毕业设计（论文）-冷却塔行星齿轮减速器的结构设计与输入轴的工艺设计.docx

全套图纸加扣 3012250582太原理工大学阳泉学院毕 业 论 文毕业生姓名：专业：机械设计制造及自动化学号：指导教师：所属系（部）：机械电子工程系二一四年六月太原理工大学阳泉学院毕业论文评阅书题目： 冷却塔行星齿轮减速器的结构设计 机电 系 机械设计制造及其自动化 专业 姓名 设计时间：2014 年月日2014 年月日 评阅意见：成绩： 指导教师：（签字） 职务：201 年月日太原理工大学阳泉学院毕业论文答辩记录卡 机电 系 机械设计制造及其自动化 专业 姓名答 辩 内 容问 题 摘 要评 议 情 况 记录员： （签名）成 绩 评 定指导教师评定成绩答辩组评定成绩综合成绩注：评定成绩为100分制，指导教师为30%，答辩组为70%。 专业答辩组组长：（签名） 2014年月日vi摘要 冷却塔行星减速器的总体方案设计选用太阳轮浮动的均载机构，太阳轮通过双齿联轴器与高速轴联接实现浮动，这种浮动方法浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装。太阳轮与齿轮联轴器的外齿半联轴套做成一体，内齿轮设计成内齿圈的结构，行星架选用刚性较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰式联接，行星架与输出轴通过两个对称布置得定位销保证同轴度。齿轮联轴器选用鼓形齿齿轮联轴器，鼓形齿齿轮联轴器允许两轴线有较大角位移，相对承载能力较强，并且易于安装调整。关键词：行星齿轮 减速器AbstractPlanetary reducer selection of the overall design of the Cooling tower sun round the floating bodies are set, the sun wheel gear coupling with a single high-speed shaft connected to the realization of floating, the floating floating method is sensitive, simple structure, easy to manufacture, easy to install. Round the sun gear coupling with the second half of the outer sleeve teeth into one, with gear designed with the structure of ring gear, planetary rigid frame a better selection of both the overall board structure, with the output shaft flange-type connection, planetary output shaft through the frame with two pins in a symmetrical arrangement to ensure coaxiality. Selection of drum gear coupling tooth gear coupling, gear coupling crown gear axis to allow the two larger angular displacement, load-bearing capacity is relatively strong, and easy to install and adjust. Keywords: Planetary gear Reducer目录摘要11、前言11.1 选题的依据及意义11.2 国内外研究概况及发展趋势12、常规设计计算22.1 已知条件22.2设计计算32.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图32.2.2 行星轮传动的配齿计算32.2.3齿轮的强度计算42.2.4装配条件的验算132.2.5传动效率的计算142.2.6减速器的润滑和密封183结构设计计算183.1行星架的结构设计与计算183.1.1行星架的结构设计19 3.1.2行星架的结构计算193.2轴的结构设计与计算203.2.1输入轴的结构设计与计算21 3.2.2输出轴的设计计算214.