级变速车床主轴箱设计
CA6150车床主轴箱设计(有全套图纸)(可编辑)
CA6150车床主轴箱设计(有全套图纸)全套图纸或资料,联系q 174320523目录概述主运动的方案选择与主运动的设计确定齿轮齿数选择电动机皮带轮的设计计算传动装置的运动和运动参数的计算主轴调速系统的选择计算主轴刚度的校核一、概述主传动系统是用来实现机床主运动的传动系统,它应具有一定的转速(速度)和一定的变速范围,以便采用不同材料的刀具,加工不同的材料,不同尺寸,不同要求的工件,并能方便的实现运动的开停,变速,换向和制动等。
数控机床主传动系统主要包括电动机、传动系统和主轴部件,它与普通机床的主传动系统相比在结构上比较简单,这是因为变速功能全部或大部分由主轴电动机的无级调速来承担,剩去了复杂的齿轮变速机构,有些只有二级或三级齿轮变速系统用以扩大电动机无级调速的范围。
1.1数控机床主传动系统的特点与普通机床比较,数控机床主传动系统具有下列特点。
转速高、功率大。
它能使数控机床进行大功率切削和高速切削,实现高效率加工。
变速范围宽。
数控机床的主传动系统有较宽的调速范围,一般Ra100,以保证加工时能选用合理的切削用量,从而获得最佳的生产率、加工精度和表面质量。
主轴变速迅速可靠,数控机床的变速是按照控制指令自动进行的,因此变速机构必须适应自动操作的要求。
由于直流和交流主轴电动机的调速系统日趋完善,所以不仅能够方便地实现宽范围无级变速,而且减少了中间传递环节,提高了变速控制的可靠性。
主轴组件的耐磨性高,使传动系统具有良好的精度保持性。
凡有机械摩擦的部位,如轴承、锥孔等都有足够的硬度,轴承处还有良好的润滑。
1.2 主传动系统的设计要求①主轴具有一定的转速和足够的转速范围、转速级数,能够实现运动的开停、变速、换向和制动,以满足机床的运动要求。
②主电机具有足够的功率,全部机构和元件具有足够的强度和刚度,以满足机床的动力要求。
③主传动的有关结构,特别是主轴组件要有足够高的精度、抗震性,热变形和噪声要小,传动效率高,以满足机床的工作性能要求。
8级变速车床主轴箱设计及实物制作
8级变速车床主轴箱设计及实物制作机械设计制造及其自动化【摘要】作为主要的车削加工机床，普通车床被广泛的应用于机械加工行业中。
本文主要针对8级变速车床主轴箱的设计进行说明，共包括运动设计、动力设计和结构设计三个部分。
设计的主要内容有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，最后通过对车床主轴箱零件进行计算、校核从而完成此机床主轴箱的设计。
在结构设计中主要是主轴箱的传动设计，根据已给定的条件，即主轴转速来设计主传动系统。
实际工作时，操纵变速手柄，通过拨叉拨动主轴箱中的滑移齿轮在轴上移动，实现变速。
【关键词】8级变速；主轴箱；设计Design of the 8-Level Speed Spindle Box & the Model Making Mechanical Design, Manufacturing and Automation MajorAbstract：As major turning machines, universal lathe is used widely in mechanical processing industry. In this paper, it focuses on the design of 8-level speed spindle box, and it includes three parts that motion design, dynamic design and structure design. The main contents of this design is to determine the main parameters, transmission scheme and drive system drawing of the machine tool, and finally complete the design of the spindle box by calculating and checking the parts of the spindle box. The main structure design is the design of transmission , under the given conditions, that is, according to spindle speed design the main drive system. Practically working, it control variable speed handles to achieve different speed through the fork that bring along the sliding gear moving on the axis[1].Key words：8-level speed; spindle box; design目录1 运动设计 (1)1.1 车床主参数和基本参数 (1)1.2 确定公比ψ和结构式 (1)1.2.1 结构网 (1)1.3 拟定转速图 (2)1.3.1 主电机的选择 (2)1.4 齿轮齿数的确定及传动系统图的绘制 (3)1.4.1 齿轮齿数的确定的要求 (3)1.4.3 传动系统图的绘制 (5)2 动力设计 (6)2.1 确定计算转速 (6)2.1.1 主轴的计算转速 (6)2.1.2 中间传动件的计算转速 (6)2.2 估算各传动轴的直径 (6)2.2.1 Ⅰ轴的直径 (6)2.2.2 Ⅱ轴的直径 (7)2.2.3Ⅲ轴的直径 (7)2.2.4 主轴的直径 (7)2.3 齿轮模数的计算 (7)2.4 三角带传动的计算 (8)2.5 主轴刚度验算 (9)2.5.1 选定前端悬伸量C (9)2.5.2 主轴支承跨距L的确定 (9)2.5.3 计算C点挠度 (10)2.6 离合器的选择与计算 (11)2.6.1 确定摩擦片的径向尺寸 (12)2.6.2 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z (12)2.6.3 计算摩擦离合器的轴向压力Q (12)2.6.4 确定摩擦片厚度 (13)2.6.5 反转时摩擦片数的确定 (13)3 结构设计展开图及其布置 (14)4 6级变速车床主轴箱模型的实物制作 (16)4.1 实物的加工 (16)4.2 机构的装配 (16)参考文献 (18)致谢语 (19)1 运动设计1.1 车床主参数和基本参数原始数据与资料：车床主参数：360mm ，主轴转速：100～1120/min r ，转速级数：8，电动机功率：5.5Kw 。
1级变速车床主轴箱设计
1.车床的规格系列和用处表1 车床的主参数（规格尺寸）和基本参数2参数的拟定2.1 各级转速划分各级转速为:由给定的参数，φ=1.26=406.1，Z=16级查表2-5得各级转速为：45,56,71,90,112,140,180,224,280,355,450,560,710,900,1120,14002.2 主电机选择合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
已知电动机的功率是5.5kw ，选Y132S-4，额定功率5.5kw ，满载转速1440 min r ，最大额定转距2.2mN。
3运动设计3.1 传动结构式的拟定3.1.1 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有1Z 、2Z 、……个传动副。
即321Z Z Z Z =……传动副中由于结构的限制以2或4为合适，即变速级数Z 应为2和4的因子：βα42⨯=Z ，可以有三种方案：16=4×2×2；16=2×2×2×2；16=4×4 3.1.2 传动式的拟定16级转速传动系统的传动组，选择传动组安排方式时，要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。
主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。
最后一个传动组的传动副常选用2。
除此之外，虽然16=4×2×2、16=4×4两种方案的传动轴比较少，但是，这两种传动组内有四个变速传动副，增大了传动轴的轴向尺寸，这两种方案不宜采用。
综上所述，传动式为16=2×2×2×2。
3.1.3 结构式的拟定对于传动式16=2×2×2×2，有24种结构式和对应的结构网。
分别为：8421222216⨯⨯⨯= 8241222216⨯⨯⨯= 4821222216⨯⨯⨯= 2841222216⨯⨯⨯= 2481222216⨯⨯⨯= 4281222216⨯⨯⨯=……根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。
车床主轴箱课程设计机床主轴箱有全套CAD图纸
目录１、参数的表述２、体育设计３、传动件的估算和校核计算４、展开图的设计５、摘要一.参数制定1、确定公比φ。
已知Z = 12级(采用集中传输)nmax =1800 nmin=40Rn =φz-1所以算出来φ≈1.41。
2.确定电机功率n。
根据ф 320和ф 400车床的设计参数，采用插补方法:已知最大旋转直径为ф 360。
切割深度ap(t)为3.75毫米，进给速度f (s)为0.375毫米/转，切割速度V为95米/分钟。
计算:主(垂直)切削力:FZ = 1900ap0.75n=1900 X 3.75 X0.3750.75牛顿≈3414.4北纬切割功率:N切割= FZV/61200千瓦= 5.3千瓦主电机的估计功率:N= N cut/η total= N切割/0.8千瓦=5.3/0.8千瓦=6.6千瓦因为N的取值必须根据Y系列中国产电机的额定功率来选择，所以选择7.5 KW。
第二，体育运动的设计1.列出结构式12=2[3] 3[1] 2[6]因为:如果换向摩擦离合器安装在I轴上，为了减小轴向尺寸，第一个传动组的传动副数不宜多，2个为好。
在机床设计中，由于所需的R较大，最终展开组选择2比较合适。
由于I 轴装有摩擦离合器，结构上要求齿轮的根圆大于离合器的直径。
