鼓輪式隔料器的上料裝置設計及關鍵零件專用夾具設計含proe三維及14張CAD圖
鼓輪式隔料器的上料裝置設計及關鍵零件專用夾具設計含proe三維及14張CAD圖,輪式,料器,裝置,設計,關鍵,癥結,樞紐,零件,專用,夾具,proe,三維,14,cad
摘 要
上料裝置廣泛應用于生產(chǎn)實踐，其所涉及的范圍有：石化、化工、電力、冶金、建材、制藥、輕工業(yè)、鐵路、機械制造業(yè)、食品加工業(yè)等等諸多行業(yè)。不僅能大大的提高生產(chǎn)力，減輕工人勞動強度，保障生產(chǎn)安全，而且對提高產(chǎn)品質(zhì)量，降低成本，促進產(chǎn)業(yè)結構的合理化起到積極的作用。
本次設計首先，通過對上料裝置結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了其設計方案采用鼓輪式隔料器的上料裝置；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；同時，選取結構設計中的關鍵零件小齒輪，擬定其加工工藝規(guī)程，并選擇加工工序中的銑左端面工序進行專用夾具設計；整個設計過程中采用Pro/E三維設計軟件設計進行；最后，繪制了鼓輪式隔料器的上料裝置及其小齒輪零件的銑左端面專用夾具裝配圖及主要零部件圖。
通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。
關鍵詞：鼓輪，上料裝置，傳動裝置，小齒輪；加工工藝；專用夾具
Abstract
Feeding device is widely used in production practice, which involves petrochemical, chemical, electric power, metallurgy, building materials, pharmaceutical, light industry, railway, machinery manufacturing, food processing industry and many other industries. It can not only greatly improve productivity, reduce labor intensity of workers and ensure production safety, but also play a positive role in improving product quality, reducing costs and promoting the rationalization of industrial structure.
Firstly, through the analysis of the structure and principle of the feeding device, the design scheme of the feeding device with Drum-wheel separator is put forward on the basis of this analysis; then, the main technical parameters are calculated and selected; then, the main parts are designed and checked; at the same time, the key parts of the structural design, pinion, are selected to work out its processing technology. Specification, and select the milling left end process in the processing process to design the special fixture; Pro/E three-dimensional design software is used in the whole design process; finally, the feeding device of Drum-wheel separator and the assembly drawing of the special fixture for milling left end of pinion parts and the main parts drawing are drawn.
Through this design, we have consolidated our professional knowledge, such as mechanical principle, mechanical design, material mechanics, tolerance and interchangeability theory, mechanical drawing, etc. We have mastered the design method of common mechanical products and can skillfully use AutoCAD drawing software, which is of great significance to our future work and life.
