《自動墻壁清洗機的設(shè)計（附外文翻譯及圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《自動墻壁清洗機的設(shè)計（附外文翻譯及圖紙）（49頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 # 1引言 1.1清洗建筑表面的意義 隨著人類社會的不斷發(fā)展迸步，城市規(guī)模不斷擴大，城市建筑更加規(guī)范，完美。千姿百態(tài)的各式建筑，尤其是高層建筑外墻都用各種建筑材料迸行裝飾，如粘帖各色墻磚，瓷磚，馬賽克，或涂上涂料，但是，自然界的風(fēng)吹雨打，日光輻射，塵埃污染，以及一些人為或偶然事故等原因，一段時間過后，建筑表面都將不同程度地變得污濁灰暗，破舊不堪，在環(huán)境差的地區(qū)，污染或損壞還相當(dāng)嚴(yán)重。建筑表面就像人身上的外衣，要保持清潔，就需要經(jīng)常清洗，整理。為此，世界發(fā)迖國家和地區(qū)，對保持建筑表面的清潔非常重視，并以法律的形式明確規(guī)定，每年必須定期清洗，否則將受到処罰。近年來，我國各級政府部門的

2、環(huán)境保護意識已發(fā)生了很大改變，國內(nèi)一些大，中城市，特別是旅游，開放城市，旅游景點，為保持建筑表面清潔，也制定出臺了相應(yīng)的法規(guī)，全國范圍的衛(wèi)生評比活動，把保持建筑表面清潔列為考核的重要指標(biāo)之一，其中高層建筑的外墻，醒目，突出，自然也就成為檢查的重中之重。 有信息表明，十?五期間國家用于環(huán)境保護的投資將由九?五期間國民生產(chǎn)總值的1.5%翻倍增加至4%，同時還伴隨以產(chǎn)業(yè)政策的優(yōu)惠。所以，隨著我國改革開放的不斷深入，政府，公民的環(huán)保意識的不斷加強，建筑表面清潔問題必將引起各方面的高度重視，建筑清洗行業(yè)必然具有廣泛的發(fā)展前景，將產(chǎn)生巨大的經(jīng)濟效益和社會效益. 建筑表面清洗主要包括外墻清洗和中央空調(diào)風(fēng)管

3、的清洗，目前外墻清洗是采用傳統(tǒng)的“蜘蛛人”清洗，這是以犧牲生命為代價的非人工作，部分城市頒布了建筑表面清洗條例；由于非典事件，公共衛(wèi)生得到了高度的重視，特別是中央空調(diào)風(fēng)管的清洗，最近有關(guān)中央空調(diào)的清洗條例很快出臺；因此對于建筑表面清洗提供一個完備的解決方案，必然打破一個傳統(tǒng)的產(chǎn)業(yè)格局，改變了人們的工作方式，用機器人清洗代替?zhèn)鹘y(tǒng)的人工清洗或無法清洗，是必然的發(fā)展趨勢。 1.2目的和現(xiàn)實意義 洗墻機的功能主要在于清洗大樓窗戶、外墻等外部結(jié)構(gòu)，然而礙于在清洗大樓時清洗后廢水的處理，清洗的效果、效率等等，目前市面上尚無自動的大樓洗墻機。 改革開放以來，隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展，高層式建筑如雨后春筍

4、般的拔地而起。高樓外墻的外觀保養(yǎng)和清潔成為樓宇管理不可缺少的一部份。有需求就由市場，高樓外墻的清潔必將成為一種經(jīng)濟效益高，前景廣闊的行業(yè)。在中國，這種行業(yè)正在逐漸興趣。我國高墻清潔主要采取兩種形式。 1.3研宄現(xiàn)狀 綜觀目前市面上可見的洗墻機，清洗方式主要還是以人工清洗為主，所以都是以掛籠垂降，再以人工方式清洗墻面；然而垂掛以及掛籠的升降方式便較具變化。傳統(tǒng)的是人手清潔，用繩把人系住和定位，逐層清潔。這種方式人在半空吊來吊去的（好象攀崖運動員下山時那樣），勞動強度高，效率低，因為主體是人，所以帶有一定的危險性。 現(xiàn)代的機器人清潔，現(xiàn)代科技的發(fā)展，機器人代替人手工作是必然的趨勢，在國外和我

5、國的一些清潔公司已經(jīng)采用了機器人來進行高樓外墻的清潔工作，但是這些機器人構(gòu)造復(fù)雜，操作復(fù)雜，功能繁多（有些功能是很少用到或在某些場合不會用到），造成成本高（如果是一些由人工智能的機器人就更加不用說了）和資源浪費的現(xiàn)象。針對這個問題，我們設(shè)計了一個操作簡單，經(jīng)濟實用的高樓外墻清潔機器。 3 2方案評價與選擇 2.1髙樓外墻清潔機的結(jié)構(gòu)和工作 現(xiàn)代高樓外墻自動清洗機的結(jié)構(gòu)主要分為下面幾種： 2.1. 1設(shè)置于頂樓的支撐突梁 以下為一些常見的支撐突梁： (1)固定式如圖2.1所示： (A) F型突梁 （B) L型突梁 圖2.1固定式突梁 (2)活動式: 設(shè)有

6、活動滑軌，如圖2.2為一種滑軌： 圖2.2滑軌 滑軌式的作動情形如圖2.3所示： 圖2.3滑軌式的作動情形 A.水平式滑軌 B.自走平臺 C.垂直式滑軌 圖 2.4 多種形式的滑軌直接將大型起降車設(shè)置于頂樓，方便隨時清洗，亦有助施工維修，但成本高昂且占空間。 2.1.2支撐纜繩 纜繩能承受高度張力，目前專用纜繩就可達到需求。 2.1.3乘載用掛籠小型掛籠如圖2.5所示： 圖2.5小型掛籠 中型掛籠如圖2.6所示: 圖2.6中型掛籠 2.1. 4動作馬達 對于馬達，一般來說有以下要求： A.高扭力、低轉(zhuǎn)速。 7 B. 斷電自