输入轴的工艺设计254.1零件的分析254.1.1零件的图样分析254.1.2零件的工艺分析254.2工艺规程设计264.2.1确定毛坯的制造形式264.2.2基面的选择264.3制定工艺路线274.3.1工艺路线方案一274.3.2工艺路线方案二284.3.3工艺路线方案三294.4机械加工余量、工序尺寸及毛坯尺寸的确定294.4.1机械加工余量的确定294.4.2毛皮尺寸的确定304.5确定切削用量及基本工时315.使用说明书395.1安装使用395.2维修保养：396 标准化审核报告406.1 产品图样的审查406.2 产品技术文件的审查406.3 标注件的使用情况416.4 审查结论41结论42参考文献43致 谢61viii全套图纸加扣 30122505821、前言1.1 选题的依据及意义行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较，具有质量小、体积小、传动比大、承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点；这些已被我国越来越多的机械工程技术人员所了解和重视。由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流性和输入、输出的同轴性以及合理地采用了内啮合，才使得其具有了上述的许多独特的优点。行星齿轮传动不仅适用于高速、大功率而且可用于低速、大转矩的机械传动装置上。它可以用作减速、增速和变速传动，运动的合成和分解，以及其特殊的应用中；这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义。因此，行星齿轮传动在起重运输、工程机械、冶金矿山、石油化工、建筑机械、轻工纺织、医疗器械、仪器仪表、汽车、船舶、兵器、和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用。1.2 国内外研究概况及发展趋势世界上一些工业发达国家，如日本、德国、英国、美国和俄罗斯等，对行星齿轮传动的应用、生产和研究都十分重视，在结构优化、传动性能、传递功率、转矩和速度等方面均处于领先地位；并出现了一些新型的行星传动技术，如封闭行星齿轮传动、行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应用。行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史，很早就有了应用。然而，自二十世纪60年代以来，我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入、系统的研究和试制工作。无论是在设计理论方面，还是在试制和应用实践方面，均取得了较大的成就，并获得了许多的研究成果。近20年来，尤其是我国改革开放以来，随着我国科学技术的进步和发展，我国已从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术，经过我国机械科技人员不断积极地吸收和消化，与时俱进、开拓创新地努力奋进，使得我国的行星传动技术有了迅速发展。目前，我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的新型行星齿轮传动技术，并期待着能有更大的突破。行星齿轮传动技术的发展方向如下：（1）标准化、多品种 目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计，而且还演化出多种形式的行星减速器、差速器和行星变速器等多种产品。（2）硬齿面、高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理。齿轮制造精度一般均在6级以上。 （3）高转速、大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中，如在高速汽轮传动中已获得广泛的应用，其传动功率也越来越大。（4）大规格、大转矩，在中低速、重载传动中，传动大转矩的大规格的行星齿轮传动已有了较大的发展 。减速器的代号包括：型号、级别、联接型式、规格代号、规格、传动比、装配型式(,)、标准号。其标记符号如下：NNGW（N内啮合、G公用齿轮、W外啮合）型；A单级行星齿轮减速器，B两级行星齿轮减速器，C三级行星齿轮减速器；Z定轴圆柱齿轮，S定轴螺旋锥齿轮，D底座联接，F法兰联接(凸缘连接)，L立式行星减速器。