汽缸盖加工工艺及夹具设计论文正文

汽缸盖加工工艺及夹具设计论文正文内容摘要：

2D － 2 mm 西南科技大学毕业设计（论文） 第 13 页 续表 31 定位简图 计算项目 计算公式或推荐数值 计算结果 削边销与基准孔的最小配合间隙 2 1222 ( )2L x L gbD    2D －基准孔最小直径； 1 — 圆柱销与基准孔的配合间隙 1222 ( )2L x L gbD    = 2 4( 5 )   = 削边销的直径 2d 2 2 2dD  公差按 h6 选取 02 2 2 0 .0 1 11 2 .4 8d D m m    3． 3． 2 定位误差的计算 设两孔的直径分别为 11DTD 、 22DTD ，孔距为DLLT；两定位销直径分别为11ddT ， 22ddT ， 销距为 dLLT ；圆柱销与孔的最小和最大配合间隙分别为1min 、 1max ，削角销与孔最小和最大配合间隙分别为 2min 、 2max。 则 “ 1”孔中心线在 x、 y 方向的最大位移为：    11 d 1 m i n 1 m a x1 x 1 y 0 . 0 1De e T T m m       定 定 “ 2”孔中心线在 x、 y 方向的最大位移为： 西南科技大学毕业设计（论文） 第 14 页    2 x 1 x 2 0 . 0 1 2 0 . 0 2 5 0 . 0 6DLe e T     定 定 mm   22 d 2 m i n 2 m a x2y 0 . 0 2De T T      定 mm 两孔中心连线的角向定位误差为 41 m a x 2 m a x 0 .0 1 0 .0 2ta n 0 .6 1 0450L        以上定位误差都属于基准位置误差，因 为 0e 不。 3． 3． 3 切削力的计算 导管孔采用钻→扩→铰的工艺加工，在加工过程中，钻削时的切削用量最大，切削力也是最大，因此在螺栓校核过程中按钻削时的切削力计算。 由《金属机械加工 工艺人员手册》 [10] 可查得，钻削加工时： 轴向力 df [N ] （ 31） 扭矩 2 d f [Nmm ] （ 32） 其中 f —— 进给量 [mm/r]， d —— 加工孔直径 [mm]。 取 /f mm r ， 36d mm （加工空尺寸为 ，为下面的工序留加工余量 ），由式（ 31）和（ 32）得 0 . 8 0 . 84 2 5 4 2 5 3 6 0 . 2 4 2 2 1 . 3N d f      [N ] 2 0 . 8 2 0 . 8 42 1 0 2 1 0 3 6 0 . 2 7 . 5 1 0M d f       [Nmm ] =75 [Nm ] 由于采用四动力头组合机床单边四孔同时加工工艺，所以总的轴向力和扭矩分别为 4  [N ] 4 300MM [Nm ] 西南科技大学毕业设计（论文） 第 15 页 3． 3． 4 螺栓强度校核 从夹具的结构图中可以看出，由于倾斜布置的顶板，顶板与支承件、支承件和夹具体都是 靠螺栓联结。 为了保证加工过程安全可靠的进行，顶板的联结螺栓必须满足一定的强度。 下面就对联结顶板的螺栓进行强度校核 [11] ，并作出详细计算。 当螺栓只受横向力 R （ x 方向）时，单个螺栓的预紧力为 fKRF zm （ 33） 式中 fK —— 可靠性系数  —— 结合面间摩擦系数 z —— 螺栓个数 m —— 结合面对数 查《机械设计 》 [11] 可得，  ，  ， 8z ， 1m。 对顶板受力分析 如图 34，可知，横向力 ( ) sin 16R N G ，代入式 （ 33）得 ( ) s in 1 6fK N GF zm  （ 34） 而 G G G工 件 顶 板， N —— 切削的轴向力。 图 34 顶板受力分析图 西南科技大学毕业设计（论文） 第 16 页 （ 1）、工件（气缸盖）重力 G工 件 的计算 工件体积（根据气缸盖的结构形状估算） 31 493 167 188 103v      工 件 [ 3m ] 则 337 . 8 1 0 9 . 8 5 . 2 1 0 3 9 7 . 5Gg        工 件 工 件 [N ] （ 2）、 顶 板重力 G顶 板 的计算 顶板的体积 32 0 8 5 0 0 1 6 2 8 4 5 2 0 4 2 8 4 5 1 6 4 2 . 3 1 0v             顶 板 [ 3m ] 则 337 . 8 1 0 9 . 8 2 . 3 1 0 1 7 5 . 8Gg        顶 板 顶 板 [N ] 因此， 39 7. 5 17 5. 8 57 3. 3G G G    工 件 顶 板 [N ] 由 公式（ 34） 得，单个螺栓的预紧力  ( ) s in 1 6 1 . 2 1 6 8 8 5 . 2 5 7 3 . 3 s in 1 6 7 2 0 1 . 60 . 1 8 1fK N GF zm     [N ] 当螺栓只受转矩 M 作用时，受力分析 如图 35 所示 ，则单个螺栓受预紧力为 81fiiKMFr   （ 35） 式中 fK —— 可靠性系数  —— 结合面间摩擦系数 M —— 切削时的转矩 fK 、  的取值同上。 将各参数值代入公式 （ 35）， 得 西南科技大学毕业设计（论文） 第 17 页 图 35 顶板转矩受力图 88111 .2 3 0 0 13500 .1fiiiiKMFrr    [N ] 由此可知，在切削过程中，螺栓所受的预紧力的合力为 7 2 0 1 . 6 1 3 5 0 8 5 5 1 . 6F F F      [N ] 联结螺栓的强度计算应按照“受横向工作载荷作用的紧螺栓”计算（即与不受任何工作载荷的紧螺栓计算相同）。 因此，根据《机械设计》 [11] 可知，螺栓小径必须满足的条 件为  1 4  （ 36） 根据《机械设计》 [11] 表 和表 得，螺栓公称屈服极限 240s MP  ，安全系数  （控制预紧力时），则许用应力为   240 1 8 4 .6 21 .3s MPS   ， 代入 公式 （ 36）得  1 4 1 .3 4 1 .3 8 5 5 1 .6 8 .7 53 .1 4 1 8 4 .6 2Fd      mm 西南科技大学毕业设计（论文） 第 18 页 此值小于 M12 的普通螺栓的小径，故螺栓强度足够。 支承件与夹具体的联结螺栓也应按照此方法进行校核。 3． 3． 5 夹紧力的计算 为了使工件加工时在切削力、惯性力、重力等外力作用下，仍然保持已经定好的位置，在夹具上须设夹紧装置，对工件产生适当的夹紧力。 设每一个压板给工件的压力为 N ，摩擦力为 f ，查《金属机械加工工艺人员手册》 [10] 得，工件与压板间的摩擦系数为 。 工件受力如图 36 所示，平衡条件为 4M fr （ 37） 则 375 4 90 10Mf r    [N ] 所以 2 0 8 .3 1 0 4 1 .50 .2fN     [N ] 取安全系数为  ，则 2 .5 1 0 4 1 .5 2 6 0 3 .7 5N K N     [N ] 图 36 工件受力图 对压板的受力分析 如图 37 所示 ，对 O 点取矩，有 12Nl Ql （ 38） 西南科技大学毕业设计（论文） 第 19 页。