7、動煞車。 C. 機械煞車裝置。 D. 靜定功能。 2.1.5升降結(jié)構(gòu) 對于升降的結(jié)構(gòu)，目前計劃主要依現(xiàn)有一般市面上可見的機構(gòu)加以改良，作為自動洗墻機的作動裝置，裝在樓頂?shù)牟竭M電動機帶動卷桶控制鋼絲繩的收放，使的刷子部分的執(zhí)行機構(gòu)能在高墻上縱向移動。在這里，選擇卷揚機類似的機構(gòu)，加以改進。 2.1.6清洗刷 考慮到刷子受到的摩擦力很小，刷子的轉(zhuǎn)動動力由小電機提供，如圖所示刷子部分采用紅外線測距。當(dāng)墻上的玻璃窗等與墻的豎直距離不等時，刷子不能很好的清洗玻璃等凹或凸出來的部分。所以從機器采用紅外線測距，使刷子能更好的工作，即使有突出的墻沿，也可以通過機器自己調(diào)節(jié)(線圈產(chǎn)生的磁場和彈簧力來

8、調(diào)節(jié)） 刷子由一個獨立的電動機帶動。 為了使機器在刷子往返運動中，不會使機構(gòu)左右搖擺，所以采用一些輔助機構(gòu)來減少左右搖擺，如圖所示，采用末端加有一個輪，此輪與墻接觸。當(dāng)機器向下運動時，輪與墻之間是滾動摩擦，使機器向下運動時，可以使機器與墻之間保持一定的距離，從而不會撞到墻或者玻璃，當(dāng)墻左右搖晃時，這時，輪與墻之間產(chǎn)生滑動摩擦，對機器左右搖擺有一定的抑制作用。 還有一些輔助機構(gòu)使得清潔機在墻上工作更加平穩(wěn)。 2.2方案評價與選擇 根據(jù)任務(wù)書的要求，結(jié)構(gòu)簡單，操作方便，投資小，成本低，安全可靠，工作效率高，故選用，水平式滑軌，支撐纜繩，小型掛籠，升降機構(gòu)采用類似卷揚機機構(gòu)，工作部，利用工

9、作電動，經(jīng)減速器減速，帶動清洗刷轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)清洗功能。 3運動學(xué)及結(jié)構(gòu)方案的確定 根據(jù)任務(wù)書要求，一小時可以清洗墻面600-800平方米，考慮到結(jié)構(gòu)簡單，直接單向進給，故只考慮升降，而且要達到600-800平方米，所以要選用大型號的清洗刷。其結(jié)構(gòu)如圖3.1所示： 3.1運動學(xué)參數(shù)選定 初選卷揚機，根據(jù)GB/T 1995-2002，選用雙卷快速快溜放卷揚機，額定速度為20m/min_25min，額定載荷為25KN。 根據(jù)初選的卷揚機，則定清洗刷直徑應(yīng)500mm。 清洗刷與墻面的摩擦力 查機械設(shè)計手冊得工程塑料的動摩擦因數(shù)在4 =0.1口0.5之間，因為，清洗刷基本上靠自動壓在

10、墻面上，又要考慮到清洗干凈，故選用動摩擦因數(shù)較大的工程塑料，選定其動摩擦因數(shù)為= 0.5，估算清洗裝置200 □ 3OOAg-，故 F = Nuk = 2000N X 0.5 = 1000N 工作機所需輸入功率： Pw = Fv =1000 X 23 = 230KW 1000"w1000x1 各部件的傳動效率： 工作機的效率：W = 1 傳動裝置中各部分的效率，查機械手冊得8級精度的一般齒輪傳動效率：”齒=0.97 彈性聯(lián)軸器傳動效率：作=0.992 齒式聯(lián)軸器傳動效率：％ = 0.99 球軸承傳動效率：7球=0.99(—對） 滾子軸承：尊=0.99(—對） 電動機至工作機之間傳

11、動裝置的總效率： " = "/"球"齒"滾"齒"滾"義 =0.992 0 .)09 C097 x0. 9 8<0.597 0.=78 所需電動機功率 Pd =2 . 6 2 .30 "0 .77 9 兀Dn'. 由 60o1000v 6071000 o 2.30 V ■ :87.5 r/min 60o IOC nD no 500 查表13-2，得圓柱齒輪傳動單級傳動比常值為3?5，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍：n = (hi2)nw =(32?52)o87.535 = 787.817 ?2188.38rjmin 對Y系列電動機通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/

12、min或1500r/min的電動機，故選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。 選用Y100L2-4，額定功率3KW，滿載轉(zhuǎn)速1430r/min，電動機極數(shù)為4，軸伸尺寸28!0：009 7 60。其具體參數(shù)如下： 型號：Y100L2-4 額定功率/kW: 3.0 鐵心長度/mm: 135 氣隙長度/mm: 0.3 定子外徑/mm: 155 定子內(nèi)徑/mm: 98 定子線規(guī)nc-dc: 1-1.18 每槽線數(shù)： 31 并聯(lián)支路數(shù)： 1 繞組型式： 單層交 槽數(shù)Z1/Z2: 36/32 轉(zhuǎn)動慣量/(kg_mA2): 0.0067 質(zhì)量/kg: 3

13、8 3.2計算總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置的總傳動比要求為 ?nm1430! 二。。二I =— = = 16.336 nw 87.535 式中：nm一電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min. 一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比i, = (1.3?1.5)/2，取/I = 4.782,i2 = 3.416。 3.3計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 該傳動裝置從電動機到工作機有三軸，依次為I、II、III軸，則： 3.3. 1各軸轉(zhuǎn)速 m = nm = 1430 r/ min n 1430 m, = nL = = 299.038 r/ min /1 4.782 nnnm

14、1430 ,. nhi = —^ = = 87.537 r mm /2 /1/216.336 式中：nm一為電動機滿載轉(zhuǎn)速，r/min; n、?、nm一分別為I、II、III軸轉(zhuǎn)速，r/min; I為高速軸，III為低速軸. 3.3. 2各軸功率 P = P— = 2.753 X 0.992 = 2.731KW P1 = Pi 7齒^球=Pd 啊齒〒球=2.753 X 0.992 X 0.97 X 0.99 = 2.623KW Piii = P明齒聊=Pdqrq 齒”球”齒”滾=2.753 x 0.992 X 0.97 x 0.99 x 0.97 x 0.98 = 2.493KW

