实现端盖孔组加工的工艺装备设计说明书

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1、 本科毕业论文（设计） 题 目 实现端盖孔组加工的 工艺装备设计  实现端盖孔组加工的工艺装备设计 摘要：在当代制造业中专用机床需求广泛。一般钻床劳动强度大，加工批量的具有多孔位的零件，一则孔位精度难以保证，二则生产效率底下；而多轴钻床操控比较容易掌握省时省力，出现错误和故障的概率较低。不仅可以保障工人的安全以及降低工人的工作强度，而且提高了生产率。在科技的大力推动下，制造业的生产越来越离不开专用钻床。也就是说，机床的专业性越强，其产品的质量就能得到很好地保证。故使用专用机床使

2、得企业的竞争力提高明显。 在本设计中，针对Z535型立式钻床为单轴钻床，在该机床上加工上批量的具有多孔位的零件，一则孔位精度难以保证，二则生产效率低下的问题。然后设计了专用零件的多孔位加工装置。通过设计专门的，以达到提高生产率和保证加工精度的要求 关键词：齿轮设计；轴系设计；箱体设计；多孔位加工装置  To realize the process equipment design of the end cap hole group. Abstract:Special machine tools are widely used in modern manufacturing

3、. 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

4、 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

5、, 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 pr

6、ecision 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;

7、 Cabinet design; Porous position processing device. 目 录 摘要： Abstract: 1绪论 1.1本课题研究背景及意义 1.2国内外研究状况 1.3研究的主要内容 2总体设计 2.1分析加工零件 2.1.1 检查图纸的完整性和正确性 2.1.2分析零件的结构特点 2.1.3零件的生产批量 2.1.4机床参数 2.2传动系统设计 3多孔加工装置主要零件设计 3.1齿轮的设计 3.1.1齿轮齿数的确定 3.1.2材料、精度、类型的确定： 3.1.3齿轮结构设计 3.

8、1.4齿轮装配图 3.2齿轮的计算及校核 3.2.1齿轮的计算及校核 3.2.2根据齿面接触强度计算 3.2.3根据齿根弯曲强度设计： 3.2.4几何尺寸计算 3.3轴系的设计 3.3.1大齿轮轴系的设计 3.3.2小齿轮轴系的设计 3.3.3滚动轴承的选用 3.3.4轴承的校核 3.3.5轴的校核 3.4箱体的设计 3.4.1箱体壁厚 3.4.2箱体内壁的距离 3.4.3箱体尺寸的确定 4总结 参考文献 致 谢 附录A英文文献 附录B中文翻译 附录C装配图 附录D主齿轮零件图 附录E从动齿轮 附录

9、F主轴零件图 附录G箱体壳体 附录H箱盖 V 1绪论 1.1本课题研究背景及意义 当代工业生产技术的发展越来越疾速，尤其是在自动化领域，越来越多的国家和企业将组合机床的研究视为制造界一个不可忽视的方向。在加工生产中使用多轴钻床的优势明显。多轴头钻床加工零件所用时间大大减少，因为当加工一个多孔零件时，若用普通单轴钻床来加工，每完成一个孔的加工，需要转动工作台使零件重新对准钻头，然后再加工另一个孔，因此需要工人专门负责转动零件。这用于小型零件加工时尚可，但当零件相对很大时这种方法就效率低下，成本增加。因此就需要一种专门能用来进行批量生产多孔零件的机床，由此经过对单臂钻

10、床的不断改进，多孔加工钻床应运而生。 相比较于普通钻床而言，多轴钻床的主轴箱有特别之处，其主轴箱是像行星系一样，从动轴绕中间轴圆周阵列，再由中间轴旋转带动均布排列的从动轴转动，从动轴带动刀具转动，完成切削工作。这样就能够通过一次加工，成型多孔零件，生产的效率被明显提高，同时也使得成本下降。 本次要设计的多孔加工装置，被设计用来专门加工同平面多孔位零件，需要拟定最优的工艺方案，拟定正确的机床工序，恰当地设计钻床零件，合理地考虑采用的切削量。然后设计了专用零件的多孔位加工装置。 1.2国内外研究状况 1850年前后，德国人MartigNoNi创造性的制成了一种麻花钻，这是世界上最早的能用