Key words: drum wheel, feeding device, transmission device, pinion; processing technology; special fixture
目 錄
摘 要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2研究現(xiàn)狀 1
第2章 上料裝置的總體設計 2
2.1設計要求 2
2.2原理分析 2
2.3方案設計 2
2.4總體參數(shù)選擇及計算 3
2.4.1選擇電動機 3
2.4.2動力參數(shù)計算 4
第3章 傳動機構設計 6
3.1 渦輪蝸桿設計 6
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 6
3.1.2選擇材料 6
3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設計 7
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 8
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度 8
3.1.6驗算效率 9
3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 9
3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 9
3.2蝸輪蝸桿軸的設計與校核 10
3.2.1蝸桿軸 10
3.2.2渦輪軸 13
3.3齒輪傳動 15
3.3.1選精度等級、材料和齒數(shù) 15
3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計 15
3.3.3按齒根彎曲強度設計 17
3.3.4幾何尺寸計算 18
3.3.5驗算 18
3.4輸出軸的設計與校核 19
3.5軸承的校核 21
3.5.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 21
3.5.2渦輪軸上的軸承校核 22
3.5.3輸出軸的軸承校核 23
3.6鍵的校核 23
3.6.1蝸桿軸上鍵的強度校核 23
3.6.2蝸輪軸上鍵的強度校核 24
3.6.1輸出軸上鍵的強度校核 24
3.7聯(lián)軸器的選用 24
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 24
3.8傳動裝置箱體設計 25
第4章 隔料裝置設計 25
4.1 鼓輪設計 25
4.2主軸的設計與校核 26
4.3料斗設計 27
4.4鼓輪殼體設計 28
第5章 關鍵小齒輪零件的技術要求分析 30
5.1 主要加工表面之間的相互位置精度 30
5.2 加工表面的粗糙度 30
第6章 小齒輪零件的工藝規(guī)程設計 31
6.1基面的選擇 31
6.2制訂工藝路線 32
6.3 機械加工余量的確定 33
6.4 確定切削用量及基本工時 33
第7章 小齒輪零件的銑左端面專用夾具設計 46
7.1 問題的提出 46
7.2 定位基準的選擇 46
7.3定位元件的設計 46
7.4定位誤差分析 46
7.5 切削力的計算與夾緊力分析 48
7.6夾具設計及操作簡要說明 48
第8章 基于Pro/E的三維設計 50
5.1 Pro/E三維設計軟件概述 50
5.2三維設計 50
5.2.1鼓輪 50
5.2.2鼓輪殼體 50
5.2.3料斗 51
5.2.4部分傳動裝置 51
5.2.5總成三維裝配 53
5.3仿真分析 53
5.3.1 Pro/E仿真介紹 53
5.3.2仿真 53
總 結 57
參考文獻 58
致 謝 59
鼓輪式隔料器的上料裝置設計
第1章 緒論
1.1研究背景及意義
在自動化加工、裝配生產(chǎn)線中，能自動完成將工件向加工或裝配機械供給并上料的裝置，稱為自動上料裝置。上料裝置廣泛應用于生產(chǎn)實踐，其所涉及的范圍有：石化、化工、電力、冶金、建材、制藥、輕工業(yè)、鐵路、機械制造業(yè)、食品加工業(yè)等等諸多行業(yè)。
本課題以鼓輪式隔料器的上料裝置為對象，通過本設計使我們能對大學期間所學知識進行綜合應用的訓練，達到加深大學期間所學這些知識的理解和應用的目的，使我們逐步掌握機電產(chǎn)品設計的方法，提高實際設計能力和解決問題的能力。通過本課題的研究，進一步發(fā)現(xiàn)自己在學習中的薄弱環(huán)節(jié)，提高理論與實際相結合的能力，為以后在實際工作中從事相關工作打下堅實的基礎。
在機械工業(yè)中，應用上料裝置的意義可以概括如下：
當機床實現(xiàn)了加工循環(huán)的自動化以后，還只是半自動機床——當完成一個加工循環(huán)后必須停車，由工人進行裝卸工件，再次啟動，才能完成下一次循環(huán)。
