工艺夹具毕业设计46减速器和箱体工艺及夹具设计说明书.doc
工艺夹具毕业设计46减速器和箱体工艺及夹具设计说明书
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机械毕业设计全论文
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工艺夹具毕业设计46减速器和箱体工艺及夹具设计说明书,机械毕业设计全论文
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太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 1 - 太原理工大学阳泉学院 毕 业 设 计 题 目 系 别： 机械电子工程 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 李 文锋 设计（论文）题目 ： 减速器箱体 工艺规程和工装夹具设计 设计开始时间： 2007 年 4 月 10 日 设计终止时间： 2007 年 6 月 10 日 设计指导老师： 设计辅导老师： 系 主 任： nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 2 - 太原理工大学阳泉学院 毕 业 设 计 评 阅 书 系 别 ： 机械电子工程 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 李文锋 题 目 ： 减速器箱体 工艺规程和工装夹具设计 评阅意见 ： 指导老师： （签名） 职 务： 年 月 日 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 3 - 太原理工大学阳泉学院 毕 业 设 计 评 阅 书 系 别： 机械电子工程 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 李文锋 题 目 ： 减速器箱体 工艺规程和工装夹具设计 评阅意见 ： 指导老师： （签名） 职 务： 年 月 日 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 4 - 毕业设计（论文）答辩评定书 系 别： 机械电子工程 专 业： 机械设计制造及自动化 姓 名： 李文锋 评定意见 ： 评定成绩： 太原理工大学阳泉学院毕业答辩委员会 主任委员 ： （签名） 年 月 日 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 5 - 毕业设计题目 ： 减速器机体 工艺规程及工装夹具设计 毕业设计要求及 原始数据（资料）： 1. 生产纲领：年产 500台 2. 机盖零件图 3. 减速器装配图 4. 设计机体 加工工艺规程 5. 设计机体 钻孔夹具 毕业设计主要内容： 1. 分析零件的工艺性 2. 据生产纲领决定生产类型 3. 选择毛坯的种类和制造方法 4. 拟订工艺过程 5. 工序设计及计算 6. 编制工艺文件 7. 设计钻孔夹具 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 6 - 学生应交出的设计文件 1. 重要零件的工艺过程综合卡片 2. 机加工工序卡 3. 夹具图 4. 夹具零件图 5. 机体 毛坯图 6. 减速器装配图 7. 设计说明书一份 主要参考文献（资料）： 1.机械设计 2.机械加工工艺手册 3.机床夹具图册 4.机械制造技术基础 5.互换性 与技术测量 专业班级 机械设计及自动化 学生 李文锋 要求设计工作起止日期 2007 年 4 月 10 日至 2007 年 6 月 10 日 指导老师签字 日期 教研室主任审查签字 日期 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 7 - 绪 论 毕业设计是我们大家在大学学完全部基础课和专业课后的一次全面的、深入的、综合性的总复习，也是一次很重要的理论联系实际的训练，更是对大学四年课程学习的检验。这次毕业设计将对今后的工作与学习产生重要的影响，因此，它 在我们四年的大学生活中占有重要的地位，对此，我很重视这次机会，并且很认真地全身心地投入其中。 这次毕业设计的主要任务是减速器设计及减速器 箱体 的工艺规程和其工装夹具的设计。工艺规程在企业生产与技术改进方面有着非常重要的影响。机床夹具在保证产品优质、高产、低成本，充分发挥现有设备的潜力，便于工人掌握复杂或精密零件加工技术，减轻繁重的体力劳动等诸方面起着巨大的作用。机床夹具的设计和使用是促进生产迅速发展的重要工艺措施之一。 就我个人而言，我希望能通过这次毕业设计对自己未来将从事的工作进行一次适应性训练，从中锻炼自 己分析问题、解决问题的能力，为今后更好地工作，学习打下一个良好的基础。 由于能力所限，设计中难免有许多不足之处，恳请各位老师和同学们给予指正。 