减速器箱体

减速器箱体（精选5篇）

减速器箱体 篇1

0前言

汽车减速器是汽车动力和传动系统的重要组成部分, 是实现变速和动力传递的关键部分, 而汽车的振动主要来源于动力和传动系统, 因此, 研究汽车减速器的振动性能对于改善汽车的振动性能具有重要意义[1,2,3]。减速器箱体的动力学性能受到外部振动和内部齿轮传动系统的共同影响, 它的刚性对减速器运转平稳性起着决定性作用, 而根据实验数据来看, 上箱体又是减速器箱体中振动比较严重的部分, 因此, 本文开展对汽车减速器上箱体的动态特性研究具有重要意义。

本文针对某汽车减速器上箱体, 在三维软件CATIA中建立几何模型, 再利用有限元软件Hy⁃per Mesh建立汽车减速器上箱体的有限元模型, 并对其进行了模态分析和频率响应分析。

1频率响应分析理论

频率响应分析是用来分析结构在简谐激励作用下的响应。这种激励可以是外部载荷力或者力矩, 也可以是强迫位移、速度或者加速度, 载荷通过指定特定频率下的幅值来定义。频率响应分析可以使用直接法和频率法进行计算, 直接法根据外部载荷频率求解耦合的运动方程, 模态法利用结构的振型解耦运动方程, 然后对各个模态响应进行叠加得到特定外部载荷频率下的解。在选择使用哪种方法时, 主要规则如表1所示。

本文研究的汽车减速器上箱体模型网格规整且数量较少, 激励频率数目不多。为了更精确的得到上箱体的振动特性值, 采用直接频率响应分析较为合适。

直接频率响应分析直接在离散的激励点通过求解下面的复矩阵方程 (1) 得到结构响应[4]。

式 (1) 中, Ω是载荷的角频率。假设在简谐激励下响应为式 (2) 的简谐函数:

向量u是位移矢量, 动力学分析可以根据实部和虚部导出式 (3) 所示的复矩阵方程:

式 (3) 中, 矩阵K是刚度矩阵, M是质量矩阵。

2有限元模型的建立

2.1减速器上箱体材料属性

本文以某汽车减速器上箱体为研究对象, 其材料为球磨铸铁QT450-10, 密度为ρ=7.3×103kg/m3, 弹性模量为E=1.7×1011Pa, 泊松比为μ=0.3。

2.2模型的建立及网格划分

减速器上箱体形状复杂, 直接利用Hyper⁃Works建立模型难度较大, 所以利用三维绘图软件CATIA绘制几何模型, 在建模过程中对减速器上箱体进行了适当的简化[5], 具体模型如图1所示。

(1) 忽略了减速器上箱体的螺栓孔。由于模型上的螺栓孔尺寸较小、数量较少, 且远离振动比较严重的部位, 对减速器上箱体的整体振动性能影响较小, 为了提高网格质量, 减少计算分析时间, 将其忽略。

(2) 忽略了较小尺寸的圆角。由于较小尺寸的圆角对上箱体的振动性能影响较小, 为了提高网格质量, 减少计算分析时间, 将其忽略。

(3) 忽略了一些对于分析影响较小的结构, 如用于冷却的油槽孔、铭牌等。

根据汽车减速器上箱体的形状特点, 采用实体单元。划分网格时, 采用计算精度更加高的六面体网格, 在部分区域使用五面体网格, 得到了比较规整, 质量比较高的网格, 共有18678个单元, 24 455个节点, 汽车减速器上箱体有限元模型如图2所示。

3汽车减速器上箱体模态分析

对汽车减速器上箱体进行模态分析, 获得其固有的动力学特性, 是进行频率响应分析的重要依据[6,7]。由模态分析的理论可知, 对汽车减速器上箱体进行模态分析就是求解该结构的固有属性 (固有频率和振型) , 是结构在无阻尼自由振动状态下的响应, 与外载荷无关。对于汽车减速器上箱体模态分析, 如果采用实际的边界条件, 能更准确地反映上箱体实际工作时的动态特性。上箱体是通过6个螺栓与下箱体连接的, 因此, 应约束6个螺栓对应节点的x、y、z方向3个平移自由度。

