【正文】 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 28 致 謝 真誠地感謝邵陽學院機械與能源工程系所有老師和領(lǐng)導的關(guān)心與指導，在你們精心的培養(yǎng)、指導、無私的關(guān)懷和幫助下，促使我順利完成了學業(yè)，在此誠摯地道一聲：謝謝！ 三年中，我有過多次的課程設計及生產(chǎn)實習，感謝學院給我們這樣的機會及實習場所，也感謝所有指導我們學習、設計、實習的專業(yè)老師，在專業(yè)方面而言，是 您們引到我們走出了第一步，讓我們對機械設計這一行業(yè)有了初步的認識以及進一步的了解，為今后的進一步發(fā)展打下基礎。 畢業(yè)設計也讓我對自己有了一個更加清醒的認識 ,在大有收獲的同時 ,也看到了自己的不足 之處 ,綜合運用知識的能力、獨立分析解決問題的能力以及實踐經(jīng)驗等都需要在今后的工作中進一步加強。通過設計，使我能夠更加熟練的運用 Auto CAD 、 Office 等工程軟件和辦公軟件。 通過這次畢業(yè)設計，本人比較系統(tǒng)地復習了幾年來所學的理論知識，更加熟悉了如何檢索相關(guān)的科技文獻和查閱參考資料，培養(yǎng)了我綜合運用多學科理 論、知識和技能，以解決較復雜工程實際問題的能力。 畢業(yè)設計是培養(yǎng)學生獨立承擔實際任務的全面訓練，也是學生在指導教師的指導下，完 成機械工程師的基本訓練的最后一個教學環(huán)節(jié)。該夾具可左右安裝工件，一側(cè)鏜孔時，另一側(cè) 裝卸工件。 如圖 所示為連桿小頭鏜孔夾具該夾具用于臥式金剛鏜床鏜連桿小頭孔。元件的功能強，使得夾具的通用性好，元件少而精，配套的費用低，經(jīng)濟實用才有推廣應用的價值。采用模塊、組合式的夾具系邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 24 統(tǒng)，一次性投資比較大，只有夾具系統(tǒng)的可重組性、可重構(gòu)性及可擴展性功能強，應用范圍廣，通用性好，夾具利用率高，收回投資快，才能體現(xiàn)出經(jīng)濟性好。組合夾具分會與華中科技大學合作，正在著手創(chuàng)建夾具專業(yè)技術(shù)網(wǎng)站，為夾具行業(yè)提供信息交流、夾具產(chǎn)品咨詢與開發(fā)的公共平臺，爭取實現(xiàn)夾具設計與服務的通用化、遠程信息化和經(jīng)營電子商務化。模 塊化設計為夾具的計算機輔助設計與組裝打下基礎，應用 CAD 技術(shù)，可建立元件庫、典型夾具庫、標準和用戶使用檔案庫，進行夾具優(yōu)化設計，為用戶三維實體組裝夾具。利用模塊化設計的系列化、標準化夾具元件，快速組裝成各種夾具，已成為夾具技術(shù)開發(fā)的基點。采用美國 Jergens （杰金斯）公司的球鎖裝夾系統(tǒng)， 1分鐘內(nèi)就能將夾具定位和鎖緊在機床工作臺上，球鎖裝夾系統(tǒng)用于柔性生產(chǎn)線上更換夾具，起到縮短停機時間，提高生產(chǎn)效率的作用。新型的電控永磁夾具，加緊和松開工件只用 1~2 秒，夾具結(jié)構(gòu)簡化，為機床進行多工位、多面和多件加工創(chuàng)造了條件。 （ 2） 高效為了提高機床的生產(chǎn)效率，雙面、四面和多件裝夾的夾具產(chǎn)品越來越多。機床夾具的精度已提高到微米級，世界知名的夾具制造公司都是精密機械制 造企業(yè)。 ；精密平口鉗的平行度和垂直度在 5m? 以內(nèi)；夾具重復安裝的定位精度高達 177。5m? ，夾具支承面的垂直度達到 1m m/30 0m m，平行度高達 1m m/30 0m m。 圖 51 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 22 圖 52 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 23 6 夾具設計 機床夾具發(fā)展趨勢 夾具是機 械加工不可缺少的部件，在機床技術(shù)向高速、高效、精密、復合、智環(huán)保方向發(fā)展的帶 動下，夾具技術(shù)正朝著高精、高效、模塊、組合、通用、經(jīng)濟方向發(fā)展。結(jié)構(gòu)優(yōu)化后小頭孔的最大收縮量雖有所增大，在工作過程中，小頭孔的最大收縮量為 ，但能滿足使用要求。對于連桿，為了保證工作可靠，小頭孔的收縮量不能超過其裝配間隙的一半。 優(yōu)化后，小頭孔側(cè)面因應力幅 a? 降低了，所以安全系數(shù)提高了。