11、来进行金属打孔的钻头；1862年，国际博览会召开于英国伦敦，会上参展出了一种全新的有能源驱动的钻床，它是由英国Joseph Whitworth设计的，这也是近代钻床初步成型的标志。之后，又紧接这出现了各种钻床。随着钻头结构形式不断优化和工具钢材性能的不断提高，再加以广泛应用了电动机，高性能的大型钻床呼之欲出。 二战以后，专业机床的发展开始向自动化迈进，这一阶段的标志就是自动生产线及数控机床的出现。之后在美苏为首的超级大国发展的推动下，先后崛起了欧盟和日本两个制造体，世界由此进入了电气化时代。生产设备的高度机械化，流水化作业的生产线，也极大促进了制造业的发展。机械制造的电气化使得生产的自动化

12、更加成为可能，也大幅度提高了生产效率。20世纪70年代初，继电器控制在钻床上广泛采用。80年代后期因为数控技术的出现在深孔钻床上才逐步开始应用，尤其在90年代这种先进技术才得到推广。如90年代初TBT公司推出的ML系列深孔钻床。用来加工某些零件上的相互交叉或与水平面成一定角度的斜孔，垂直孔或平行孔。 80年代以来，国外的组合机床除了满足生产效率和加工精度的要求之外，也逐渐包含柔性和综合。组合机床在多样方面都有新的突破性进展，包括生产精度、生产的柔性、刚性和机床配套零件等方面，进一步实现了生产程序软件化、工步集中化和生产过程全监控。 在国外，为了达到减少生产成本，节省占地面积的目的，会采取

13、相关方法。还有肉将刀库集中设置在夹具部位，加工采用换刀的方式集中工序，以发挥设备的最大效能，获取更大的经济效益。 我国加入世贸组织以后，面临更多机遇，也要面对更多挑战。各生产企业纷纷采取积极的策略应对。据不完全统计，截至2005年4月份，组合机床的产量已经高达1000余台，同时产值也达到了3.9个亿以上，同比增长百分之十。与此同时行业增值率、营销额、收入总额等经济性指标都取得了不同程度的增加，新兴物品、新型科技，也有非常明显的增长，公司经营状况明显好转。经过多年研制，我国生产的加工中心、数控机床辅等也逐渐扩大在世界市场份额中的占比。 随着信息化快速发展，复杂的机械结构逐渐被淘汰，取而代

14、之的是电子科技的广泛的应用，自动化程度更加完善了。在硬件方面，各种芯片和嵌入式模块化系统被研制出来，繁琐的机械结构微电子化程度提高。在软件方面，编程语言也日新月异，从机器语言发展到汇编语言，后来又出现了如C语言，C++语言等高级语言，都促进了在生产中各式各样的数控钻床的应用比例和机械生产加工的数字化程度提高。 1.3研究的主要内容 本次设计主要针对Z535钻床进行设计，首先确定钻床的总体布局，再以此为出发，然后具体设计多轴轴箱内部结构，其具体内容主要包括以下几个方面： 1.分析Z535钻床的研究现状，收集设计资料； 2.总体方案的确定； 3.主要零部件的设计校核； 4.绘制装配

15、图及重要零件图等  2总体设计 2.1分析加工零件 机床的结构形式要受工艺和零件外形、尺寸和重量的影响。工艺决定了机床的运动，每个运动由执行部件来完成，部件间的相对运动关系由传动解决。因此，在确定总体方案的时候，需要从全局考虑，最终使自己设计的方案足够先进，经济效果优秀。包括下列内容： 2.1.1 检查图纸的完整性和正确性 零件的图纸的重要性是无可置疑的。零件的外形结构、全部尺寸、技术要求、零件的材料和所需要的零件数量等，都可以清晰的呈现出件的。图中加工零件为端盖，如图： 图2.1 端盖 2.1.2分析零件的结构特点 零件的安装方式和加工方法决定于零件的结构。图中要求加