當裝備了自動上料裝置后，由于機床在完成一個加工循環(huán)后自動裝卸工件，整個加工能夠完成，構成全自動加工系統(tǒng)。
自動上料裝置應用于生產(chǎn)實踐，不僅能大大的提高生產(chǎn)力，減輕工人勞動強度，保障生產(chǎn)安全，而且對提高產(chǎn)品質(zhì)量，降低成本，促進產(chǎn)業(yè)結構的合理化起到積極的作用。
1.2研究現(xiàn)狀
按自動化程度，機床的上料裝置分為人工上料裝置和自動上料裝置兩類。人工上料通常借助傳送滾道或起重機等設施，通過人工操作進行機床的上料。這類操作需要較長時間，耗費體力，主要適用于單件小批生產(chǎn)或大型的或外形復雜的工件。在大批大量生產(chǎn)中，為了縮短上料時間，提高勞動生產(chǎn)率，降低工人的勞動強度，通常采用自動化的上料裝置，如料倉式、料斗式、上料機械手或機器人等。
自動上料機構可使散亂的中、小型工件毛坯，經(jīng)過定向機構，實現(xiàn)定向排列，然后順序地由上料機構送到機床或工作地點。
鼓輪式隔料器的上料裝置由帶有成形槽的圓盤或鼓輪做成，毛坯從送料槽落入圓盤的成形槽內(nèi)，靠圓盤的轉動將其送至上料器。圓盤或鼓輪的外圓面用來隔離送料槽中的毛坯。圓盤上的成形槽可很多，圓盤每轉一周能送出相當多的毛坯。因此這種隔料器能在低速下保證平穩(wěn)地工作，并能保證高的生產(chǎn)率和避免毛坯因受沖擊而損壞。
59
鼓輪式隔料器的上料裝置設計
第2章 上料裝置的總體設計
2.1設計要求
本次要求設計一鼓輪式隔料器的上料裝置。
2.2原理分析
鼓輪式隔料器由帶有成形槽的鼓輪做成，毛坯從送料槽落入圓盤的成形槽內(nèi)，靠圓盤的轉動將其送至上料器。圓盤或鼓輪的外圓面用來隔離送料槽中的毛坯。鼓輪上的成形槽可很多，鼓輪每轉一周能送出相當多的毛坯,因此這種隔料器能在低速下保證平穩(wěn)地工作，并能保證高的生產(chǎn)率和避免毛坯因受沖擊而損壞；或鼓輪隔料器，可使裝在兩個送料槽中的毛坯，按一定的次序交替地送到下面的送料槽中，使兩種毛坯在送料槽中按一定的次序排列。
圖2-2 鼓輪式隔料器的上料裝置式樣
2.3方案設計
根據(jù)設計要求本次設計的鼓輪式隔料器的上料裝置由1-底座、2-電機、3-蝸輪蝸桿減速機、4-上料器、5-隔料器、6-攪拌機、7-料斗等組成；工作時由電機驅動通過蝸輪蝸桿減速器減速后驅動5-隔料器鼓輪轉動，當鼓輪槽經(jīng)過料斗末端工件毛坯時，工件便會落入槽中再隨鼓輪緩慢轉動送入上料器內(nèi)待加工位置，隨后機床對其夾緊進行加工，其中工件毛坯從料斗到料斗末端是在工件重力作用下滑入的，同時為了確保工件毛坯能順暢的滑入到料斗末端特意在料斗內(nèi)設置了攪拌機進行攪拌以免工件卡住，總體方案簡圖如下圖示。
1-底座 2-電機 3-蝸輪蝸桿減速機 4-上料器 5-隔料器 6-攪拌機 7-料斗
圖2-2 鼓輪式隔料器的上料裝置方案簡圖
2.4總體參數(shù)選擇及計算
2.4.1選擇電動機
（1）電動機類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。
（2）電動機功率的選擇
標準電動機的容量由額定功率表示。所選電動機的額定功率應該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費。
1）運輸帶的功率為：
2）電動機的輸出功率為
——電動機至鼓輪軸的傳動裝置總效率。
聯(lián)軸器傳動效率，蝸桿傳動效率，滾子軸承傳動效率，齒輪傳動的效率，鼓輪的效率
則從電動機到工作機傳送鏈的總效率為：
3）電動機所需功率為：
查《機械設計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。
（3）電動機轉速的選擇
鼓輪轉速：
渦輪蝸桿傳動比為：
齒輪傳動的傳動比為：i齒=2~4
所以電動機實際轉速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉速為1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉速3000r/min的電機。
型號為Y132S1-2，滿載轉速，功率5.5。
2.4.2動力參數(shù)計算
（1）傳動裝置傳動比
1）傳動比為：
2）傳動比
取渦輪蝸桿傳動比：
則齒輪傳動的傳動比為：
則總的傳動比：
（2）各軸的轉速
1軸
2軸 ；
3軸 ；
（3）各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
（4）各軸的輸入轉矩
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
第3章 傳動機構設計
3.1 渦輪蝸桿設計
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型
傳動參數(shù)：
根據(jù)設計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。
3.1.2選擇材料
設
滑動速度：
蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.
蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。
為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造
（1）確定許用接觸應力
根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應力
應力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
則
（2）確定許用彎曲應力
從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa
壽命系數(shù)
3.1.3按計齒面接觸疲勞強度計算進行設計
（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計進行計算，先按齒面接觸疲勞強度計進行設計，再校對齒根彎曲疲勞強度。
式中：
蝸桿頭數(shù)：
渦輪齒數(shù)：
渦輪轉矩：
載荷系數(shù)：
因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則
選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有：
查《機械設計》表7.3
得應取蝸桿模數(shù)：
取蝸桿直徑系數(shù)：
蝸桿分度圓直徑：
蝸桿導程角：
渦輪分度圓直徑：
變位系數(shù)：
中心距：
渦輪圓周速度：
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
（1）蝸桿
軸向尺距
直徑系數(shù)
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿螺線部分長度：取90mm
（2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)
蝸輪分度圓直徑
齒頂直徑
齒根圓直徑
咽喉母圓半徑
渦輪外圓直徑
渦輪寬度
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強度
當量齒數(shù)
根據(jù)
從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應力：
從文獻[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力[]=56MPa
壽命系數(shù)
可以得到：<
因此彎曲強度是滿足的。
3.1.6驗算效率
已知；；與相對滑動速度有關。
從文獻[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。
3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側隙種類為f，標注為8f GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細情況見零件圖。
3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算
由于傳動效率較低，對于長期運轉的蝸桿傳動，會產(chǎn)生較大的熱量。如果產(chǎn)生的熱量不能及時散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會破壞潤滑狀態(tài)，從而導致系統(tǒng)進一步惡化。
初步估計散熱面積：
取(周圍空氣的溫度)為。
3.2蝸輪蝸桿軸的設計與校核
3.2.1蝸桿軸
(1)材料的選擇
由表16.1 查得 用45號鋼，進行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
(2)估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=112為取值范圍
估算軸的直徑：
因為軸上開有兩個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大5%~10%
考慮到與聯(lián)軸器配合，查設計手冊
軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應有軸肩
軸段③安裝軸承，必須滿足內(nèi)徑標準，故
軸段④
軸段⑤
按彎扭合成強度校核軸頸
圓周力
徑向力
水平
垂直
合成
當量彎矩
校核
繪制軸的受力簡圖
繪制垂直面彎矩圖
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr1/2=540.2N
FAZ=FBZ=/2=406.6N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為：
MC1=FAyL/2=16.9N·m
繪制水平面彎矩圖
圖7-1
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m
繪制合彎矩圖
MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m
繪制扭矩圖
轉矩：T= TI=20.33N·m
校核危險截面C的強度
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴該軸強度足夠。
3.2.2渦輪軸
（1）材料的選擇
由表16.1 查得 用45號鋼，進行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
（2）估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍
估算軸的直徑：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強度的削落，應增大軸徑，此時軸徑應增大10%
，取
（3）軸上的零件定位，固定和裝配
單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。
（4）確定軸的各段直徑和長度
I段：直徑d1=38mm 長度取L1=110mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×38=3mm
直徑d2=d1+2h=38+6=44mm,長度取L2=44 mm
III段：直徑d3=50mm
由GB/T297-1994初選用30210型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為50mm，寬度為20mm。故III段長：L3=44mm
Ⅳ段：直徑d4=54mm，渦輪輪轂寬為70mm，取L4=68mm
Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08 d5=0.08×54=4.32mm