RADIOSS使用Lanczos法来求解模态频率和特征值, 在结构的动力响应中, 主要起作用的是低阶模态, 高阶模态对响应的影响较小。因此, 这里在进行模态分析时, 取减速器上箱体的前8阶固有频率进行分析。前8阶固有频率如表2所示, 振型如图3所示。

4汽车减速器上箱体频率响应分析

汽车在行驶过程中, 汽车减速器箱体受到来自车架的振动激励。因此, 利用直接法来计算减速器上箱体受到1 N简谐垂直力输入情况下的位移频率响应。在采用直接法进行频率响应分析时, 频率计算点的选取是影响分析准确性的关键因素[8]。根据上节模态分析前8阶固有振型图, 可以看出上箱体的振动薄弱环节, 所以还需进一步研究这些相对薄弱环节。前8阶变形比较大的节点为节点 (44462) 、节点 (47387) 、节点 (50768) 、节点 (52595) , 各点位置如图4所示。

频率响应通常会在固有频率附近呈现较大的峰值, 而在远离共振点的两侧, 响应又会快速衰减。这里进行减速器上箱体频率响应分析, 为了使频率响应更加准确, 在固有频率附近, 减小频率计算点的间隔, 而在远离固有频率的频段, 可以适当的放大计算点间隔, 以此来减少计算量。图5为各节点频率从0到2 500 Hz的位移频率响应图, 各节点位移频率响应图位移峰值对应的频率如表3所示。

可以看到频率响应的峰值与减速器上箱体的固有频率相对应, 说明了频率响应分析结果的合理性。从频率响应的位移分布来看, 节点52595的X、Z方向的峰值位移最大, 节点47387的Y方向的峰值位移最大, 必须指出的是因为这里施加的载荷为1 N的简谐垂直力, 所以位移只能表示相对的变形而不能理解为真实的位移, 对于局部位置的振幅偏大, 可以通过结构优化或者合理布置阻尼材料的方法来改进[9]。

5结论

本文利用Hyper Works软件平台, 对某汽车减速器上箱体进行了模态和频率响应分析, 得到如下结论:

(1) 位移频率响应的峰值点均与结构的整体或局部共振有关;

(2) 从位移频率响应分布中可知, 局部位置沿着某个方向的振幅比较大;

(3) 可以通过结构优化或者合理布置阻尼材料的方式来改善振动特性。

参考文献

[1]于印鑫.某型汽车变速器的动力学特性分析[D].沈阳:东北大学, 2010.

[2]田磊.汽车主减速器性能及其检测方法研究[D].杭州:浙江大学, 2007.

[3]姚立娟, 丁杰雄.汽车主减速器结构振动在线监测系统研制[J].噪声与振动控制, 2007, 27 (4) :54-57.

[4]欧贺国, 方献军.RADIOSS理论基础与工程应用[M].北京:机械工业出版社, 2013.

[5]隋旎.微型电动汽车减速器箱体振动与噪声辐射的研究[D].镇江:江苏大学, 2013.

[6]张少波, 李美.纯电动汽车减速器振动特性的模态分析[J].机械设计与制造, 2015 (4) :224-232.

[7]胡荣华.某高速减速器试验台架振动过大问题分析[J].船舶工程, 2014, 36 (6) :39-45.

[8]白雪.矿用挖掘机提升机构减速器动力学特性研究[D].长春:吉林大学, 2013.

[9]俞黎明.减速器箱体阻尼减振研究[D].哈尔滨:哈尔滨工程大学, 2010.