2、常规设计计算2.1 已知条件： 毕业设计（论文）使用的原始资料（数据）及设计技术要求： 试为某冷却塔设计所需配用的行星齿轮减速器，此减速器安装在冷却塔中心进水管顶端，避免塔体受到风机、减速器的挤压及动载，从而延长冷却塔主体的寿命、提高性能、降低冷却塔制造成本和噪声,已知该行星齿轮减速器给定传动比i=4.6，设计太阳轮及行星轮材料均采用20CrMnTi,表面淬火硬度HRC=45-56,行星轮数c=3。 要求：1、设计一行星减速箱，要求每天工作16小时，要求寿命为2年； 2、要求该行星齿轮减速器传动结构紧凑，外廓尺寸较小； 3、要求画出装配图及部分主要零件图纸。2.2设计计算2.2.1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图根据上述设计要求：给定传动比、结构合理、紧凑。据各行星轮传动类型的传动比和工作特点可知2K-H型结构紧凑，传动比符合给定要求。其传动简图如图2-1所示，图中太阳轮a输入，行星架x输出，内齿圈b固定。 图2-1行星传动的传动简图 2.2.2 行星轮传动的配齿计算 在确定行星轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还应考虑到与其承载能力有关的其他条件。 在给定传动比的情况下，行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种： （一）、计算法；（二）、查表法。 下面采用计算法来确定各轮齿数：由公式3-28（见参考文献2）得=-1=4.6-1=3.6 （3-1） （一般取38，在满足的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮a和行星轮c的尺寸应尽可能地小。）由公式3-29（见参考文献2）得 （3-2）取=17则，圆整后取=61。根据同心条件可以求得行星轮的齿数：由公式3-30（见参考文献2）得=22.1，圆整后取。所以，行星轮传动的各轮齿数分别为17，61，22。根据以上四个条件选择17，61，22，k=3， 实际传动比 u=Zb/Za+1=4.59 传动比误差=（4.6-4.59）/4.6=0.0026误差在4%内，合适。2.2.3齿轮的强度计算1.齿轮模数的计算与校核：1）初步确定模数 行星齿轮传动的转矩主要由中心轮和行星轮的啮合传动，齿轮的实效主要发生在中心轮和行星轮上。闭式齿轮传动中，对于硬齿面齿轮，主要失效形式是齿轮折断，可按齿根弯曲疲劳强度进行设计，然后再按齿面接粗疲劳强度进行校核。由以下公式得: （3-3）式中: 算式系数，对于直齿轮传动为12.1 小齿轮承受的扭矩（Nmm)综合系数；弯曲强度的行星轮间载荷分布不均匀系数； 齿轮宽度系数； 齿轮副中小齿轮齿数；试验齿轮的弯曲疲劳极限（N/mm2）计算弯曲强度的使用系数；载荷作用于齿顶时的小齿轮齿形系数；2K-H型传动有两个啮合齿轮副：，。减速器传动的转矩主要由中心轮与行星轮啮合传递。因此，我们在这里先按照齿轮副进行模数的初算。 查相关的数据，可以得到KA=1.1；=310N/mm2；齿形系=17；=2.85；取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系=1.15；齿宽系数选，将上面得到的数据代入（3-3）式得：取模数2。2）计算齿轮的主要参数： 标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个：齿数，模数，压力角，齿顶高系数和顶隙系数，在确定上述基本参数后，齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了。已知：齿轮的几何尺寸计算如下：（见参考文献2）分度圆直径： （3-4） 齿顶高：外啮合副a-c （3-5） 内啮合副:c-b 齿根高： （3-6）全齿高： （3-7） 轮： 轮： 轮： 齿顶圆直径： 轮： （3-8） 轮： 轮： 齿根圆直径： 轮： （3-9） 轮： 轮： 基圆直径： 轮： （3-10） 轮： 轮： 中心距：副： m （3-11） 副： 齿顶圆压力角：a 轮： （3-12） b 轮： c 轮： 3) 齿轮强度验算：（1）校核其齿面接触强度确定使用系数(工况系数)KA 查表6-7（见参考文献2）得： KA=1.1(工作机均匀平稳，原动机轻微冲击的情况下)确定动载荷系数KV 取功率P=45KW, n=377 转臂H的转速： （3-13） 已知d1=85mm,有公式（6-57）（见参考文献2）得： （3-14） 计算动载荷系数kv由公式（6-58）（见参考文献2）得： （3-15）取传动精度系数为7即C=7， B=0.25(C-5)0.667=0.817 A=50+56(1-B)=60.248所以kv=1.17.