優(yōu)化前小頭孔在最大受拉工況下，最大主應力在小頭孔側(cè)面，該處的安全系數(shù)為 。優(yōu)化前小頭孔頂部處在最大拉伸邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 21 工況下，最大主應力出現(xiàn)小頭孔 側(cè)面 ，最大主應力為 MPa，在最大壓縮載荷下，該單元最大主應力為 ，經(jīng)計算安全系數(shù)為 。但是，優(yōu)化后的連桿小頭受力面積有所減少，為此，需對小頭孔的安全性進行校核。在受最大拉力時，該單元最大主應力為 MPa，經(jīng)計算，安全系數(shù)為 。通過前面的分析可知，連桿小頭孔處的安全系數(shù)足夠，因此，為減輕連桿的重量，可切掉部分小頭，如圖 (51)c 所示。 本文采取的主要措施有： 1) 加大小頭與桿身過渡部位處的圓弧半徑，如圖 (51)a 所示； 2) 加大小頭與桿身過渡部位處的圓弧長度，使過渡部位更加平緩，如圖 (51)b 所示； 以上措施為降低應力，是以增加連桿重量為代價的。 重 量約束：在進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計時，對結(jié)構(gòu)的重量進行限制。為提高安全系數(shù)的同時，在連桿的優(yōu)化設計中，采用了以下約束條件： 應力約束：在進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計時，應使結(jié)構(gòu)上各處的應力不超過許用應力。優(yōu)化設計就是對設計方案進行分析 —— 評估 —— 修正的循環(huán)過程， 也就是對初始設計進行分析，對分析結(jié)果就設計要求進行評估，然后修正設計，這一過程重復 進行，直到所有的設計要求都滿足為止。 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 20 5 連桿結(jié)構(gòu)優(yōu)化 所分析的連桿的安全系數(shù)為 ，考慮到連桿在工作中由于偏斜引起壓力分布不均勻、活塞卡缸等可能性，一般要求安全系數(shù)在 ～ ，可見該連桿的安全系數(shù)不是很高，有必要進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，以提高其安全系數(shù)。 在計算大頭孔過盈力時?。? D=54mm， D1=65mm， D2=54mm ； 由 ( )式計算大頭孔內(nèi)表面受的過盈壓力 pq2： 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 18 pq2 = MPa 連桿疲勞強 度校核 連桿承受拉、壓載荷作用而產(chǎn)生拉壓交變循環(huán)應力，連桿拉壓疲勞 安全系數(shù)按下式計算： man ??????? ?? ?1 () 上式中： a? ：應力幅 mn 壓拉 ?? ?? () m? ：平均應力 mn 壓拉 ?? ?? () σ1z：在對稱循環(huán)情況下材料的抗拉壓疲勞強度 ， σ1z = (～ )σ1； σ1：對稱循環(huán)情況下材料的抗彎曲疲勞強度， σ1 =（ ～ ） σb； σb： 為材料的強度極限，取σ b=1100 MPa； 取 σ1 = ， σ1z = ，計算得到 σ1z： σ1z： = 1100 = 440 MPa a? ：零件表面粗糙度 影響系數(shù)，對于結(jié)構(gòu)鋼來說，當表面不加工時可取 ～ ，此處取 a? ＝ ； ?? ：為材料的疲勞循環(huán)特性系數(shù)，表示平均應力對脈動部分的影響，取 ?? ＝ ； 連桿在最大壓力情況下疲勞強度校核 連桿大頭孔側(cè)面主應力最大，最大主應力為 242 MPa，該部位為連桿的一個危險點，應進行疲勞強度校核。 由 圖紙上查出軸瓦最大凸出高度 μmax(mm)和檢查壓力 F0(N)，按下式計算 ： 1106106 tbFDv ??? () ? ?vD ???? m a x2 ?? () 其中： v ：由檢查壓力 F0 引起的軸瓦縮小量 （ mm） ，查圖得 F0=6370N； D： 大頭孔名義直徑（ mm） ，查圖得 D=75 mm； b1：軸瓦寬度（ mm） ，查圖得 b1= mm； t1：軸瓦名義厚度（ mm） ，查圖得 t1=； μmax 軸瓦最大過盈量 （ mm）；查圖得 μmax= mm 由式 ( )得 υ＝ 將 υ、 μmax 代入 ( )式得 ΔD＝ mm 即大頭得過盈量 ΔD為 mm，將 ΔD代入 ( 46 )式可計算出大頭過盈力。