第一篇：proe四連桿機構建模分析

四連桿機構

在proe中建立如下尺寸基座

建立如下尺寸連桿00

建立如下尺寸連桿01

建立如下尺寸連桿02

對四連桿機構進行裝配，連桿00與基座銷釘連接與連桿01銷釘連接，連桿01與連桿02銷釘連接，連桿02與基座平面連接

點應用程序選項打開機構，四連桿裝配變為下圖

點伺服電動機選項，按下圖添加伺服電動機運動軸

按下圖添加輪廓

點分析選項，按下圖輸入參數，點運行

下圖為某一刻運動圖

點測量結果選項，如下圖點新建

按下圖選測量加速度，點確定

按下圖選測量選項，點繪圖

分析結果如下

第二篇：四連桿機構運動分析

游梁式抽油機是以游梁支點和曲柄軸中心的連線做固定桿，以曲柄，連桿和游梁后臂為三個活動桿所構成的四連結構。1.1四連桿機構運動分析：

圖1

復數矢量法：

為了對機構進行運動分析，先建立坐標系，并將各構件表示為桿矢量。結構封閉矢量方程式的復數矢量形式：

l1ei?1?l2ei?2?l3ei?3?l(1)應用歐拉公式ei??cos??isin?將(1)的實部、虛部分離，得 l1cos?1?l2cos?2?l4?l3cos?3??

(2)l1sin?1?l2sin?2?l3sin?3?由此方程組可求得兩個未知方位角?2,?3。

解得

tan(?3/2)?(B?A2?B2?C2)/(A?C)

(4)當要求解?3時，應將?2消去可得

222l2?l3?l4?l12?2l3l4cos?3?2l1l3cos(?3??1)?2l1l4cos?

1(3)?2?arctanB?l3sin?

3(5)A?l3cos?3A?l4?l1cos?1其中：B??l1sin?12A2?B2?l32?l2C?2l3

(4)式中負號對應的四連桿機構的圖形如圖2所示，在求得?3之后，可利用(5)求得?2。

圖2 由于初始狀態?1有個初始角度，定義為?10，因此，我們可以得到關于?1??10??t，?是曲柄的角速度。而通過圖形3分析，我們得到OA的角度???3?因此懸點E的位移公式為s?|OA|??，速度v?dvd2sd2?a??2?|OA|2。

dtdtdt?2??10。

dsd??|OA|，加速度dtdt

圖3 已知附錄4給出四連桿各段尺寸，前臂AO=4315mm，后臂BO=2495mm，連桿BD=3675mm，曲柄半徑O’D=R=950mm，根據已知條件我們推出|OO'|?|O'D|?|OB|?|BD|違背了抽油系統的四連結構基本原則。為了合理解釋光桿懸點的運動規律，我們對四連結構進行簡化，可采用簡諧運動、曲柄滑塊結構進行研究。

1.2 簡化為簡諧運動時的懸點運動規律

一般我們認為曲柄半徑|O’D|比連桿長度|BD|和游梁后臂|OA|小很多，以至于它與|BD|、|OA|的比值可以忽略。此時，游梁和連桿的連接點B的運動可以看為簡諧運動，即認為B點的運動規律和D點做圓周運動時在垂直中心線上的投影的運動規律相同。則B點經過時間t時的位移sB為

sB?r(1?cos?)?r(1?cos?t)其中?是曲柄轉角；

?曲柄角速度； t時間。

因此，懸點A的位移sA?|OA||OA|'sB?|OD|(1?cos?t)|OB||OB| A點的速度為

?A?A點的加速度為

dsA|OA|'?|OD|?sin?t dt|OB|aA?d?A|OA|'?|OD|?2cos?t dt|OB|

圖4

圖5

圖6

1.3 簡化為曲柄滑塊結構的選點運動規律

由于簡諧運動只能在不太精確的近似計算和分析中應用，而在實際中抽油機的曲柄/桿長值不能忽略不計，特別是沖程長度較大時，忽略會引起很大誤差。把B點繞游梁支點的弧線運動看做直線運動，則四桿運動可被簡化為圖所示的曲柄滑塊運動。

??0時，游梁與連桿的連接點B在B’點，為距曲柄軸心最遠的位置，相應于懸點A的下死點。??180時，游梁與連桿的連接點B在B’’點，為距曲柄軸心最遠的位置，相應于懸點A的上死點。因此，我們有|O'B'|?|BD|?|OD'|，|O'B''|?|BD|?|OD'|，B點的最大位移sB?2|O'D|。

B點在任意時刻的位移sB為

sB?|BB'|?|O'B'|?|O'B|?1?|O'D|?|O'B|

在?O'DB中有：

'|O'B|?|OC|?|BC|?|O'D|cos??|BD|cos?

則

sB?|BD|?|O'D|?|O'D|cos??|BD|cos? ?|OD|[1?cos??'1?(1?cos?)]

|O'D|式中??。

|BD|通過轉化分析，我們得到B點的位移：

sB?|O'D|(1?cos???2sin2?)

則sA為

sA?sB|OA|?|OA|?|O'D|(1?cos??sin2?)|OB|2|OB|速度?A為

?A?dsA?|OA|??|O'D|(sin??sin2?)dt2|OB|加速度aA為

aA?

d?A|OA| ??2|O'D|(cos???cos2?)dt|OB|

2?2u(x,t)?u(x,t)2?u(x,t)?a?c 22?t?x?ta是波動速度英尺/秒；

c是阻尼系數，1/秒； t是時間，單位是秒；

x是在無限制桿離光桿之間的距離，單位是英尺；

u(x,t)抽油桿離平衡位置的位移。

c????2L

?無因次阻尼；

L?x1?x2?...xm桿的總長度(英尺)。

4.42?10?2L(PRhp?Hhp)T2 ??2(A1x1?A2x2?...?Amxm)SPRhp光桿馬力；

Hhp液壓泵馬力； T抽運周期；

A1,A2,...,An每個桿的面積； x1,x2,...,xm桿的區間長度；

S桿的負載。

D(?t)?L(?t)?Wr??02???ncosn?t??nsinn?t

n?1?和

U(?t)??02??vncosn?t??nsinn?t

n?1??是角速度；

D(?t)動態光桿負載函數； L(?t)總負載函數；

Wr流動的桿重；

U(?t)光桿的位移函數。

?2?D(?t)cosn?tdt,n?0,1,2,...,n??0

?2?D(?t)sinn?tdt,n?0,1,2,...,n1?n??0?1?n?把???t得

1?n??2?D(?)cosn?dt,n?0,1,2,...,n ?0???2?p,p?0,1,2,...,K KD2?p?DD K對于一個數學例子，?是個離散變量

采用簡單的標記

我們可以用梯形公式寫出

?????2n??0??2n??1??2n??1??2n??2?Dcos?DcosDcos?Dcos112??0??????????KKKK????????????...??1???2??22?????1n???K?2n??(K?1)??2n??K??Dcos?Dcos??K?1K??????KK??????????2?????

因此，我們可以得出

1?n?DKcos(2n?)2?D0cos0?2n????2n??2?。?Dcos?Dcos?...?12??????K?22?K???K?對于周期函數，由于cos0?cos2n?，則我們得到D0?Dk，即

2K2n??p??Dcos,n?0,1,...,n ?1npKp?1K同樣得到其他傅里葉展開系數

2K2n?p??Dsin,n?1,2,...,n ?1npKp?1K2K12n?p??Usin,n?0,1,...,n ?1npK1p?1K12K12n?p??Usin,n?1,2,...,n ?p1nK1p?1K1通過分離變量法求解，得到特征根的形式

?n???n?i?n

其中

2n??c??n?1?1??? a2?n??和

2n??c??n??1?1???

a2?n??通過變化分析，我們得到

????D(?t)?EA?????(kn?n??n?n)cosn?t??(kn?n??n?n)sinn?t?

n?1n?1??因此，我們有充分的利用定義新的常數

?n?EA(kn?n??n?n),n?0,1,2,...?n?EA(kn?n??n?n),n?1,2,...?0?2EA??

通過上述方程我們得到

kn??n?n??n?n,n?1,2,3,...2EA(?n??n2)?n?通過上面一系列的推導，我們得到

?n?n??n?n,n?1,2,3,...2EA(?n??n2)?u(x,t)??02EA??02??(On(x)cosn?t?Pn(x)sinn?t)

n?1其中

On(x)?(kncosh?nx??nsinh?nx)sin?nx?(?ncosh?nx??nsinh?nx)cos?nx Pn(x)?(knsinh?nx??ncosh?nx)sin?nx?(?nsinh?nx??ncosh?nx)sin?nx

根據胡可定理，力F(x,t)可以被計算為

F(x,t)?EA因此，我們得到

?u(x,t)?x???0?'F(x,t)?EA???(On(x)cosn?t?Pn'(x)sinn?t)?

?2EAn?1?其中

???'On(x)??nsinh?nx?(?n?n??n?n)cosh?nx?sin?nx??EA?

??n?cosh?x?(?????)sinh?xnnnnnn?cos?nx?EA??和

???Pn'(x)??ncosh?nx?(?n?n??n?n)sinh?nx?cos?nx??EA?

??n?sinh?x?(?????)cosh?xnnnnnn?sin?nx?EA??工程量的遞歸計算

j?10v?j?0xjEAj?j?0

j?1nj?1v?jOn(xj)

?n?jPn(xj)j?1j?1j?1?0?j?0'?n?EAjjOn(xj)

?n?EAjjPn'(xj)

j?1j?1kn??n?n?j?1?n?n2EAj?1(?n??n2)j?1?n?n?j?1?n?n??j?1n2EAj?1(?n??n2)

j?1On(xj?1)?(j?1kncosh?nxj?1?j?1?nsinh?nxj?1)sin?nxj?1?(j?1?nsinh?nxj?1?j?1?ncosh?nxj?1)cos?nxj?1j?1Pn(xj?1)?(j?1knsinh?nxj?1?j?1?ncosh?nxj?1)cos?nxj?1?(j?1?ncosh?nxj?1?j?1?nsinh?nxj?1)sin?nxj?1

?j?1?n?sinh?nxj?1?(j?1?n?n?j?1?n?n)cosh?nxj?1?sin?nxj?1?j?1O(xj?1)??EA???j?1?'n?j?1?n? ?cosh?nxj?1?(j?1?n?n?j?1?n?n)sinh?nxj?1?cos?nxj?1?EAj?1???'j?1n?j?1?n?P(xj?1)??cosh?nxj?1?(j?1?n?n?j?1?n?n)sinh?nxj?1?cos?nxj?1?EA???j?1?

??? ?j?1nsinh?nxj?1?(j?1?n?n?j?1?n?n)cosh?nxj?1?sin?nxj?1???EAj?1?此處，j?1,2,...,m?1,n?1,2,...,n。因此，泵的位移和負載用下列公式計算

u(xm,t)?m?02EAmxm?m?02??(mOn(xm)cosn?t?mPn(xm)sinn?t)

n?1nn?m?0?'F(xm,t)?EAm???(mOn(xm)cosn?t?mPn'(xm)sinn?t)?

?2EAmn?1?上沖程懸點靜載荷

由于游動閥關閉，懸點靜載荷主要包括柱塞上、下流體壓力及抽油桿柱重力。

1)抽油桿柱在空氣中的重力：

Wr?ArgLp?r

式中：

Wr抽油桿柱在空氣中的重力，KN； Ar抽油桿截面積，m2；

?r抽油桿密度，t/m3；

g重力加速度；

Lp抽油桿柱長度 2)泵排出壓力

p0?pt?LP?Lg

式中：

pt井口壓力，kpa

?L液體密度

3)吸入壓力

上沖程時的沉沒壓力導致井內液體流入泵中，此時液流所具有的壓力即吸入 壓力，此壓力作用在柱塞底部，產生的載荷方向向上：

pt?ps??pr

式中：

ps沉沒壓力，kpa；

?pr流體通過泵入口設備產生的壓力降，m。

將以上三個力綜合可得出上沖程的靜載荷：

Wup?Wr?p0(Ap?Ar)?ptA ?Wr?W?(pt?pc)Ap?ptAr''L

由于上沖程時井口回壓與套壓造成的懸點載荷方向相反，故可近似為相互抵消，因此上沖懸點載荷可簡化為下式

Wup?Wr'?WL'

下沖程懸點載荷

下沖程時，游動閥打開使得柱塞上下的液體連通，抽油桿柱受到向上的浮力作用。因此，下沖程時抽油桿柱在液體中的重力等于自身重力減去浮力。而液柱荷載通過固定閥作用在油管上，不作用在懸點上。所以下沖程懸點載荷為：

Wdown?Wr'?ptAr

迭代計算

通過分析我們知道，計算阻尼系數必須預先知道泵功圖，但是要知道泵功圖必須預先知道阻尼系數，故采用迭代法解決這個問題，首先，先給一個任選一個初值c0，根據c0求泵功圖，再用式子求c0。

第三篇：連桿機構的建模、分析與加工

連桿機構的建模及連桿的加工與分析

第一部分：構建連桿機構的三維實體模型 1.1 連桿機構零件的繪制

（1）單擊【新建】按鈕，新建一個零件文件。

（2）選取前視基準面，單擊【草圖繪制】按鈕，進入草圖繪制，繪制草圖。（3）單擊【拉伸凸臺/基體】按鈕，出現【拉伸】屬性管理器，在【終止條件】下拉列表框內選擇【兩側對稱】選項，在【深度】文本框內輸入加工深度，單擊【確定】按鈕。