15、 式中：Pd—為電動機輸出功率，KW; Pi、Pu、Pm —分別為I、II、III軸輸入功率，KW; 3.3. 3各軸轉(zhuǎn)矩 T I = 9.55 x106 = 9.55x106x 2.731/1430 = 18238.50N ?mm T ii = 9.55 x106 Pn/加=9.55 x 106 x2.623/299.038 = 83767.45N ?mm T in = 9.55 x106尸m/ran = 9.55 x106x 2.493/87.537 = 271978.14N ?mm 11 4傳動零件的設(shè)計計算4.1第一級齒輪傳動設(shè)計計算 因傳動無嚴(yán)格限制，生產(chǎn)批量小，故

16、小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度241HB?286HB，平均取為260HB;大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為229HB?286HB，平均取為240HB.齒輪采用非對稱支承結(jié)構(gòu)安裝。計算步驟如下： 齒面接觸強度計算 4.1. 1初步計算 轉(zhuǎn)矩T1，T1 = 18238.50N-mm 齒寬系數(shù)I，由表12.13，取I = 1.0 Ad值，由表12.16，估計卜13°，取Ad = 88 接觸疲勞極限Um，由圖12.17c，得Gh iim1 = 71 QMPa, CTh iim2 = 580MPa 初步計算的許用接觸應(yīng)力[Ch]： [Cm]欠0.9chiim1 = 0.9 x 710 =

17、639MPa ^ch2]欠0.9c孖iim2 = 0.9 x 580 = 522MPa 傳動比i，i(= u) = 4.782 T1u +1 38.1mm，取d1 = 45 初步計算小齒輪直徑山，d1>Ad ^d IohI u 初步齒寬b ，b = ^d? di = 1.0x45 = 45mm 4.1. 2校核計算 冗d\n\ 7TX 45 x 1430 圓周速度V，v： 60 X1000 60 X1000 精度等級由表12.6，選用8級齒數(shù)Z1、模數(shù)m和螺旋角p： Z1 = 22, Z2 = iZi = 105.24，取Z^=105 mt = d =

18、 45 = 2.045455，由表 12.3，取mn = 2mm Zi 22 :3.37 m/s ? mn 2 p = arccos — = arccos mt 2.045455 使用系數(shù)Ka由表12.9，，Ka = 1.25 動載系數(shù)Kv，由圖12.9，Kv = 1.18 齒間載荷分配系數(shù)Kha ^ 2T1 2718238.50 Ft =— = = 810.6# d1 45 13 KAFt 1.25 7 810.6 22.52 <100N / mm b 45 1 1 1 Z1 Z 2 cos P 1.88 - 3.2 Sa: 1 1 cos

19、12°6'5" = 1.67 1.88 - 3.2 1 22 105 bsin P Wd7Z1?1.0722 , sp = tL = Z. tan P = tan12°6'5'' = 1.50 nmn n n Sy 二Sa 七SP = 3.17 cos P tan an tan20°at = arctan = arctan = 20°25' 2' cos12°6'5M cos Pb - cos P cos an/cos a? = 0.98 由此得Kna = KFa = Saj cos2Pb = 1.67/0.982 = 1.74 齒向載荷分布

20、系數(shù)Khp，由表12.11， + C X10—3b Khp = A + B 1 + 0.6 丨 (Z)2 (d1) Zs =1.17 + 0.16[1 + 0.6712」\12+ 0.61710-3 7 45 = 1.453 載荷系數(shù)K，K = KAKvKHaKHp = 1.2571.1871.7471.453 = 3.73 彈性系數(shù)Zie，由表 12.12，Ze = 189.8/MPa 節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh，由圖12.16，Zh = 2.45 重合度系數(shù)Zs，由式12.31，因sp > 1，取Sp = 1故 ：0.77 Sa V 1.67 接觸最小安全系數(shù)Sh min，

21、由表12.14，得Sh min = 1.05 (一般可靠）總工作時間th，th = 4 X 250 X16 = 16000h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl： Nl I = 60聲th = 60 X1X1430 x 16000 = 1.3728 x109 Nl2 = Nl1/ i1 = 1.3728 x 1074.782 = 2.8708 x 108 接觸壽命系數(shù)Zn，由圖 12.18，Zm = 0.97，Zn2 = 1.15 許用接觸應(yīng)力[GH]： 「■! GhUmLZma 710 X 0.97 I gh1 I = = = 655.90MPa L JSh lim 1.05 r i Ch l

22、im 2Zn2 580 X 1.15 一產(chǎn)?，川 [ch2] = = = 635.24MPa L JSh lim 1.05 驗算 GH= ZeZhZsZ 1bdl2 U …?！灰?x3.37x18238.50 4.782 + 1 189.8x2.45xO.77xO.99x J □ V 45 x 452 4.782 =478.81Mpa <[ch2] 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調(diào)整。 4.1. 3確定傳動主要尺寸 山、d 1 (i +1) 45x(4.782 +1) 中心距a a = = = 130.095mm 2 2

23、 實際分度圓直徑d1 = 45.000mm，d2 = hd1 = 4.782x45 = 215.190mm 齒寬b，b = ^di = 1.0x45 = 45mm,取bi = 55mm，辦2 = 45mm 齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù)YFa : Zv 1 = ^~ = = 23 cos3P cos312°6'5" Zv2=」^ = ~J105——=112 cos P cos 12°6'5'' 由圖 12.21，YiFax = 2.67，YFa2 = 2.18 應(yīng)力修正系數(shù)Ysa，由圖 12.22，YSa1 = 1.58，YSa2 = 1.82 重合度系數(shù)Ys ，SaV = 1.