齿向载荷分布系数因为该2K-H行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于1，所以。齿间载荷分配系数 查表6-9（见参考文献2）得： 行星轮间载荷分配不均匀系数 查图7-19（见参考文献2）取： 由公式7-12得（见参考文献2）取： 节点区域系数 查图6-9（见参考文献2）得： 弹性系数 查表6-10（见参考文献2）得： 重合度系数 已知a-c副 ,b-c副： a-c副： b-c副：螺旋角系数 试验齿轮的接触疲劳极限 查图6-14（a）（见参考文献2）得： 最小安全系数 查表6-11（见参考文献2）得： 接触强度计算的寿命系数a-c副：用表6-13（见参考文献2）得： （3-16） 查表6-12（见参考文献2）得： （3-17） c-b副： 由表6-12（见参考文献2）得： 润滑油膜影响系数 查图6-17（见参考文献2）取 查图6-18（见参考文献2）取 查图6-19（见参考文献2）取;齿面硬化系数 已知条件中给定硬度为45-56HRC,取=1.0；尺寸系数 查表6-15（见参考文献2）得=0.9997 a-c副：许用接触应力 （3-18） 齿面接触应力 （3-19） 由于 ,a-c副满足齿面接触强度的要求。c-b副：许用接触应力 齿面接触应力 由于 ,c-b副满足齿面接触强度的要求。（2）校核其齿跟弯曲强度弯曲强度计算中的切向力Ft，使用系数KA和动载荷系数KV确定方法与接触强 度计算相同，即;齿向载荷分布系数 =1;齿间载荷分配系数 查表6-9（见参考文献2）得： 齿形系数 查图6-22（见参考文献2）得：应力修正系数 查图6-23（见参考文献2）得：重合度系数 按公式（6-75）（见参考文献2）计算，即： a-c副： （3-20）b-c副： 螺旋角系数 查图6-25（见参考文献2）得：齿轮的弯曲疲劳极限 查图6-29（见参考文献2）得： 弯曲强度计算的寿命系数 由表6-13（见参考文献2）得： a-c副： （3-21） b-c副： 由表6-16 （见参考文献2）得： a-c副： （3-22） （3-23） b-c副： 弯曲强度计算的尺寸系数 由表6-17（见参考文献2）得 （3-24）相对齿根圆角敏感系数 由图6-33（见参考文献2）查得： 相对齿根表面状况系数 由表6-18（见参考文献2）得： （3-25）最小安全系数由表6-11（见参考文献2）查得： a-c副： 许用齿根应力： （3-26） 齿根应力： （3-27） （3-28）由于a-c副：满足齿根弯曲强度的要求。 b-c副：许用齿根应力： 齿根应力： 由于b-c副：满足齿根弯曲强度的要求。2.2.4装配条件的验算 在确定行星齿轮传动的各轮齿数时，除了满足给定的传动比外，还应满足与其装配有关的条件，即同心条件、邻接条件和安装条件。此外，还要考虑到与其承载能力有关的其他条件。（1）邻接条件：由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞，这个约束称之为邻接条件。 按公式（3-7）（见参考文献2）验算其邻接条件，即： （3-29）式中 np 行星轮个数； aac a-c啮合副的中心距； dac 行星轮的齿顶圆直径。 已知代入上式可得 （3-30）即满足邻接条件。（2）同心条件：对于2K-H型行星传动，三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线，即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等，称之为同心条件。 按公式（3-8a）（见参考文献2）验算同心条件，即： （3-31） 已知，即满足同心条件。（3）安装条件： 在行星传动中，几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备的齿数关系和切齿要求，称之为装配条件。 按公式（3-20）（见参考文献2）验算安装条件，即： （整数） （3-32） 已知 即满足安装条件。2.2.5传动效率的计算 按照表5-1（见参考文献2）中所对应的效率计算公式计算： 对于啮合副a-c: 齿顶圆压力角： （3-33） 重合度： （3-34） 对于啮合副c-b: 齿顶压力角： 重合度： 根据公式（5-37）（见参考文献2） 得 取按公式(5-36) （见参考文献2）计算如下： （3-35） (行星齿轮传动中大都采用滚动轴承，轴承中摩擦损失很小故可忽略) （3-36） 可见，该行星传动的传动效率较高，可满足短期间断工作方式的使用要求。 