（4）單擊【拉伸切除】按鈕，出現【切除-拉伸】屬性管理器，在【終止條件】下拉列表框內選擇【完全貫穿】選項，單擊【確定】按鈕，得出零件1連桿的視圖，如圖1.1所示：

圖1.1 零件1連桿

用同樣的方法，得出其他零件視圖： 零件2，如圖1.2所示

圖1.2 零件2

零件3 如圖1.3所示

圖1.3 零件3

零件4如圖1.4所示

圖1.4 零件4

零件5如圖1.5所示

圖1.5 零件5

1.2 連桿機構裝配圖的繪制

將以上五個零件進行裝配，得到連桿機構的裝配圖：如圖1.6所示

圖1.6 連桿機構裝配圖 第二部分：連桿的ansys分析 2.1連桿工程分析的準備工作

（1）連桿的計算分析模型，如圖2.1所示

圖2.1 連桿的計算分析模型

（2）材料參數設定

彈性模量E=210Gpa；泊松比v=0.3;密度=7800（3）受力分析

連桿有兩個連軸孔，受力是主要約束大的那個口軸，然后是上表面受到一個向上應力。2.2 操作步驟

2.2.1定義單元類型和材料屬性（1）設置計算類型，如圖2.2所示

ANSYS Main Menu: Preferences →select Structural → OK 5

圖2.2 設置計算類型

（2）選擇單元類型。執行ANSYS Main Menu→Preprocessor →Element Type→Add/Edit/Delete →Add →select Solid Brick 8node 185 →OK Options?→select K3: Plane strain →OK→Close如圖2.3所示，選擇OK接受單元類型并關閉對話框。

圖2.3 選擇單元類型

（3）設置材料屬性。執行Main Menu→Preprocessor →Material Props →Material Models →Structural →Linear →Elastic →Isotropic，在EX框中輸入2.1e11，在PRXY框中輸入0.3，如圖2.4所示，選擇OK并關閉對話框。

圖2.4 設置材料屬性

2.2.2 導入幾何模型

選擇ANSYS，菜單→File→Import→PARA→選擇liangan.x_t→OK，如圖2.5所示

圖2.5 導入幾何模型

2.2.3生成實體

菜單PlotCtrols→Style→SolidModles Facts→選擇Normal Faceing→OK：然后菜單→Plot→Voluness→OK，建模如圖2.6所示。7

圖2.6 連桿實體模型

2.2.4生成有限元網格

Preprocessor →Meshing →Mesh Tool→Volumes Mesh→Tet→Free,.采用自由網格劃分單元。執行Main Menu-Preprocessor-Meshing-Mesh-Volume-Free，彈出一個拾取框，拾取實體，單擊OK按鈕。生成的網格如圖2.7所示。

圖2.7連桿的有限元網格

2.2.5施加載荷并求解

(1)施加約束條件。執行Main Menu-Solution-Apply-Structural-Displacement-On Areas，彈出一個拾取框，拾取平面，單擊OK按鈕,然后出現如圖2.8窗口，選 “ALL DOF”，再單擊OK按鈕。

圖2.8 對話框

(2)施加載荷。執行Main Menu-Solution-Apply-Structural-Pressure-On Areas，彈出一個拾取框，拾取內表面，單擊OK按鈕，彈出如圖2.9所示對話框，如圖所示輸入數據-1e4，單擊OK按鈕。生成結構，如圖2.10

圖2.9 對話框

圖2.10 連桿的有限元結構圖

(3)求解。執行Main Menu-Solution-Solve-Current LS，彈出一個提示框。瀏覽后執行file-close，單擊OK按鈕開始求解運算。出現一個【Solution is done】對話框是單擊close按鈕完成求解運算。2.2.6顯示結果

(1)顯示變形形狀。執行Main Menu-General Posproc-Plot Results-Deformed Shape，彈出如圖2.11所示的對話框。選擇“Def+underformed”單選按鈕，單擊OK按鈕。生成結果如圖2.12所示。

圖2.11 對話框

圖2.12 連桿變形形狀圖

(2)列出節點的結果。執行Main Menu-General Posproc-List Results-Nodal Solution，彈出如圖2.13所示的對話框。設置好后點擊OK按鈕。生成如圖2.14所示的結果

圖2.13 對話框

圖2.14 節點結果

(3)瀏覽節點上的Von Mises應變值。執行Main Menu-General Posproc-Plot Results-Contour Plot-Nodal Solu，彈出如圖2.15所示對話框。設置好后單擊OK按鈕，生成結果如圖2.16所示。

圖2.15 對話框

圖2.16 節點應變圖

(4)瀏覽節點上的Von Mises應力值。執行Main Menu-General Posproc-Plot Results-Contour Plot-Nodal Solu，彈出如圖2.17所示對話框。設置好后單擊OK按鈕，生成結果如圖2.18所示。

圖2.17 對話框

圖2.18 節點應力圖

2.2.7以擴展方式顯示計算結果

(1)以等值線方式顯示。執行Utility Menu-Plotctrls-Device Options，彈出如圖

2.19所示對話框，生成結果如圖2.20所示。

圖2.19 對話框

圖2.20 等值線方式顯示結果

2.2.8 結果分析

通過圖2.20可以看出，在分析過程中的最大變形量為145E-08m，最大的應力為221e06Pa,最小應力為42Pa。應力在大孔軸比較大，所以在生產中應加強大孔軸表面材料的強度。第三部分連桿的mastercam加工

3.1操作過程

（1）將模型導入mastercam中，如圖3.1所示

圖3.1 導入模型

（2）加工道具的選擇，如圖3.2所示

圖3.2 選擇刀具

（3）選擇刀具及刀具參數設定，如圖3.3和圖3.4所示

圖3.3 選擇刀具及參數設定

圖3.3 參數設定

（4）粗加工路徑設定以及刀具參數設定結果，如圖3.5所示

圖3.5 粗加工路徑設定以及刀具參數設定結果（5）粗加工仿真過程，如圖3.6所示

圖3.6 粗加工仿真過程

（6）鉆孔粗加工路徑及鉆孔粗加工設置，如圖3.7和圖3.8所示

圖3.7 鉆孔粗加工路徑

圖3.8 鉆孔粗加工設置

（7）鉆孔粗加工三維演示，如圖3.9所示

圖3.9 鉆孔粗加工三維演示

（8）曲面挖槽粗加工參數設定，如圖3.10所示

圖3.10 曲面挖槽粗加工參數設定

（9）曲面粗加工路徑圖，如圖3.11所示

圖3.11 曲面粗加工路徑圖

（10）曲面粗加工三維仿真加工，如圖3.12所示

圖3.12 曲面粗加工三維仿真加工

（11）曲面粗加工結束，如圖3.13所示

圖3.13 曲面粗加工結束

（12）精加工路徑及精加工路徑圖，如圖3.14和3.15所示

圖3.14 精加工路徑

圖3.15 曲面精加工路徑圖

（13）精加工仿真，如圖3.16所示

圖3.16 精加工仿真

（14）整體加工路徑圖，如圖3.17所示

圖3.17 整體加工路徑圖

（15）加工結束圖，如圖3.18所示

圖3.18 加工結束

3.2生成加工代碼

加工代碼如圖3.19和3.20所示

圖3.19 加工代碼截圖1 24

圖3.20 加工代碼截圖2

第四篇：曲柄連桿機構的常見故障分析

包頭職業技術學院車輛工程系

畢業綜合技能訓練工作報告

曲柄連桿機構的常見故障分析

論文撰寫人 徐超 系 部 車輛工程系 班 級 12級312131班 學 號 31213110 指導教師 馬志民

發任務書日期 2014年 11月 25日

摘 要

曲柄連桿機構是發動機將熱能轉換為機械能的主要機構，是發動機的心臟。發動機運轉中,曲柄連桿機構的活塞、活塞環、活塞銷、連桿、曲軸和機體受到巨大的沖擊力,易產生變形、裂紋或斷裂,造成發動機不能啟動、異響等。如果該機構發生故障，將使發動機工作狀況變壞，動力性下降，機油及燃油消耗量增大。因此，曲柄連桿機構出現故障一定要及時排除。論文對曲柄連桿機構的功用和組成進行闡述，重點描述了機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組等主要機件的具體作用，并分析了曲柄連桿機構在拆卸、裝配過程的各種注意事項，進一步研究了曲柄連桿機構故障的現象、產生原因及故障檢修方法，并結合具體的故障實例對不同型號汽車進行故障診斷分析與故障排除，實現理論與實踐相結合，加深曲柄連桿機構的故障診斷認識。

關鍵詞：曲柄連桿機構 故障現象 故障原因 故障檢修

目 錄

前 言.......................................................................1 1 曲柄連桿機構的功用和組成...................................................3 1.1曲柄連桿機構的功用.....................................................3 1.2曲柄連桿機構的組成.....................................................3 1.2.1機體組.............................................................3 1.2.2活塞連桿組.........................................................4 1.2.3曲軸飛輪組.........................................................5 2 曲柄連桿機構的拆卸與裝配...................................................6 2.1曲柄連桿機構的拆卸.....................................................6 2.1.1分解發動機機體組總成...............................................6 2.1.2活塞連桿組的拆卸...................................................6 2.1.3曲軸飛輪組的拆卸...................................................7 2.2曲柄連桿機構的裝配.....................................................7 2.2.1安裝曲軸與飛輪.....................................................7 2.2.2安裝活塞連桿組件...................................................7 2.2.3氣缸體曲軸箱組安裝.................................................8 3 曲柄連桿機構的常見故障分析.................................................8 3.1機體組常見故障分析.....................................................8 3.2活塞連桿組常見故障分析................................................11 3.3曲柄連桿機構的故障實例分析............................................12 3.3.1故障實例一........................................................12 3.3.2故障實例二........................................................12 結 論......................................................................13 致 謝......................................................................14 參考文獻....................................................................15

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

前 言

在汽車的發動機發展史中，曲柄連桿機構始終是發動機的基礎，隨著科學技術的不斷發展，發動機使用的日益廣泛，對發動機曲柄連桿機構的要求也就越來越高。發動機的曲柄連桿機構的工況是相對比較惡劣的，它要承受高溫，高壓，高速以及化學腐蝕作用。曲柄連桿機構的綜合性能直接決定了發動機的性能。

由于曲柄連桿機構是發動機的基礎，有著其他機構不可代替的作用和特點。在做功行程中，利用燃燒氣體所帶來的壓力推動活塞向下運動，經活塞銷，連桿使活塞的往復運動轉變為曲軸的旋轉運動產生轉矩，為汽車提供動力和驅動發動機其他結構正常工作。在進氣，壓縮，排氣行程是依靠曲軸，飛輪的轉動慣性和其他缸的動力并經連桿和活塞銷一起向上推動活塞進行上下的往復運動，為下一次做功創造條件。與此同時，氣缸蓋與封閉氣缸頂部，與活塞頂部，汽缸壁形成了燃燒室。另外，氣缸內的水套和油套也是冷卻系統和潤滑系統的組成部分。氣缸體作為發動機的裝配基礎零部件，不僅影響發動機的使用，還影響其他機件的工況。因此做好對曲柄連桿機構的維護與保養對延長其使用壽命，改善發動機的動力性和經濟性有至關重要的作用。

論文首先明確了曲柄連桿機構的功用，并重點分析了曲柄連桿機構的組成部分，即機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組三部分，分別對機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組各部分包涵的具體機件進行詳細論述，指出不同

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

機件的具體位置與重要作用。其次由于曲柄連桿機構拆卸、裝配過程的好壞，直接影響發動機的輸出功率，論文重點研究曲柄連桿機構在拆卸和裝配過程中需要注意的各項事宜，最后基于故障特性對曲柄連桿機構的故障現象、產生原因及故障檢修方法進行深入研究，并進一步結合企業實踐對不同車型的故障進行分析，指出故障現象，提出故障診斷意見及具體的故障排除方法，為曲柄連桿機構故障分析提供實踐依據。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文 曲柄連桿機構的功用和組成

1.1曲柄連桿機構的功用

曲柄連桿機構的作用是提供燃燒場所，把燃料燃燒后氣體作用在活塞頂上的膨脹壓力轉變為曲軸旋轉的轉矩，不斷輸出動力。曲柄連桿機構是發動機實現工作循環，完成能量轉換的主要運動零件。在作功沖程，它將燃料燃燒產生的熱能活塞往復運動、曲軸旋轉運動而轉變為機械能，對外輸出動力；在其他沖程，則依靠曲柄和飛輪的轉動慣性、通過連桿帶動活塞上下運動，為下一次作功創造條件。1.2曲柄連桿機構的組成

曲柄連桿機構由機體組、活塞連桿組、曲軸飛輪組三部分組成。（1）機體組：氣缸體、氣缸墊、氣缸蓋、曲軸箱及油底殼、（2）活塞連桿組：活塞、活塞環、活塞銷、連桿（3）曲軸飛輪組：曲軸、飛輪、扭轉減振器、平衡軸 1.2.1機體組

機體是構成發動機的骨架，是發動機各機構和各系統的安裝基礎，其內、外安裝著發動機的所有主要零件和附件，承受各種載荷。因此，機體必須要有足夠的強度和剛度。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