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 8 - 一 减速器的设计 （一）电动机的计算 1. 选择电动机 选择电动机类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭式自扇冷式结构，电压 380v。 选择电动机的容量 工作机所需功率 kwVFPwwww 1000式中： NFW 1250smVW /8.1工作机的效率 96.094.0w对皮带运输机，取 95.0w，代入上式得： kwPW 115.21000 94.08.11250 电动机的输出功率 kwPPW0式中， 为电动机至滚筒轴的传动装置总效率 取 V 带传动效率 96.01 ；滚动轴承效率 995.02 ；一级圆柱齿nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 9 - 轮减速器效率 97.03 ；输送带鼓轮效率 96.04 ；齿轮联轴器效率98.05 ； 传动装置的总效率543321 99.096.097.099.096.0 3 86.0 故电动机输出功率 kwPPw 115.20 因工作 载荷平稳，电动机额定功率mP只需略大于0P即可，查后面设计资料中 Y 系列电动机技术数据表选电动机的额定功率mP为4kw。 确定电动机转速 滚筒轴工作转速为： 144 m in58.137250 8.1106106 rD Vn Ww V 带传动比范围 421 i ，单级圆柱齿轮传动比范围 532 i ，则总传动比范围为 2065432 i ，可见电动机转速可选范围为： 1 m i n6.2 7 1 148.81358.137)206( rinw符合这一范围的同步转速有 1000 1min r 和 1500 1min r 两种，为减少电动机的重量和价格，常选用同步转速为 1000 1min r 的 Y 系列电动机 Y132 61 M ，其满载转速 1min960 rnm，电动机的中心高，外形尺寸，轴伸尺寸等均 可查到。 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 10 - 2. 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 传动装置的总传动比 98.658.137960 wmnni分配各级传动比 由齿带 iii ，为使 V 带传动的外部尺寸不致过大，取传动比带i=3，则齿i为： 33.2398.6 带齿 iii 3. 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速 轴： 1m in3203960 rinn mI带轴： 1min34.13733.2320 rinn 齿滚筒轴： 1m in34.137 rnnw各轴功率 轴： kwPP 2 0 8.296.035.20 带轴： kwPP 13.297.0995.0208.2 齿滚 滚筒轴： kwPPw 08.2995.013.2 22 滚各轴扭矩 电机轴： mNnPT m 38.23960 35.295509550 00nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 11 - 轴： mNnPT 89.65320208.2955095501轴： mNnPT 11.14834.137 13.29 5 5 09 5 5 0滚筒轴： mNnPT www 63.14434.137 08.295509550表 1.1 Y132 61 M 电动机的运动和动力参数 参数 轴名 电动机轴 轴 轴 滚筒轴 转速 )min/( 1rn 960 320 137.34 137.34 功率 P/kw 2.35 2.208 2.13 2.08 扭矩 T/（ mN ） 23.38 65.89 148.11 144.63 传动比 i 3.00 2.33 1.00 效率 0.96 0.96 0.98 （二）减速器外传动零件的设计 由于本减速器采用的是 V 带传动，下面就 V 带的型号、长度和根数，带轮的直径，传动中心距和对轴的压力，一般动力传动可忽略滑动率。 定 V 带型号和带轮直径 工作情况系数 由表 11.5 2.1AK 计算功率 35.22.1 PKPAc（式 11.19） kwPc 82.2选带型号 由图 11.15 A 型 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 12 - 小带轮直径 由表 11.16 mmD 1251 (由于带轮愈小，弯曲应力愈大， 弯曲应力是引起带疲劳损坏的 重要原因 ) 大带轮直 径 34.137 320125)01.01()1( 2 112 n nDD (设 %1 ) 选 2D =280mm 大带轮转速 280 320125)01.01()1( 2 112 D nDn 2n =141.43 min/r 计算带长 求mD2 1252802 12 DDD mmD=202.5 求 2 1 252 802 12 DD =77.5 中心 距 a =650mm 带长 