的彎矩圖，如圖3.5（c）所示
計算出垂直面內的支撐反力產生的彎矩。
，
，
求水平面內B點的彎矩MBZ=RAZ·l1=155×50=7750.0N·mm
作水平內的彎矩圖，如圖3-5（e）所示
按下式計算出總彎矩
做合成彎矩圖如圖3.5（f）
3） 做出軸的扭矩圖如圖3.5（g），
扭矩：
做出軸的扭矩圖如圖3.5（g）
可以看出危險截面為B,根據彎矩和扭矩圖以及軸的結構。
圖3.5 小齒輪軸的載荷分析圖
表3.2 B處載荷值
載荷
水平面Z
垂直面Y
支撐反力R
RAZ=155.0N
RCZ=Z29.48N
RAY=426.6.0N
RCY=355.3N
彎矩M
MBZ=7750.0N
MBY=21315.0N
總彎矩
MB=22688.0N·mm
扭矩T
T=34000N·mm
4）校核軸的強度,按彎扭合成應力
只校核彎矩扭矩最大的截面，即危險截面。
根據《機械設計》[25]第八版式（15－5）
軸的計算彎曲應力為：
公式（3.15)
式中：
T=34000N·mm —軸所受的扭矩；
MB=22680N·mm —總彎矩；
α=0.6 —折合系數；
軸的抗彎截面系數：
查《機械設計》[25]表15－4得
式中：
b＝12 mm ——軸上鍵槽寬度；
t＝5mm ——軸上鍵槽深度；
d＝40mm ——軸的直徑
小齒輪軸的材料為40Cr,查《機械設計》[25]第八版表15－1：
軸的許用彎曲應力
因此有：，故安全。
3.4箱體的設計
3.4.1箱體壁厚
在滿足強度的基礎上，應盡量減輕重量，主軸箱體壁厚應盡可能小。考慮到還要安裝軸承，壁厚需要適當增加，所以箱體的壁厚度初選用為8.00mm。
3.4.2箱體內壁的距離
因為小齒輪齒寬大于大齒輪齒寬，所以計算箱體內壁時，采用小齒輪齒寬進行計算。
小齒輪的齒寬為20.0mm,小齒輪箱體內壁之間的距離為10.0mm。所以內壁的距離為40.0mm。箱體的高度為100.0mm。
3.4.3箱體尺寸的確定
已知大齒輪分度圓直徑為44mm,小齒輪分度圓直徑為42mm,考慮到安裝誤差，取齒輪距側壁距離為10mm，而側壁只起到防污的作用，壁厚可以取得較小，以減輕重量，同時考慮裝配原因，定為8mm，則箱體的外形輪廓尺寸可以算出。
4總結
做完這個畢業(yè)設計，我收獲了很多，畢業(yè)設計用的知識很多，幾乎包含全部專業(yè)課程知識。 這個課題深深的考察了我，我從未自己動手自下而上完成類似設計，所以更能激勵我全身心投入其中來完成它。我相信通過此次的畢業(yè)設計可以綜合運用從課本上學到的知識，聯系實際情況，又對課本所學內容進行了綜合運用。初步培養(yǎng)我們解決問題的能力,提高了獨立工作的能力。
這次的設計過程對我來說是比較曲折曲折和困難的，但是所有的問題都將會化為我前進的動力與養(yǎng)分。使我們不斷前行。
針對設計中的缺陷，希望各位老師多提出合理的建議，我將由衷的感謝!
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[27] 馮之敬. 機械制造工程原理. 北京清華大學出版社，2007.
61
致 謝
通過這一階段的努力，我的畢業(yè)論文《實現端蓋孔組加工的工藝裝備設計》終于完成了，意味著大學生活即將結束。在大學階段，我在學習上和思想上都受益非淺，這除了自身的努力外，與各位老師、同學和朋友的關心、支持和鼓勵是分不開的。
在本論文的寫作過程中， 我的導師周毓明老師傾注了大量的心血， 從選題到開題報告，從寫作提綱，到一遍又一遍地指出每稿中的具體問題，嚴格把關，循循善誘，在此我表示衷心感謝。
同時我還要感謝在我學習期間給我極大關心和支持 的各位老師以及關心我的同學和朋友。 寫作畢業(yè)論文是一次再系統(tǒng)學習的過程，畢業(yè)論文的完成，同樣也意味著新 的學習生活的開始。我將銘記我曾是一名文理學子，在今后的工作中把文理的優(yōu)良傳統(tǒng)發(fā)揚光大。
感謝各位專家的批評指導!