2.画出结构网络。
3.绘制速度图。
1)主电机的选择电动机功率n: 7.5kw电机速度nd:因为nmax =1800r/min，按N=7.5 KW，因为电机转速nd应接近或适宜于主轴的最大转速，以免采用过大的增速或过小的减速传动。
因此，电机初步确定为Y132m-4，电机转速为1440r/min。
2)恒速传动在变速传动系统中，采用定比传动，主要考虑传动、结构和性能的要求，以满足不同用户的要求。
为了减缓中间两个齿轮组的速度，减小齿轮箱的径向尺寸，在ⅰ-ⅱ轴之间增加了一对减速传动齿轮。
3)分配减速比。
① 12步减速:40 56 80 12 112 160 224 315 450630900 1250 1800(转/分钟)②确定ⅳ档和ⅴ档之间的最小减速传动比:由于齿轮的极限传动比限定为imax=1/4，为了提高主轴的稳定性，最后一个换挡的减速比为1/4。
卧式车床主轴箱设计
卧式车床主轴箱设计摘要金属切削机床在国民经济现代化建设中起着重大的作用。
机床技术水平的高低已成为衡量一个国家工业现代化水平的重要标志之一。
机床工业是机械制造业的“装备部”，对国民经济的发展起着重大作用。
本论文设计的主轴箱的变速级数是12级，传动比为1.41，转速从31.5r/min 到1440r/min，加工工件的最大直径为400mm，。
论文对箱体内结构进行方案设计，并对传动方案、传动路线进行了分析，离合器、带轮、润滑系统、密封装置等进行了设计、计算及校核。
本设计的主要内容包括：1.运动设计：确定主轴的转速、拟定合理结构式、结构网和转速图、确定齿轮的齿数、皮带轮的设计计算以及实际转速和标准速偏差的校核等。
2.动力设计：估算各传动轴的转速、估算各轴的直径、选择电动机、齿轮强度验算、主轴刚度的校核、轴承寿命的验算、选择离合器。
3.结构设计：确定各传动组件的空间布置。
关键词：主轴箱，齿轮，摩擦式离合器HORIZONTAL LATHE SPINDLE BOX DESIGNABSTRACTMetal-cutting machine tool in the modernization of the national economy plays an important role. The level of machine technology has become the measure of a country's level of industrial modernization of one of the important symbols. Machine tool industry is the machinery manufacturing industry, "the Ministry of Equipment," the development of the national economy played a major role.In this paper, the design of the spindle box is a series of 12 speed, 1.41 gear ratio, speed from 31.5r/min to 1440r/min, the maximum workpiece diameter of 400mm,. Papers箱体内structure of the program design, and program transmission, transmission line analysis, clutch, pulley, lubrication systems, such as a seal design, calculation and checking.The main elements of the design include: 1. Campaign Design: to determine the speed of the spindle to draw up a reasonable-structured, the structure of network and the speed map to determine the number of teeth of gears, pulleys, as well as the design and calculation of the actual speed and standard deviation of the check, such as speed. 2. Dynamic Design: to estimate the speed of the shaft, to estimate the diameter of the axis, select the motor, gear strength check, the check spindle rigidity, bearing life of the check, select the clutch. 