24、88—3.2(~^—I ) cosP _ Lv1Zvi」 =1.88— 3.2(丄+ 丄）cos12°6'5" = 1.67 _ 23 112 _ 0 75 0 75 Ys = 0.25 + ~~ = 0.25 + = 0.70 SaV 1.67 螺旋角系數(shù)YP，YPmn = 1 — 0.25SP = 1 — 0.25 71 = 0.75 (當(dāng)Sp乏1時，按Sp = 1計算?） P 121° YP = 1 — Sp = 1 —17 = 0.9 >YP min，故YP = 0.9 120°120° 齒間載荷分配系數(shù)KFa，i = 317 = 2.7 SaY s 1.67

25、7 0.70 前已求得KFa = 1.74 < ，故KFa = 1.74 SaY S b 45 齒向載荷分配系數(shù)Kfp，由圖12.14，b =45 = 10，Kfp = 1.41 h 2.25 7 2 載荷系數(shù)K，K = KaKvKfaKFp = 1.2571.1871.7471.41 = 3.62 彎曲疲勞極限Jfiim，由圖12.23c，gfiimi = 600MPa，gfiim2 = 450MPa 彎曲最小安全系數(shù)，由表12.14，Sfmin = 1.25 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl，NlI = 60Ynith = 60 7171430 716000 = 1.3728 7109

26、 Nl2 = Nl i/ h = 1.3728 7109/4.782 = 2.87087108 彎曲壽命系數(shù)Yn，由圖12.24，Ym = 0.9，Yn 2 = 0.98 尺寸系數(shù)Yr，由圖12.25，Yx = 1.0 許用彎曲應(yīng)力[^f ] Zi = 28，Z 2 = iZ I = 3.416 7 28 = 95.648，取Z2 = 96 M Cf lim 1YN1YX 600 X 0.89 X 1 , ? = = =427.20MPa Sf min 1.25 r -i Cf lim 2 Yn 2 Yx 450 X 0.94 X1 "，Ti [Cf 2] = = = 3

27、38.4MPa L JSf min 1.25 驗算 2KT1 CF1 = lFa\ISa\I si P bd mn =2X 3 62X18238 50 X 2.67 X1.52X 0.70x 0.9 = 83.36MPa <[gf1] 45 x 45 x 2 L J Yf^2Ys?200 2.18 x 1.82 m r i Cf2 = Cf1 = 83.36X = 78.40 < [Cf2] YFa1Ysa1 2.67 X1.58 L J 傳動無嚴(yán)重過載，故不做靜強度校核。 4.2第二級齒輪傳動設(shè)計計算 因傳動無嚴(yán)格限制，生產(chǎn)批量小，故小齒輪用40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度

28、取為280HB;大齒輪用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度取為260HB。齒輪采用非對稱支承結(jié)構(gòu).計算步驟如下： 齒面接觸強度計算 4.2. 1初步計算 轉(zhuǎn)矩T2，T2 = 83767.45N-mm 齒寬系數(shù)I，由表12.13，取I = 1.0 Ad值，由表 12.16，估計P。13°，取Ad = 88 接觸疲勞極限CH lim，由圖12.17c，得Ch lim1 = 71 QMPa, ch lim2 = 580MPa 初步計算的許用接觸應(yīng)力： [Cm]欠0.9chlim1 = 0.9x 710 = 639MPa [c孖2]欠0.9c孖um2 = 0.9x 580 = 522MPa 傳動比i，i(

29、= u) = 3.416 ?^±1 = 64.70 初步計算小齒輪直徑d，d1>Ad, 丨^ d |ohJ u 初步齒寬b ，b = x^/d? d1 = 1.0X72 = 72mm 4.2.2校核計算 圓周速度V，V = ^^ =^x 72 X299038 = 1.13 m/s 60 x 1000 60 x 1000 精度等級選用8級 齒數(shù)、模數(shù)和螺旋角： 17 J mt =」=—=2.571492，由表 12.3，取mn = 2.5 Z1 28 P = arccos — = arccos mt 2.571492 使用系數(shù)KA，表12.9，，Ka=125 動

30、載系數(shù)，由圖12.9，Kv=110 齒間載荷分配系數(shù)Kha ^ 2T227 83767.45 Ft =——= =2326.87N ：13°32,10"(和估計值接近) 2.5 72 KaF? 1.25 7 2326.87 72 mn d1 40.40 <100N / mm b cos P Sa '■ \11 I 1.88 — 3.2 — + — Z1Z2 , 11 28 + 96 1.88 — 3.2 cos13°32'10" = 1.68 b sin P Wd7Z1 ^ 1.0 7

31、28 w.. Sp = - = - tan P = tan13°32'10'' = 2.15 nmn n n Sy = Sa+ Sp = 1.68 + 2.15 = 3.83 ：20°31,27' cos P tan an tan 20°at = arctan = arctan - cos13°32'10" cos Pb = cos P cos an/cos at =cos13°32'10'' cos 20/cos 20°31'27'' = 0.98 由此得Kna = KFa = Saj cos2Pb = 1.68/0.982 = 1.75 齒向載荷分布系

32、數(shù)Knp，由表12.11， Khp = A + B 1 + 0.6(A)2 (A)2 + C 710-3b \_ d1」d1 =1.17 + 0.16[1 + 0.6712]712+ 0.61710-3 772 = 1.47 載荷系數(shù)K K = KAKvKnaKnp = 1.2571.1071.7571.47 = 3.54 彈性系數(shù)h，由表12.12，=189.8^/Mpa節(jié)點區(qū)域系數(shù)zH，由圖12.16，Zh =244重合度系數(shù)數(shù)1S，由式12.31，因◎>1，取@ =丨，故 Zs = J丄=J丄=0.77 ^saV168 螺旋角系數(shù)ZP，Zp = 4cosP ="cos13°3

33、2'10'' = 0 99 接觸最小安全系數(shù)SH min，由表12.14，得SH min = 1.05 ( —般可靠）總工作時間th，th = 4X250x16 = 16000h 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)m： Nl I = 60^n2th = 60 x 1 x 299.038x16000 = 2.87 x 108Nl2 = Nl1/ /2 = 2.87 x108/3.416 = 8.40 x107 接觸壽命系數(shù)Zn，由圖12.18，Zn1=110，Zn 2=116許用接觸應(yīng)力[GH ] 卜]== 71^lH = 743/MPa L JSh lim 1.05 r i Chlim2Zn2 580