D5=d4+2h=54+2×4.32≈62mm長度取L5=22mm
Ⅵ段：直徑d6=d3=50mm L6=20mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm
（5）按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=205mm
②求轉矩：已知T2= TII=304.27N·m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=590 N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=75mm
求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m
截面C在水平面彎矩為
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m
圖7-2
校核危險截面C的強度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此軸強度足夠
3.3齒輪傳動
3.3.1選精度等級、材料和齒數(shù)
采用7級精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)Z1=20，
大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=2.7×20=54，取Z2=54
則實際傳動比：i2=Z2Z1=5420=2.7
傳動誤差小于5％，合適。
3.3.2按齒面接觸疲勞強度設計
由設計計算公式進行試算，即
1） 確定公式各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉矩
T1=246.4N?m
（3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應力循環(huán)次數(shù)
N1=60n1jLh=60×141.46×1×(10×300×8×2)=4.07×108
N2=4.07×1082.7=1.5×108
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
d1t≥2.3231.3×246.4×1031×3.72.7×(189.8495)2=93.06mm
計算圓周速度v
v=πd1tn160×1000=3.14×93.06×180.18600000=0.917m/s
計算齒寬b
計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)mnt=d1tZ1=93.0620=4.653mm
齒高
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)
假設，由表查得
由表5.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
d1=d1t3K/Kt=93.06×31.452/1.3=96.55mm
（11）計算模數(shù)ｍ
m=d1/Z1=96.55/20=4.83mm
3.3.3按齒根彎曲強度設計
彎曲強度的設計公式為
（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式10-12得
計算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)
由表6.4查得
（3）查取應力校正系數(shù) 由表6.4查得
（4）計算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設計計算
m≥32×1.414×246.4×1031.0×202×0.01528=3.23mm
對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)3.23mm，于是取標準值m＝4mm。
并按接觸強度算得的分度圓直徑d1=96.55mm
算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=96.55/4=24.14 取Z1=25
大齒輪齒數(shù)Z2=i2Z1=2.7×25=67.5 取Z2=68
3.3.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
d1=Z1m=25×4=100mm
d2=Z2m=68×4=272mm
（2）計算中心距 a=(d1+d2)/2=(100+272)/2=186mm
（3）計算齒寬寬度b=φdd1=1×100=100mm取100mm
3.3.5驗算
合適
結果如下：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
25，68
2
模數(shù)
m
4mm
3
分度圓直徑
100mm,272mm
4
齒頂高
4mm
5
齒根高
5mm
6
全齒高
9mm
7
頂隙
1mm
8
齒頂圓直徑
108mm,280mm
9
齒根圓直徑
90mm,262mm
10
中心距
186mm
3.4輸出軸的設計與校核
（1）尺寸與結構設計計算
1）輸出軸上的功率P3，轉速n3和轉矩T3
P3=3.44kw，n3=52.4r/min，T3=618.07N?mm
2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取C=112，于是得：
d3≥112×33.4452.4=47.4mm
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，取。
Tca=KA?T3=1.4×618.07=829.66N?m
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為48mm，故取d1=48mm，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。
3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6211，其尺寸為d×D×T=55mm×100mm×24，故d3=d6=55mm，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取d4=58mm。
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑d6=60mm；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l6=65mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則d5=70mm。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。