减速器箱体 篇2

关键词：ATB260,ANSYS Workbench,模态分析

0 引言

减速器箱体的传统类比、经验设计往往在强度、刚度等静力学特性方面给予很好的保证, 但是在其工作运转中的动力学特性不能有很好的预测。减速器箱体是一个弹性系统, 当受到外界激励的时候会产生振动现象, 那么在齿轮传动的过程中齿轮啮合接触瞬间会产生冲击, 这个冲击最终会通过轴及轴承传递到箱体上, 从而引起箱体的振动, 箱体振动反过来又会作用到轴和齿轮上, 影响齿轮的对中性及齿轮啮合精度, 齿轮啮合过程中严重受力不均, 将加速齿轮的磨损。当齿轮的啮合频率若是等同或者接近箱体的固有频率时, 整个减速器箱体就会产生共振现象, 使整个系统的振动更加严重, 同时也将产生很大的噪音, 加速系统的疲劳损害, 大大减小齿轮箱的寿命, 甚至造成重大事故, 影响工作生产, 造成巨大经济损失。

1 箱体的振源分析与计算

减速器在正常工作过程中, 振动激励可能来至于底座固定不紧、螺栓松动, 传动部件制造精度不良、部件相对位置装配不当等人为控制因素, 但是其主要振动激励一般来自于无法回避的齿轮啮合接触瞬间冲击, 已知该减速器最大输入转速为n1=1350r/min, 主动齿轮齿数z1=26, 则该减速器齿轮啮合频率为:

此啮合频率将成为减速器存在的主要共振激励隐患。

2 箱体模态分析

2.1 实体模型的建立及网格划分

本文利用三维建模软件SolidWorks对箱体进行实体建模, 并将对后续仿真分析精度影响不大, 但是严重影响分析计算速度的螺栓孔、倒角、窥视孔等局部小特征进行了简化;为了便于仿真分析的实施, 将上下箱体合并成一个独立的实体零件, 然后将零件导入到AN-SYS Workbench软件中进行网格的划分, 该箱体结构相对复杂, 网格单元适合选用对复杂结构适应性强的4节点四面体单元, 对于这类复杂结构, 通过比较分析, 最适合采用Solid187单元类型, 单元尺寸控制在约5mm以内。该减速器箱体材料属性如表1所示。

2.2 边界条件的确定及模态分析

鉴于本减速器安装的状况, 为了使箱体分析结果接近实际工况, 这里将对箱体下底面进行全约束。箱体结构的动态特性一般主要由其低阶模态所决定, 这里选择箱体结构的前4阶分析结果进行研究。在AN-SYS Workbench提供了7种不同的模态提取方法中, 选择适合本箱体特征的Block lanczos (分块兰索斯法) 进行求解。分析得到了前4阶箱体模态仿真结果如下图1所示, 前4阶振型特征描述如下表1所示。

2.3 结果分析

由振动稳定性的判断准则可知, 防止箱体发生共振现象应使箱体的固有频率和齿轮啮合频率错开。这里假设箱体的固有频率为fr, 激振源 (齿轮的啮合频率) 为f, 那么一般应满足f<0.85fr或f>1.15fr;由上述计算与仿真结果知f=585Hz, fr主要处于210~420Hz之间, 满足上述条件, 该齿轮箱体将不会发生共振现象。

3 结论

由上述激励振源的激励频率与仿真结果得到的箱体固有频率相比较得知, ATB260减速器箱体不会发生共振现象。观察振型图可知该箱体主要表现为局部的弯曲振动, 其中箱体中间锥齿轮的输入端轴承座及上箱盖为主要的变形部位, 应适当加强, 尤其是中间锥齿轮的输入端轴承座部位, 变形将直接影响齿轮的传动的稳定性, 该轴承座上端由于结构限制处于悬空状态对振动的抵抗较弱, 因此该部位应该引起重视, 可考虑加厚或者在两侧增加肋板的方式增强支撑。

参考文献

[1]张晋伟.4125A型柴油机曲轴结构有限元动力分析[D].西安:西北农林科技大学, 2009.

[2]刘宏梅.大功率矿用减速箱体优化设计[D].阜新:辽宁工程技术大学, 2006.

[3]尹跃峰.新型盘辊破碎机的研制及其关键部件特性研究[D].郑州:郑州大学, 2013.