3. Structural Design: To determine the spatial arrangement of drive components.KEY WORDS: Main spindle box，Gear，Friction clutch assembly目录前言 (1)第1章设计分析 (2)1.1机床主要技术参数 (2)1.1.1尺寸参数： (2)1.1.2运动参数： (2)1.1.3动力参数： (2)1.2确定结构方案 (2)1.3主传动系统运动设计 (3)1.3.1拟订结构式 (3)1.3.2绘制转速图 (3)1.3.3确定齿轮齿数 (3)1.3.4验算主轴转速误差： (3)1.4估算传动件参数，确定其结构尺寸 (4)1.4.1确定传动件计算转速 (4)1.4.2确定主轴支承轴颈直径 (4)1.4.3估算传动轴直径 (5)1.4.4估算传动齿模数 (5)1.4.5离合器的选择与计算 (5)1.4.6普通V带的选择与计算 (7)1.5结构设计 (8)1.5.1带轮设计 (8)1.5.2主轴换向与制动机构设计 (9)1.5.3齿轮块设计 (9)1.5.4轴承的选择 (10)1.5.5主轴组件 (10)1.5.6润滑系统设计 (10)1.5.7密封装置设计 (10)1.6传动件验算 (10)1.6.1轴的强度验算 (10)1.6.2验算花键键侧压应力 (12)1.6.3滚动轴承验算 (12)1.6.4直齿圆柱齿轮的强度计算 (13)第2章主轴箱设计 (15)2.1运动设计 (15)2.1.1已知条件 (15)2.1.2结构分析式 (15)2.1.3绘制转速图 (16)2.1.4绘制传动系统图 (19)2.2动力设计 (19)2.2.1确定各轴转速 (19)2.2.3各传动组齿轮模数的确定和校核 (22)2.3齿轮强度校核 (23)2.3.1校核a传动组齿轮 (24)2.3.2校核b传动组齿轮 (25)2.3.3校核c传动组齿轮 (26)2.4主轴挠度的校核 (27)2.4.1确定各轴最小直径 (27)2.4.2轴的校核 (27)2.5主轴最佳跨距的确定 (28)2.5.1选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 (28)2.5.2求轴承刚度 (28)2.6各传动轴支承处轴承的选择 (29)2.7主轴刚度的校核 (29)2.7.1主轴图 (30)2.7.2计算跨距 (30)结论 (32)谢辞 (33)参考文献 (34)前言随着机械的行业的发展，机床设计越来越向高精度的方向发展，但是在机床发展的同时，普通机床依然有这不可忽视的优点，例如低价格，加工种类多，对操作人员的技术要求低，缺点是加工的精度不高，效率不高，本书是设计12级普通车床，车床在机械行业中是举足轻重的角色，它可以加工外圆，螺纹等等，在本书的设计中参考了大量的前人的经验，对设计中出现的力学问题加以计算和解释，也对前人的观点加以考论和论证。
(完整版)CA6140车床主轴箱的含图毕业设计
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第1章绪论课题来源随着技术的发展，机床主轴箱的设计会向较高的速度精度，而且要求连续输出的高转矩能力和非常宽的恒功率运行范围。
另外还会改善机床的动平衡，避免震动、污染和噪音等。
本设计为CA6140机床的主轴箱。
作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中。
CA6140机床主轴箱的作用就是把运动源的恒定转速改变为主运动执行件所需的各种速度；传递机床工作时所需的功率和扭矩；实现主运动的起动、停止、换向和制动。
主轴箱通常主要下列装置和机构组成：齿轮变速装置；定比传动副；换向装置；起动停止装置；制动装置；操纵装置；密封装置；主轴部件和箱体。
根据机床的用途和性能不同，有的机床主轴箱可以只包括其中的部分装置和部件。
主轴箱是支承主轴并安装主轴的传动变速装置，使主轴获得各种不同转速，以实现主切削运动。
该机床主轴箱刚性好、功率大、操作方便。
CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。
主轴三支撑均采用滚动轴承；进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；纵向与横向进给十字手柄操纵，并附有快速电机。
该机床刚性好、功率大、操作方便。
研究动态及发展趋势机床设计和制造的发展速度是很快的。
原先的只为满足加工成形而要求刀具与工件间的某些相对运动关系和零件的一定强度和刚度，发展至今日的高度科学技术成果综合应用的现代机床的设计，也包括计算机辅助设计的应用。
但目前机床主轴变速箱的设计还是以经验或类比为基础的传统设计方法。
因此，探索科学理论的应用，科学地分析的处理经验，数据和资料，既能提高机床设计和制造水平，也将促进设计方法的现代化。
随着科学技术的不断发展，机械产品日趋精密、复杂，改型也日益频繁，对机床的性能、精度、自动化程度等提出了越来越高的要求。
机械加工工艺过程自动化是实现上述要求的重要技术措施之一，不仅能提高产品质量和生产率，降低生产成本，还能改善工人的劳动条件。
车床主轴箱设计说明书.