（1）氣缸體

氣缸體是發動機各個機構和系統的裝配基體，是發動機中最重要的一個部件。氣缸體有水冷式缸體和風冷式氣缸體。氣缸體有直列、V形和水平對置三種形式

（2）氣缸蓋

氣缸蓋的主要作用是封閉氣缸上部，與活塞頂部和氣缸壁一起構成燃燒室

氣缸蓋與氣缸體之間裝有氣缸襯墊，其作用是保證氣缸蓋與氣缸體間的密封，防止燃燒室漏氣、水套漏水

（3）油底殼

油底殼的主要作用是儲存機油并封閉曲軸箱。1.2.2活塞連桿組

活塞連桿組由活塞、活塞環、活塞銷、連桿、連桿軸瓦等組成。（1）活塞

活塞的作用是與氣缸蓋、氣缸壁等共同組成燃燒室，并承受氣缸中氣體壓力，通過活塞銷將作用力傳給連桿，以推動曲軸旋轉

（2）活塞環

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

活塞環是用于嵌入活塞槽溝內部的金屬環，其主要作用是密封作用，導熱功能，控油功能，支撐功能。工作條件是處于高溫，高壓，高速，極難潤滑。活塞分為兩種：壓縮環和機油環。壓縮環可用來密封燃燒室內的可燃混合氣體。機油環則用來刮除氣缸上多余的機油，是具有彈性的開口環，分為氣環和油環，平均壽命在6萬公里左右。

（3）連桿

連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，并使活塞的往復運動轉變為曲軸的旋轉運動。1.2.3曲軸飛輪組

曲軸飛輪組主要由曲軸、飛輪和一些附件組成。（1）曲軸

曲軸是發動機最重要的機件之一。其作用是將活塞連桿組傳來的氣體作用力轉變成曲軸的旋轉力矩對外輸出，并驅動發動機的配氣機構及其他輔助裝置工作。

（2）飛輪

飛輪是一個轉動慣量很大的圓盤，外緣上壓有一個齒圈，與起動機的驅動齒輪嚙合，供起動機發動機時使用。飛輪上通常還刻有第一缸點火正時記號，以便校準點火時刻。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文 曲柄連桿機構的拆卸與裝配

2.1曲柄連桿機構的拆卸

按發動機附件、氣缸蓋、油底殼、活塞連桿組和曲軸飛輪組的順序，進行發動機解體。

2.1.1分解發動機機體組總成

首先拆下發電機，旋松撐緊壁緊固螺栓、調整螺母緊固螺栓，擰動調整螺母，使發電機靠近發動機側，取下V 型皮帶，從發動機前端卸下發電機與發動機的聯接螺栓，取下發電機。然后取下進氣歧管和排氣歧管。之后拆卸正時皮帶、拆卸分電器、水泵、氣缸蓋，在拆下氣缸座時，應先卸下氣門室罩蓋，按由四周向中心順序旋松缸蓋螺栓，以防缸蓋變形。拆下缸蓋螺栓，用橡皮錘錘松缸蓋，取下缸蓋。最后拆卸機油泵、活塞和曲軸。當取下正時齒輪、曲軸前后的油封端蓋，旋松并取下曲軸主軸承蓋，抬出曲軸，取出上軸瓦止推軸承。不要跌落軸瓦，將軸承蓋按順序擺放好。2.1.2活塞連桿組的拆卸

首先用活塞環拆卸專業工具依次拆下活塞環。然后用尖嘴鉗取出活塞銷卡簧，用拇指壓出活塞銷，或用專用沖頭將其沖出，取出連桿軸承。最后要按相反順序復裝活塞連桿組，對活塞做好標記，以免裝錯。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

2.1.3曲軸飛輪組的拆卸

首先按對角順序旋松飛輪固定螺栓，取下螺栓，用手錘沿四周輕輕敲擊飛輪，待松動后取下飛輪。擰松并取下曲軸油封端蓋緊固螺栓，用手錘輕輕敲擊油封端蓋，待松動后取下油封端蓋。拆卸主軸承蓋及止推軸承，抬出曲軸。安裝時按相反順序逐步進行。在新油封唇部涂潤滑脂，然后用專用油封安裝工具和錘子敲入油封，直至其端面與油封邊緣齊平。2.2曲柄連桿機構的裝配 2.2.1安裝曲軸與飛輪

首先將清洗干凈的氣缸體倒置于安裝支架上，正確安放好各道主軸承瓦和止推墊片，注意將有油槽的一片軸瓦裝在缸體軸承座孔中。然后將曲軸放入缸體軸承座中，依標記號合上各道主軸承蓋，按規定轉矩依次擰緊各軸承蓋螺栓；安裝止推片后應軸向撬動曲軸檢查其軸向間隙；每緊固一道主軸承蓋后應轉動曲軸數周，檢查其徑向間隙，軸承過緊間隙不合要求時應查明原因，及時予以排除。安裝曲軸前、后端油封凸緣、凸緣襯墊及油封等。將飛輪安裝于曲軸后端軸凸緣盤上，安裝時注意原定位標記，然后緊固螺母。螺母緊固時應對角交叉進行，并按扭緊力矩擰緊。最后將曲軸前端正時齒輪、擋油片等裝上。2.2.2安裝活塞連桿組件

將活塞銷和連桿小頭孔內（已裝好銅套）涂上一層薄機油，然后將活塞

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

放入90℃以上熱水內加熱，取出活塞，迅速用專用工具將銷壓入銷座和連桿小頭孔內，使連桿活塞連接。如果有活塞銷卡環，用尖嘴鉗將其裝上。（安裝時應注意活塞與連桿的安裝標記）用活塞環裝卸鉗依次裝上活塞油環和各道密封環，安裝時注意扭曲環方向不可裝反。將各道環端隙按一定角度鉗開（三道氣環按120°鉗開，第一道環的端隙應避開活塞銷座及側壓力較大一側）。用活塞環箍將活塞環箍緊，用木錘手柄輕敲活塞頂部，使其進入氣缸，推至連桿大端與曲軸連桿軸頸連接。裝上連桿蓋，按規定扭矩擰緊連桿螺栓螺母。

2.2.3氣缸體曲軸箱組安裝

放倒發動機，裝上油底殼襯墊及油底殼。擰緊油底殼螺栓時應由中間向兩端交叉進行。豎直發動機，安裝氣缸墊和氣缸蓋。缸蓋螺栓應由中間向兩端交叉均勻分2～3 次擰至規定力矩。安裝凸輪軸及搖臂機構，安裝氣缸蓋罩等。將所拆其它非曲柄連桿機構部件安裝到發動機上。最后檢查有無遺漏未裝部件，檢查整理好工具。曲柄連桿機構的常見故障分析

3.1機體組常見故障分析

（1）對于汽缸壁，早期異常磨損，活塞，活塞環外圓面及氣缸壁內表面有明顯的軸向劃痕，進氣道內存在明顯油泥故障屬于密封不良或者行駛路況惡劣，大量灰塵進入燃燒室導致的。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

故障現象：氣缸壓力不足

故障原因：活塞環過度使用，使密封性變差，活塞與氣缸磨損較大，使活塞在氣缸內搖擺，影響活塞環與汽缸壁的良好貼合密封；氣門與氣門導管間隙過小，使氣門上下運動受阻，導致氣門密封不嚴。另外還有一些人工因素：測試氣缸壓力時，操作不當，沒有良好的密封。

故障檢修：用氣缸壓力表測量之前，應使發動機處于正常溫度下，冷卻液溫度在正常范圍之內。節氣門全開，也就是油門踏板踩到底，拆卸掉火花塞，將選好口徑的壓力表擰進火花塞孔中，利用起動機帶動曲軸運動，讀出氣缸壓力表的數值，一般情況下，若在正常值范圍內，壓力表的指針一般會彈起三下，最終不動。

故障現象：氣缸體與氣缸蓋的損傷。

故障原因：汽車維修后，維修師傅的螺栓擰緊力矩過大。

故障檢修：氣缸蓋螺栓的拆裝一般是對稱的，拆的時候是兩段向中間松開，裝配的時候是中間向兩段對稱擰緊。故障現象：氣缸墊燒壞

故障原因：氣缸墊燒壞就失去密封作用，產生竄氣，漏氣現象，最常見的就是燒機油

故障檢修：缸體與氣缸蓋接合面不平，需要加以鏟刮修理

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

（2）對于活塞環斷裂，同時活塞頂部積碳過多，并有燒灼現象，為發動機長時間高速，超負荷使用，造成活塞環與燃油燃燒產生的高速，高爆發沖擊頻率發生共振和碎裂。

（3）活塞環偏向磨損，其他部位屬于正常磨損，發動機功率下降等現象，請檢查連桿是否彎曲，曲軸間隙是否過大等。

機械故障主要發生在曲柄連桿機構和配氣機構，大部分以異響的形式表現出來。

故障現象：當發動機轉速發生變化時，有悶悶的聲音。發動機的轉速升高，聲音變大

故障原因：主軸瓦異響

故障檢修：①利用單缸斷火法進行試驗，響聲沒有變化，然后進行相鄰兩缸的斷火試驗，如果在某兩缸斷火后，聲音明顯降低，就由此判斷這兩缸之間的主軸瓦發出異響。②將機油放盡，然后拆下油底殼進行檢查，若在機油中或者油底殼底部檢查有軸承合金層碎屑，則說明軸承合金脫落，同時更換新的主軸瓦。檢查主軸承蓋螺栓是否松動，如有松動，應擰緊。檢查主軸瓦徑向和軸向間隙，如果過大，應該更換新主軸瓦。故障現象：渦輪增壓器兩端滲油，曲軸箱強制通風系統通風不暢。故障原因：曲軸箱強制通風系統出現通風不暢，則曲軸箱的油氣壓力過高，則渦輪增壓器里的機油回油不暢，長時間的話，機油沉積在渦輪增壓

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

中間體，長時間就會使渦輪增壓器兩端滲油。

故障檢修：①檢查PCV系統中的空氣濾清器是否存在堵塞。②檢查氣缸蓋和機體之間的氣缸墊是否存在漏氣處。3.2活塞連桿組常見故障分析

（1）故障現象：氣缸套與活塞受到機械刮傷，甚至活塞被卡至氣缸內，發動機突然熄火，曲軸不能轉動。活塞的密封性過低，可燃氣竄入活塞裙部進行燃燒，將活塞壁上的油膜燃燒，出現干摩擦。活塞的活塞銷卡環脫落也可造成拉缸現象。故障原因：拉缸

故障檢修：如果輕微拉傷，可用細紗布打磨氣缸和活塞表面再用，如果嚴重拉傷，需要鏜缸或者更換氣缸套與活塞，活塞環。

（2）故障現象：活塞和氣缸壁的接觸面由一側導向另一側，發出撞擊聲音。

故障原因：氣缸敲缸

故障檢修：將潤滑油從火花塞孔中滴入，過一會，用手搖動曲軸，使潤滑油進入活塞和氣缸中，再將各個火花塞裝上，進行著車，若聲音明顯減小，過一會，聲音又增大，則說明是活塞的配缸間隙問題，建議更換活塞或者活塞環，必要時應膛氣缸。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

3.3曲柄連桿機構的故障實例分析 3.3.1故障實例一 車型：奧迪A6L2.4轎車

故障現象：汽車行駛37626KM。發動機發出異響.響聲越來越大，異響較快。

檢查方法：斷火后，檢查各缸情況，對某缸斷火異響減弱，異響聽似活塞敲缸，分解發動機發現氣缸拉傷，活塞頂燒灼，群部拉傷。

故障原因：該車行駛途中，加注劣質燃油，汽車辛烷值過低，并且高速行駛，發動機負荷大，溫度過高，氣缸內產生爆燃。車主不懂的爆燃的危害，所以造成活塞燒頂拉缸。

排除方法：鏜磨氣缸，更換加大活塞，發動機裝復后工作正常.3.3.2故障實例二 車型：寶馬530I轎車

故障現象：發動機冷啟動困難，啟動后抖動嚴重，發動機溫度升高后怠速運轉穩定。

故障診斷：（1）檢查發動機冷卻液溫度傳感器及其線路正常（2）檢查燃油系統壓力，在標準范圍之內

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

（3）檢查氣缸壓力。第一二缸壓力低于標準值，拆檢氣缸墊。排除方法：修模汽缸墊，更換氣缸墊，故障排除，發動機工作正常。

結 論

曲柄連桿機構是發動機的重要組成部分，其性能的好壞直接影響了發動機的使用效率。本文是結合曲柄連桿機構的常用故障分析，通過理論研究和社會實踐完成的，主要內容及結論如下：

1.研究總結了曲柄連桿機構的功用和主要組成部分，并對主要機件的特點及作用進行了簡要的分析。

2.重點研究了曲柄連桿機構在拆卸、裝配過程中各種注意事項以及具體的操作事宜。

3.對機體組、活塞連桿組的常見故障進行深入研究，指出故障現象，并對故障進行診斷分析，進一步有針對性地提出故障檢修與排除方法。

4.結合企業實踐，針對不同車型的故障問題進行分析，厘清故障現象，提出故障診斷方案以及故障排放方法，達到理論與實踐相結合的目的。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

致 謝

在本文完成之際，首先我對馬志民老師致以最誠摯的敬意和最衷心的感謝。在畢業設計這段時間，馬老師以淵博的知識，寬厚的胸懷，無私的敬業精神以及嚴謹的治學態度和開拓進取精神激勵我，言傳身教培養我獨立思考，深入探究，解決實際問題的能力，使我受益匪淺。本文研究過程中，馬老師提供了關鍵的技術指導，指明了研究方向。老師平日里工作繁忙，但在我做畢業設計的過程中，特別在開題方面和其他方面的撰寫和修改給了我悉心的指導。特此向馬老師表示衷心的感謝和敬意。