矿用减速机箱体的改进设计分析 篇3

1 原设计方案的三维造型

根据用户提供的图纸，使用三维CAD软件MDT建立了该箱体三维原型。图1是该箱体三维简化模型图。由于吊环等对有限元分析影响很小，故在造型时已予忽略。

2 箱体所受的载荷

根据该机构的输入功率，输入转速以及传动齿轮的几何参数，按输入轴顺时针旋转方向进行分析，得到了此种工况下箱体各轴承座上的受力结果。由于设计中采用了“人”字型齿轮，故而轴承座只受径向载荷，没有沿齿轮轴轴向载荷。为了在本文今后叙述的方便，现将箱体轴承座作如下定义(见图2)。

表1是箱体受力结果。其中各轴承座的坐标取向为：以轴承座圆心为原点，以图二为参考，向右为x轴方向;向上为y轴方向。

3 有限元分析模型及网格

采用ZRCAE3.0的三维实体单元，在MDT中建立该箱体三维模型的基础上，用自动剖分网格的技术，建立了有限元分析模型。其中箱体上所受的载荷采用第2节的结果，材料采用图纸指定的材料，并在箱体底座下平面固定地脚螺栓处实施固定约束。图3是箱体有限元分析的网格图，在该模型中共有11338节点39043个单元。

4 原设计总体有限元分析结果

经计算，原设计的合成位移变形云图如图4所示。其中箱体底座刚性较好。上盖刚性较差。最大变形位于图2中A3轴承座上方受力处附近，其合成位移量值为7.6254×10-2mm。上盖中位于轴承座A3及B3上方的区域整体刚性较差，其合成位移均值为4.1×10-2mm左右。

原设计的等效应力云图如图5所示，整个箱体应力水平都较低，最大应力为52.211Mpa。

5 设计改进方案

原设计应力分析及刚度分析表明：上盖刚度不足。究其原因，主要是轴承座刚度不够引起的。

有以下几处应该修改：

1) A3、B3轴承座外环半径过小，而该处又是最大位移和刚度薄弱区，故而外环半径尺寸应该加大;

2)原设计上下箱体合缝处板厚不够，影响刚度;

3) A4、B4轴承座原设计中，轴承座纵向截面尺寸向法兰边变化太快，影响刚度，此外，原设计中还有一些不尽合理之处。

箱体改进设计的技术方案：

考虑到箱体强度、受力状况以及焊接工艺的要求，对箱盖口进行解体剖分，提出了箱盖口解体的方位、结构、螺栓连接的位置、焊接坡口形式和焊接工艺要求的技术方案。同时，针对箱体(特别是上箱体)变形较大的问题，对箱盖口进行改进设计，在条件许可的范围内，尽可能提高箱体的强度和刚度，以降低箱体变形的程度。

减速机上、下箱体的箱盖口应同时改进，以增加箱体强度刚度，也为了整体减速机外观的协调、一致和美观。箱盖口结构改进后，上、下箱体相关的部件尺寸应相应改变，以保证整体尺寸的统一。

下面是对箱盖口改进设计的几点说明：

1)盖板厚度由原42mm改变为50mm，由于轴承座上受力较大，在各轴承座之间厚度在不影响安装连接的条件下尽可能加厚，以减小因轴承座变形而导致箱体的变形。

2)第三轴轴承座外环半径R350改变为R380，第三轴轴承座受力较大，外环与内环差别较小，故加大外径。

3)各轴承座之间增加30mm的筋板，主要是提高轴承座的刚度。

4)第一轴轴承座左边宽度加宽31mm，主要是从焊接工艺角度考虑的。

5)第四轴轴承座右边结构作了改进，螺栓位置也作了调整，主要是从轴承座刚度和焊接工艺角度考虑的。

6 设计改进后有限元分析结果

6.1 修改设计后的三维造型

根据修改方案，将原设计三维模型修改成图6所示实体。在这个造型中只修改了轴承座附近的细节，其余尺寸均按原设计绘制。

6.2 修改设计后的有限元模型

修改设计后的三维实体，经采用ZRCAE3.0软件中的自动建模功能，获得的有限元模型如图7所示，在该模型中共有节点11924个，单元41323个。

6.3 改后模型的计算结果

图8是改进设计后的合成位移变形云图。图中最大变形处依然在A3轴承座上方受力处附近，其量值为6.9464×10-2mm。上盖中位于A3B3轴承座上方的区域是刚度薄弱区其平均合成位移在3.5×10-2mm左右。