1、题目要求及参数确定1.1设计要求1）机床的类型、用途及主要参数车床，工作时间：三班制，电动机功率：N=7.5KW ，主轴最高、最低转速如下：max 1250n rpm =，min 100n rpm = 变速级数：z=12。
2）工件材料：45号钢 刀具材料：YT15 3）设计部件名称：主轴箱1.2运动参数确定回转主运动的机床，主运动的参数是主轴转速。
最低转速和最高转速：min 100n rpm =、max 1250n rpm =，机床的分级变速机构共12级由得：ϕ=1.26查《金属切削机床》表7-1得：各轴转速：100、125、160、200、250、315、400、500、630、800、1000、1250。
1.3主电机的选择合理的确定电机功率N ，使机床既能充分发挥其使用性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
一般车床无特殊要求，多采用Y 系列封闭式三相异步电动机，已知电动机的功率是7.5KW, 根据《车床设计手册》附录表选取Y132M-4型Y 系列笼式三相异步电动机，额定功率7.5kw ，满载转速1440r/min ，最大额定转距2.2。
2.运动设计5.121001250min max ===n n R n 1121--==ϕϕz n R2.1 传动组的传动副数的确定传动组和传动副数可能的方案有：12=4*3 12=3*4 12=3*2*2 12=2*3*2 12=2*2*3在上列各方案中，前两个有时可以省掉一根轴。
缺点是有一个传动组内有四个传动副。
如果用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，则操纵机构必须互锁以防止两个滑移齿轮同时啮合。
所以一般少用。
后三个方案中可根据下述原则比较：从电动机到主轴，一般为降速传动。
接近电动机处的零件，转速较高，从而转矩较小，尺寸也就较小。
如使传动副较多的传动组放在接近电动机处，则可使小尺寸的零件多些，大尺寸的零件就可以少些，就省材料了。
CA6140车床主轴箱内部结构
56 39
电机（7.5kw ,1450r/min)
130 230
Ⅰ
M1左 3581 43
M1右
50 34
Ⅶ
34 30
Ⅱ
3401
50 22
Ⅲ
58
20
20
80 50
Ⅳ
80 50
当压块8处于中间位置时， 左、右离合器都处于脱开 状态 主轴停止
离合器的接合与脱开由手柄18来操纵
制动器 操纵
当离合器脱开时，齿条22处于中间位置，这时，齿条轴22上的凸起正处于与 杠杆14下端相接触的位置，使杠杆14向逆时针方向摆动，将制动带拉紧，使 轴凹和主轴迅速停止旋转。当齿条轴22移至左端或右端位置时，杠杆与齿条 轴凸起的左侧或右侧的凹槽相接触，使制动带放松，这时摩擦离合器接合， 使主轴旋转。
Ⅵ（主轴）
50
51
63 50
b)主轴转速级数和转速 经低速传动路线时，主轴获得的实际转速是2×3×（2×2-1）
=18级转速，加上由高速传动路线获得的6级转速，
①带轮2与花键套1用螺钉连接,并支承在 法兰3内的两个轴承上,当带轮转动时,带 动花键套一起转动; ②法兰3固定在主轴箱体上。
Ⅴ
26 58
M2(合)
Ⅵ（主轴）
50
51
63 50
56
39
电机（7.5kw ,1450r/min)
130 230
Ⅰ
M1左 3581
43
M1右
50 34
Ⅶ
34 30
Ⅱ
3401
50 22
58
Ⅲ