16、工四个10mm的螺纹孔，所以精度要求不高。由于是批量生产，需要设计专用夹具，以达到高效率的生产。 2.1.3零件的生产批量 能较大影响设计方案的因素之一就是被加工零件的生产批量的大小。零件的批量大，就要求机床的生产效率高，专用性强；零件的批量小，就要求机床的生产精度高，普适性强。端盖孔祖的加工为大批量生产，设计周期短、经济性好的四轴头架十分适合它的生产批量条件。 2.1.4机床参数 Z535立式钻床主要参数如图2.2所示： Z535机床主要参数 2.2传动系统设计 本次设计是在则Z535立式钻床基础上进行设计，所以采用机械联系。其传动系统图如下所示： 图2.1 传动系

17、统图 工作原理： 1、主轴回转的传动路线为：电机6通过皮带轮5带动皮带轮4，使得主轴上部3转动，主轴下部与7通过花键连接，获得回转运动，通过手柄2，转动齿轮1，可以使钻头沿着花键副做纵向运动，最终通过齿轮8，将运动传递给4个齿轮9，带动钻头工作。 该机床的主运动为电动机经主轴箱变速传递为钻头的旋转。钻孔时，工作台上的零件在托盘上移动，整个钻孔过程便由主轴带动钻头的主运动和零件的进给运动两个简单的运动组成。  3多孔加工装置主要零件设计 3.1齿轮的设计 齿轮箱设计中关键的一环是把电动机产生的动力通过传动链传递到主轴上去,这就是传动系统的作用。在满足设计要求的前提下，传动轴的数量

18、尽量要少。尽量采用一带多的形式，为了配凑齿轮之间的中心距，可应用变位齿轮 当 公式（3.1）时，使用正常的齿轮； 公式（3.2）时，使用修正的齿轮。 式中：两齿轮的实际中心矩——A； 齿轮的模数——M； 齿轮齿数——z1、z2。 3.1.1齿轮齿数的确定 齿轮传动具有很多优点包括:传动十分平稳、传动高效、结构十分紧密、可靠性非常强、高寿命的优点。有3种形式：闭式、开式、半开式，本次依据工况设计为半开式。 齿轮的设计应保证在规定时间内不发生失效才行。齿轮的设计计算准则有：1齿根弯

19、曲疲劳强度准则和2齿面接触疲劳强度准则。 主轴箱内的齿轮应足够结实，考虑加工零件的两对称孔之间中心距。故初选主轴箱齿轮模数为2 d=d1+d2=2a=m（z1+z2） 公式（3.3） 式中各参数含义： 对称两孔之间中心距—d； 大齿轮的分度圆直径—d2； 齿轮的模数—m； 小齿轮齿数—z1； 大齿轮齿数—z2； 中心距—a 把d=43.40mm, m=20代入上式 即：z1+z2=43.4 齿轮齿数为整数，需要对计算结果进行圆整，所以43.4可以就取整数为43，因此z1+z2=43，齿轮齿数应互为质数，查《机械制

20、造装备设计》[9]，初步选定z2=22，z1=21 3.1.2材料、精度、类型的确定： 因为传动没有轴向力，圆柱直齿轮可满足要求。 在一般的工作机床中，钻床旋转速度低，所以查表选用7级精度（GB10095—88） 为了达到节约材料、延长寿命的目的，需要经过热处理可以提高强度，所以采用硬齿面作为小齿轮表面，即选用20CrMnTi，渗碳后淬火320HBS，大齿轮选用40Cr，调质后表面淬火278HBS。 3.1.3齿轮结构设计 材料、加工方法和使用要求等因素会影响齿轮的结构形式。设计时要考虑这些因素。具体设计如下： 用实心结构是在齿顶圆直径小于160.00mm的情况下；用腹

21、板式结构是在齿顶圆直径在160.00~500.00mm之间的情况下。 1、小齿轮结构设计 小齿轮的齿顶圆直径：da=m（z+2ha）=223=46.00mm﹤160.00mm 因为小齿轮的齿顶圆直径小于160mm，所以选用实心盘式结构。 2、大齿轮结构设计 计算齿顶圆直径：da=m（z+2ha）=224=48.00mm<160.00mm,原理同上，所以大齿轮也选盘式齿轮。 3、 齿轮参数 经计算，可知齿轮的参数如表3.1所示： 表3.1 大、小齿轮参数 名称（单位） 参数代号 小齿轮参数 大齿轮参数 模数 m 2 2 齿数（个） z