4）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
（2）強度校核計算
1）求作用在軸上的力
已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則
2）求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6211型深溝球軸承，由手冊中查得a=21mm。因此，軸的支撐跨距為
根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
3）按彎扭合成應力校核軸的強度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
4）鍵的選擇
（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 1096—1979）連接，查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。
3.5軸承的校核
3.5.1蝸桿軸上的軸承壽命校核
在設計蝸桿選用的軸承為30206型圓錐滾子軸承,由手冊查得
(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當量載荷可以按下式計算:
1)當
2)當
,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當量動載荷,即
(2)計算預期壽命
(3)求該軸承應具有的基本額定動載荷
故選擇此對軸承在軸上合適.
3.5.2渦輪軸上的軸承校核
（1）求作用在軸承上的載荷
（2）計算動量載荷
在設計時選用的30210型圓錐滾子軸承,查手冊知
根據(jù),查得
查得 所以
（3）校核軸承的當量動載荷
已知,所以
故選用該軸承合適.
3.5.3輸出軸的軸承校核
（1）按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
（2）初步選擇深溝球軸承62011，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
（3）徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
3.6鍵的校核
3.6.1蝸桿軸上鍵的強度校核
在前面設計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為45mm.
鍵的工作長度
鍵的工作高度
可得鍵聯(lián)接許用比壓
故該平鍵合適.
3.6.2蝸輪軸上鍵的強度校核
在設計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為63mm
鍵的工作長度
鍵的工作高度
得鍵聯(lián)接許用比壓
故選用此鍵合適.
3.6.1輸出軸上鍵的強度校核
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
（2）輸出軸的鍵
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
3.7聯(lián)軸器的選用
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用
根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑：
取
查機械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：
聯(lián)軸器轉矩計算
查表課本14-1， K=1.3，則
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL3（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=630,許用最高轉速 n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=35，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。
3.8傳動裝置箱體設計
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。
為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結構，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高箱體強度，采用鑄造的方法制造。
首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。
其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。
另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應有較大的厚度。
為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。
第4章 隔料裝置設計
4.1 鼓輪設計
本隔料裝置采用6分度式結構，鼓輪腔體形狀與毛坯相同，為防止毛坯卡住，腔體周邊放大2.5mm，鼓輪寬度比毛坯款2mm，比殼體單側短2mm，如圖4-1所示。
圖4-1鼓輪
4.2主軸的設計與校核
（1）主軸上的功率P3，轉速n3和轉矩T3
P3=3.44kw，n3=52.4r/min，T3=618.57N?mm
（2）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計表11.3，取C=112，于是得：
d3≥112×33.4452.4=47.4mm
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，取。
Tca=KA?T3=1.4×618.57=829.66N?m
按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1200N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為48mm，故取d1=48mm，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。