aaDL m22 （式 11.2） 6 5 05.776 5 025.2 0 22 =2000 基准长度 由图 11.4 mmLd 2000求中心距和包角 中心距 22 8)(414 mm DLDLa 22 5.778)5.2022000(414 5.2022000 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 13 - =677.4 mma 7004.677 小轮包角 01201 60180 DD 00 604.677 125280180 =166.3 01203.166 求带根数 带速 100060 320125100060 11 nDvsmv /09.2 传动比 34.13732021 nni33.2i 带根数 由表 11.8 知 67.00 P； 由表 11.7 知 969.0k； 由表 11.2 知 03.1Lk ； 由表 11.10 知 kwP 05.00 Lc kkPP P)( 00 取 Z=2 根 求轴上载荷 张紧力 20 )5.2(500 qvk kvPF c 09.210.0)9 6 9.0 9 6 9.05.2(209.2 82.25 0 0 （由表 11.4， mkgq /10.0 ） NF 39.5330 轴上载荷 2sin2 10 FF Q nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 14 - 2 3.166s in39.53322 NFQ 33.2118 （三）减速器内传动零件设计 1. 齿轮的设计 因传动尺寸无严格限制，批量较小，故小齿轮用 rC40 ，调质处理，硬度 241HB-286HB，平均取为 260HB，大齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229HB-286HB，平均取为 240HB。 齿面接触疲劳强度计算 初步计算 初步齿宽 b 5511 db dmmbmmd 55;551 校核计算 圆周速度 v 100060 32055100060 11 ndvsmv /92.0 齿数 z 、模数 m 取 271 z 271 z 和 螺 旋 角 91.622733.212 izz 632 z 275511 zdmt04.2tm由表 12.3，取 2nm2nm04.2 2a r c c o sa r c c o s tnmm036.11 (和估计值接近 ) 使用系数 AK 由表 12.9 AK =1.5 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 15 - 动载系数VK由图 12.9 VK=1.2 齿间载荷分配 系数HK由表 12.10，先求 NdTF t 25.2 2 9 555 53.6 3 1 1 922 1 1 mmNmmNb FK tA /100/59.6255 25.22955.1 c o s)11(2.388.121 zz 036.11c o s)631271(2.388.1 657.1 657.1 ta ns in 1zmb dn 036.11tan271 72.172.1657.1 377.30036.11t a n20t a na r c t a nc ost a na r c t a n nt017.20t tnb c o s/c o sc o sc o s 98.017.20c o s/94.036.11c o s 00 由此得bFH KK 2c o s/nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 16 - 298.0657.1 73.1HK齿向载荷分布 由表 12.11 得 系数HK27.110)(321 bCdbBAK H 36.1HK 载荷系数 K HHVA KKKKK 5.1 24.4K 弹性系数 E 由表 12.12 得 aE MP8.189节点区域系数 HZ 由图 12.16 41.2H 重合度系数由式 12.31，因 1，取=1，故 134 657.111 6.0螺旋角系数036.11coscos 99.0接触最小安全 系数 minHS 由表 12.14 得 05.1min HS 总工作时间 2.01630015 hthth 14400应力循环 由表 12.15，估计 97 1010 LN 次数 LN 则指数 78.8m 由题意得载荷稳定 hL tnrN 6014400320160 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 17 - 8107648.2 8107648.2 LN原估计应力循环次数正确 33.2/107648.2/ 812 iNN LL 82 1018.1 LN 接触寿命系数 由图 12.18 33.11 NN42.12 N许用接触应力 05.133.1720m i n11l i m1 HNHH S MPaH 9121 H 05.142.1570m i n22l i m2 HNHH S MPaH 7712 验算 uubdKTHEH12211 228.33 7313555553.63 11 973.1298.077.041.28.18 9HM P a 计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整，否则调整后还应再进行验算。 