图9是改进设计后的等效应力云图。从图中可以看到整个箱体应力水平很低，其最大等效应力值为45.958Mpa。

7 结论

通过分析计算可知，原设计箱体应力水平较低，上盖刚度不够。改进设计后刚度增强约15%，应力大小也有所下降。据用户反馈的信息得知改进后的产品性能得到很大的提高。

参考文献

[1]机械设计手册编委会.机械设计手册 (新版) [M].北京:械工业出版社, 2004.

[2]齿轮手册编委会.齿轮手册[M].北京:械工业出版社, 2004.

[3]陈国威.机械工程手册[M].北京:械工业出版社, 1995.

变速器箱体常见损伤的检查与维修 篇4

1变速器箱体损伤检查

1.1箱体变形

由于受检测仪器的限制,在修理中往往忽视对变速器箱体变形的检验。实际上,由于变速器箱体变形所造成某些部件相互位置关系的破坏,对变速器修理质量的影响很大。特别是变速器箱体轴承座孔轴线平行度的破坏,会显著降低变速器的使用寿命,因此,大修时必须对各轴承座孔中心线不平行度进行检验。

变速器一、二轴与中间轴座孔中心线的不平行度应不大于0.02 mm;中间轴与倒挡轴的不平行度应不大于0.03 mm。检查时,对于三轴式变速器要用专用量具检查:①上下两孔轴线间的距离;②上下两孔轴线的平行度;③上孔轴线到上平面间的距离;④前后两端面的平面度。两轴式变速器箱体由前、后两部分组成,其变形要检查输入轴与输出轴的平行度,及前后箱体接合面的平面度,超过规定时要进行修复。

变速器箱体不垂直度对变速器的工作影响也很大,修理时也应进行检验。变速器箱体不垂直度(有时用端面跳动代替)的检验方法较简单。检查前,要先把上平面修磨平整作为基准面,然后把箱体倒置在平板上,在变速器箱的前、后端面处用直角尺靠在平板上,若直角尺不能完全贴合或有缝隙,说明有不垂直度,应进行修理。

变速器箱体和盖(或与飞轮箱)接合平面翘曲不平时,可用平板或两者扣合在一起用塞尺检查。

1.2轴承安装孔或轴承座安装孔磨损

轴承与轴承座安装孔一般不易产生磨损,当轴承间进入脏物使滚动阻力增大时,轴承外围可能相对座孔产生转动,引起轴承安装孔磨损;轴承座固定螺栓松动而使轴承座产生轴向振动时,也会引起安装孔的磨损。轴承座孔磨损后,将使齿轮轴线偏移和两轴线不平行,轴承外圈的轴向定位变坏,直接影响变速器输入、输出轴的相对位置,影响齿轮的正常工作,造成齿轮发响、跳挡等一系列故障。一般轴承安装孔配合间隙超过0.05 mm,轴承座安装孔配合间隙超过0.10 mm时,应予修复,否则会影响齿轮轴的工作稳定性。其磨损量的测量同一般孔类零件。

1.3箱体裂纹及螺纹孔损坏

箱体裂纹多为制造缺陷。有时亦为工作时受力过大或维修操作不当所致;螺纹孔损坏一般是由于装配不当造成的。检验裂纹可用无损探伤,较简单的方法是箱体内盛满煤油,静置5 min后观察有无外渗,亦可用敲击法判断,但不易查找裂纹的部位;螺纹孔损坏一般用感觉法检验。