附錄A英文文獻
Abstract
A mechanical system exhibits negative stiffness when it requires a decrease in applied force to generate an increase in displacement. Negative stiffness behavior has been of interest for use in vibro-acoustic damping materials, vibration isolation mechanisms, and mechanical switches. This non-intuitive mechanical response can be elicited by transversely loading a curved beam structure of appropriate geometry, which can be designed to exhibit either one or two stable positions. The current work investigates honeycomb structures whose unit cells are created from curved beam structures that are designed to provide negative stiffness behavior and a single stable position. These characteristics allow the honeycomb to absorb large amounts of mechanical energy at a stable plateau stress, much like traditional honeycombs. Unlike traditional honeycombs, however, the mechanism underlying energy-absorbing behavior is elastic buckling rather than plastic deformation, which allows the negative stiffness honeycombs to recover from large deformations. Accordingly, they are compelling candidates for applications that require dissipation of multiple impacts. A detailed exploration of the unit cell design shows that negative stiffness honeycombs can be designed to dissipate mechanical energy in quantities that are comparable to traditional honeycomb structures at low relative densities. Furthermore, their unique cell geometry allows the designer to perform trade-offs between density, stress thresholds, and energy absorption capabilities. This paper describes these trade-offs and the underlying analysis.
Keywords: Honeycombs; Negative stiffness; Bistability; Energy absorption; Elastic stiffness; Stress threshold
Background
Honeycombs are ordered cellular materials with prismatic cells. The cells of the honey-comb can assume a variety of cross-sectional shapes, including hexagonal, kagome, square, triangular, and mixed triangular and square [1, 2]. Relative to other low-density materials, such as stochastic foams, honeycombs provide very high levels of compres-sive strength and energy absorption, and those characteristics are linked directly to cell shape and density [2].
The high levels of energy absorption in honeycomb materials can be explained by their characteristic stress-strain response [1]. As illustrated in Fig. 1, honeycombs com-prised of elastic-plastic materials typically exhibit a linear elastic region in which cell walls either bend or axially compress in response to in-plane compression. Beyond a critical stress level, the cell walls collapse via elastic buckling (at very low relative
Fig. 1 Mechanical behavior of honeycombs [1, 2]
densities) or plastic buckling. A region of plateau stress is then observed as the cell walls collapse row by row. Finally, when void space is eliminated by cell wall collapse, the structure densifies and stiffness rapidly increases to approach that of the material in the cell walls.
The superior energy absorption capabilities of honeycombs are highly dependent on the relatively flat, extended region of plateau stress in Fig. 1. Once a critical plateau stress is reached, honeycombs absorb very large amounts of energy at the plateau stress level without exposing an underlying structure to additional compressive stress unless the energy imparted to the honeycomb is large enough to cause densification. One dis-advantage to utilizing honeycombs for energy absorption applications is that energy absorption in the plateau regime requires plastic buckling, which means that the hon-eycombs must be replaced after a single use. While it is possible to achieve a plateau stress region with recoverable, elastic buckling for very low density structures (cf. [3]), such cellular structures cannot be fabricated with typical manufacturing methods and also demonstrate very low initial stiffness and plateau stress.
Recent work has shown that negative stiffness honeycombs also provide high levels of initial stiffness, compressive strength, and energy absorption; however, these new cellu-lar structures are unique in that they provide those capabilities in a recoverable way, such that the materials can be subjected to repeated cycles of compressive loading and unloading [4, 5]. A representative negative stiffness honeycomb is illustrated in Fig. 2. Like regular honeycombs, negative stiffness honeycombs consist of an ordered config-uration of prismatic cells. Unlike regular honeycombs, the cells are designed to provide recoverable energy absorption. Recoverable en
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