22、 21 22 分度圆直径（mm） d 42 44 3.1.4齿轮装配图 - 图3.1 齿轮啮合 中间的轴带动齿轮旋转，圆周布置的四个齿轮与其啮合，带动其旋转，五个齿轮参数都一样，所以五个齿轮旋转速度一样，周边四个齿轮的旋转方向一样。齿轮箱外边有个导向装置，在花键的连接下，上下移动。 图3.2 下挂轴箱体 3.2齿轮的计算及校核 3.2.1齿轮的计算及校核 起初依据齿面接触疲劳强度进行设计 查书《机械设计》[25]得 公式 （3.4) 确定了公式中每个参数的具体数值： 试选用载荷系数为：kt=1.3 小齿轮在运动中传递的转矩：T1=95.510

23、5P1/N1 查《机械设计手册》[13]得三个数据其中，联轴器效率和轴承的效率很高都是η=99％；减速器的效率较一般为η=95~96％，多轴轴箱由4个从动齿轮分别对称的环绕在主齿轮周围，并与之啮合，被主齿轮带动。计算齿轮轴箱输出功率可得： 公式（3.5） 式中各参数含义如下： 减速器的输入功率—p 减速器的传递效率—η1 联轴器的传递效率—η2 滚动轴承的效率—η3 将，η1=95％ ， η2=99％， η3=9

24、9％代入上式得： =677.5w 计算小齿轮的转速： 查阅有关资料，普通钻头的转速一般不超过200.0r/min，将其作为小齿轮的转速。 小齿轮的转速n小=192.30r/min d2=mz2=383=249.00mm d1=mz2=329=87.00mm a=(d1+d2)=(249+87)=168.0mm N/mm 查《机械设计》[25]分别得到以下参数: 选取齿轮的齿宽系数=0.459； 20CrMNTi的弹性影响系数ZE=187.80MPa； 大，小齿轮的接触疲劳强度极限分别为：σHlim1=1400.

25、0MPa； σHlim2=600.0MPa； 查《机械设计》[25]（第八版）可以计算应力循环次数 N1=60N1jLh=60192.3r/min1(830015) =4.15108 N2=4.15108/2.86=1.4510 式中参数含义： 齿轮的转速—N； 齿轮每圈齿面啮合的次数—J； 齿轮的工作寿命—Lh； 查参考文献得接触疲劳寿命系数KHN1=0.93；KHN2=0.98； 取失效概率为1％，安全系数S=1，计算接触疲劳许用应力,由《机械设计》[25]中式10—12得： [σH]1==0.931400MPa=1302MPa [σH]2= =0.9860

26、0MPa=588MPa 公式（3.6） 3.2.2根据齿面接触强度计算 算出小齿轮分度圆直径d1t，由于[σH]2小于[σH]1所以代入[σH]2，得： =2.32 =55.26mm 计算小齿轮的圆周速度V： V=πd1tN1/(601000)=0.56m/s 计算齿宽b b=Ψdd1t=0.4655.26=25.00mm 计算齿宽与齿高之比b/h： 计算模数 mt=d1t/z1=55.26/29=1

27、.90mm h=2.25mt=2.251.9=4.275mm b/h=25/4.275=5.85 计算载荷系数： 由查《机械设计》[25]图10-8,根据 V=0.56m/s，7级精度得：Kv=1.05； 直齿轮，假设KAKB/b<100N/mm。 由表10—3查得KHα=KFα ；由表查得使用系数KA=1；当得7级精度、1000小齿轮非对称布置时，查表10-2得KHβ=1.415；由b/h=10.4,KHβ=1.415,查《机械设计》[25]（第八版）10—3。 故载荷系数K=KAKVKAKHβ=11.051.21.415=1.7829，分度圆直径是按实际的载荷系数所校核的，由

28、式（10—10a）得 计算齿轮模数m： m=d1/z1=42/21=2 3.2.3根据齿根弯曲强度设计： 由《机械设计》[25]式（10—5）得弯曲强度的计算公式为 公式（3.7） 1）试确定公式中的每个参数值： 齿根的弯曲疲劳强度极限由图10—20c查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度分别为σFE1=500.0MPa；σFE2=380.0MPa； 由图10—18查得齿根的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95, 计算弯曲疲劳的许用应力： 查图10—17得齿形系数YFa1=2.41 YFa