2变速器箱体的维修

2.1箱体变形的修整

上平面平面度误差较小时,可将其倒置于研磨平台上用气门砂研磨修整;平面度误差较大时,应以孔心线定位进行磨削修整,以保证磨修后两者间的平行度。当孔心距及孔心线间平行度超限时,可用搪削加工法进行修整,搪后镶套最后加工,以恢复各孔间的位置精度及尺寸精度。

2.2轴承与轴承座安装孔的维修

轴承孔与轴承座安装孔磨损较小时,可用机加工法去除不均匀磨损,用刷镀法恢复配合。孔磨损较大时可用镶套法修复孔径。镶套时过盈量可取0.005~0.25 mm,为可靠起见,应在套与基体接缝处钻孔攻丝,拧入止动螺钉。钢套壁厚3.5 mm,其孔径最后加工尺寸应保证与轴承或轴承座的正确配合及各孔间的位置精度。一般孔与轴承为过渡配合,与轴承座为小于0.09 mm的间隙配合;孔径加工时一般先选用磨损较小的孔径为基准加工上平面,再以上平面为基准加工各孔径。为保证孔间中心距、同轴度及平行度,可用精加工搪模在搪床或改装的车床上搪削。无搪模时亦可在卧式搪床上进行,但须用试加工、测量及计算等方法算出中心距及平行度,并据此调整搪杆再行搪孔。对于座孔磨损到极限,而又没有条件来修理座孔的,可以采用电镀轴承外圈来加大外圈直径,或用尼龙喷涂、环氧树脂粘补等方法,将轴承外圈牢固地装于座孔内。

2.3箱体裂纹及螺纹孔的修复

箱体裂纹发生在箱壁但不连通轴承座孔时,裂纹两端钻止裂孔,加工被补部位并涂胶粘剂,放上补板用螺钉固定,或者用点焊方法焊牢。当裂纹连通轴承或轴承座安装孔时,为可靠起见以更换新件为宜。螺纹孔损坏后的维修可采用维修尺寸法或镶过渡螺塞法。

2.4变速箱球节座及拨叉轴轴孔的检修

球节座孔通常是与变速杆球节装合在一起,球节露出部分的高度大于球高的1/3或下陷量大于4 mm,应堆焊修复或更换。变速拨叉轴与轴孔的配合间隙一般为0.04~0.20 mm,磨损超过极限时,可采用镶套法修复、更换变速箱盖或拨叉轴。

摘要：变速器中的所有零件都直接或间接地安装固定于变速器箱体上。变速器箱体的质量决定着变速器总成的工作性能及使用寿命。对变速器箱体变形、轴承安装孔或轴承座安装孔的磨损、箱体裂纹及螺纹孔损坏等的检查及维修方法进行了详细地介绍,以提高变速器箱体的大修质量。

减速器箱体 篇5

减速箱前端盖为长方体不规则零件, 端盖上方两端各有倾斜凸出的加油孔和油尺孔两部分。该工艺要求对减速箱体与端盖之间连接面进行精加工, 保证相互间的平行度和光洁度符合图纸设计要求, 同时在箱体和前端盖螺栓连接装配时, 紧固螺栓时应受力均匀, 并涂抹密封胶, 加密封垫, 避免结合面漏油。

箱体结合面的铣削加工为第一道主工序, 也称为原始基准。通过加工后的原始基准, 进行输入和输出传动轴的加工。确保它们都在一个水平基准内, 因此该基准要求严格, 工件的定位和夹紧及切削受力都要求较高。初次找正、找平、繁琐复杂, 对不规则又偏重的减速机前端偏盖, 制作夹具相应来说也比较困难。其立体图如图1所示。

加工工序分析

2 第一道工序:

前端盖结合面的加工, 必须采用等高垫铁找平, 并通过夹具夹紧后, 经检测符合加工要求标准后方可加工。结合面加工完成第一道工序后, 可更换小盘刀具继续加工内部输出轴通孔和输出轴盲孔的加工。