34、 X 1.16 ^ [ch 2] = = = 640.76MPa L JSh lim 1.05 驗算 GH = ZeZhZsZ I bdl2 u …一^ 一/2x3.54x83767.45 3.416 + 1 =189.8 x 2.44 x 0.77 x 0.99 x J ff——~ y Ilxll2 3.416 =505.91 Mpa< [ch2] 計算結(jié)果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無須調(diào)整. 4.2.3確定傳動主要尺寸 ^、忙 d1 (/ +1) 72x(3.416 +1) 中心距a a = = = 158.976mm 2 2

35、實際分度圓直徑d d1 = 72mm, d2 = /2d1 = 3.416 x 72 = 245.952mm xtj^gb b = /d1 = 1.0x72 = 72mm 取bi = 82mm,辦2 = 72mm 齒根彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù)YFa：Zv 1 = ^~ = 10' = 29 cos3P cos313°32'10'' 1 Z2 96 _ Zv2 = = = 99 cos3P cos3 cos313°32'10'' 由圖12.21，YFa1 = 2.55，YFa2 = 2.19 重合度系數(shù)Ys，SaV = 1.88 —3.2(~^—^ ) co

36、sp Lv 1Z-V 2 =1.88 — 3.2(丄+ 丄）cos13°32'10'' = 1.69 _ 29 99 」 Ys = 0.25 + = 0.25 + = 0.69 SaV 1.69 螺旋角系數(shù)YP，YPmin = 1 — 0.25SP = 1 — 0.25 71 = 0.75 (當(dāng)Sp乏1時，按Sp =1計算.） R 13 5° YP = 1 — Sp = 1 —17 = 0.89 >YP min，故Yp = 0.89 120°120° 齒間載荷分配系數(shù)KFa，i = 383 = 3.30 SaYs 1.68 7 0.69 前已求得KFa = 1.75

37、<^—，故KFa = 1.75 SaY S b 72 齒向載荷分配系數(shù)Kfp，由圖12.14，一= = 12.8，Kfp = 1.44 h 2.25 7 2.5 載荷系數(shù)K，K = KAKvKFaKFp = 1.2571.1071.7571.44 = 3.47 彎曲疲勞極限，由圖12.23c，CTfiim1 = 600MPa，ctfiim2 = 450MPa 彎曲最小安全系數(shù)，由表12.14，Sf min = 1.25 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)Nl，Nl1 = 2.87 7108，Nl2 = 8.407107 彎曲壽命系數(shù)Yn，由圖12.24，Yn = 092，Yn2 = 094尺寸系數(shù)&，

38、由圖12.25，Yx =1.0 許用彎曲應(yīng)力[TF ] M TF lim 1Yn1Yx 600 7 0.92 7 1 = = =441.6MPa Sf min 1.25 r I TF lim 2Yn2Yx 450 7 0.94 7 1 [tf2] = = = 338.40MPa L JSf min 1.25 驗算 TF1 = YFa1Ysa1YsY P bd mn 273477 83767 45 =——. 7 2.55 71.62 7 0.69 7 0.89 = 113.80MPa <[tf1] 72 7 72 7 2.5 L J YFa2Ysa2 ^ 2.19

39、 71.82 r I tf2 = tf1 = 113.807 = 109.80M^a < \tf2] YFa1Ysa1 2.55 71.62 L J 27 傳動無嚴(yán)重過載，故不做靜強度校核。 表1傳動零件設(shè)計計算小結(jié) 名稱 材料 硬度 齒數(shù) 齒寬 mn P 分度圓直徑 齒輪I 40Cr 260HB 22 55mm 2 12。6,5” 45.000mm 齒輪II 45 240HB 105 45mm 2 12。6,5” 215.190 mm 齒輪III 40Cr 280HB 28 82 mm 2.5 13。32,10,,

40、 72.000mm 齒輪IV 45 260HB 96 72mm 2.5 13。32,10,, 254.952 mm 8 5 4.3畫簡圖 142 — 71 128 廠 71 70.5 57 圖4.1簡圖 4.3.1初估軸徑 在畫裝配草圖前需初估軸徑，從而提高設(shè)計效率，減少重復(fù)設(shè)計的工作量，并盡可能的降低生產(chǎn)成本。三根軸都選用40Cr材料。 由〈〈機械設(shè)計〉〉式16.2，得各軸的最小直徑分別為： 丨P 丨O D 1 dI >C3」=102.3/-. = 12.655m

41、m Vni V 1430 I T) f r\ dii > C3」=102.3/——. =21.036mm V nii V 299.038 7 /尸iii I 2.493 _. . d iii >C 3— = 102.3/ = 31.149mm Vniii V 87.537 式中：C為軸強度計算系數(shù)，40Cr所對應(yīng)的系數(shù)為102 考慮到實際情況，可將這三軸的最小軸徑定為25mm，50mm和35mm。 4.3.2初選聯(lián)軸器 聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉(zhuǎn)矩外，有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能，以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的

42、聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，該設(shè)計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量，但傳遞轉(zhuǎn)矩較大，又因減速器與工作機不在同一底座上，要求具有較大的軸線偏移補償，因此選用鼓形齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實際情況，聯(lián)軸器選擇如下：電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的 聯(lián)軸器選用LT4聯(lián)軸器J128X 44GB / T4323 - 2002。 J125 X 44 4.3.3初選軸承 軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對斜齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用兩對角接觸球軸承和深溝

43、球軸承從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為7307C、30210、30210，均為成組使用，面對面安裝。 Fr/ Fr2' Fr, Fal 水平面受力圖b 5軸的校核計算 Fr2' 5.1髙速軸受力分析 高速軸受力情況如下： 軸受力圖 垂直面受力圖C 圖5.1高速軸受力情況 r 2T1 2 718238.50 oin^Ar Ft1 = = = 810.60 N d1 45 尸F(xiàn)t1 tan an 810.60 tan 20° Fn = = = 301.74# cos P cos12°6'5'' Fa I = Ft I