包頭職業技術學院2012屆畢業論文

參考文獻

[1]崔選盟.汽車故障診斷技術.北京：人民交通出版社，2009。[2]沈樹盛.汽車維修企業管理.北京：人民交通出版社，2005。[3]王明亮.汽車維護與檢驗.上海：同濟出版社，2010。

[4]劉 哲，郭京臣.汽車維修質量與檢驗.北京：北京理工大學出版社，2010。

第五篇：proe分析“公差研究”論文

沈陽理工大學學士學位論文

摘 要

機械產品的質量指標（精度、耐用度、可靠性）在很大程度上決定于公差選擇的合理性。公差也直接影響著產品的可制造性和可裝配性，對產品的功能、制造成本也有重要影響。依據產品整體或零部件的技術要求、加工方案等對有關零部件進行合理的公差分配能夠在產品的功能與制造成本之間的找到一個平衡，其研究工具是尺寸鏈即裝配尺寸鏈里、零件尺寸鏈、和工藝尺寸鏈等。

任何機械產品都是由零件裝配而成的,產品精度的高低和性能優劣很大程度上是由零件的制造精度決定的, 其中零件制造精度的高低是由其加工中允許的設計公差確定的,而產品精度和性能的要求也反過來為零件的制造精度的選擇提供了依據。

本文以PRO/E作為設計平臺，通過PRO/E建模工具設計零件并進行裝配，同時運用PRO/E中的CE/TOL（公差分析）模塊對所設計的零件及零件裝配的全過程進行公差分析與綜合，確定零件的公差在裝配過程中影響關鍵尺寸公差的約束及其敏感度，通過改變個別零件的關鍵尺寸的公差約束即公差的優化過程，來降低制造成本，減少發生干涉和精度超標的概率，提高產品的精度。

關鍵詞：公差分配；尺寸鏈；計算機輔助公差設計（CAT）；公差優化

I

沈陽理工大學學士學位論文

Abstract

Quality indicators(precision, durability, reliability)of the mechanical products in a large extent are determined by their tolerance to be selected reasonably.Tolerance is one of the factors impacting on the manufacturability and assembly of products.It also has a major impact on manufacturing costs and the product's features.According to the technical requirements and the processing program of the workpieces and parts, tolerances are allocated reasonably to the parts and components to getting the balance between the product's features and manufacturing costs.The research tool is dimension chain, that is, assembly dimension chain, size chain, and process geometries chains, etc.Any mechanical products are assembled by parts.Product accuracy and performance are largely determined by the manufacturing precision of the parts, which parts manufacturing accuracy is arrived by the design tolerances allowed by the processing.In turn accuracy and performance requirements provide a basis for choice of manufacturing precision of parts.In this paper, based on Pro/E software, parts are designed and assembled by using Pro/E modeling tools.while the use of CE/TOL(tolerance analysis)module of Pro/E on the whole process of the parts and assembly of components designed for tolerance analysis and synthesis determine the tolerances of the parts in the assembly process affect the constraints and sensitivity of the critical dimension tolerances, and optimization process by changing the tolerance constraint of the critical dimensions tolerance of the individual parts act to reduce manufacturing costs and reduce the probability of excessive interference and accuracy, to improve the accuracy of the product.Keywords:

Tolerance allocation;Dimension chain;Computer Aided Tolerance design（CAT）;Tolerance optimization II

沈陽理工大學學士學位論文

目 錄

第1章 緒論..............................................................................................................................1 1.1 課題研究的背景及意義..........................................................................................................1 1.2CAT的體系結構.........................................................................................................................3 1.3 論文研究的主要內容...............................................................................................................3 第2章 計算機輔助公差設計總體方案設計..........................................................................5 2.1 計算機輔助公差設計的基本概念..........................................................................................5

2.1.1 公差.........................................................5 2.1.2 尺寸鏈.......................................................5 2.1.3 公差設計.....................................................6 2.1.4 公差優化設計.................................................7 2.1.5 公差疊加.....................................................8 2.2 系統設計思想和原則................................................................................................................9

2.2.1 并行設計思想.................................................9 2.2.2 經濟性原則..................................................10 2.2.3 系統功能結構圖..............................................10 第3章 帶傳動裝置各關鍵部件的精度設計.........................................................................11 3.1 機械精度設計概述...................................................................................................................11 3.2 軸承的精度設計........................................................................................................................12 3.3 主軸的精度設計........................................................................................................................12 3.3.1 尺寸公差的確定..............................................13 3.3.2 形位公差的確定..............................................16 3.3.3 表面粗糙度的確定............................................16 3.3.4 主軸精度設計指標............................................16 3.4 軸承座的精度設計...................................................................................................................17 第4章 PRO/E的建模與虛擬裝配.........................................................................................19 4.1 基于PRO/E的參數化建模.....................................................................................................19 4.1.1 參數化設計概念..............................................19 4.1.2 參數化設計的主要技術特點....................................19 4.2 帶傳動裝置建模過程...............................................................................................................19 III

沈陽理工大學學士學位論文

4.2.1 主軸的建模..................................................20 4.2.2 軸承座的建模................................................22 4.2.3 帶輪的建模..................................................23 4.2.4 端蓋的建模..................................................24 4.2.5 油杯及擋圈的建模............................................25 4.3帶傳動裝置虛擬裝配................................................................................................................25 4.3.1 虛擬裝配概述................................................25 4.3.2 基于PRO/E的帶傳動裝置裝配..................................26 第5章 計算機輔助公差分析................................................................................................27 5.1PRO/E的CE/TOL模塊（公差分析）簡介.......................................................................27 5.2 公差分析方法簡介...................................................................................................................27 5.2.1 最壞情況公差分析（完全互換法）..............................27 5.2.2 統計分析....................................................28 5.3 裝配體的公差分析及優化......................................................................................................29 5.3.1 軸向尺寸鏈分析..............................................30 5.3.2 徑向尺寸鏈公差分析..........................................33 結論 參考文獻 致謝

附錄A 英文原文 附錄B 中文翻譯

IV

沈陽理工大學學士學位論文

第1章 緒論

1.1 課題研究的背景及意義

計算機輔助公差設計，是指在機械產品設計、加工、裝配、檢測等過程中，利用計算機對產品及其零部件的尺寸和公差進行優化選擇和監控，力圖用最低的成本，設計并生產出滿足用戶精度要求的產品的過程。計算機輔助公差設計是CAD/CAM集成中的關鍵技術之一，它不僅影響產品的質量，且對制造成本起著決定性影響。

進入21世紀以來CAD/CAM已取得了重大的突破和引人注目的成就，但機械零件的公差設計，在國內基本上還停留在人工選擇上，各種CAD軟件中僅能實現公差的標注；即使在國外已有許多學者開展了計算機輔助公差設計的研究，但由于軟件發展水平的限制，其公差設計尚未達到實用程度，如IDEAS中的公差模塊也僅能作公差分析而已，產品設計時還處于半人工處理階段。因此作為聯系CAD、CAM和CAPP來說的重要環節公差設計無法與CAD/CAM的集成化相適應，已制約著它們的進一步發展，故進行計算機輔助公差設計的研究已成為迫切的需要[1]。

將計算機輔助公差設計（CAT）技術用于產品設計中，能夠使設計師在設計階段就知道裝配的允許偏差及各零部件的公差值對產品性能與可裝配性的影響，從而及時的進行修改、完善以獲得經濟合理的公差分配方案，降低偏差對產品尺寸精度與成本所造成的負面影響；同時還可以避免通過實物樣機的試制來確定合理、正確的公差值而造成的浪費及研制周期過長等不利因素，從而加速產品的開發。

1978年，英國劍橋大學的Hillyard博士在他的博士論文中首次提出利用計算機輔助確定零件的幾何形狀、尺寸、公差等概念[2]，并建議用數學方程來描述零件的幾何形狀，以此來進行尺寸和公差設計。同一年，丹麥的Bjorke教授也發表專著，提出利用計算機化的尺寸鏈來對設計和制造公差進行控制[3]。兩人的研究工作為計算機輔助公差設計的發展奠定了基礎。1983年，Requicha發表論文《Towards a Theory of Geometric Tolerancing》，在文中提出漂移公差帶理論，奠定了計算機輔助公差設計的理論基礎[4]。1988年，以色列的R.Weill教授在國際生產協會年會上發表重要論文《Tolerancing for Function》，成為CAT發展的一個重要轉折點[5]。通過這一時期的研究，形成了比較系統的關于公差設計的理論體系。從1988年起，計算機輔助公差設計的研究進入大發展時期，有關公差研究的學術論文大量出現。從80年代起，公差設計進入團隊研究階段。以Clement Bourdet為代表的法國公差研究團隊一直致力于公差理論研究和軟件的開發，1

沈陽理工大學學士學位論文

并發表了大量文章[6-8]。美國Brigham Young大學的ADCATS協會(Association for the Development of Computer Aided Tolerancing System)在Chase教授領導下致力于二維和三維公差分析理論研究和軟件開發，并取得了豐富的成果[9-11]。在國內，有浙江大學的吳昭同、楊將新教授的研究團隊和華中科技大學的李柱、徐振高教授等團隊。

計算機輔助公差設計旨在解決機械產品設計和制造過程中與產品精度有關的所有環節。按照CAT在產品設計和和制造中所起到的不同作用，CAT技術包括公差信息建模、尺寸鏈自動生成、公差分析、公差綜合等內容，其關中關鍵技術主要包括并行公差設計理論、動態公差控制技術、公差成本建模技術、功能尺寸的自動化標注、形位公差的確定、尺寸鏈的應用、公差穩健性研究等

理論基礎研究的目的是為了最終開發出實用的CAT軟件，雖然計算機輔助公差設計的概念在1978年就已經提出了，但是直到近幾年，才出現了商品化的計算機輔助公差設計軟件，如CE/TOL、Sigmund 3D、Valisys等，另外傳統的CAD軟件也新增了自主研發的公差分析模塊，如Ideas中的2D Tolerance Analysis模塊，EDS/Unigraphics提供的EDS/VisVSA等公差模塊[12]。但是，這些公差分析軟件主要集中在公差分析方面，其公差模型的生成、對ISO公差標準的支持、對形位公差的支持、對三維公差設計和分析的支持等方面還有很多問題，迫切需要攻關性研究。

在計算機輔助公差設計(CAT)領域，目前公差設計軟件尚未達到應用水平，某些CAD／CAM軟件系統的公差分析模塊的性能有待進一步完善，可靠性也有待進一步提高。還未出現一個非常實用的公差綜合分析軟件。另外，大多數研究都集中在一維尺寸公差的設計方面，相對來說在形位公差和三維公差方面的研究則較少[13]。

計算機輔助公差設計旨在解決機械產品設計和制造過程中與產品精度有關的所有環節。按照CAT在產品設計和和制造中所起到的不同作用，CAT技術包括公差信息建模、尺寸鏈自動生成、公差分析、公差綜合等內容，如圖1.1所示，經過國內外學者的不懈努力，CAT技術取得了長足的發展。

沈陽理工大學學士學位論文

圖1.1 計算機輔助公差設計技術示意圖

1.2 CAT的體系結構

公差信息作為機械產品模型中的一部分，公差表示、分析和分配必須依賴于具體的產品生成、制造環境，因此計算機輔助公差設計（CAT）是基于某一個產品建模系統的。CAT系統的體系結構如圖1.2所示，從中可知，CAT系統位于產品建模系統之內，其公差表示模塊通過造型接口與產品實體造型系統連接，用戶通過用用戶接口進行公差建模、公差分析和公差分配工作，生成的模型數據、設計結果與產品原有的數據統一存儲于產品數據庫中。系統管理員負責系統的功能維護，通過系統管理員接口對CAT系統模塊進行補充[14]。

圖1.2 公差CAT系統體系結構

1.3 論文研究的主要內容

本文的研究主要圍繞如何將公差設計功能與PROE軟件相集成，即在PROE軟件上實現計算機輔助公差設計。本文研究的公差設計系統主要包括自動生成裝配尺寸鏈、公差 3

沈陽理工大學學士學位論文

優化設計和公差分析等功能，系統實現了與CAD的裝配信息模型的數據傳遞，用戶可以利用該系統實現裝配公差的快速設計。

1.分析CAD環境下裝配模型的數據和數據信息，建立面向裝配尺寸鏈的數據庫，研究從PROE中提取相關信息，生成裝配數據庫，完成從三維到二維模型數據庫的數據轉換。

2.在裝配數據庫的基礎上，進行裝配尺寸鏈自動生成的研究。并給出了尺寸鏈的原理和它所描述設計函數的。

3.研究裝置在滿足功能要求的情況下，給出各零部件的合理精度，為后續的公差分配提供合理的設計依據。

4.根據裝配圖拆分零件圖并運用PROE軟件建立各零件的三維模型并進行虛擬裝配。

5.進行公差分析與綜合的研究。本課題在極值法和概率統計法兩種方法的基礎上研究了組成環和封閉環的分布規律。在保證裝配精度的前提下，降低成本，優化裝配尺寸鏈中各零件公差。