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级变速车床主轴箱设计————————————————————————————————作者: ————————————————————————————————日期:1.车床的规格系列和用处表1 车床的主参数(规格尺寸）和基本参数工件最大回转直径 D max （ｍm)正转最低转速 Nmax( minr)电机功率 Ｎ（k ｗ) 转速级数Ｚ传动比 ４00４5５.5161.26２参数的拟定2．1 各级转速划分各级转速为:由给定的参数,φ＝１.２６=406.1,Z=16级查表2－５得各级转速为:４5，56,71,90,112，14０,１80,2２4,280,3５5,4５０,56０，7１0，900,1120，14002．2 主电机选择合理的确定电机功率，使机床既能充分发挥其使用性能,满足生产需要,又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
已知电动机的功率是 5.５kw ,选Y １32S-4，额定功率5．5kw ,满载转速1４40minr ，最大额定转距２.2mN。
3运动设计3.１ 传动结构式的拟定3．1.１ 确定传动组及各传动组中传动副的数目级数为Z 的传动系统由若干个顺序的传动组组成,各传动组分别有1Z 、2Z 、……个传动副。
即321Z Z Z Z =……传动副中由于结构的限制以２或４为合适,即变速级数Ｚ应为2和4的因子:βα42⨯=Z ，可以有三种方案:16=４×２×2;16＝2×２×2×2;16=4×4 ３．1.2 传动式的拟定16级转速传动系统的传动组,选择传动组安排方式时,要考虑到机床主轴变速箱的具体结构、装置和性能。
主轴对加工精度、表面粗糙度的影响很大，因此主轴上齿轮少些为好。
最后一个传动组的传动副常选用2。
除此之外，虽然1６=4×2×2、16＝4×4两种方案的传动轴比较少,但是,这两种传动组内有四个变速传动副,增大了传动轴的轴向尺寸,这两种方案不宜采用。
综上所述,传动式为1６=２×2×2×2。
3.1.3 结构式的拟定对于传动式16=2×2×2×2，有2４种结构式和对应的结构网。
分别为:8421222216⨯⨯⨯=8241222216⨯⨯⨯= 4821222216⨯⨯⨯=2841222216⨯⨯⨯=2481222216⨯⨯⨯=4281222216⨯⨯⨯=……根据传动比指数分配“前疏后密”的原则应采用第一种方案。
即:8421222216⨯⨯⨯=的方案。
3.２ 转速图的拟定根据已确定的结构方案绘出转速图如下:图1 16级变速车床转速图3.3 确定齿轮齿数当各变速组的传动比确定以后,可确定齿轮齿数。
对于定比传动的齿轮齿数可依据手册推荐的方法确定。
对于变速组内齿轮的齿数,如传动比是标准公比的整数次方时,变速组内每对齿轮的齿数和z S 及小齿轮的齿数可以在参考书中选取。
一般在主传动中，最小齿数应大于1７。
[3]第一组齿轮：11=a u z S =60,６２，64,６6,68，70,7226.112=a u z S =61,6３,６５,６6,68,7０,7２由于可知选用z S =6８，从表查出主动轮的齿数为34,30。
从动轮齿数则为3４，38。
第二组齿轮：11=b u z S =60,62,64,6６,68,7０,７22226.11=b u z S =60,62,65,67,70，72 可选用z S =7２从表中查出主动轮的齿数36,28。
从动轮的齿数则为３6，４4。
第三组齿轮:11=c u z S ＝60,62,64，66，68,7０,72,７44226.11=c u z S =60，６３,６６，67,７０,71，7３，７４ 选用z S =74从表中查出主动轮的齿数3７，２１。
从动轮的齿数则为37,53。
第四组齿轮：126.121=d u =z S 80，８2，８5,８６,８８6226.11=d u =Z S 80，81,８4,85，86 选取=Z S 80从表中查处主动轮的齿数49，16。
从动轮齿数３1，64．3.4 绘制传动系统图根据上面所计算个传动齿轮齿数绘制传动系统图如下:图2 １6级变速传动系统图４．1传动轴的估算4.1.１求各轴的计算转速（1）、主轴的计算转速主轴的计算转速度是低速第一个三分之一变速范围的最高一级转速,即n j=1１2ｒ/mｉｎ。