44、tan P = 810.60 7 tan12°6'5" = 173.80N 水平受力分析：對Fr2'作用點取矩，則有 Fr1758 + Fa17飛301.74 7 58 +173.80 7 22.5 ……r = 2 = = 107.06N 200200 對Fm'作用點取矩，則有 Fr1 X 142 - Fa1 X 301.74 X142 -173.80 x 22.5 200 Fr 2' 194.68N 200 垂直面受力分析：對Fr2'作用點取矩，則有：對FR1”作用點取矩，則有： FR1'' = F1X5/ = 81060 X 58 = 235.07N 20

45、0200 Fr2'' = Ft1x142 = 575.53 200 5.2中間軸校核計算 中間軸結(jié)構(gòu)和受力分析圖如下: 中間軸材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，仍=750MPa，as = 550MPa。軸的彎曲應(yīng)力校核步驟如 下: 計算齒輪受力齒輪II所受的力（P1 = 12°6'5''): 圓周力 Ft2 = Ftl = 810.60N 徑向力 Fr 2 = Fr I = 301.74N 軸向力 Fa 2 = Fa I = 173.80N 轉(zhuǎn)矩 T2 = 83767.45N ?mm 齒輪III所受的力：（P2 = 13°32'10'') 向m

46、l ^ 2T2 2X83767345 圓周力Ft3 =——= =2326.87N d3 72 //Xr^,_L, ^ F?tan20。2326.87tan20。 徑向力 Fr 3 = = = 871.11# cos P cos13°32'10'' 軸向力Fa3 = Ft3 tan P2 = 2326.87 x tan13°32'10''= 560.19N 計算支承反力水平面反力 215 190 72 Fr2X 57.5 - FalX . Fr3X 128 - Fa3X —— FR1' = 2 ^ 199 215 190 72 301.74 x 57.5 -173.8

47、0 x ——. 871.11x128 - 560.19 x — -668.44N 199 Fa2 X ”+ Fr2 X141.5 - Fr3 X 71 + Fa3 X ” 199 215 190 72 173.80 x ——.^ + 301.74 x141.5 - 871.11x 71 + 560.19 x — 99.07N Fr2 1406.57N 垂直面反力 Ft 3 X128 + Ft 2 X 57.5 Fr\ 199 Ft3 x 71 土Ft2 X141.5 199 199 1730.90N 2326.87 x 71 + 810.6

48、x141.5 199 (xz圖圖所示，Mx圖所示，合成彎矩M' + 水平面受力圖，如f圖所示垂直面受力圖，如h圖所示畫軸彎矩圖水平面彎矩圖，如g圖所示，垂直面彎矩圖，如合成彎矩圖，如j 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 軸受轉(zhuǎn)矩T = T2 = 83767.45N ?mm 轉(zhuǎn)矩圖，當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖，如圖k所示 aT = 0.60 X 83767.45 = 50260.47N ?mm 許用應(yīng)力 用插入法由表 16.3，查得[c-Ib] = 70MPg，[go6] = 120MPa 應(yīng)力校正系數(shù)a = = 二0- 0.60 [叫120 畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量彎矩： 在齒輪III中間處M1' —M2

49、+(aT )2 = 135550.36N ?mm 在齒輪II (軸頭）中間處M2'=扣2 +(aT)2= 96106.59N?mm 當(dāng)量彎矩圖，見圖I 校核軸徑 齒根圓直徑df3 = d3 - 2 X (ha + c)mn = 72 - 2 x1.25 x 2.5 = 65.75mm ^ M1'~ /135550.36 ^” 軸徑d1 -1 = 3 =3 = 26.85mm 30.1[c- 1b^ V 0.1x70 , M2'~ /96106.59 m d2 - 2 = 3— =■ = 3 = 23. 95mm 30.1[c- 1b] v 0.1X70 經(jīng)檢驗軸所用

50、尺寸合格。 中間軸安全系數(shù)校核計算如下： 以齒輪III端面處危險截面為例進行安全系數(shù)校核。 對稱循環(huán)疲勞極限c—16= 0.44c = 0.44 X 750 = 330MPa = 0.30c = 0.30 x 750 = 225MPa 脈動循環(huán)疲勞極限G = 1.7c-1b = 1.7 x 330 = 561MPa T0 = 1.6^ = 1.6 x 225 = 360MPa 等效系數(shù)I = 2G-1b -G0b = 2X 330-561 = 0.18 G 561 2了'—Ta 2 7 225 - 360 wt1~^ = = 0.25 T0 360 截面3-3上的應(yīng)力水

51、平面彎矩 d3 Mxy = Fm '7112 + Fa37飛+ Fr37 41 72 = —668.44 7112 + 560.19 7一+ 871.117 41 = —18982.93N ?mm 2 垂直面彎矩 Mxz = —Fr I ''7112 + Ft37 41 = —1730.90 7110 + 2326.87 7 41 = —98459.13N ?mm 合成彎矩 M = ^JMxy2 + Mxz2 = 100282.39N ?mm ^(-18982.93)2 + (—98459.13)2= 100272.39N? mm 彎曲應(yīng)力幅T=T = M = 100

52、27239 = 3.83MPa a W 0.17 643 彎曲平均應(yīng)力T = 0 +n/*土I T2 83767.45 1,。，川 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T =——= r = 1.60MPa Wt 0.2 7 643 _ T 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力Ta = Tm = - = 0.80MPa 2 應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=1mm，由 D/d = 65.75/64 = 1.02，r/d = 1/64 = 0.02和Tb = 750MPa，從附錄表1 中查出 kT = 2.14，kT = 1.39。 表面狀態(tài)系數(shù)由附錄5查出P = 0.86