29、2=2.228 查图10—18得应力校正系数YSa1=1.668 YS2=1.756 弯曲疲劳安全系数取S = 1.40，由式（10—12）得： 公式（3.8） 因为小齿轮的小于大齿轮所以取 = 2)计算实际载荷系数K，查表10-8得KA=1，KV=1.05 K=KAKVKFαKFβ=1.01.051.201.35=1.701 由式（10-13）可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 对比上面的计算结果可以看出，由齿根弯曲疲劳强度计算的模数m明显小于由齿面接触疲劳强度计算的模数，齿根弯曲疲劳强度所决定的承载能力决定了齿轮模数m的大小

30、，与齿面接触疲劳强度无关。所以取有齿根弯曲疲劳强度计算的模数m=1.65mm并取整数为m=2 3.2.4几何尺寸计算 尺寸计算是设计的关键所在，包含以下几个方面： 计算分度圆直径 d1=z1m=212=42.00mm d2=z2m=222=44.00mm 齿顶高度 ha1=ha2=ha*m=12=2.00mm 齿根高度 hf1=hf2=(ha*+c*)=2.50mm=2.5 全齿高度 h1=h2=ha1+hf1=2+2.5=4.50mm 齿顶圆直径： da2=d2+2ha=44+22=48.00mm da1=d1+2ha=42+22=46.0

31、0mm 齿根圆直径： df2=d2-2hf=44-22.5=39.00mm df1=d1-2ha=42-22.5=37.00mm 计算中心距 a=(d1+d2)/2=(44+42)/2=43.00mm 计算齿轮宽度 b=ϕdd1=0.460.4642=19.32mm 取B2=20.00mm ; B1=20.00mm 验算 3.3轴系的设计 轴的作用是传递动力并且对旋转部件起到支撑作用。根据零件在轴上的位置、大小，确定轴的结构位置参数。另外轴的强度也决定了轴的工作能力，所以也要进行轴的强度计算。 1.求输出轴上的功率 由上面计算

32、的齿轮数据可知 P1=0.6775kw N1=192.3r/miN T1=3.4104N 2.计算齿轮所承受的力 因为d1=mz1=329=87mm 则： Fr1=Ft1taNα=781.62NtaN20o=284.48N 公式（3.9） 式中各参数的代表的含义： T1—轴所受的扭矩，N/mm d1—小齿轮的分度圆直径，mm α—齿轮的啮合角 3.这时轴的最小直径初步确定 由于此轴只收扭矩，采用按扭转强度条件计算。轴的扭转强度条件为： 公式（3.10） 因为小齿轮轴的结构

33、相比于大齿轮轴而言较为复杂，材料性能要求相对较高，故选此轴的材料为40Cr，调质后淬火处理。 范围是之间，范围之间，本设计取，由此可得出轴径： 考虑到轴的定位等原因，小齿轮轴的直径选为40.00mm。 3.3.1大齿轮轴系的设计 1、大齿轮轴的转速计算 经过上述计算已知大齿轮轴的功率P2、转速N2和转矩T2，则； P2=pη1η2η3 公式（3.11） 公式3.11中各参数含义： P—电动机输出功率 η1—减速器的传递效率 η2—联轴器的传递效率 η3—滚动轴承的传递效率 将已知数据p=7.35，η1=

34、95.0%，η2=99.0%，η3=99.0%代入上式得： P2=7.3995%99%99% =6.8435kw 则大齿轮转速 N2=N0/i1=730r/miN/7.1=102.8r/miN 2、大齿轮轴的受力分析 已知大齿轮的分度圆直径： d2=mz2=383=249.00mm 则： 因为4个小齿轮圆周阵列排布，齿轮之间径向力相互作用，抵消为零，所以Fr2值为零。 3、初步确定轴的最小直径 轴的材料取为调质后的45钢。由《机械设计》[25]表取,则： 联轴器的计算转矩： 查《机械设计》[25]表，要平稳载荷，故取则：