行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差，零件变形及温度等因素的影响，实际上是很难达到的。若用最大载荷Fbtamax与平均载荷Fbta之比值Kp来表示载荷不均匀系数，即： Kp=Fbtamax/FbtaKp值在的范围内变化，为了减小载荷不均匀系数，便产生了所谓的均载机构。均载机构的合理设计，对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义。 均载机构分为基本构件浮动的均载机构、采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式均载机构。在选用行星齿轮传动的均载机构时，根据该机构的功用和工作情况，应对其提出如下几点要求：（1） 均载机构在结构上应组成静定系统，能较好的补偿制造和装配误差及零件的变形，且使载荷分布不均匀系数K值最小。（2） 均载机构的补偿动作要可靠、均载效果要好。为此，应使均载构件上所受的力较大，因此，作用力大才能使其动作灵敏、准确。（3） 在均载过程中，均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在的制造误差。（4） 均载机构应制造容易，结构简单、紧凑、布置方便，不得影响到行星齿轮传动的传动性能。（5） 均载机构本身的摩擦损失应尽量小，效率要高。（6） 均载机构应具有一定的缓冲和减振性能，至少不应增加行星齿轮传动的振动和噪声。在本设计中采用了中心轮浮动的结构。太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴相联实现浮动（如图 2-2 所示），前者既能使行星轮间载荷分布均衡，又能使啮合齿面沿齿寛方向的载荷分布得到改善；而后者在使行星轮间载荷均衡过程，只能使太阳轮轴线偏斜，从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀，降低了传动承载能力。这种浮动方法，因为太阳轮重量小，浮动灵敏，结构简单，易于制造，便于安装，应用广泛。图2-2齿轮联轴器 根据2K-H（A）型行星传动的工作特点、传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其进行具体的结构设计。首先应该确定太阳轮a的结构，因为它的直径d较小，所以轮a应该采用轴齿轮的结构。因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动齿轮联轴器的外齿半联轴套制成一体或连接(如图2-3)。且按该行星传动的扭矩初步估算输入轴的直径da，同时进行轴的结构设计。为了便于轴上零件的拆装，通常将轴制成阶梯形。总之在满足使用要求的情况下，轴的形状和尺寸应力求简单，以便于加工制造(详见结构设计计算)。图 2-3太阳轮内齿轮做成环形齿圈，在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的。行星轮通过两个轴承来支撑，由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜则选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的。（但是只有在使用一个浮动基本构件的行星轮传动中，行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑。）行星轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上实现的。行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构，与输出轴法兰联接，为保证行星架与输出轴的同轴度，行星架时应与输出轴配做，并且用两个对称布置得销定位。行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上。转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差fa可按公式（9-1）（见参考文献2）计算。现已知啮合中心距a=97.5mm，则： （3-37）取各行星轮轴孔的孔距相对偏差的1/2,即： （3-38）在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算，验算其转配条件，且进行了结构设计之后，绘制该行星齿轮的传动结构图（即装配图），如下图2-4。