主(2)、各传动轴的计算转速①轴Ⅳ有8级转速，其最低转速１8０ｒ/min，通过双联齿轮使主轴获得两级转速：45r ／ｍｉn 和2８０ r/min 。
2８0 ｒ/m ｉn 比主轴的计算转速高，需传递全部功率,故轴Ⅳ的180r/mi ｎ转速也能传递全部功率，即Ⅳj n =１80 r/min② 同理可得:Ⅲj n ＝4５0 ③ 同理可得：n jII =710 r/ｍi ｎ ④ 同理可得:n jI ＝ 9０0r/min （3）、各齿轮的计算转速各变速组内一般只计算组内最小的，也是强度最薄弱的齿轮，故也只需要确定最小齿轮的计算转速。
1) 轴Ⅴ-Ⅳ间变速组的最小齿轮是Z=１6，该齿轮使主轴获得８级转速45 r/min ，56r/min,71r/ｍｉn ，90ｒ/min ，112r/ｍin,14０ ｒ/ｍｉn,180ｒ/ｍin,2２4r ／min 主轴计算转速是112r ／min ，故该齿轮在45０r/min 时应传递功率,是计算转速； 2) 同理可得，轴Ⅳ－Ⅲ间Ｚ=2１的计算转速为450r/m ｉn 3) 同理可得,轴II —I ＩＩ间Ｚ=28的计算转速为71０r ／ｍi ｎ; 4) 同理可得，轴Ｉ—I Ｉ间Ｚ＝30的计算转速为900ｒ/m ｉn 。
4．1.2传动轴直径的估算由公式：np A d η3≥其中：P －电动机额定功率 0A -系数 ｎ－该传动轴的计算转速η-从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积;对于空心轴课采用公式:)1(430β-≥n p A d其中:dd 1=β ,即空心轴的内径d1与外径d 之比通常取6.0~5.0=β 计算转速n 是传动件能传递全部功率的最低转速。
各传动件的计算转速可以从转速图上，按主轴的计算转速和相应的传动关系确定,当取各级效率为1时，所得的轴颈大于最小轴径，以下计算轴颈时均取效率为1。
则:mm A d 2510215.512010215.5331≈⨯== mm A d 268085.51208085.5332≈⨯== mm A d 305005.51205005.5333≈⨯==mm A d 401955.51201955.5334≈⨯== mm n p A d 65)5.01(605.5120)1(34435≈-⨯=-=β 因为在一轴上要安装离合器，所以一轴直径应大一些，取mm d 401=；又因为轴2、3、4均为花键轴内径分别取为:mm d 352=、mm d 353=、mm d 454=；主轴最小直径为mm d 655=，以上轴径为平均轴径，设计时可相应调整。
4．1.3 主轴前端直径的估算由通用机床主轴前端轴颈尺寸可知:主轴前端轴颈D1与直径max D 的关系,即1D =0.2５max D 15±已知:max D =4００mm则：1D =0.25max D 15±＝0.25×４5０±15＝105mm再查参考书选车床最大回转直径max D =40０mm,即为最大加工直径，因此主轴内空直径d=0．1max D ±１0，取d=35m ｍ4.2 三角带传动的计算三角带传动中,轴间距A 可以加大。
由于是摩擦传递,带与轮槽间会有打滑，宜可缓和冲击及隔离振动，使传动平稳。
带轮结构简单,但尺寸大,机床中常用作电机输出轴的定比传动。
（1)选择三角带的型号根据公式: 1.1 5.5 6.05ca a P K P KW ==⨯=式中Ｐ---电动机额定功率,a K -－工作情况系数 查参考书机械设计图8-11可因此选择A 型带。
(２)确定带轮的计算直径1D ,2D带轮的直径越小带的弯曲应力就越大。
为提高带的寿命,小带轮的直径1D 不宜过小,即min D D ≥1。
取主动轮基准直径1D =１40mm 。
[4]由公式1212D n n D = 式中：1n -小带轮转速,2n -大带轮转速。
所以mm D 22414090014402=⨯=,取为２50mm 。