（3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑d2=53mm，長度。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)d2=53mm，查機械設計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6211，其尺寸為d×D×T=55mm×100mm×24，故d3=d6=55mm，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取d4=58mm。
(c)取安裝鼓輪處的軸的直徑d6=60mm；鼓輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知鼓輪的寬度為75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊鼓輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l6=73mm。鼓輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則d5=65mm。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。
（4）軸上零件的周向定位
查機械設計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接鼓輪的平鍵截面
校核過程與上述輸出軸類似，不一一復述。
4.3料斗設計
為了使裝卸毛坯更加方便，減少死角，采用傾斜形進出料口。料斗均采用5mm冷軋鋼板焊接而成，出口尺寸單邊均比毛坯大2~2.5mm，如圖4-2所示。
圖4-2 料斗
4.4鼓輪殼體設計
鼓輪殼體設計是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎零件，因此，應具有足夠的強度和剛度。為提高殼體強度，采用鑄造的方法制造。
為保證鼓輪殼體的支承剛度，殼體軸承座處要有足夠的厚度，并設置加強肋，且選用外肋結構。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近（以避免與殼體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于鼓輪殼體上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設計一致。
由于采用鑄造殼體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應過薄，砂形鑄造圓角半徑??；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機加工。
設計殼體結構形狀時，應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。
鼓輪式隔料器的上料裝置設計
第5章 關鍵小齒輪零件的技術要求分析
5.1 主要加工表面之間的相互位置精度
小齒輪（如下圖5.1）主要加工表面為：左端面、右端面、Φ108外圓，Φ44孔、寬14鍵槽、齒輪的分度圓，其中小齒輪的分度圓相對于基準A的同軸度公差為0.1，寬14鍵槽相對于基準A公差為0.05mm。
圖5.1 小齒輪零件圖
5.2 加工表面的粗糙度
表面粗糙度與機械零件的配合性質(zhì)、耐磨性、疲勞強度、接觸剛度、振動和噪聲等有密切關系，對機械產(chǎn)品的使用壽命和可靠性有重要影響。一般標注采用Ra。
左端面,表面粗糙度Ra12.5
右端面，表面粗糙度Ra12.5
Φ44孔，表面粗糙度Ra3.2
Φ108外圓，表面粗糙度Ra3.2
寬14鍵槽，表面粗糙度Ra3.2
齒，表面粗糙度Ra3.2
第6章 小齒輪零件的工藝規(guī)程設計
6.1基面的選擇
基面的選擇是工藝規(guī)程設計中的重要工作之一。基面選擇得正確與合理，可以使加工質(zhì)量得到保證，生產(chǎn)效率得以提高。否則，加工工藝過程中會問題百出，更有甚者，還會造成大批報廢，使生產(chǎn)無法正常進行。?
一：粗基準的選擇
粗基準選擇應當滿足以下要求：
（1）粗基準的選擇應以加工表面為粗基準。目的是為了保證加工面與不加工面的相互位置關系精度。如果工件上表面上有好幾個不需加工的表面，則應選擇其中與加工表面的相互位置精度要求較高的表面作為粗基準。以求壁厚均勻、外形對稱、少裝夾等。
（2） 選擇加工余量要求均勻的重要表面作為粗基準。例如：機床床身導軌面是其余量要求均勻的重要表面。因而在加工時選擇導軌面作為粗基準，加工床身的底面，再以底面作為精基準加工導軌面。這樣就能保證均勻地去掉較少的余量，使表層保留而細致的組織，以增加耐磨性。
（3） 應選擇加工余量最小的表面作為粗基準。這樣可以保證該面有足夠的加工余量。
（4） 應盡可能選擇平整、光潔、面積足夠大的表面作為粗基準，以保證定位準確夾緊可靠。有澆口、冒口、飛邊、毛刺的表面不宜選作粗基準，必要時需經(jīng)初加工。
（5） 粗基準應避免重復使用，因為粗基準的表面大多數(shù)是粗糙不規(guī)則的。多次使用難以保證表面間的位置精度。
基準的選擇是工藝規(guī)程設計中的重要工作之一，他對零件的生產(chǎn)是非常重要的。
二：精基準的選擇
精基準的選擇應滿足以下原則：
（1）“基準重合”原則 應盡量選擇加工表面的設計基準為定位基準，避免基準不重合引起的誤差。
（2）“基準統(tǒng)一”原則 盡可能在多數(shù)工序中采用同一組精基準定位，以保證各表面的位置精度，避免因基準變換產(chǎn)生的誤差，簡化夾具設計與制造。
（3）“自為基準”原則 某些精加工和光整加工工序要求加工余量小而均勻，應選擇該加工表面本身為精基準，該表面與其他表面之間的位置精度由先行工序保證。
（4）“互為基準”原則 當兩個表面相互位置精度及自身尺寸、形狀精度都要求較高時，可采用“互為基準”方法，反復加工。
（5）所選的精基準 應能保證定位準確、夾緊可靠、夾具簡單、操作方便。
6.2制訂工藝路線
制定工藝路線的出發(fā)點，應當是使零件的幾何形狀、尺寸精度及位置精度等技術要求能得到合理的保證。再生產(chǎn)綱領已確定為中批生產(chǎn)的條件下，可以考慮采用萬能性機床配以專用的夾具，并盡量使工序集中來提高生產(chǎn)率。處此之外，還應當考慮經(jīng)濟效果，以便使生產(chǎn)成本盡量下降。擬訂兩個方案進行選擇，選出一個在保證質(zhì)量的情況下，效率比較高的方案：
工藝路線方案一：
工序01：備料
工序02：調(diào)質(zhì)處理，硬度28-32HRC
工序03：銑右端面
工序04：銑左端面
工序05：粗車Φ44孔
工序06：粗車、半精車Φ108外圓
工序07：半精車、精車Φ44孔
工序08：精車Φ108外圓
工序09：插寬14鍵槽
工序10：滾齒
工序11：高頻淬火
工序12：打磨齒面
工序13：鉗工去毛刺
工序14：檢驗至圖紙要求并入庫
工藝路線方案二：
工序01：備料