2.2.6减速器的润滑和密封（1）齿轮采用油池润滑，常温条件下润滑油的粘度按表7-2-81选用（见参考文献8）。（2）轴承采用飞溅润滑，但每当拆洗重装时，应注入适量的（约占轴承空间体积1/3）钙钠基润滑脂。（3）减速器的密封，减速器的剖分面，陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶。3结构设计计算3.1行星架的结构设计与计算行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件。当行星架作为基本构件时，它是机构中承受外力矩最大的零件。因此行星架的结构设计和制造质量对行星轮间的载荷分配以及传动装置的承载能力、噪声和振动等有重大影响。 图2-4行星减速箱结构图3.1.1行星架的结构设计 行星架的常见结构形式有双臂整体式、双臂装配式和单臂式三种。在制造工艺上又有铸造、锻造和焊接等不同形式。双臂整体式行星架结构刚性较好，采用铸造和焊接方法可得到与成品尺寸相近的毛坯，加工余量小。铸造行星架常用于批量生产地中、小型行星减速器中，如用锻造，则加工余量大，浪费材料和工时，不经济。焊接行星架通常用于单件生产的大型行星传动结构中。该设计选用双臂式整体行星架（轴与行星架法兰连接），如图3-1所示。 图3-1行星架3.1.2行星架结构计算 当两侧板不装轴承时：（见参考文献1） 取 （3-39） 取 行星架外径： （3-40） 取 联接板的内圆半径： （3-41） 取3.2轴的结构设计与计算轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下因素：轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装零件的类型、尺寸、数量以及和轴的连接方法；载荷的性质、大小、方向及分布情况；轴的加工工艺等等。3.2.1输入轴的结构设计与计算（1）拟定轴上零件的装配方案拟定轴上的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定轴的基本形式。所谓装配方案就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。（2）轴上零件的定位为了防止轴上零件受力时发生沿轴向和周向的相对运动，轴上零件出了游动或空转的要求外，都必须进行轴向和周向定位，以保证其准确的工作位置。1轴上零件的轴向定位是以套筒、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、花键、销、紧定螺钉以及过盈配合等。(3）各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径 轴的材料选用40Gr,则查表15-3（见参考文献5）得： 计算轴的直径： 有公式（15-2）（见参考文献5）得： （3-42）取。2初步确定各轴段直径和长度如图3-2所示。(4)轴上零件的选择1轴承的选择 2键的选择 （见参考文献6表6-1）bxh=12x9，L=70mm3.2.2输出轴的设计计算(1）拟定轴上零件的装配方案图3-2输入轴 如图2-4中的装配方案是行星架、轴承和轴承盖，依次从轴左端向右装。(2）轴上零件的定位：1轴上零件的轴向定位是以定位轴肩、轴承端盖和轴承盖来保证的；2轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动。常用的周向定位的零件有键、和过盈配合等。(3）各轴段直径和长度的确定1按扭矩计算轴径 选用的原动机为p=45kw，n=337， （3-43） （3-44） 根据公式（15-2）（见参考文献5）得： （3-45）取。2初步确定各轴段直径和长度如图3-3所示(4）轴上零件的选择1轴承的选择 （见参考文献4）2键的选择 （见参考文献6表14-1）bxh=25x14，L=50mm3.3铸造箱体的结构设计计算（见参考文献1）（a）（b）图3-3输出轴 铸造机体的壁厚： （3-46） 查表7.5（见参考文献1）得 下列计算均按表7.5-16（见参考文献1）算： 机体壁厚： 前机盖壁厚： 后机盖壁厚： 机盖法兰凸缘厚度： 加强肋厚度： 加强肋的斜度为:2. 机体宽度： 机体机盖紧固螺栓直径： （3-47） 轴承端盖螺栓直径： 底脚螺栓直径： 机体底座凸缘厚度： 取 地脚螺栓孔的位置： 取 （3-48） 取4.