沈陽理工大學學士學位論文

第2章 計算機輔助公差設計總體方案設計

2.1 計算機輔助公差設計的基本概念

2.1.1 公差

公差是零件尺寸和幾何參數的允許變動量，是機械精度表達的具體體現。它是機械產品設計和制造的重要技術指標，是機械裝置的使用要求與制造經濟性之間協調的產物。公差主要包括尺寸公差、形狀和位置公差和表面粗糙度等內容，分別對零件特征表面進行尺寸、形狀、位置和表面質量等方面的變動量進行控制。2.1.2 尺寸鏈

尺寸鏈(Dimensional Chain)是在機器裝配或零件加工過程中，由相互連接的尺寸形成的封閉的尺寸組，也稱公差鏈(Tolerance Chain)．列入尺寸鏈的每一個尺寸稱為環。環又分為封閉環和組成環兩種。尺寸鏈具有以下兩個特性: 封閉性:組成尺寸鏈的各個尺寸按一定順序構成一個封閉的形式。

相關性:其中某個尺寸變動將影響其他尺寸變動，彼此間相互聯系，相互影響。下面介紹尺寸鏈相關的三個最重要的概念是:封閉環、組成環和傳遞系數。

1.封閉壞(close link)根據尺寸鏈的封閉性，最終被間接保證的那個環成為封閉環，它是在裝配過程或加工過程中最后形成的一環。封閉環通常代表產品的技術要求，體現裝配質量指標。在加工制造中，封閉環代表間接獲得的尺寸，或者是被換算的原設計要求尺寸。

2.組成環(component link)尺寸鏈中對封閉環有影響的環稱為組成環。即尺寸鏈中出封閉環以外的環都是組成環。每一個組成環的變動都會引起封閉環的變動。在工藝尺寸鏈中，它是加工時直接保證的尺寸：在裝配尺寸鏈中，它是參與裝配的原始尺寸。因此，各組成環的誤差都集中地反映到封閉環上來，即封閉環誤差是組成環誤差的累積與綜合。

(1)增環(increasing link)在其余組成壞不變的情況下，能使封閉環的尺寸隨該環變大而變大，隨該環變小而變小的環稱為增環。

(2)減環(decreasing link)在其余組成環不變的情況下，能使封閉環的尺寸隨該環變大而變小，隨該環變小而變大的環稱為減環。

3.傳遞系數(scaling factor，transformation ratio)各組成環對封閉環影響大小 5

沈陽理工大學學士學位論文 的系數稱為傳遞系數。傳遞系數值等于組成環在封閉環上引起的變動量對該組成環本身的變動量之比。建立一般形式的尺寸鏈方程式：

A0?f(A1,A2,?,Am)

（2.1）

式中：A0為封閉環尺寸，A1、A2，為組成環尺寸,ｍ為組成環環數。

對上式取全微分，得

dA0??f?f?fdA1?dA2??dAm（2.2）?A1?A2?Am式中各偏導數 表示各組成環在封閉環上引起的變動量對各相應組成環本身變動量之比，是各組成環的傳遞系數。設第i個組成環Ai的傳遞系數為ξi，則有

?i?對于增環ξi為正值，對于減環ξi為負值 2.1.3 公差設計

?f（2.3）?Ai公差設計的主要任務是求解封閉環與組成環的基本尺寸及其公差之間的關系問題，可概括為兩類問題：

1.公差控制（正計算）： 己知組成環的尺寸、公差或偏差，求封閉環的尺寸、公差或偏差，也叫校核計算、公差分析、公差驗證。

2.公差分配（反計算）： 己知封閉環的尺寸、公差或偏差，求各組成環的尺寸、公差或偏差，也叫設計計算、公差綜合等。

正計算是反計算的逆過程。

在裝配體的設計過程中，若各零件的尺寸、公差己經確定，則尺寸鏈計算的一般步驟是先進行公差控制：己知各組成環的尺寸、公差或偏差，求封閉環的尺寸、公差或偏差。若封閉環尺寸、公差或偏差不滿足設計要求，則進行公差分配：按設計要求指定封閉環的尺寸、公差或偏差，求各組成環的尺寸、公差或偏差。

在裝配體的設計過程中，若各零件的尺寸、公差沒有完全確定，則可直接進行公差分配，對各組成環進行公差分配。公差分配的結果可作為最終的設計結果，也可被設計者作為參考設計值，設計者可以根據實際情況和經驗進行一定范圍的修改和再設計，然后利用公差控制進行合理性檢驗[15]。上述過程如圖2.1所示：

沈陽理工大學學士學位論文

圖2.1 公差設計流程圖

2.1.4 公差優化設計

公差優化設計實質上是一個以尺寸鏈（或傳動鏈）組成的零部件制造成本最小為目標，以設計技術條件和預期裝配成功率為約束的數學規劃問題，也是一個多隨機變量的優化問題。其過程可用圖2.2表示：

沈陽理工大學學士學位論文

圖2.2 公差優化設計示意圖

2.1.5 公差疊加

公差疊加包括形位公差的疊加和尺寸公差的疊加。公差疊加分析常被用于一維方向上的尺寸公差，由此產生的最終公差始終是組件公差的總和。在直角坐標系，三維公差帶可以投射到二維公差帶，二維公差帶可以投射到到一維公差帶，如圖2.3所示[16]。大多數的公差帶都是三維的，然而公差鏈和公差分析通常都是在二維或一維的環境中進行的。通過上述的轉化就可以完成各個方向的一維公差的疊加分析，在裝配尺寸鏈中我們可以大致的將轉化為一維的形位公差視為尺寸公差與其他尺寸公差進行疊加計算，這樣就將問題大為簡化，最終的公差為組件公差的總和。

圖2.3 公差帶的投影關系

圖2.4 一維公差疊加的公差帶分布圖

沈陽理工大學學士學位論文

2.2 系統設計思想和原則

2.2.1 并行設計思想

傳統精度設計主要分布在三個大的階段：

設計階段：工程師根據產品功能要求和產品結構決定設計公差，相對對制造階段中的問題不一定考慮得十分周到，而且大多采用極值法來設計公差；

制造階段：工藝師根據設計公差確定余量、加工公差、加工工藝路線和方法，不對產品功能要求和設計結構加以考慮；

質量控制和檢測階段：檢驗師只考慮加工零件的檢驗問題，并與設計公差相比看是否滿足設計公差要求，一旦超過設計精度就成為次品或廢品，增加了成本。

在這種方式中，設計精度沒有很好地考慮制造性，設計、制造和質量控制沒有形成閉環，沒有實現精度控制的柔性和動態調整性，沒有有效地降低次品或廢品的范圍，沒有將加工成本控制在最低水平。因此，應引入并行精度設計的思想，力求在設計階段就直接獲得滿足設計要求的加工公差和檢驗規程。

為了使制造更有效、更經濟，獲得優質、低成本的產品，應開展并進行公差設計理論的研究。在設計階段充分考慮制造和質量檢驗階段對公差的約束和要求，直接求出滿足設計要求的加工公差和檢驗要求，提高產品的綜合質量和市場競爭力的重要途徑。并行公差設計方法通過盡早考慮相關環節對上游環節的制約，縮小了上游環節的決策空間，減小了決策的不確定性，實現了設計結果的早期驗證，降低了開發費用[17]。

包含并行精度設計的并行設計系統如圖2.3所示

圖2.3 并行公差設計圖

沈陽理工大學學士學位論文

2.2.2 經濟性原則

加工成本在機械產品的總成本中占有重要地位，己成為企業的重要指標。影響加工成本的許多因素中零件公差起著重要的作用。一般來說，在設計時零件的公差越小越能保證設計功能要求和高的零件可裝配性，但必導致高的加工成本。經濟性原則一般從工藝性、合理的精度要求、合理選材、合理的調整環節、提高整機的使用壽命等環節來考慮。從設計者的觀點來看，總是希望公差盡可能小，而從制造者的角度來看，則希望公差值大些以降低加工難度和對加工機械的要求。如何在滿足裝配功能要求的條件下，最佳組合各零件的設計公差，以達到總制造成本最低，是計算機輔助精度設計的基本原則。2.2.3 系統功能結構圖

本文研究的公差設計系統主要包括自動生成裝配尺寸鏈、公差優化設計和公差分析等功能系統實現了與CAD的裝配信息模型的數據傳遞，用戶可以利用該系統實現裝配公差的快速設計。其功能圖如圖2.4。

圖2.4 系統功能結構圖

沈陽理工大學學士學位論文

第3章 帶傳動裝置各關鍵部件的精度設計

3.1 機械精度設計概述

機器精度的設計盡管需要從多方面進行分析與計算，但總是要根據給定的整機精度，確定出各個組成零件的精度。因此，零件的精度設計是整機精度設計的基礎。影響零件精度的最基本因素是零件的尺寸、形狀、方向和位置以及表面粗糙度，因而，精度設計的主要內容包括尺寸公差、形位公差、表面質量等幾個方面的選擇與設計[]。幾何精度設計的方法主要有：類比法、計算法和試驗法三種。

1.類比法

類比法就是與經過實際使用證明合理的類似產品上的相應要素相比較，確定所設計零件幾何要素的精度。采用類比法進行精度設計時，必須正確選擇類比產品，分析它與所設計產品在使用條件和功能要求等方面的異同，并考慮到實際生產條件、制造技術的發展、市場供求信息等多種因素。采用類比法進行精度設計的基礎是資料的收集、分析與整理。類比法是大多數零件要素精度設計采用的方法。類比法亦稱經驗法。

2.計算法

計算法就是根據由某種理論建立起來的功能要求與幾何要素公差之間的定量關系，計算確定零件要素的精度。

目前，用計算法確定零件幾何要素的精度，只適用于某些特定的場合。而且，用計算法得到的公差，往往還需要根據多種因素進行調整。

3.試驗法

試驗法就是先根據一定條件，初步確定零件要素的精度，并按此進行試制。再將試制產品在規定的使用條件下運轉，同時，對其各項技術性能指標進行監測，并與預定的功能要求相比較，根據比較結果再對原設計進行確認或修改。經過反復試驗和修改，就可以最終確定滿足功能要求的合理設計。

試驗法的設計周期較長且費用較高，因此，主要用于新產品設計中個別重要要素的精度設計。迄今為止，幾何精度設計仍處于以經驗設計為主的階段。大多數要素的幾何精度都是采用類比的方法憑實際工作經驗確定的。

根據對以上三種精度設計方法的說明，我們可知現在的精度設計還是普遍使用類比的方法，本設計也一樣采用類比法對裝置的各零部件進行精度的設計。

分析帶傳動裝置的裝配結構可知如圖3.1所示，影響公差分析的的零部件的尺寸主 11

沈陽理工大學學士學位論文

要是由主軸、軸承、軸承座上的尺寸構成的徑向尺寸鏈，故此，我們在做精度設計時，主要對它們進行精度設計，軸向的尺寸鏈中的組成環都是非配合尺寸，其一般公差的確定一概按照GB/T1804-2000中的線性尺寸的極限偏差數值設計。

圖3.1 帶傳動裝置裝配圖

由于本設計中的對封閉環的公差分析受組成環的影響，所以在進行計算機輔助公差設計時，為了確保最終的所保證的那個封閉環的精度達到設計的要求必須先確保各組成環所在的零件達到一定的精度要求，故此要先進行各關鍵零部件的精度設計。

3.2 軸承的精度設計

由于在帶傳動裝置中的滾動軸承對旋轉精度和運轉平穩性要求不高且所受的載荷不大，且所受載荷故選擇0級深溝球軸承。再依據GB/7307.1—2005中向心軸承單一平面內平均內徑與外徑的極限偏差的數據可得出滾動軸承的內外圈的公差分別為： Ф20（-0.010）、Ф42（-0.011）0

03.3 主軸的精度設計

由于主軸屬回轉體，因此，主要是設計直徑尺寸和軸向尺寸。其中直徑尺寸的設計主要是考慮主軸與其他零部件存在配合關系的部位。標注長度尺寸時，既要考慮零件尺寸的精度要求，又要符合機械加工的工藝過程，不致給機械加工造成困難或給操作者帶來不便。因此，需要考慮基準面和尺寸鏈問題。

沈陽理工大學學士學位論文

軸類零件的表面加工主要在車床上進行，因此，軸向尺寸的設計與標注形式和選定的定位基準面也必須與車削加工過程相適應。3.3.1 尺寸公差的確定

軸類零件有以下各處需要設計與標注尺寸公差，即選擇確定其公差值，一般采用類比法確定。1.直徑公差

根據圖3.1我們可以看出主軸與軸承在徑向存在配合的關系，因此主軸的直徑公差也受兩者之間的相對運動關系及裝配要求的影響。表3.1提供了3類主軸與軸承配合選擇的大體方向，可供參考。

表3.1 配合類型

據上表我們選擇的配合類型為過度配合，再進一步選擇確定非基準件的基本偏差代號。

由于滾動軸承是精密的標準部件，使用時不能在進行加工，因此軸承內圈與軸采用基孔制配合，外圈與外殼孔采用基軸制配合，如圖3.2所示

圖3.2 滾動軸承與軸頸和外殼孔配合常用公差帶圖解（摘自GB/T275-93）

沈陽理工大學學士學位論文

再由深溝球軸承所受載荷為旋轉負荷，及主軸的直徑為Ф20，根據GB/T275-93可得軸承內圈配合的軸頸的公差帶代號為k6。2.鍵槽的尺寸公差

鍵連接是由鍵、軸、輪轂這3個零件的結合，其特點是通過鍵的側面分別與軸槽、輪轂槽的側面接觸來傳遞軸和輪轂間的運動和扭矩，并承受符合，因此鍵寬和鍵槽寬b是決定配合性質的主要參數，即配合尺寸，其余的尺寸是非配合尺寸。