确定传动主要尺寸 中心距 a 2 133.2552 11 idamma 58.91 实际分度圆 因中心距未作调整，故分度圆 直径 1d 直径不会改变，即 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 18 - 133.2 58.912121 i admmd 551 5533.212 idd mmd 15.1282 齿宽 b mmdbd 555511 mmb 651 mmb 552 齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数FaY5106.32c os31c os 03311 zzv11806.32c os72c os 03322 zzv由图 12.21 18.235.221 FaFaYY 应力修正系数 由图 12.22 72.11 SaYSaY82.12 SaY重合度系数Y c o s112.388.121 vvv zz473.106.32c o s7213112.388.1 0 vY 75.025.0 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 19 - 76.0473.175.025.0 76.0Y 螺旋角系数 75.0125.0125.01m i n YY（当 1时，按 1计算） 001201 Ymin0091.012036.1111Y 91.0Y齿间载荷分配 由表 12.10 注 系数FK68.276.06 5 7.13 7 7.3 Y前已求得 68.273.1 FK 73.1FK 齿向载荷分布 由图 12.14 系数FK 2.12225.255 hb36.1FK载荷系数 K FFVA KKKKK 5.1 24.4K 弯曲疲劳极限 由图 12.23 c 得 MPaF 6801lim limF MPaF 4002lim 弯曲最小安全 由表 12.14 25.1min FS 系数 minFS 应力循环次数 LN 由表 12.15，估计 106 10103 LN nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 20 - 则指数 m=49.91 hVL tnrNN 11 608107684.214400320160 81 107684.2 LN 原估计应力循环次数正确 33.2107 6 8 4.2 812 iNN LL82 1019.1 LN弯曲寿命系数 由图 12.24 95.01 NYNY97.02 NY尺寸系数 XY 由图 12.25 0.1XY 许用弯曲应力 M P aSYYFXNFF 8.51625.1 0.195.0680m i n11l i m1 F M P aSYYFXNFF 4.31025.1 0.197.0400m i n22l i m2 验算 YYYYmbdKTSaFanF 111 112 76.072.135.22555553.6311924.42FM P a 112212SaFaSaFaFF YY YY nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 21 - 243.24172.135.247FM P a 传动无严重过载，故不作静强度校核。 2. 各段轴的设计 齿轮轴的计算 轴材料选用 45 钢调质， MPaB 650 ， MPaS 360。计算步骤如下： nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 22 - 图 1.2 小齿轮轴结构和受力分析 e、 a 段：轴承段。通过查表及分析该轴工作条件选用 角接触球轴承 ， GB/T292-1994，轴承标准 7008C。 mmd 40 ， mmD 68 ，mmB 15 。 b、 d 段：由 21 l 得， 1 轴向距离（旋转零件的最外端面至箱体内壁的轴向距离），一般取 101 （确定 1 值时应考虑铸造和安装精nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 23 - 度）。 2l 是滚动轴承的端面至箱体内壁的距离，初步可取 15102 l 。故 mml 15101021 ，轴径取 45mm 。 c段：齿轮轴段。 mmd 551 ， mmb 601 。 f 段： 4l 是箱体外的旋转零件的内端面至轴承盖螺钉头顶面的距离，20154 l ，轴承盖选用凸缘式轴承盖， mmde 122.1 3 。该段长度3212204 el ，根据总体尺寸确定 mml 40 ，轴径为 mm35 。 g 段：带轮段。由前面带轮计算确定为 mm33 ，轴径 mm20 。 