输入轴的工艺设计4.1零件的分析4.1.1零件的图样分析（1) 两个的同轴度公差为0.025mm，两个的圆柱面的圆跳动公差为0.025mm；（2）与两个圆柱的同轴度公差为0.025mm，圆柱面的圆跳动公差为0.025mm；（3）齿顶圆圆跳动公差为0.022mm；（4）键槽的对称度公差为0.015mm；（5）正火处理后硬度为179-229HBS；（6）材料为40Cr。4.1.2零件的工艺分析（1）图样中对键槽对称度的检查，可采用偏摆仪及量块配合完成，也可采用专用对称度检具进行检验；(a)(b)图4-1输入轴（2）输入轴各部同轴度的检查，可采用偏摆仪和百分表结合进行检查。 4.2工艺规程设计4.2.1确定毛坯的制造形式 零件材料为40Cr，毛坯为锻件。4.2.2基面的选择基面的选择是工艺规程设计中的重要工作之一。基面选择的正确与合理可以使加工质量得到保证，生产率得以提高。否则，加工工艺中问题百出，更有甚者还会造成零件的大批报废，使生产无法正常进行。（1）粗基准的选择原则： 没有经过切削加工的表面作为定位的基准，称为粗基准，其原则是：1)选与加工表面有较高相对位置要求的不加工表面作为粗基准。2)粗基准的选择必须使重要的加工表面有足够且均匀的加工余量。3)粗基准在同一尺寸方向上一般情况下只能使用一次。(2) 精基准的选择原则：选精基准主要应考虑减少定位误差，保证加工精度要求和安装方便准确其原则是：1)基准重合原则 尽可能用设计基准或工序基准作为定位基准；2)基准统一原则 一个零件的整个工艺过程中，出了个别工序外，尽量用同一的定位基准面，以便简化夹具的设计和制造，有利于保证零件的相互位置精度；3)自为基准原则 用加工表面本身作为定位基准；4)互为基准原则 就是用有相互位置精度要求的表面分别作为精基准进行加工。此外，精基准的选择还应使工件定位稳定，加紧可靠。4.3制定工艺路线4.3.1工艺路线方案一（1）锻造 锻造（2）热处理 正火（3）车 装夹工件左端，粗车右端面，留半精车余量0.5mm，钻中心孔B2.5，粗车 外圆，均留半精加工余量2mm，粗车右端面见光为止。（4）车 调头装夹工件，粗车左端面留半精车余量0.5mm，粗车孔至粗车至，粗车外圆见圆为止。（5）车 夹工件右端，半精车左端面，保证尺寸50mm，半精车孔至图样尺寸，半精车至图样尺寸。（6）插齿 以右端面定位，插m6内齿至图样要求。（7）倒角 倒齿端圆角。（8）钳 修齿部毛刺。（9）热处理 齿部高频淬火，硬度为50HRC。（10）车 夹工件左端顶右端，精车右端各部至图样尺寸，孔口倒角1.5X45.（11）划线 划键槽线。（12）铣 铣键槽。（13）检验 按图样检查各部尺寸精度。（14）入库 涂油入库。4.3.2工艺路线方案二（1） 锻造 锻造（2） 热处理 正火（3） 车 装夹工件左端，粗车右端面，留半精车余量0.5mm，钻中心孔B2.5，粗车 外圆，均留半精加工余量2mm，粗车右端面见光为止。（4） 车 夹工件左端顶右端，精车右端各部至图样尺寸，孔口倒角1.5X45.（5） 车 调头装夹工件，粗车左端面留半精车余量0.5mm，粗车孔至， 粗车至，粗车外圆见圆为止。（6） 车 夹工件右端，半精车左端面，保证尺寸50mm，半精车孔至图样尺寸，半精车至图样尺寸。（7） 插齿 以右端面定位，插m6内齿至图样要求。（8） 倒角 倒齿端圆角。（9） 钳 修齿部毛刺。（10）热处理 齿部高频淬火，硬度为50HRC。（11）划线 划键槽线。（12）铣 铣键槽。（13）检验 按图样检查各部尺寸精度（14）入库 涂油入库。4.3.3工艺路线方案三（1）锻造 锻造（2）热处理 正火（3）车 装夹工件左端，粗车右端面，留半精车余量0.5mm，钻中心孔B2.5，粗车 外圆，均留半精加工余量2mm，粗车右端面见光为止。（4）车 调头装夹工件，粗车左端面留半精车余量0.5mm，粗车孔至,粗车至，粗车外圆见圆为止。（5）车 夹工件右端，半精车左端面，保证尺寸50mm，半精车孔至图样尺寸，半精车至图样尺寸。（6）插齿 以右端面定位，插m6内齿至图样要求。（7）倒角 倒齿端圆角。（8）热处理 齿部高频淬火，硬度为50HRC。（9）划线 划键槽线。（10）铣 铣键槽。（11）车 夹工件左端顶右端，精车右端各部至图样尺寸，孔口倒角1.5X45.（12）钳 修齿部毛刺。（13）检验 按图样检查各部尺寸精度（14）入库 涂油入库。 相比较而言，方案三得工艺路线最好。方案一方案二中先加工好了工件右各部分在加工左端齿轮部分，工件右端各部的精度要求比较高，在加工好后在装夹，表面精度就得不到保证，所以选择方案一。4.4机