工序02：調(diào)質(zhì)處理，硬度28-32HRC
工序03：銑右端面
工序04：銑左端面
工序05：粗車、半精車、精車Φ44孔
工序06：粗車、半精車、精車Φ108外圓
工序07：插寬14鍵槽
工序08：滾齒
工序09：高頻淬火
工序10：打磨齒面
工序11：鉗工去毛刺
工序12：檢驗至圖紙要求并入庫
工藝路線方案的比較與分析：
上述兩個工藝方案的特點在于：方案一是加工工序分散，適合流水線生產(chǎn)，縮短裝換刀具的時間。加工完前次的又可成為下次加工的基準，這樣使工序非常清晰易提高加工精度，是對大批量生產(chǎn)是很合適的。方案二把工件加工工序分得很紊亂并且很不集中，基準得不到保證，加工出來的精度低，不符合現(xiàn)代化的生產(chǎn)要求。兩種方案的裝夾比較多，但是考慮到加工零件的方便性，及加工精度，且還是大批生產(chǎn)，所以采用方案一比較合適。
6.3 機械加工余量的確定
工序間加工余量的選用原則及應考慮的因素
一：選用原則
1） 為縮短加工時間，降低制造成本，應采用最小的加工余量；
2） 加工余量應能保證獲得圖樣所規(guī)定的加工精度和表面粗糙度；
3） 工序公差不應超出經(jīng)濟加工精度的范圍；
4） 本工序余量應大于上工序留下的表面缺陷層厚度；
5） 本工序的余量必須大于上工序的尺寸公差和幾何形狀公差。
二；考慮因素
1） 上工序加工后各表面相互之間位置的空間偏差（如表面間的方向和位置誤差等）；
2） 本工序的裝夾誤差，包括定位找正誤差和夾緊誤差；
3） 本工序的設備精度和加工過程中可能產(chǎn)生的變形；
4） 零件熱處理時的變形；
5） 工件的大小，工件越大，加工余量越大；
6） 加工方法所產(chǎn)生的誤差。
因工件的長度為105，最大直徑為Φ108，查《機械加工余量手冊》中的（表4-16）可知，工件的端面加工余量（單邊余量）為4.0mm，外圓的加工余量（單邊余量）為5.0mm、孔的加工余量（單邊余量）為6.5mm；由于其余加工表面尺寸不大，毛坯為實心。
6.4 確定切削用量及基本工時
工序01：備料
工序02：調(diào)質(zhì)處理，硬度28-32HRC
工序03：銑右端面
1、選擇刀具
刀具選取硬質(zhì)合金端面銑刀，刀片采用YG8,
，，，。
2. 決定銑削用量
1）決定銑削深度
因為加工余量不大，且表面粗糙Ra12.5，要求不高，故可在一次走刀內(nèi)銑完， 則
2）決定每次進給量及切削速度
根據(jù)X52K型立式銑床說明書，其功率為為7.5kw，中等系統(tǒng)剛度。
根據(jù)表查出 ，則
按機床標準選?。?75
當＝475r/min時
按機床標準選取
3）計算工時
切削工時： ，，
則機動工時為
工序04：銑左端面
1、選擇刀具
刀具選取硬質(zhì)合金端面銑刀，刀片采用YG8,
，，，。
2. 決定銑削用量
1）決定銑削深度
因為加工余量不大，且表面粗糙Ra12.5，要求不高，故可在一次走刀內(nèi)銑完， 則
2）決定每次進給量及切削速度
根據(jù)X52K型立式銑床說明書，其功率為為7.5kw，中等系統(tǒng)剛度。
根據(jù)表查出 ，則
按機床標準選?。?75
當＝475r/min時
按機床標準選取
3）計算工時
切削工時： ，，
則機動工時為
工序05：粗車Φ31孔至Φ43孔
1、切削用量
機床為C620-1型臥式車床，所選刀具為YT5硬質(zhì)合金內(nèi)孔車刀。根據(jù)《切削用量簡明手冊》第一部分表1.1，由于C620-1型臥式車床的中心高度為200mm（表1.30），故選刀桿尺寸B×H=16mm×25mm，刀片厚度為4.5mm。根據(jù)表1.3，選擇車刀幾何形狀為卷屑槽帶倒棱型前刀面，前角，后角，主偏角，副偏角，刃傾角，刀尖圓弧半徑。
1）確定切削深度
由于單邊余量為8.0mm，可在1次走刀內(nèi)切完。
2）確定進給量
根據(jù)表1.4，在粗車Φ44孔、刀桿尺寸為16mm×25mm、≤3mm、工件直徑為0～100mm時，=0.1～0.6mm/r
按C620-1型臥式車床的進給量（表4.2-9），選擇=0.26mm/r
確定的進給量尚需滿足機床進給機構強度的要求，故需進行校驗。
根據(jù)表1.30，C620-1機床進給機構允許的進給力=3530N。
根據(jù)表1.21，當≤2mm,≤0.35mm/r，，=350m/min(預計)時，進給力=760N。
的修正系數(shù)為=0.1，=1.17（表1.29-2），故實際進給力為
=760×1.17N=889.2N
由于切削時的進給力小于機床進給機構允許的進給力，故所選=0.26mm/r可用。
3）選擇車刀磨鈍標準及耐用度
根據(jù)表1.9，車刀后刀面最大磨損量取為1mm，可轉位車刀耐用度T=30min。
4）確定切削速度
切削速度可根據(jù)公式計算，也可直接由表中查出?，F(xiàn)采用查表法確定切削速度。
根據(jù)表1.10，當用YT15硬質(zhì)合金車刀加工鑄件，≤3mm，≤0.25mm/r，切削速度=130m/min。
切削速度的修正系數(shù)為=0.8，=0.65，=0.81,=1.15,==1.0
(均見表1.28），故=1300.80.650.811.15m/min≈63m/min
≈467r/min
按C620-1機床的轉速(表4.2-8），選擇=460r/min
則實際切削速度=63m/min
5）校驗機床功率
由表1.24，≤3mm，≤0.27mm/r，≥46m/min時，=1.7KW。
切削功率的修正系數(shù)=1.17，，=1.13，=0.8，=0.65（表1.28），故實際切削時的功率為=0.72KW
根據(jù)表1.30，當=460r/min時，機床主軸允許功率=5.9KW。<，故所選的切削用量可在C620-1機床上進行。
最后決定的切削用量為=8.0mm，=0.26mm/r，=460r/min，=63m/min
2、確定粗車Φ44孔的基本時間
，
式中 =105mm，=2.0mm，=0mm，=0mm，=0.26mm/r，=460r/min,=4
則
工序06：粗車、半精車Φ108外圓
工步一：粗車Φ118外圓至Φ109外圓
1、切削用量
機床為C620-1型臥式車床，所選刀具為YT5硬質(zhì)合金外圓車刀。根據(jù)《切削用量簡明手冊》第一部分表1.1，由于C620-1型臥式車床的中心高度為200mm（表1.30），故選刀桿尺寸B×H=16mm×25mm，刀片厚度為4.5mm。根據(jù)表1.3，選擇車刀幾何形狀為卷屑槽帶倒棱型前刀面，前角，后角，主偏角，副偏角，刃傾角，刀尖圓弧半徑。
1）確定切削深度
由于單邊余量為9.0mm，可在1次走刀內(nèi)切完。
2）確定進給量
根據(jù)表1.4，在粗車Φ108外圓、刀桿尺寸為16mm×25mm、≤3mm、工件直徑為0～100mm時，=0.1～0.6mm/r
按C620-1
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