最小轴径： mmnPCd 2028.21320208.2112 33 计算齿轮受力 斜齿轮螺旋角 036.11 齿轮直径 小轮 mmd 551 大轮 mmd 1282 小齿轮受力 转矩 320115.21055.91055.9 61161 nPTmmNT 53.63 11 91圆周力 5553.6311 92211 dTF tNFt 2295径向力 0036.11c os20ta n229 5c osta n ntraFF NFr 852 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 24 - 轴向力 036.11ta n2295ta n ta FFNFa 461画齿轮轴受力图 见图 b 计算支承反力 水平面反力 1 3 0658 5 22554 6 15.8033.2 1 1 81RF NFR 18351 1 3 0658 5 22554 6 15.2 1 033.2 1 1 82RF NFR 3953 2 垂直面反力 22295 21 RR FFNFF RR 5.1 1 4 7 21 水平面 )(xy 受力图 见图 c 垂直面 )(xz 受力图 见图 d 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 e xyM图 垂直面弯矩图 见图 f xzM图 合成弯矩图 见图 g 合成弯 22xzxy MMM 画轴转矩图 轴受转矩 1TT mmNT 53.63119 转矩图 见图 h 许用应力 许用应力值 用插入法由表 16.3，查得 MPab 5.1020 MPab 601 应力校正系数 5.1026001 bb59.0 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 25 - 画当量弯矩图 当量转矩 53.6311959.0 T ，见图 h mmNT 37240 当量弯矩 在小齿轮中间截面处 22 TMM 22 3 7 2 4 01 3 0 1 0 1 mmNM 39447在右轴颈中间截面处 22 TMM 22 3 7 2 4 01 7 0 5 2 5 mmNM 1 7 4 5 4 4 当量弯矩图 见图 i 校核轴径 齿根圆直 径 naf mchdd 211 225.01255 mmdf 501 轴径 33 1601.03 9 4 471.0 bMdmmd 5073.18 33 1601.01 7 4 5 4 41.0 bMdmmd 5075.30 大齿轮轴计算 该轴材料 选用 45 钢调质， MPaB 650 ， MPaS 360。计算步骤如下： nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 26 - nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 27 - 图 1.3 大齿轮轴段结构和受力分析 a 段：联轴器段。估算出最小轴径 mm28 ，经查表选用 YLD6 型联轴器，轴孔径 mm30 ， mmD 105 。 b 段： 4l 是箱体外的旋转零件的内端面至轴承盖螺钉头顶面的距离，一般为 20154 l 。轴承盖选用凸缘式轴承盖， mmde 122.13 。nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 28 - 该段长度 4.344.14204 el ，根据总体尺寸确定为 ml 55 ，轴径mmdd 35628)1.007.0(228 12 。 c 段：轴承段 +轴套。选用 角接触球轴承 ， GB/T292-1994。轴承标准 7009C ， mmd 45 ， mmD 75 ， mmB 16 。该段长度mml 513516 ，轴径 46)1.007.0(238 23 dd ，因轴承是标准件，故选 mmd 453 。 d 段 ： 大 齿 轮 段 。 mmb 552 ，取 mml 50 。mmdd 50)1.007.0(245 34 。 e 段：轴环段。 mmdd 60)1.007.0(25045 ， mml 15 。 最小轴径： mmnPcd 2834.13713.2112 33 斜齿轮螺旋角 036.11 齿轮直径 小轮 mmd 551 大轮 mmd 1282 大齿轮受力 转矩 34.137115.21055.91055.9 62261 nPTmmNT 1 47 0 671 圆周力 5014706722 1 dTF tNFt 5656径向力 0036.11c os20ta n5656c osta n ntraFF NFr 2100 轴向力 036.11ta n5656ta n ta FFNFa 1136nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 29 - 画大齿轮轴受力图 见图 b 计算支承反力 水平面反力 10784450025011366821001 RF NFR 24741 107392 1 0 02501 1 3 61914 5 0 02 RF NFR 7543 2 