35、 =980700Nmm 查《机械设计师手册》[13]标准（）, 取用挠性联轴器中的弹性套柱销联轴器，具体如下 型号： 联轴器 公称转矩为2KNm； 质量为30.0kg； 直径D=220.0mm； 半联轴器长L=142.0mm； 联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107.0mm； 半联轴器的孔径d＝50.00mm 4、大齿轮轴的结构设计 大齿轮轴的零件装配方案简图如图3.3所示 图3.3 大齿轮轴装配简图 轴各段直径和长度可以由轴向定位要求来确定 已知条件为：安装联轴器处轴的直径，即d1=50.00mm；半联轴器孔的长度L1=107.00mm。L1段的

36、长度应比Ⅰ-Ⅱ略长一些，现取LⅠ-Ⅱ=105.00mm，Ⅱ-Ⅲ轴段右端留有轴肩，这是考虑定位要求，所以取dⅡ-Ⅲ=60.00mm；左侧采取轴端挡圈定位，取挡圈直径。 3.3.2小齿轮轴系的设计 小齿轮轴装配图如图3.4所示 图3.4 小齿轮轴的装配方案 1、轴各段直径和长度由轴向定位要求确定 主轴轴径d=40.00mm，从动轴承同时承受径向力和轴向力，所选轴承型号为,其尺寸为dDB=406815,箱体内壁距轴承的距离为 ,箱体内壁距齿轮16.00mm,齿轮宽为46.00mm，轴承端盖总宽度为20.00mm,所以确定轴段的长度为181.00mm. 2、轴向零件的周向定位 轴与齿

37、轮平键连接，采用过盈配合。轴与齿轮连接处轴的直径为d=40.00mm, 平键截面由《简明机械设计手册》[24]查得： ； 键槽用键槽铣刀加工，长为25（标准键长） 3、轴上零件的轴向定位 各轴向定位均采用平键联接。 因为齿轮在轴的中部，按dⅢ-Ⅳ=65.00mm选普通平键（A型）；平键截面由《简明机械设计手册》[24]查得： 用专用铣刀来加工键槽，标准键长为36。选择公差配合为H7/h6，以保证配合的对中性。 轴与半联轴器配合时采用的平键截面由《简明机械设计手册》[24]查得： ； 轴与半联轴器的配合为。轴与滚动轴承的周向定位处的公差选为m5以保证过渡配合。 4、确定倒

38、角尺寸和轴的圆角 查阅《机械设计》[25]表15-2， 取各轴肩处圆角半径为R=2， 轴端倒角去为245。 3.3.3滚动轴承的选用 此轴承选用深沟球轴承，以为此轴承只承受轴的重力。 尺寸为dDB=6011022故：dⅡ-Ⅲ=dⅥ-Ⅶ=60.0mm； 小齿轮轴右端的滚动轴承以轴肩作为定位面，进行轴向定位，查看资料得深沟球轴承的安装尺寸Da=69.0mm，因此 取安装齿轮处的轴段的直径dⅢ-Ⅳ=65.00mm。轴承与齿轮左端之间套筒定位，已知齿轮中心的宽度为40.0mm,为了使齿轮与套筒紧密配合，套筒长度应略小于齿轮中心的宽度，所以取。齿轮的右端采用轴肩为定位面进行定位，轴肩的高

39、度，取h=6.50mm；轴环宽度，取；轴环处的直径。轴承端盖宽为20.0mm。 综合考虑后，取轴段。 3.3.4轴承的校核 1、小齿轮轴上轴承的校核 角接触球轴承的预期寿命为十年。 1）计算轴承所受的径向力与轴向力 由以上受力分析可得：Fr=284.48N，Fa=302.64N,Fr1=Fr2=142.24N 由此产生的派生轴向力为Fd1=Fd2=96.42N 2)求轴承的当量动载荷P1和P2 ； 查《机械设计》[25]表13—5得径向载荷系数和轴向载荷为 对轴承1：X=0.41,Y=0.87 对轴承2:X=1,Y=0其中e=0.68 取中等冲击载荷为则

40、 =1.6405.43=648.69N 因为P1>P2，所以计算寿命时取P=P1=648.69N计算。 3） 验算轴承的寿命 因为P1>P2，所以计算寿命时取P=P1=648.69N计算 (19000/648.69 )=2269505h>Lh 故所选轴承满足寿命要求。 2、大齿轮轴上轴承的校核 大、小齿轮所选轴承相同，同理，经寿命验算后轴承满足寿命要求。 3.3.5轴的校核 传动轴是一种不受径向力，所以基本上不受弯矩的作用的轴。大齿轮轴即为此轴。校核大齿轮轴时按扭转强度条件进行校核。 由《机械设计》[25]第八版式（15－1）