鍵是標準的精拔鋼制成的，是標準件，是平鍵連接中的“軸”，因此鍵寬與鍵槽寬的配合采用基準制配合，鍵寬公差帶為h9。平鍵連接的配合分為較松連接、一般連接和較緊連接三類，配合性質及應用見表3.2。

表3.2平鍵連接的3種配合性質及應用

鍵寬和鍵槽寬b的公差帶如圖3.3。

圖3.3 鍵寬和鍵槽寬b的公差帶

鍵寬b和鍵高h（公差帶按h11）的公差值按其基本尺寸從GB/T1800.3-1998中查取。本設計中的鍵與軸槽、輪轂槽的配合屬一般連接故軸槽的槽寬公差為N9。

為了高平鍵的連接的效果，國家標準中還對鍵和鍵槽的形位公差和表面粗糙度提出了如下的規定。最后軸鍵槽的精度設計如圖3.4、3.5所示

（1）對于軸槽和輪轂槽對軸線的對稱度公差，一般按GB/T1184-1996《形狀和位置 14

沈陽理工大學學士學位論文

公差》中對稱度7～9級選取。

（2）當鍵長L與鍵寬b之比大于或等于8時，b的兩側面在長度方向的平行度公差按GB/T1184-1996《形狀和位置公差》選取，當b=6mm時取7級，b=8～36mm時取6級；當b=40mm時取5級。

（3）表面粗糙度要求：槽側面取Ra為1.6～6.3μｍ；其他非配合面Ra為6.3～12.5 μｍ。

圖3.4 軸鍵槽1的精度指標 圖3.5 軸鍵槽2的精度指標

3.軸的長度公差

線性尺寸的一般公差主要用于較低精度的非配合尺寸，當功能上允許的公差等于或大于一般公差時，均應采用一般公差。

線性尺寸的一般公差規定有4個公差等級。從高到低依次為精密級、中等級、粗糙級、最粗級，分別用字母f、m、c和v表示，其極限偏差見下表3.3：

表3.3 線性尺寸的極限偏差數值（摘自GB/T1804-2000）(單位：mm)

由于本設計的帶傳動裝置的精度要求不是很高故選用公差等級為中等的公差。且不是所有的軸向尺寸都應該標注出，而是選擇構成尺寸鏈的那部分予以標注。

由上述的分析可得：主軸的軸向尺寸的公差分別為36±0.3mm；12±0.2 mm；同時附上端蓋的軸向尺寸的公差8±0.2 mm；16±0.2 mm。

沈陽理工大學學士學位論文

3.3.2 形位公差的確定

各重要表面的形狀公差和位置公差。根據傳動精度和工作條件等，可確定以下各處的形位公差：

1．配合表面的圓柱度

與滾動軸承或齒輪(蝸輪)等配合的表面，其圓柱度公差約為軸直徑公差的1／2；與聯軸器和帶輪等配合的表面，其圓柱度公差約為軸直徑公差的0.6～0.7 倍。故軸頸出的圓柱度為0.013/4≈0.003mm,與帶輪配合處的公差值為（0.6～0.7）*0.011/2≈0.004mm。

2.配合表面的徑向跳動公差

軸與兩滾動軸承的配合部位的徑向跳動度，其公差值：對球軸承為IT6，對滾子軸 承為IT5。由于配合處的軸頸為Φ20mm故查表可知該處的徑向跳動公差為0.013mm。

3.軸肩的端面跳動公差

與滾動軸承端面接觸：對球軸承取(1～2)IT5；對滾子軸承取(1～2)IT4。此處為滾動球軸承故軸肩的端面跳動公差為0.009～0.018mm取為0.012mm。4.平鍵鍵槽兩側面相對軸線的平行度和對稱度

平行度公差約為軸槽寬度公差的1/2；對稱度公差約為軸槽寬度公差的2倍。由前述軸槽寬度公差的設計可知其公差為0.03mm，故平行度公差為0.015mm，對稱度公差為0.06mm。

3.3.3 表面粗糙度的確定

軸的各個表面都需要進行加工，其表面粗糙度數值可按表3.4推薦值的確定，或查其他手冊。

表3.4 推薦用的軸加工表面粗糙度數值

3.3.4 主軸精度設計指標

沈陽理工大學學士學位論文

圖3.6 主軸精度設計圖

3.4 軸承座的精度設計

承座是用來支撐軸承的，固定軸承的外圈，僅僅 讓內圈轉動，外圈保持不動，始終與傳動的方向保持一致，并且保持平衡；,軸承座的概念就是軸承和箱體的集合體,以便于應用,這樣的好處是可以有更好的配合,更方便的使用,減少了使用廠家的成本。所以對軸承座的精度設計是十分必要的。由于軸承座孔與軸承之間也存在配合關系，所以軸承座的精度設計與主軸的精度設計類似也是采用類比法進行精度設計。參照主軸的精度設計可知：

1.軸承座孔直徑尺寸公差

由于軸承座孔所受載荷為旋轉載荷且所受載荷較小，同時考慮到與其配合的軸承為深溝球軸承，所以根據下表3.5中說明，我們可知軸承座孔的公差帶代號為J7。

表3.5 滾動軸承和外殼孔的配合 孔公差帶代號（GB/T275-93）

2.軸向長度尺寸公差

由于軸承座的軸向的尺寸與主軸的軸向尺寸一樣都為非配合尺寸，所以它們的 17

沈陽理工大學學士學位論文

精度設計參照主軸的長度尺寸的精度設計（見表3.3）可知軸承座的尺寸鏈中的軸向尺寸的公差分別為76±0.3mm。

3.軸承座的精度指標

圖3.7 軸承座精度設計圖 18

沈陽理工大學學士學位論文

第4章

PRO/E的建模與虛擬裝配

4.1 基于PRO/E的參數化建模

4.1.1 參數化設計概念

參數化設計是Revit Building的一個重要思想，它分為兩個部分：參數化圖元和參數化修改引擎。Revit Building中的圖元都是以構件的形式出現，這些構件之間的不同，是通過參數的調整反映出來的，參數保存了圖元作為數字化建筑構件的所有信息。參數化修改引擎提供的參數更改技術使用戶對建筑設計或文檔部分作的任何改動都可以自動的在其它相關聯的部分反映出來，采用智能建筑構件、視圖和注釋符號，使每一個構件都通過一個變更傳播引擎互相關聯。構件的移動、刪除和尺寸的改動所引起的參數變化會引起相關構件的參數產生關聯的變化，任一視圖下所發生的變更都能參數化的、雙向的傳播到所有視圖，以保證所有圖紙的一致性，毋須逐一對所有視圖進行修改。從而提高了工作效率和工作質量。4.1.2 參數化設計的主要技術特點

參數化設計的基本思想是以約束來表達產品模型的形狀特征，通過從模型中特區一些主要的定形、定位或裝配尺寸作為自定義變量，修改這些變量的同時由一些公式計算出并變動其他相關尺寸，從而方便地創建一系列形狀相似的零件。這種用尺寸驅動、修改圖形的功能為初始產品設計、產品建模、修改系列產品設計提供了有效的手段，能夠滿足設計具有相同或相近幾何拓撲結構的工程系列產品及相關工藝裝備的需要。

參數化設計的優點是對設計人員的初始設計要求低，無需精確繪圖，只需勾繪草圖，然后可通過適當的約束得到所需精確圖形；便于編輯、修改，能滿足反復設計的需要。但是傳統的參數化設計也參在以下的不足之處：

（1）自定義變量只能驅動幾何尺寸，即通過一些公式來修改零件的幾何尺寸，而零 件的形狀已基本明確，即零件的特征基本給定，幾乎不能改變。

（2）自定義變量之間相互獨立，不便建立任何函數關系，也不便對每個變量做約束。會容易出現變形甚至信息丟失。

4.2 帶傳動裝置的建模過程

帶傳動裝置的設計目的是用于傳遞運動和轉矩，其中通過帶輪與主軸的配合，將外在動力輸入，最后再由主軸與其他零件的配合將動力輸出，其中主軸起到傳遞動力的作用、軸承座在裝置中起到支撐和保證旋轉精度的作用。軸承是在機械傳動過程中起固定 19

沈陽理工大學學士學位論文

和減小載荷摩擦系數的作用。也可以說，當其它機件在軸上彼此產生相對運動時，用來降低動力傳遞過程中的摩擦系數和保持軸中心位置固定。本設計中的帶傳動裝置主要包括以下四個部分：主軸、軸承座、帶輪、端蓋 4.2.1 主軸的建模

首先打開PRO/E 5.0的界面，新建一文件名為zhuzhou的零件，取消缺省設置，選擇單位為mm的模板。考慮到主軸為回轉件，決定先采用旋轉工具先構建主體之后通過倒角、倒圓、孔等工具完善模型。主軸的結構尺寸如下圖所示，其建模過程如下：(1)選擇旋轉工具，然后選擇Front基準面作為草繪平面，進入草繪繪制其界面圖如下，繪制如下圖的主軸的截面。完成草繪回到旋轉建模界面默認選擇旋轉角度為360完成旋轉建模。

圖 4.1 主軸截面圖

圖 4.2 主軸三維模型

（2）運用拉伸工具創建鍵槽，首先點選基準平面工具，選擇參照平面Front基準面，選擇偏移距離為10mm新建一基準面DTM1。之后點選拉伸工具，選擇前面新建的基準面DTM1繪制拉伸截面之后完成草繪回到拉伸建模界面完成拉伸操作。

沈陽理工大學學士學位論文

圖 4.3 鍵槽草繪圖

圖 4.4 鍵槽三維模型圖

（3）選擇孔工具創建孔，選擇主軸的右端面作為孔的放置平面，根據設計要求設計孔的外形之后運用倒圓角、倒角工具完善模型最后完成的模型如下：

沈陽理工大學學士學位論文

圖 4.5 主軸

4.2.2 軸承座的建模

分析軸承座的結構外形可知，軸承座由一回轉體和拉伸的基底組成，故考慮首先采用旋轉工具創建軸承座孔，之后采用拉伸工具

創建基底，其中多次運用到草繪

添加油杯座。最后的模型如里的工具繪制界面，繪制原理同上。最后運用拉伸工具下：

圖 4.6 軸承座基底草繪圖

沈陽理工大學學士學位論文

圖 4.7 軸承座

4.2.3 帶輪的建模

帶輪是典型的回轉體結構，但是帶輪的作為標準件，其輪槽的截面尺寸有標準上的要求，在繪制帶輪時，我們根據設計要求選擇Z型槽型作為本設計的帶輪槽型，其相關參數如下：

bd=8.5mm，hamin=2mm，hfmin=7.0mm，e=12±0.3，fmin=7mm，φ=38°。

同時根據帶輪的選定的基準直徑選擇的帶輪的結構形式為腹板式。所以帶輪在建模時先采用旋轉工具

建立出帶輪的大致外形，再通過孔和拉伸等工具完善模型。

圖 4.8 帶輪草繪圖

圖 4.9 帶輪

沈陽理工大學學士學位論文

4.2.4 端蓋的建模

端蓋的主要工作表面為左右端面以及左端面的外圓表面，一般作用為（1）軸承外圈的軸向定位；（2）防塵和密封除本身可以防塵和密封外，也常和密封件如密封圈配合以達到密封作用。

端蓋的建模是通過旋轉工具創建安裝孔，最后運用倒角

創建出大體外形，之后通過孔工具修飾銳變。

和陣列工具

圖 4.10 端蓋草繪圖

圖 4.11 端蓋視圖圖 4.12 端蓋視圖2

沈陽理工大學學士學位論文

4.2.5 油杯及擋圈的建模

油杯作為標準件，通過選用合適的油杯，然后參考其平面圖繪制出其立體模型。

圖 4.13 油杯

圖 4.14 擋圈

其他零件及標準件的建模由于結構簡單或是可從零件庫中選用，故不予以建模說明。

4.3帶傳動裝置虛擬裝配

4.3.1 虛擬裝配概述

虛擬裝配是指通過計算機對產品裝配過程和裝配結果進行分析和仿真，評價和預測產品模型，做出與裝配相關的工程決策，而不需要實際產品作支持。虛擬裝配的實現有助于對產品零部件進行虛擬分析和虛擬設計，有助于解決零部件從設計到生產所出現的技術問題，以達到縮短產品開發周期、降低生產成本以及優化產品性能等目的。

綜合虛擬裝配的應用和解決的問題，該技術在產品開發過程中將具有以下功能：(1)可裝配性評價 根據產品設計的形狀特性、精度特性，用三維形式模擬產品裝配過程，并以交互方式控制產品的模擬裝配過程，檢驗產品的可裝配性，評價產品裝配的相對難易程度，計算裝配費用。

(2)可制造性評價 根據產品裝配的相對難易程度和裝配費用，來決定產品結構設計是否合理，是否可以直接進行產品制造，或需要對產品結構進裝配是將設計好的零部件進行組織、定位、相互配合的操作，提供產品整體模型，為生成裝配圖做準備。