垂直面反力 25656 21 RR FFNFF RR 2828 21 水平面 )(xy 受力图 见图 c 垂直面 )(xz 受力图 见图 d 画轴弯矩图 水平面弯矩图 见图 e 垂直面弯矩图 见图 f 合成弯矩图 见图 g 画轴转矩图 轴受转矩 1TT mmNT 147067 转矩图 见图 h 许用应力 许用应力值 用插入法由表 16.3，查得 MPab 5.1020 MPab 601 应力校正系数 5.1026001 bb59.0 画当量弯矩图 当量转矩 14706759.0 T ，见图 h mmNT 86775 当量弯矩 在大齿轮中间截面处 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 30 - 22 TMM mmNM 155488 在左轴颈中间截面处 22 TMM mmNM 387832 当量弯矩图 见图 i 校核轴径 齿根圆直径 naf mchdd 211 225.01250 mmdf 451 轴径 33 1601.01 5 5 48 81.0 bMdmmd 4529 33 1601.03 8 7 8 3 321.0 bMdmmd 4540 3. 箱体的尺寸计算 箱座壁厚 200a ： 6 200a 58.91a 200a ： 1025.0 a 6 箱体 壁厚 1 185.01 6 61 箱座加强肋厚 85.0 1.5 箱体 加强肋厚 1 11 85.0 1.51 箱座分箱面凸缘厚 b 65.15.1 b 9b nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 31 - 箱体 分箱面凸缘厚 1b 65.15.1 11 b 91 b 平凸缘底座厚 2b 35.22 b 1.142 b 斜凸缘底座厚43,bb )75.225.2(5.143 bb ；15943 bb 地脚螺栓fd1258.91036.012036.0 adf297.15fd轴承螺栓 1d fdd 7.01 7.101 d 联接分箱面螺栓 2d fdd )7.06.0(2 7.102 d 轴承盖螺钉3d按轴承盖结构及尺寸确定（见表 4.16 及表 4.17） 检查孔盖螺钉 4d 见表 4.7 地脚螺栓数 n 430 020 0 00 BLn；00,BL分别 为箱座底面的长和宽，其值由 设计确定。 凸缘上螺栓 21 CC， 参照表 4.4 荐 取螺栓 M12 凸台的 00 RD，用值确定 mmDmmCmmC 30,18,22021 结构尺寸 ，11rrR q mmrmmRmmR q 3,22,5 10 ,6.32.0 21 mmCr 为锪坑深度，以底面全部光洁平整为准。 轴承座孔边缘至轴8l18 )2.11( dl 7.108 l承螺栓轴线的距离 轴承座孔外端面至9l)32(119 RCl469 lnts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 32 - 箱外壁的距离 22222 轴承座孔外的直径 凸缘式轴承盖； 1D 按轴承盖相应尺寸 21,DD ， 4D 确定； 2D 应较轴承盖凸缘的外径大 5-8。 轴承螺栓的凸台高 h 25.4011535.0)45.035.0( 2 Dh 箱座的深度dH5.10030214130 ad rH（ar为浸入油池内最大旋转零件的外圆半径） 箱体外箱面凸 )(7.0 212 CCR 缘圆角半径 2R )14186(7.0 6.262 R 箱体内壁 圆角半径3R3R63 Rnts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 33 - 二 工艺部分 (一 )零件的分析 1、零件的作用 题目所给的零件是减速器机体 ,位于减速器机体的下部 ,是减速器装配时的基准零件 ,主要起支撑作用 ,使减速器运行平稳 ,零件的上部有齿轮 ,轴承等零件 ,装配后要保证齿轮之间能正确地啮合 ,保证其能正确地传递动力。 2、 零件的工艺分析 减速器机体有四组主要的加工面 ，它们之间有一定的位置要求。现在分别叙述如下： 以结合面为基准进行加工 这一组加工表面包括：尺寸为 020.0020.0108的机体下底面平面，六个 12 的孔，其中，主要加工表面为六个 12 的孔。 以下底面为基准进行加工 这一组加工表面包括：尺寸为 020.0020.0108的机体结合面平面。以及在该表面上的两个 8 的锥销孔，六 个 12 的连接孔和四 个 10 的连接孔，主要加工面是尺寸为 020.0020.0108的结合面平面。 以下底面为基准进行加工 这一组加工表面包括：装轴的外面两端面，两侧共有四个端面，以及与 箱体 配合进行轴孔的镗加工，有两 个轴孔分别是 60 、 65 。还包括螺塞孔的加工，油标孔的加工等。其中主要加工面是箱体两侧面 和轴孔。 这四组加工面之间有一定的位置要求，主要是： （ 1） 两 个 60 、 65 、 的轴孔端面与两 个轴孔的垂直度公差分别是0.080、 0.100mm。 （ 2） 两 个轴孔之间的平行度公差为 0.080mm 由以上分析可知，对于这几组加工表面而言，可先加工一组表面，然后借助专用夹具加工另一组表面，并保证其位置精度要求。 nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 34 - (二 )工艺规程设计 1、 确定毛坯的制造形式 该零件材料为 HT200。由于对该机体材料性能 无太高性能要求，因此选用铸件就能够保证零件工作可靠。由于该机体零件年产量为 500台，为中批量生产水平，故采用砂型铸造。 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，基面选择的正确合理，可以使加工质量得到保证，生产率得以提高。否则，在加工工艺过程中会问题百出，甚至会造成零件的成批报废，使生产无法正常进行。 粗基准的选择 根据粗基准选择原则，选择要求加工余量小而均匀的重要表面为粗基准。以保证该表面有足够而均匀的加工余量，且按粗基准在一般情况下只允许在第一道工序中使用一次，尽量避免重复使用原则。因 此选择 12 的下表面为粗基准比较合理，如果选择机体的下底面为粗基准，则结合面的表面粗糙度与几何精度都不好保证，下底面误差会全部反映到结合面上，使结合面加工余量不均匀，这是我们不希望看到的。 精基准的选择 由精基准选择原则：（ 1）基准重合原则（ 2）基准不变原则（ 3）互为基准，反复加工原则。可选箱体的下底面为精基准，这样是较为合理的。 （三） 制定工艺路线 制定工艺路线的出发点，应当是使零件几何形状、尺寸精度以及位置精度等技术要求能得到合理的保证。在生产纲领已确定为中批生产的条件下，可以考虑采用专用机床与专用夹具 ，并尽量使工序集中来提高生产率。除此以外，还应当考虑经济效果，以便使生产成本尽量下降。 1、 工艺路线方案一 工序 划线（划结合面与下底面的线） 工序 粗刨结合面（以厚度为 004.0004.09的下表面为定位基准） 工序 刨下底面（以结合面为基准） 工序 磨结合面（以下底面为基准） 工序 划线（划对称中心线，齿轮孔、下底面孔的中心线） nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 35 - 工序 钻 6- 12孔，锪平 20.03，去毛刺 工序 粗、精铣齿轮孔端面 工序 粗、精镗齿轮孔。 工序 划线（螺纹孔 中心线） 工序 钻攻螺纹孔 6-M12、 4-M10。 工序 修锉毛刺，清洗，打标记 工序 检验 2、 工艺路线方案二 工序 划线（划结合面与下底面的线，考虑齿轮孔的余量要均匀） 工序 粗铣结合面，粗铣下底面。 工序 人工时效 工序 半精铣下底面 精铣结合面 工序 钻 6- 12孔，锪平 20.03，去毛刺 工序 铣两端面 工序 将机盖与机体对准夹紧合拢，配钻铰二定位销孔，打入锥销，根据 箱体 配钻机体结合面的 6-M12孔、 4-M10 孔，并按图纸要求将背面锪平。 工序 拆开机 盖与机体，清除机体结合面的毛刺和切屑，重新装配打入锥销，拧紧螺栓 工序 粗、精铣齿轮孔端面 粗、精镗齿轮孔。 工序 钻攻螺纹孔 6-M12孔、 4-M10孔 工序 修锉毛刺、清洗 工序 检验 3、 工艺方案的分析与比较 上述两个方案的特点在于：方案一采用了刨床和磨床来加工零件的表面，并且工序和工序同为加工表面却需要更换加工设备，这样无形中就加大了该零件的加工成本。而方案二则采用了铣床来加工零件的表面，这样不仅节省了装夹时间，而且也减少了一些不必要的生产成本；其次，方案二在工序 中间加入了人工时效，这样可以消除零件在切削加工中产生的内应力，减少精加工之后的变形，稳定切削加工所获得的各项精度；另外，方案二增加了箱体与 箱体 合并加工孔与面的工序，这样在加工整个减速器的过程中有效的保证了各加工面的精度要求。两种方案都有划线的工序，可以作为找正的依据，合理的分配各表面的加工余量，确定加工表nts太原理工大学阳泉学院毕业设计（论文）说明书 - 36 - 面与不加工表面的相互位置关系，这种形状较复杂、余量不均匀的铸件的安装尤为重要。因此，机体在加工之前划线是必要的。在该 箱体 零件中所需加工的孔径在小于 40mm 时一般不铸出，而采用钻 -扩 -铰的工艺，对于已铸出的孔 ，可采用粗、精镗的工艺，这在两套方案中都有所体现。对于那些要求加工精度不高的螺旋孔、紧固孔及放油孔则放在最后加工，这样可以防止由于面或孔在加工过程中出现问题（如发现气孔或夹杂物等）时，浪费这一部分的工时，整个加工过程中，无论是粗加工阶段还是精加工阶段，都应遵循“先面后孔”的原则，就是先加工平面，而后以面定位，再加工孔。这是因为，第一，面是整个机体的装配基准；第二，平面的面积较孔的面积大，以面定位使零件装夹稳定，可靠。因此，以面定位加工孔，有利于提高定位精度和加工精度。 根据以上两套方案分析，决定采用第二套方 案，同时对其稍做修改，确定最终方案如下： 铸造 时效 检验铸件各部分尺寸 油漆底漆 工序 划线（划结合面线与下底面的加工线） 工序 粗铣尺寸为 004.0004.09结合面（以 9 的下表面
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