由式 (41 )可計算出標定工況下的活塞組件的離心力P2： P2 =（ 1+）＝ 8347 ( N ) 由式 (43)得 : 522 ?????? N 即需在模型上施加的最大壓力為 96858N。經(jīng)試驗測試，在標定工況時柴油機的最大燃氣壓力為 ，此時轉(zhuǎn)速 n =2600 r/min， ω = 弧度 /秒；在最大扭矩工 況時柴油機的最大燃氣壓力為 ，此時轉(zhuǎn)速 n =1700 r/min， ω = 弧 度 /秒，由式（ ）、（ ）計算出在標定工況時連桿處于最大受壓力狀態(tài)。 ，位置度 機械性能 連桿螺栓力矩 將 試樣尺寸 12 80 延伸率 ＜ 15% 橫斷面收縮率 ＜ 45% 抗拉強度 ＜ 862MPa 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 15 最大拉力計算 在最大轉(zhuǎn)速 工況下，進氣沖程開始的上止點附近，連桿小頭承 受的最大拉伸載荷 P 可由下式計算： P =（ m1+m2） Rω2（ 1+λ） () m1：活塞組質(zhì)量（ kg），包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷卡簧等部件 的質(zhì)量，取 m1 =（估算）； m2：活塞銷質(zhì)量， m2= kg； R ：曲軸曲柄半徑 (m)， R = m； n ：柴油機轉(zhuǎn)速 (轉(zhuǎn) /分 )；最大轉(zhuǎn)速工況時 n =2860 r/min； ω：曲柄的角速度， 30n??? 弧度 /秒 最大轉(zhuǎn)速工況 ?? n?? 弧度 /秒 l ：連桿大小頭孔中心距 (m)， l＝ ； ? ：連桿比 ??? lR? 由式上式可計算出連桿小頭承受的由活塞組件產(chǎn)生的最大拉伸載荷 P P1=m1Rω2（ 1+? ） () 代入相關(guān)數(shù)據(jù)得： P1 =（ 1+）＝ 10099 ( N ) 最大壓力計算 活塞在膨脹沖程開始上止點附近，連桿承受最大壓縮載荷。 5 連桿體上螺 栓 孔 177。 結(jié)合面精度 X方向兩止口寬度尺寸 99177。 大頭尺寸 孔徑 177。 斜度 (楔形 ) 7176。 8(g) 桿身斷面 工字形 小頭尺寸 孔徑 177。 彎曲度 扭曲度 整體毛坯重量 1520177。 由此 算出轉(zhuǎn)速 m i n/470m i n/ 1810001000 rrd vn ?? ??? ? ， 按機床實際轉(zhuǎn)速取 n=470r/min 。 鉸 ? 孔 , 參考文獻 (1) 表 ，并參考機床實際進給量。 由此算出轉(zhuǎn) 1 0 0 0 1 0 0 0 1 2 . 5 / m in 3 2 6 / m in3 . 1 4 1 2 . 2 2vn r rd? ?? ? ??。 擴 ? 孔 , 參考文獻 (1) 表 ，并參考機床實際進給量，取 f=。 工序 150 從連桿蓋方向鉆、擴、鉸 ? 螺栓孔 參考文獻 (1) 表 ，并參考 Z5125A 機床說明書，取鉆 ? 孔的進給量f=。 以上參數(shù)是參考文獻（ 1） 加工工序設計 工序 10 粗磨大小頭兩端面 查文 獻（ 1）表 平面磨削余量，砂輪速度 V=18m/s ，背吃刀量：縱向進給量 af =32mm ，單行程背吃刀量 = ， 加工表面 加工方法 余量 毛坯余量 邵陽學院畢業(yè)設計（論文） 12 粗磨大小頭兩端面 0 ? 平面磨 2 5 工序 20 鉆連桿小頭孔 ? ，并倒角 ?? 參考文獻（ 1）表 ， 并參考 Z5132A 機床說明書，取鉆 ? 孔的進給量 f=。 擴大頭孔 ?? 至 ?? 采用立式八軸組合機床，選用莫氏錐柄高速鋼或硬質(zhì)合金鑲齒擴孔鉆 頭、專用夾具 、專用檢具。 鉆連桿小頭孔 ? 采用立式六軸組合機床 Z5125A ， 選用通常麻花鉆頭、專用鉆 床 夾具、專用檢具?？紤]到工件的定位夾緊方案及夾具結(jié)構(gòu)設計等問題 ，采用臥式磨床，選擇 HZY150 臥式磨床（參考文獻（ 1））。工件在各機床上的裝卸及各機床間的傳送均由人工完成。 加工 過程卡片 如下： 序號 工藝內(nèi)容 工作地點 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 備料 鍛造 時效 粗磨大小頭兩端面 0 ? 鉆連桿小頭孔 ? ，并倒 角 ?? 拉小頭孔 ? ?? 拉大頭去重凸塊及兩側(cè)面，兩側(cè)面至 ? 切開連桿體和蓋 擴大頭孔 60? 至 ?? 拉小頭去重凸塊 拉連桿體和連桿蓋兩側(cè)面、半圓面和結(jié)合面 ，中間檢查 粗銑連桿體和連桿蓋兩螺栓座面 銑 連桿體和連桿蓋軸瓦鎖口槽 鉆