41、 公式（3.12) 确定公式（3.12)中每个参数的参数值 查《机械设计》[25]表15-3，； 考虑到键槽对州的强度的削弱，所以此轴只需对两处轴段进行扭转强度校核 1）轴与联轴器连接处 计算抗扭截面系数为： 公式（3.13) 式中：d＝50.0mm为轴直径； b＝14mm键槽的宽度； t＝5.50mm键槽的深度； 所以有： 故此轴径强度符合要求。 2）对于轴与联轴器连接处来说其上有两个键槽， 计算抗扭截面系数为：

42、 公式（3.14) 公式中各个参数值如下： 所以有： 故此轴的轴径强度满足设计要求。 2、小齿轮轴的校核 1）计算小齿轮的受力情况： 做出小齿轮轴的受力分析图如图3.5（a）,根据小齿轮轴的受力情况与小齿轮轴的结构图（图3.4）。 2） 作弯矩图 计算出垂直面内的支撑反力产生的弯矩。 ， ， 求垂直面内B点的弯矩 MBY=RAYl1=426.350=21315.0Nmm 作垂直面内的弯矩图，如图3.5（c）所示 计算出垂直面内的支撑反力产生的弯矩。 ， ， 求水平面内B点的弯矩MBZ=RAZl1=15550=7750.0Nmm

43、 作水平内的弯矩图，如图3-5（e）所示 按下式计算出总弯矩 做合成弯矩图如图3.5（f） 3） 做出轴的扭矩图如图3.5（g）， 扭矩： 做出轴的扭矩图如图3.5（g） 可以看出危险截面为B,根据弯矩和扭矩图以及轴的结构。 图3.5 小齿轮轴的载荷分析图 表3.2 B处载荷值 载荷 水平面Z 垂直面Y 支撑反力R RAZ=155.0N RCZ=Z29.48N RAY=426.6.0N RCY=355.3N 弯矩M MBZ=7750.0N MBY=21315.0N 总弯矩 MB=22688.0Nmm 扭矩T T=34000Nmm 4

44、）校核轴的强度,按弯扭合成应力 只校核弯矩扭矩最大的截面，即危险截面。 根据《机械设计》[25]第八版式（15－5） 轴的计算弯曲应力为： 公式（3.15) 式中： T=34000Nmm —轴所受的扭矩； MB=22680Nmm —总弯矩； α=0.6 —折合系数； 轴的抗弯截面系数： 查《机械设计》[25]表15－4得 式中： b＝12 mm ——轴上键槽宽度； t＝5mm ——轴上键槽深度； d＝40mm ——轴的直径 小齿轮轴的材料为40Cr,查《机械设计》[25]第八版表15－1：

45、 轴的许用弯曲应力 因此有：，故安全。 3.4箱体的设计 3.4.1箱体壁厚 在满足强度的基础上，应尽量减轻重量，主轴箱体壁厚应尽可能小。考虑到还要安装轴承，壁厚需要适当增加，所以箱体的壁厚度初选用为8.00mm。 3.4.2箱体内壁的距离 因为小齿轮齿宽大于大齿轮齿宽，所以计算箱体内壁时，采用小齿轮齿宽进行计算。 小齿轮的齿宽为20.0mm,小齿轮箱体内壁之间的距离为10.0mm。所以内壁的距离为40.0mm。箱体的高度为100.0mm。 3.4.3箱体尺寸的确定 已知大齿轮分度圆直径为44mm,小齿轮分度圆直径为42mm,考虑到安装误差，取齿轮距侧壁距离为10mm

46、，而侧壁只起到防污的作用，壁厚可以取得较小，以减轻重量，同时考虑装配原因，定为8mm，则箱体的外形轮廓尺寸可以算出。  4总结 做完这个毕业设计，我收获了很多，毕业设计用的知识很多，几乎包含全部专业课程知识。 这个课题深深的考察了我，我从未自己动手自下而上完成类似设计，所以更能激励我全身心投入其中来完成它。我相信通过此次的毕业设计可以综合运用从课本上学到的知识，联系实际情况，又对课本所学内容进行了综合运用。初步培养我们解决问题的能力,提高了独立工作的能力。 这次的设计过程对我来说是比较曲折曲折和困难的，但是所有的问题都将会化为我前进的动力与养分。使我们不断前行。 针对设计中的缺