第二道工序:可将翻转工件180度, 使用加工后的端盖结合面为原始基准, 对工件外表面进行输入传动轴法兰口的平面加工。

第三道工序:为倾斜凸出的加油孔和油尺孔的铣削和螺纹加工。因被加工减速机端盖的加油孔和油尺孔都处在箱体上方。需对其进行不同角度的旋转, 并保证垂直、正负角度定位正确、受力均匀等条件, 故需要设计出一个即能保证不同角度的变换。同时还要保证工件夹装时和工作台垂直的夹具来。

本人建议第三道加工方案利用普通铣床加工, 可大大简化加工难度, 避免制作两种不同的正负角度夹装工具。也便于实现工序程序化。

3 前端盖夹具的受力分析

确保原始水平基准找正简单准确, 采用等高定位块托起前端凸凹不平面。为减少定位块过多, 找正、找平困难, 采用三点定位法。但减速箱前端盖为不规则零件, 偏重、定位点外形受到限制等多种不利因素, 不得不增加多点辅助水平定位块来支撑。

如图2所示, 红色为不规则被加工零件, 夹紧块与相对的气缸夹紧块组成三点一面来定位, 考虑气缸对面夹紧块薄弱又增加夹紧筋板支撑。同时考虑到铣刀由一端如刀, 切削力较大, 防止被加工件另外一端受力窜动和往上撅起不利因素, 在入刀点的对面进行较大面积的固定和夹紧, 使其水平面内完成这两个自由度的约束。

定位块共分10块。它们分别是:气缸夹紧块、夹紧定位块、辅助支撑块三种。如图3定位块布置俯视图。

气缸夹紧块2和3是夹紧被加工的不规则箱体端盖使用的, 夹紧定位块1和2、3组成三点一面的定位结构。考虑夹紧块1薄弱又增加夹紧筋板支撑6、7、8、9为切削受力定位块, 其作用是防止两端切削受力时工件前后移动。4、5、10为辅助支撑块, 其作用是在上料、装夹工件时, 因工件两端因偏重倾斜不能水平定位, 故在凸起两端又添加了辅助支撑块。

4. 夹具制作

根据以上分析, 对夹具进行制作, 选择的夹具为高精压铸铝合金材料, 箱体壁厚最大为8mm。为防止夹紧力过大变形, 采用厚度为20—25mm的钢板为加工零件的定位模板。钢板上下两平面经平面磨床加工平行后与机床工作台固定。定位块采用200×200×25mm的钢板, 四面经平面磨床加工后, 用线切割分为等高10块, 按照图示受力分析的布置方案垂直地焊地接在钢板底座上, (焊接时采用间断式点焊, 以免局部受热变形。同时确保各定位块垂直、平行于钢板和被加工零件, 保证三者的都处同平行面内。检测时可用水平仪和平尺配合, 要求精度在0.01—0.02mm范围内。)

通过以上分析和以往的工作经验, 本人认为这种选择是合理并符合基准找平标准的, 被加工零件的初次基准面的选择也是符合材料性能要求的。

5. 气动夹具的确定与工件装、卸的确定

微型气缸安装在被加工的表面处, 由旋转轴的台阶确定气缸高度 (基本上略高于工件一点) 。气缸可以通过自身的旋转轴进行旋转, 它由钢板后面的180度的挡块来限制松开和夹紧两个位置。工件加装时, 拨动气缸并旋转到夹紧挡块规定位置上, 启动气源进入夹紧状态, 零件加工完成后, 关闭气源松开夹紧板, 向反方向拨动气缸转动180度, 取出工件。如图红色线条表示松开和夹紧的两点具体位置。如图4二维线框图所示。

结束语

本文所设计的夹具制作方法简单简单、成本低廉, 受力均匀合理。可以在工作台定位点 (入刀点) 不变的情况下迅速装夹, 也可分组按每台机床加工不同工序来加工。大大提高机床操作手的难度, 尤其是可以把复杂的加工程序变为简单化, 在实施过程中取得良好的效果。

参考文献

[1]王艺树.基于实例的机床夹具设计系统及其夹具库的研究与开发[D].重庆:重庆大学, 2009-4-1.

[2]王玉峰.组合式凸焊机焊接固定夹具[P].中国专利:201020260439, 2011-01-1.