53、 尺寸系數(shù)由附錄6查出St = 0.68，St = 0.74 安全系數(shù) c _ kmc- 1b — 1x330 Sc = ~； = = 23.55 kc 2.14 Ga + /Cm X 3.83 Psc 0.86 x 0.68 kmT-1 1x 225 115.54 T 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù) S kc Ta + /Tm ~139~X 0.80 + 0.25X0.80 Pst 0.86 x 0.74 復(fù)合安全系數(shù) S = SA = 23.55 X四4 = 23.08 Vs C2 + St2 ^23.552 +115.542 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。軸承驗算 39

54、 6髙速軸軸承驗算 查手冊7307c軸承主要性能參數(shù)如下： Cr = 32.8KN，Cor = 24.8KN，No = 75000r/min(脂潤滑)，e = 0.68 壽命計算 左邊軸承徑向力Fn = >/107.062 + 235.072= 258.30# 右邊軸承徑向力Fr2 = V194.682 + 575.532 = 607.56# 軸向力Fa = Fa1 = 173.80N，方向向左附加軸向力查表18.4，可得 Fsi = 0.68Fri = H5.64N，F(xiàn)si = 0.68Fr2 = 413.14N 因Fs2 + Fa = 413.14 + 173.80

55、>Fsi，故左邊軸承被壓緊軸承軸向力Fa1 = Fs2 + Fa = 413.14 +173.80 = 586.94N Fa 2 = Fs 2 = 413.14N X，Y 值f^1 = 5869^8 30 = 2.27 >e，故= 0.41，Yi = 0.87 Fa/Fr2= 413%7.56 = 068 = e，故r =1，Y2 = 0 沖擊載荷系數(shù)考慮中等沖擊查表18..8得fd = 1.2 當(dāng)量動載荷 P1 = fd (X 1Fr1 + Y 1Fa1) = 1.2 7 (0.417 258.30 + 0.87 7 586.94) = 739.85N P2 = fd (X 2Fr2

56、 + Y2Fai) = 1.2 7(17 607.56 + 0) = 729.07N 軸承壽命因P1>P2，只計算軸承1的壽命 ,,16670,Cr、316670 ,3280^^ _6l L10h = (—)3= 7 ( )3= 1.02 7106h>8年 n P1 1430 739.85 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算 X。、Y。 查表 18.12，得 X。= 0.5，Y0 = 0.38 當(dāng)量靜載荷 P0r1 = X0 Fr1 + Y0Fal =0.5 x 258.30 + 0.38 x 586.94 = 352.19n[取大者P0r1 = Fr1 = 258.3

57、0N 取大者 P(0r 2 = X 0 Fr 2 + Y 0 Fa 2 =0.5 x 607.56 + 0.38 x 413.14 = 460.77N P0r 2 = Fr 2 = 607.56N (因POr 1■ 尸1 739.85 Cn ~ 32800 尸2 729.07 C2 32800 安全系數(shù)Stj正常使用角接觸球軸承，查表18.14，得So = 1.5 計算額定靜載荷Cr0r2 = Sg P<0r2 = 1.5 x 607.56 = 911.34N 載荷系數(shù)f1了=…一=0.023,查釀8.19,得/11 = 1 0.022,查釀8.19,得/

58、12 = 1 載荷分布系數(shù)/2 ：2.27,查圖18.20,得/ 21 = 0.96 =0.68,查圖18.20,得/ 22 = 0.99 Fa1 —586.94Fn = 258.30 " Fa 2 413.14 Fr2 607.56 許用轉(zhuǎn)速N N1 = /11/nN。= 1X 0.96X 7500 = 7200r/min N2 = /12/22No = 1X 0.99 X 7500 = 7425 r/min 均大于工作轉(zhuǎn)速1430r/min。經(jīng)檢驗該軸承合格。 致謝 本論文是在楊世平老師的悉心指導(dǎo)和熱情關(guān)懷下完成的。在整個設(shè)計過程中，不僅在學(xué)業(yè)上得到了老師細(xì)致、耐心的教導(dǎo)

59、和講解，使自己鞏固、完善了所學(xué)知識，并且治學(xué)嚴(yán)謹(jǐn)、塌實沉穩(wěn)的學(xué)風(fēng)給人以深厚影響，在我的學(xué)習(xí)、待物中產(chǎn)生了積極作用，也使得本次設(shè)計能夠順利完成。 再此衷心感謝在這過程中幫助及指導(dǎo)過我的老師和同學(xué)，讓我開闊了眼界，增加了學(xué)識。 參考文獻 [1] 吳彥農(nóng).康志軍.Solidworks2003實踐教程.淮陰：淮陰工學(xué)院，2003 [2] 葉偉昌.機械工程及自動化簡明手冊（上冊）.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [3] 徐錦康.機械設(shè)計.北京：機械工業(yè)出版社，2001 [4] 成大先.機械設(shè)計手冊（第四版第4卷）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2002 [5] 葛常清.機械制圖（第二版）.北京：中

60、國建材工業(yè)出版社，2000 [6] 朱敬.孫明，邵謙謙.AutoCAD2005.電子工業(yè)出版社，2004 [7] 董玉平.機械設(shè)計基礎(chǔ).機械工業(yè)出版社，2001 [8] 曾正明.機械工程材料手冊.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [9] 周昌治.楊忠鑒，趙之淵，陳廣凌.機械制造工藝學(xué).重慶：重慶大學(xué)出版社，199910 曲寶章.黃光燁.機械加工工藝基礎(chǔ).哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，2002 [11] 張福潤.徐鴻本，劉延林.機械制造基礎(chǔ)（第二版）.武漢：華中科技大學(xué)出版社，2002 [12] 徐錦康.機械設(shè)計.北京：高等教育出版社，2004 [13] 寧汝新.趙汝嘉.CAD/CA

61、M技術(shù).北京：機械工業(yè)出版社，2003 [14] 司徒忠.李璨.機械工程專業(yè)英語.武漢：武漢理工大學(xué)出版社，2001 [15] 牛又奇.孫建國.新編Visual Basic程序設(shè)計教程.蘇州：蘇州大學(xué)出版社，2001 [16] 甘登岱.AutoCAD2000.航空工業(yè)出版社，2000 [17] 夸克工作室.SolidWorks2001.科學(xué)出版社，2003 [18] 吳權(quán)威.SolidWorks2003.科學(xué)出版社，2004 [19] 甘永立.幾何量公差與檢測.上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，2004 附錄1外文文獻翻譯 工藝規(guī)程制訂與并行工程 T. Ramayah and Norain