(3)靜態干涉檢驗 虛擬裝配完成后，在虛擬環境下檢驗零部件之間是否發生干涉，能否合理地完成裝配。

(4)優化裝配過程 使產品能適應當地具體情況，合理劃分成裝配單元，使裝配單元 25

沈陽理工大學學士學位論文

能進行有效地裝配。

4.3.2 基于PRO/E的帶傳動裝置裝配

首先新建一個文件名為zhuangpeitu的組件，取消缺省設置，點選mmns_part_solid的模版，其建模過程如下：

單擊插入→元件→裝配或直接單擊裝配圖標

加載組件。在工作目錄中選擇前面已經建好的軸承座零件，運用缺省設置裝載第一個零件。再次加載主軸選擇放置方式為對齊依次選擇兩個零件的主軸，然后再新建一對齊約束選擇這兩個零件的兩對應基準面。同理加載其他零部件的方法是一樣的，只是在裝配的過程中確定好約束條件。最后裝配完的模型如下圖：

圖 4.15 帶傳動裝置裝配圖

沈陽理工大學學士學位論文

第5章 計算機輔助公差分析

5.1 PRO/E的CE/TOL模塊（公差分析）簡介

由 CETOL Technology 提供支持的 Pro/ENGINEER Tolerance Analysis 是Pro/ENGINEER Wildfire 5.0 集成在一起的一款公差分析應用程序。利用 Pro/ENGINEER Tolerance Analysis，您可以快速地執行與 Pro/ENGINEER 零件尺寸相關的 1-D 公差累積分析。

支持的尺寸類型包括：

? 標準線性尺寸 ? 基本線性尺寸

? 大小尺寸(如直徑或半徑)? 下列類型的 GD&T：

o 位置 o 曲面輪廓

選取“分析”(Analysis)菜單中的 “公差研究?”(Tolerance Study?)后，“公差分析管理器”(Tolerance Analysis Manager)對話框打開，即進入公差分析模塊，其中將列出模型中以前定義的所有公差分析測量。在此對話框中，可添加、編輯或刪除公差分析測量，或將測量保存為特征。

圖5.1 公差分析管理器

5.2 公差分析方法簡介

執行公差分析時，Pro/ENGINEER Tolerance Analysis 提供兩種有本質區別的分析工具來預測裝配測量偏差：最壞情況分析與統計分析。5.2.1 最壞情況公差分析（完全互換法）

完全互換法又稱極值法。用完全互換法解尺寸鏈能夠保證完全互換性，這種解法是從尺寸鏈個環的極限值來計算的。讓增環極大值與減環極小值同時出現，增環極小值與 27

沈陽理工大學學士學位論文

減環極大值同時出現，而不考慮各環實際尺寸的分布情況。極值法計算公式為： 封閉環公差T0

T0???iTi（5.1）

i?1n式中 T0——封閉環公差 Ti——封閉環公差

最壞情況公差分析是傳統的公差累積計算類型(圖 5.1)。各個尺寸均被設置為其公差極限，以使累積測量結果盡可能最大或最小。最壞情況分析意味著如果所有的尺寸都處于最大偏差情況下都可滿足要求,那么所有合格零件都能進行滿足要求的裝配,這樣做可以保證100%地滿足裝配的正確性,可以100%地滿足零件的互換性

最壞情況模型考慮的不是各個尺寸的統計分布圖，而是考慮這些尺寸不超過其各自的指定公差極限。從數學角度來說，模型假設所有公差尺寸都將等于它們的其中一個極限值，并進而產生極限累積情況。換言之，此模型可預測最大預期測量偏差。

圖5.2 最壞情況累積偏差

設計最壞情況公差要求可保證所有零件在裝配和運轉時均正常無誤，而與實際的元件尺寸偏差和累積組合無關。最壞情況模型的主要缺點是它通常要求各個元件的公差配合非常緊密。這容易造成制造和檢測過程費用昂貴和/或報廢率居高不下。

最壞情況公差分析通常用于重要的機械接口及備件更換接口。如果最壞情況公差分析不是合同規定的方法，則正確應用統計公差分析可以既保證裝配結果可以接受，同時又可以增加元件公差、降低生產成本。5.2.2 統計分析

不同于上述的最壞情況分析方法,它并不要求100%的裝配,但它可以實現設計和生產成本的有效降低,讓尺寸在較寬松的公差范圍內滿足預期的裝配要求。統計偏差分析模型充分利用了統計學的原理，可以在兼顧質量的情況下放寬元件公差限制。每個元件的偏差均被建模為統計分布圖(圖5.2)，這些分布加總后可預測裝配測量的分布情況。因此，統計偏差分析可預測分布情況，它可以描述裝配測量偏差，但不能描述該偏差的極限值。利用此分析模型，設計人員可以設計出任何質量級別(不只是 100%)的產品，28

沈陽理工大學學士學位論文

從而提高設計彈性。

圖5.3 統計累積偏差

其對應的計算公式為:

封閉環公差T0

1T0?k0??i?1n222iiikT（5.2）

式中 T0——封閉環公差

K0——封閉環的相對封閉系數 Ki——組成環的相對分布系數 Ti——組成環公差

5.3 裝配體的公差分析及優化

分析帶傳動裝置可知其存在軸向和徑向兩個方向上的尺寸鏈，其虛擬裝配后的斷面圖如圖5.4，故而我們將對裝配體的軸向尺寸鏈和徑向尺寸鏈進行分析和優化。

圖5.4 裝配斷面圖

沈陽理工大學學士學位論文

本設計中公差分析的過程其實是對間隙公差（封閉環）進行分配的過程。在進行公差分配時，必須對被加工零件在產品中或工序尺寸在加工過程中的作用、尺寸大小及精度、形位要求和材料性能、加工能力、工藝方法、制造成本等進行全面分析，只有這樣才能給出經濟合理的公差。常用的公差分配方法有：類比公差法、相等公差法、相等精度法、相等影響法、經濟準則法、綜合因素法。本設計根據前面精度設計所給出的等精度的公差進行尺寸鏈的公差分析，根據分析的結果判定各組成環的影響，對影響較大的尺寸公差進行修改來進行公差的優化。5.3.1 軸向尺寸鏈分析

根據帶傳動裝置的裝配關系我們可知在軸向的尺寸鏈中包含的各零件的尺寸都屬于非配合的線性尺寸，由第三章中精度設計中的各零件的尺寸公差與軸向的形位公差（主要是端面跳動值）比較可知，形位公差對測量目標的公差分配的影響可以忽略，所以軸向的尺寸鏈的分析只考慮尺寸公差的分配。

裝配體的公差分析是基于尺寸鏈上的，所以在做公差分析之前我們得先生成裝配尺寸鏈。在裝配圖上把對某項精度指標有關的零件尺寸依次排列，構成一組封閉的鏈形尺寸，就稱為裝配尺寸連。在裝配尺寸鏈中，每個尺寸都是尺寸鏈的組成環，它們是進入裝配的零件或部件的有關尺寸，而精度指標常作為封閉環，顯然封閉環不是一個零件或一個部件上的尺寸，而是不同的零件或部件的表面或軸心線之間的相對位置尺寸，它是裝配后形成的。所以我們這里的封閉環選擇的是右軸承右端面與右軸承端蓋的左端面的間隙作為測量目標，其公差定為±0.4mm。帶傳動裝置的軸向尺寸鏈如圖5.5。

圖5.5 軸向尺寸鏈

根據上述的裝配尺寸鏈選取各零件中的對應軸向尺寸即可自動生成一封閉的尺寸鏈，最后在公差分析界面就可對組成環的公差對封閉環的公差的影響進行分析，如圖5.6所示

沈陽理工大學學士學位論文

圖5.6 公差分析界面

完成尺寸鏈的選擇之后，定好控制目標（封閉環）的精度指標后，我們可用從上述界面中得到如下信息：

根據與之相關的其他直接加工出的尺寸（組成環），對關鍵非直接加工出的尺寸(封閉環)進行計算。利用這些直接加工出的尺寸（組成環）預測分布情況，來計算出間接加工出的尺寸(封閉環)分布情況，再把該分布情況與設計要求的上下偏差進行分析，看是否可滿足要求。封閉環的分布圖如圖5.7.圖5.7 間隙分布圖

從圖5.6中可用看出，間隙的分布情況是根據每個尺寸都按Cp=1的正態分布來計 31

沈陽理工大學學士學位論文

算出來的（Cp影響樣本的標準差）；間隙的名義尺寸和平均尺寸都是 0 ,間隙大小分布的標準差為1.8516；合格率93.5922及每百萬個單位中的缺陷數64078；偏態為0，這意味著分布是對稱的；基于前提假設Cp=1.0，該間隙尺寸的不合格的可能性很小但還未能達到合格率97%以上的要求。繼續進行如下幾種分析： 1.敏感分析（sensitive）

敏感度圖顯示測量對每個公差的敏感度。敏感度值表明了測量與公差之間的數學關系。敏感度為 1.0 表示與公差相關聯的尺寸值的單位發生變化時，測量值也會發生等量的變化。因此，敏感度值越高(絕對值)，某尺寸對特定測量而言就越重要。在 1 維公差分析中，大多數尺寸的敏感度均為 1.0 或-1.0，但也有些直徑尺寸有時敏感度為 0.5 或-0.5。軸向尺寸鏈的測量對各組成環的敏感度圖如圖5.7。

圖5.8 尺寸的敏感度圖

根據上表可以看出，被分析的尺寸對所有尺寸的敏感度一樣，其中端蓋1的尺寸d1、軸承座的尺寸d37、端蓋2的尺寸d1的敏感度值為1；其他尺寸的敏感度為-1。2.百分比貢獻度分析

貢獻度百分比將敏感度信息與零件尺寸偏差信息相結合，以顯示各個零件尺寸所導致的測量偏差。從圖5.9中可用看出，對該分析尺寸的分布誤差影響最大的幾個尺寸為軸承座的尺寸d7、主軸的尺寸d1。為滿足設計的要求，對這兩個尺寸進行更改。故將d1的尺寸由0.3mm變為0.15mm，將d7的公差大小由0.3mm變為0.2mm。優化后的公差分析圖如圖5.10。由表中的數據可知優化后的公差符合公差分配的要求。

沈陽理工大學學士學位論文

圖5.9 尺寸的貢獻度圖

圖5.10 公差優化的圖

5.3.2徑向尺寸鏈公差分析

根據帶傳動裝置的虛擬裝配圖可知，裝置的左右兩面的結構大致對稱且由軸承、主軸、軸承座的徑向尺寸構成的尺寸鏈相同，故選擇一處的尺寸鏈進行分析。由于軸向的尺寸都為配合尺寸，其精度與形位公差處于同一個數量值，故將形位公差的影響考慮在內。由于本軟件只能進行位置度和輪廓度的分析，故我們采用將其他形位公差轉化為相對應的尺寸公差與其他尺寸公差進行疊加，然后進行公差的分配。

由于上章我們已對帶傳動裝置的各零件的精度進行了設計，由上章的精度設計我們可知影響徑向公差分配的形位公差有主軸與軸承配合的軸頸處的圓柱度及徑向全跳動、軸承座孔的圓柱度。圓柱度和徑向全跳動的公差帶是三維的，如圖5.11、5.12所示。

沈陽理工大學學士學位論文

圖5.11 圓柱度公差帶 圖5.12 徑向全跳動公差帶

由于我們進行的徑向公差分析是嚴格一維的，因此上述的形位公差必須將它們轉化為徑向的對應公差，其轉化關系參照2.1.5節中的內容（實質上是一個投影關系），最后我們可知圓柱度和徑向全跳動投影到徑向的公差都為直徑兩端的兩個線性公差。但是我們從圖5.11與圖5.12它們的公差帶圖可以看到,它們有一個很大的區別在于徑向全跳動對基準有要求而圓柱度只對單一要素提出要求。因此它們在與尺寸公差疊加時是有區別的，前者是嚴格在直徑的基本尺寸基礎上的公差變動，而后者是基于直徑的實際尺寸上的公差變動。

主軸與軸承配合處的軸頸的圓柱度為0.003mm、徑向圓跳動0.013mm、軸頸處的直徑002（-?00..011）尺寸公差為為?20；與軸承外圈配合的軸承座孔的圓柱度為0.007mm、孔直徑為015?42（-?00..010）；它們的公差疊加示意圖如圖5.13、5.14。從圖中我們可知最后疊加后的上026029（-?00..011）（-?00..010）述兩處的徑向公差分別為?20、?42。

圖5.13 主軸徑向公差疊加圖

圖5.14 軸承座孔徑向公差疊加

通過選擇軸承座孔的軸線和主軸的軸線作為參照來選擇徑向的尺寸形成如圖5.15 34

沈陽理工大學學士學位論文 的尺寸鏈，以這兩個軸線的距離作為測量目標，其測量目標值定為上偏差+0.02mm、下偏差-0.04mm。

圖5.15 徑向尺寸鏈圖

由于徑向的尺寸鏈涉及到大小尺寸（直徑與半徑），主軸與軸承內圈和軸承外圈與軸承座孔的配合相當于孔與銷釘的配合，主軸與軸承外圈在孔中的位置需要確定，分析帶傳動裝置所受的載荷可知它們在孔中的位置是偏下的，在軟件的具體操作過程中，其在一維尺寸鏈上的位置全部定位偏左。其中這里還必須考慮軸承內外圈的同軸度，我們將其值定為：±0.05，選擇所有尺寸鏈中的組成環后其分析圖如圖5.16所示。