47、陷，希望各位老师多提出合理的建议，我将由衷的感谢! 参考文献 [1] 哈尔滨工业大学，上海工业大学.机床设计[M]. 上海科学技术出版社，1989. [2] 吴圣庄.金属切削机床[M]. 机械工业出版社，1980. [3] 大连组合机床研究所.组合机床设计. 北京：机械工业出版社，1975. [4] 王爱玲.机床数控技术[M]. 高等教育出版社，2006. [5] 机床设计手册编写组. 机床设计手册. 北京：机械工业出版社，1996. [6] 陈心昭，权义鲁.现代实用机床设计手册[M]. 机械工业出版社， 2006. [7] 王宛山，刑敏. 机械制造手册. 沈阳

48、：辽宁科学技术出版社，2002. [8] 大连组合机床研究所.组合机床设计参考图册[M]. 机械工业出版社，1975. [9] 冯辛安. 机械制造装备设计. 北京：机械工业出版社，2004. [10] 戴曙. 金属切削机床. 大连理工大学. 机械工业出版社，2000. [11] 宋亚林.轴深孔组合钻床的设备改造[J].鄂州大学学报.2017(04). [12] 朱耀祥. 组合夹具. 北京：高等教育出版社，2007. [13] 吴宗泽.机械设计手册.机械工业出版社，2002. [14] 轴、箱体、丝杠加工编写组.轴、箱体、丝杠加工[M]. 上海科学技术出版社，198

49、0. [15] 刘传绍，孙庆华. 极限配合与测量技术基础. 上海： 同济大学出版社，2002. [16] 孙桓，陈作模，葛文杰. 机械原理.高等教育出版社，2006. [17] 刘玉钢.专用多孔钻床的研制[J].建材与装饰.，2016(30). [18] 吴相宪，王正为，黄玉堂. 实用机械手册. 徐州：中国矿业大学出版社，1996. [19] 沈秉文.钻床的自动化改造及进给系统设计[J].科技创业家.，2012(19). [20] 上海市金属切削技术协会. 金属切削手册.上海：上海科学技术出版社，1995. [21] 徐灏. 新编机械设计师手册.机械工业出版社，1

50、995. [22] 上海纺织工学院，哈尔滨工业大学，天津大学.机床设计图册. 上海：上海科学技术出版社，1979. [23] 刘庶民.机床改造的思路与实用技术[M]. 机械工业出版社 ，1993. [24] 洪钟德. 简明机械设计手册. 上海：同济大学出版社，2002. [25] 濮良贵. 机械设计. 第八版.：高等教育出版社，2007. [26] 高志清. 机械制图. 中国铁道出版社，2006. [27] 冯之敬. 机械制造工程原理. 北京清华大学出版社，2007. 61 致 谢 通过这一阶段的努力，我的毕业论文《实现端盖孔组加工的工艺装备设计》终于完

51、成了，意味着大学生活即将结束。在大学阶段，我在学习上和思想上都受益非浅，这除了自身的努力外，与各位老师、同学和朋友的关心、支持和鼓励是分不开的。 在本论文的写作过程中， 我的导师周毓明老师倾注了大量的心血， 从选题到开题报告，从写作提纲，到一遍又一遍地指出每稿中的具体问题，严格把关，循循善诱，在此我表示衷心感谢。 同时我还要感谢在我学习期间给我极大关心和支持 的各位老师以及关心我的同学和朋友。 写作毕业论文是一次再系统学习的过程，毕业论文的完成，同样也意味着新 的学习生活的开始。我将铭记我曾是一名文理学子，在今后的工作中把文理的优良传统发扬光大。 感谢各位专家的批评指导!

52、 附录A英文文献 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 mecha

53、nical 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 cu

54、rved 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

55、 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 detaile

56、d 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-

57、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 cellula

58、r 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 level

59、s 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-

60、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 hon

61、eycombs [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 wall

62、s. 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 underlyi

63、ng 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 t

64、he 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 ini

65、tial 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,

66、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