62、i Ismail 摘要:產(chǎn)品設(shè)計是用于產(chǎn)品，及它的部件裝配的計劃。為了把產(chǎn)品設(shè)計轉(zhuǎn)換成一個實際物體，這需要一個制造計劃。而制訂一個這樣的計劃的行動就叫做工藝規(guī)程制訂。它是產(chǎn)品設(shè)計和制造之間的連接，工藝規(guī)程制訂包括決定加工順序和制造產(chǎn)品所必須完成的裝配步驟。在以下文章中，我們將解釋工藝規(guī)程制訂和他的一些相關(guān)主題 文章開始，我們應(yīng)該區(qū)別在下列文章中被反復(fù)提到的工藝規(guī)程制訂和生產(chǎn)計劃。工藝規(guī)程制訂與如何制造產(chǎn)品和它的零件等工程技術(shù)問題有關(guān)，制造零件和裝配產(chǎn)品需要什么樣的設(shè)備和工具？工藝規(guī)程制訂與產(chǎn)品制造物流管理有關(guān)系。它在工藝規(guī)程制訂后面與原料分類及獲得滿足制造充分?jǐn)?shù)量產(chǎn)品要求的資源有關(guān)。 工

63、藝規(guī)程制訂 工藝規(guī)程制訂包括決定最適當(dāng)?shù)闹圃旒把b配步驟和順序，在這些順序和步驟中他們必須根據(jù)所提出的詳細(xì)的設(shè)計說明書規(guī)范完成給定零件或產(chǎn)品制造。能夠被計劃的工藝范圍和多樣性通常由于公司車間可用設(shè)備和技術(shù)能力而受到限制。在公司內(nèi)部不能夠制造的零件必須到外部市場購買，工藝規(guī)程制訂所提及的工藝選擇同樣也受到詳細(xì)設(shè)計資料的限制，我們稍后將會回到這一點。 工藝規(guī)程制訂通常是由制造工程師完成的，工藝制訂者必須熟悉工廠中詳細(xì)可用的制造流程并且能夠說明工程圖?；谥朴喺叩闹R、技術(shù)和經(jīng)驗，用于制造每個零件的工藝步驟以最合乎邏輯的順序被發(fā)展制訂。下列各項是在工藝規(guī)程制訂范圍里的許多決定和詳細(xì)資料： .設(shè)計

64、圖的說明.在工藝規(guī)程制訂的開始產(chǎn)品設(shè)計的這一部分（材料S尺寸、公差、表面處理等等)必須進行分析。 .工藝和順序.工藝制訂者必須選擇哪一個工藝是必需的及必需工藝的序列。此外還必須準(zhǔn)備好一個簡短的工藝步驟描述。 .設(shè)備選擇.大體上，工藝制訂者必須逐步展開利用工廠現(xiàn)有機器的計劃。另外，組件必須被購買或在新設(shè)備上的投資必須被制定。 ?工具、沖模、鑄模、夾具、量具.工藝必須決定每個工序需要什么工具，這些工具的實際設(shè)計和制造通常通過委派工具設(shè)計部門和工具庫或者聯(lián)系專攻那種工具制造的外面廠商來完成。 ?方法分析.車間規(guī)劃，小工具，提升重物的提升間。甚至在一些人工操作情景中的肢體動作也被指定。 .操

65、作步驟.工作測量技術(shù)被用來為每個操作設(shè)定時間標(biāo)準(zhǔn)。 .切削工具和切削條件.這些必須對加工操作通過推薦標(biāo)準(zhǔn)手冊來進行詳細(xì) 說明。 零件工藝規(guī)程制訂 對于單個零件，加工順序通過一種被稱為進路表的表格來進行文件證明備份。就如工程圖被用于詳細(xì)說明設(shè)計產(chǎn)品一樣進路表被用于詳細(xì)說明工藝計劃。他們是類似的，一個用于產(chǎn)品設(shè)計，另一個用于制造。 制造單個零件的典型加工順序包括：（1) 一個基本工序（2) 二級工序（3)提高物質(zhì)特性工序和(4)最后工序。一個基本工序決定了工件的起始造型。金屬鑄件、塑料成型、金屬精煉是基本工序中的實例。起始造型常常必須通過改變起始造型操作(或者接近于最終造型）的二級工序來

66、精制。二級工序習(xí)慣于和基本工序一起提供起始造型，當(dāng)砂型鑄造是基本工序，車加工通常是二級工序。當(dāng)軋鋼廠制造金屬片是基本工序，沖壓操作像沖裁和彎曲通常是二級工序。當(dāng)塑料注入成型是基本工序時，二級工序通常是不必要的，因為他的大多數(shù)幾何特征制造通過別的方式如成型制造來完成。塑料成型和其他操作的二級工序被稱為凈成型工序的并發(fā)二級工序，需要一些但并不多的二級工序的操作就是所提到的近似成型工序。許多有印象的摸鍛件就是這一類，這類零件能夠經(jīng)常在鍛造(初級工序）階段被成型，因此減少了必要的加工(二級工序）。 一旦模型被建立，許多零件的下一步是改良它們的機械物理性能。提高特性工序并不改變零件模型，然而，它卻能改變零件的物理特性。金屬零件的熱處理操作就是最普通的實例。類似的如玻璃通過熱處理來制造鋼化玻璃，對于大多數(shù)零件的制造來說，這些特性加強工序在加工工序中并不需要。 最后工序通常對零件(或裝配體)的表面提供一個涂層。例如電鍍、薄膜沉積技術(shù)、涂漆。表面處理的目的是改善外觀，改變顏色 或者表面保護防止腐蝕和磨損等等。在很多零件中最后工序是并不需要的。例如：塑料成型就很少需要最后程序。當(dāng)必須需要最后程序，