圖5.16 徑向尺寸鏈公差分析圖

沈陽理工大學學士學位論文

根據測量目標的公差分布圖可知測量目標的分布是偏態的，其標準差為1.6945，其分布的最大偏差范圍為-0.088到0.06025，其每百萬單位中的缺陷數為90174，裝配后帶傳動裝置符合要求的合格率約為90.9%未達到97%以上的目標，故應對其進行優化。分析上述得出的分析圖表可知有五個尺寸對封閉環的分布有影響，其中軸承的內外圈的同軸度的影響最大，其公差百分百貢獻度到達92.78%對測量目標的公差其主導影響，故對其尺寸進行修改，將同軸度由±0.050mm變為±0.03mm。優化后的公差分析如圖5.17，從圖中我們很明顯的可以看出同軸度的公差百分比貢獻度已降至55.3%，與其他組成環的公差的貢獻度達到大致平衡，其合格率也已經達到99%，符合設計要求。

圖5.12 徑向尺寸鏈公差優化圖

沈陽理工大學學士學位論文

結 論

通過此處畢業設計，使我對計算機輔助公差設計發展現狀及研究方向有了較深的了解。本設計是基于裝配過程中的各零部件是剛性的，即在裝配過程中各零部件不存在變形，同時裝配過程是線性的。通過構建一個同時存在尺寸公差和形位公差的公差模型來進行公差的分配，通過將形位公差的線性化轉化，采用極值法和統計法將其與尺寸公差進行線性化的疊加。

考慮到零件公差的多樣性及產品裝配過程的復雜性等因素的影響，今后需要在以下幾個方面進行深入研究。

（1）當前的公差模型較多，而且各有其應用層面上的優勢和不足，應盡快建立一種適用于所有剛性零件、能夠較為科學全面地描述尺寸和形位公差、面向裝配公差分析的公差模型。

（2）實際裝配過程大多都是非線性的，有必要建立尺寸公差之間及尺寸公差與形位公差之間的疊加模型，雖然現在已有統計試驗法，但其計算量大、計算時間過長

（3）柔性件的公差分析方法是目前研究的難點和熱點，其不同于剛性零件的裝配過程和偏差傳播機理，所以應研究適用于柔性件的公差模型和分析方法。

（4）目前公差的解算和優化問題基本上是基于尺寸鏈建立公差設計函數的數學模型，然后進行數學求解和優化。而現在公差的分析多建立在一維的尺寸鏈上，因此有必要建立一個基于多維尺寸鏈的公差模型。

（5）尺寸公差和形位公差同時存在并且互相影響，采用將這兩者同時建模的并行設計思想建立一個同時包含尺寸公差和形位公差的公差模型。

沈陽理工大學學士學位論文

致 謝

經過近三個月的學習與不懈努力，終于完成了大學畢業設計。在整個設計過程中雖然遇到了很多困難，但是都在同學和老師的幫助下得到解決。在這里特別要感謝的是我的輔導老師張秀珩老師，在整個畢業設計的寫作過程中，張老師不管是從選題還是在查資料準備的過程中，一直都耐心地給予我指導和意見，使我在總結學業及撰寫論文方面都有了較大提高；同時老師高度的敬業精神和責任感給我留下深刻的印象。張老師為人隨和、嚴格要求、耐心負責、治學嚴謹，對在畢業設計過程中遇到各種問題都能提供細心而又耐心的講解。

同時得感謝這篇論文中所涉及的各位學者，他們的研究內容對于本論文的寫作提供了很多幫助。還得對在這四年大學中教授我專業課程的老師們表示感謝，正是有了專業課的學習作為基礎，現在才能順利的完成此處畢業設計。

最后，謹向百忙中抽出寶貴時間評審本論文的各位老師致以最誠摯的謝意。

沈陽理工大學學士學位論文

參考文獻

[1].吳昭同，楊將新等.計算機輔助公差優化設計[J].杭州:浙江大學出版社，1999:l-2頁

[2].Hillyard C．Dimensions and Tolerances in Shape Design．University for Cambridge，UK：Ph．D．Dissertation，1978

[3].Bjoke 0．Computer—Aided Tolerance．ASME Press，New York，1989，2 [4].R.weill.Tolerancing for Function.CIRP Annals.1988，37(2):l一SP [5].Requicha A A G．Toward a Theory of Geometric To]erancing，Int．J．Rob．Res．1983，2(4)：45—49 [6].A Clement，A Desrochers，eta1.Theory and Practice of 3D tolerancing of assembly.Proceeding of the CIRP seminar on computer aided tolerancing Pem State University，USA, May1991:25一55 [7].A Desroehers，A Clemeni.A dimensioning and tolerancing assistance mode for CAD/CAM system.International journal of advanced manufacturing technology 1994，(9):352一361

[8].Bourdet P，Ballot E.Geometric behave or laws for computer aided tolerancing Proceedings of the 4th CIRP Design Seminar on Computer Aided Tolerancing.Chapman and Hall，London，1996:119一131 [9].W.H.Green Wood，K.W.Chase.Worst Case Tolerance Analysis with

Noulinear Problems.joumal of Engineering for Industry.Transactions of the ASME,1988，(110):232一235 [10].張根保.計算機輔助公差設計綜述.中國機械工程.1996，7(5):47一50頁 [11].閆艷．設計制造一體化環境下的計算機輔助公差設計與應用研究[博士學位論文]．北京：北京理工大學，2001 [12].Salomons O W,et al.A Computer-Aided Tolerance Specification.Computer in Industry,1996,31:161-174 [13].孔永強．計算機輔助尺寸公差設計技術研究[碩士學位論文].太原：太原科技大學,2009 [14].E.E.Lin and H.-C.Zhang.Advanced Manufacturing Technology, London, 2001, 39

沈陽理工大學學士學位論文

17:257–262 [15].丁紅宇．計算機輔助精度設計技術研究．2005，l一16．

沈陽理工大學學士學位論文

附錄A 英文原文

Theoretical Tolerance Stackup Analysis Based on Tolerance Zone Analysis E.E.Lin and H.-C.Zhang Department of Industrial Engineering, Texas Tech University, Lubbock, Texas, USA

In this paper, both dimensional tolerance stackup and geometrical tolerance stackup in one-, two-, and three-dimensions are theoretically analysed.The tolerance analysis in this study is based on the analysis of tolerance zones.The manufacturing errors are classified into two general types, locating errors and machining errors.Generative formulation of tolerance stackup is explored.A simulation example of 3D geometrical tolerance stackup is illustrated.Keywords: Dimensional;Formulation;Geometrical;Tolerance stackup;Tolerance zone

1.Introduction 1.1 The Motivation for this Study The purpose of this work is as follows: 1.Tolerance stackup analysis is used to deal with dimensional tolerances in one-dimension, the resultant tolerance is always the sum of the component tolerances [1].Analysis and control of dimensional tolerances are relatively well developed compared to those for geometric tolerances [2].The stackup of geometrical tolerances was usually ignored or replaced by the stackup of component tolerances.In this paper, both dimensional tolerances and geometrical tolerances will be considered in one, two, and three-dimensions.2.Mathematical presentation is a feature of dimensioning and tolerancing [3].HB Voelcker predicted that one of the most important advances in geometrical tolerancing would be made in the next decade: ―One or more generative formulations of geometrical tolerancing will be produced.A generative formulation will be more general than current practice but should 41

沈陽理工大學學士學位論文

contain the current GD&T facilities as special cases.A generative formulation should be teachable in the engineering colleges because it will be based on a small set of underlying mathematical principles‖ [4].This paper is a contribution to the generative formulation of geometrical tolerancing 1.2 Tolerance Stackup Versus Error Stackup Tolerance is the total amount that a specific feature is permitted to vary, it is the difference between the maximum and minimum limits [5].Error(variation)is the deviation of a feature(geometrical element, surface, or line)from its nominal size or shape [6].Hence, tolerance stackup deals with the variation limits in machining, whereas error stackup deals with virtual variation.In this paper, tolerance stackup analysis is based on error stackup analysis.The mathematical formulae for tolerance stackup and those for error stackup coincide by substituting error variables with tolerance variables.1.3 Principle of Tolerance Independency It is complicated to consider dimensional tolerance and geometrical tolerance simultaneously, in error and tolerance analysis.The International Standard Committee ISO/TC10/SC5―Technical drawings, dimensioning and tolerancing‖ and ISO/TC3 ―Limits and fits‖, in ISO 8015 stated that the principle of independency is the fundamental tolerancing principle.It states that: ―Each requirement for dimensional or geometrical tolerancing specified on a drawing shall be met independently, unless a particular relationship is specified, i.e.maximum material requirement, least material requirement, or envelope requirement.‖ This study conforms to the principle of tolerance independency.1.4 Tolerance Zone Chase et al.considered geometric feature variations in the tolerance analysis of mechanical assemblies [7].The tolerance zone can be regarded as limits of feature variation.The tolerance analysis in this study is based on the analysis of tolerance zones.Henzold [6] discussed all kinds of tolerance zones.Those tolerance zones can be summarised as typical types, as shown in Fig.1.The size of the tolerance zone is usually 10?3

沈陽理工大學學士學位論文

to 10?5 of the feature size.In the following figures, the tolerance zone is exaggerated for illustration.t represents tolerance value.There are three typical tolerance zones: 1.1D tolerance zones.2.2D tolerance zones.3.3D tolerance zones.Fig.1.Typical tolerance zones.(a)1D,(b)2D, and(c)3D tolerance zones.Fig.2.The projecting relation of tolerance zones.Dimensional tolerance zones belong to type 1.Types 2 and 3 refer to geometrical tolerance zones.In the Cartesian coordinate system, 3D tolerance zones can be projected onto 2D tolerance zones, and 2D zones onto 1D zones, as shown in Fig.2.Most tolerance zones are 43

沈陽理工大學學士學位論文

3D;however, tolerance chain and tolerance analysis are usually carried out in two-dimensions or in onedimension.1.5 Manufacturing Errors Classi?cation

K.Whybrew and G.A.Britton have summarised 27 sources of errors in a machining process for the following 8 items in machining [4]: 1.Machine.2.Cutting tool.3.Fixture.4.Workpiece.5.Coolant.6.Operator.7.Environmental conditions.8.Process variable.Each aspect of the above sources deserves specific study in precision manufacturing.The errors can be classified into two groups: those that are random, unpredictable, and cannot be controlled, and those that are constant, time dependent or capable of being controlled.Constant errors are added algebraically, while random errors are added arithmetically.A resultant error can be calculated by the following formula:

Δ=Σαiφi+(∑(βjθj)2)mni=1j=1

（1）

where Δ: resultant error αi(i ?1,2, 3,...,m): weights of constant error components,with signs φi(i ?1,2,3,...,m): constant error components βi(i ?1,2,3,...,n): weights of random error components θi(i ?1,2,3,...,n): random error components

The value of bi depends on the distribution status of the random error component and its 44

沈陽理工大學學士學位論文

geometrical relationship with the resultant error.Much work is required to establish the weights and error components in Eq.(1).However, the exploration of specific sources of the locating error and machining error is unnecessary in this study.In this study, all types of error source are classified according to their influence on the geometrical positions of the locating features and machining features of the on-line part.Hence, there are two types of error that are directly related to the accuracy of a part: 1.Locating error.The variation between the position of a practical datum feature and the position of an ideal datum.After a workpiece has been located and clamped, the setup error remains constant unless the workpiece is removed from the fixture.Therefore, a locating error is a deterministic error within each set-up.2.Machining error.The variation between the position of a practical machining feature and the position of an ideal machining feature.A machining error is a random error.Both locating error and machining error are the result of a number of constant and random errors.2.Dimensional Tolerance Stackup As shown in Fig.1, the tolerance zone of a dimension is strictly 1D, hence the formulation of dimensional tolerance stackup is relatively straightforward.Suppose that in a space, the relation of a resultant dimension d with its component dimensions is as follows: d=f(x1,x2,?xl,y1,y2,?ym,z1,z2,?zn)

（2）

where, d: resultant dimension xi,(i ?1,2,3,...,l)component dimensions in the X-coordinate yj,(j ?1,2,3,...,m): component dimensions in the Y-coordinate zk(k ?1,2,3,...,n): component dimensions in the Z-coordinate 45

沈陽理工大學學士學位論文

Fig.3.Dimensional relation of 3 holes in a plane.Theoretically, in the worst case，?d??i?1lmn?f?f?f?xi???yj???zk

(3)?xi?y?zj?1k?1jkwhere, Δd: variation of resultant dimension Δxi,Δyj, Δxk: variations of component dimensions In the statistical case:

mn1?f?f?f22?yj)??(?zk)2]2

(4)

?d?[?(?xi)??(i?1?xij?1?yjk?1?zklIn the following text, only the worst case is dealt with.The statistical case and worst case can be used to deduce similar conclusions in qualitative analysis.For example, 3 holes are to be drilled in a plane with their dimensional relation shown in Fig.3.The horizontal dimensions are omitted to simplify the analysis.The machining procedure and machining requirements are: Step 1.Use face A as the machining datum and drill hole 1.The vertical dimension from hole 1 to face A is a.Step 2.Use face A and hole 1 as the machining datum and drill hole 2.The vertical dimension from hole 2 to face A is b, the angle from the horizontal line to the connecting line of hole 1 and hole 2 is θ.Step 3.Use face A as the machining datum and drill hole 3.The vertical dimension from face A to hole 3 is b?.Dimensions c and c?are the resultant dimensions.For c?, there is a dimension chain as shown in Fig.4.46