［4](3)确定三角带速度 按公式s m n D V /55.10100060144014014.310006011=⨯⨯⨯=⨯=π在规定的5m/ｓs m v /25≤≤ 范围内,合理。
(4)初定中心距带轮的中心距,通常根据机床的总体布局初步选定，一般可在下列范围内选取： 根据经验公式()()120120.72D D A D D mm +<<+ 取780)250140(2=+⨯ｍm ，取0A =８00mm ．(5)三角带的计算基准长度0L()()021221004-++2+2=A D D D D A L πmm L 08.22168004)140250()250140(214.3800220=⨯-++⨯+⨯=由表8－２取整mm L 2240= [4]（６）验算三角带的挠曲次数s /4028.81000次≤==Lmvu ,符合要求。
（7)确定实际中心距Amm L L A A 96.8112)08.22162240(80020=÷-+=-+= （8)验算小带轮包角α000120112021.1725.57180≥=⨯--≈AD D α，主动轮上包角合适。
(9)确定三角带根数Z 由公式得: ia ca k k p p p z )(00∆+= [4]传动比: 4.11021144021===v v i 查表8-5c,8－５ｄ 得0p ∆= ０.1５KW ，0p = 1．32KW 查表8-8,k α=0.98；查表8-2，l k =0.9697.396.098.0)15.032.1(05.6=⨯⨯+=Z所以取Z=4根 (１０)计算预紧力查表8－４,q ＝０.１kg/ｍ [4]Nqv k vz p F aca 3.9255.101.0198.05.2555.1005.650015.2500220=⨯+〉-〈⨯⨯=+〉-〈=综上所述可得：表3 皮带参数和带轮尺寸带型号 带长/ｍm 带根数带轮直径/m ｍ 中心距/mm 预紧力/N大带轮 小带轮A224.9692.34.3 齿轮模数和齿宽的计算4.3．1 齿轮模数的确定(1) 一般同一变速组中的齿轮取同一模数，选择负荷最重的小齿轮按简化的接触疲劳强度公式计算()[]3221116338dj m j ji N m mm Z i n ϕσ±⨯=⎡⎤⨯⨯⨯⨯⎣⎦[６]式中:j m ——按疲劳接触强度计算的齿轮模数[]mmd N ——驱动电机功率[]KW j n ——计算齿轮的转速[]rpmi ——大齿轮齿数和小齿轮齿数之比1i ≥ 1Z ——小齿轮齿数m ϕ——齿宽系数,m Bmϕ=(Ｂ为齿宽,m 为模数),10~6=m ϕ j σ⎡⎤⎣⎦——许用接触应力 []MPa传动组a 模数:=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3229006002.13560.228.216338a m 2．２1 传动组b 模数:=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3227106006.11860.266.216338b m ２.76传动组c 模数：=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=3224506003.21860.233.316338c m 3．61传动组d 模数：=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=32245060031860.2416338d m ４.02 取,4=a m ,4=b m ,4=c m 4=d m 4．3.2 齿宽的确定由公式m B m ϕ=(为模数m m ,10~6=ϕ）[6］得:第一套啮合齿轮mm B a 30~183)10~6(=⨯= 第二套啮合齿轮mm B b 30~183)10~6(=⨯=第三套啮合齿轮mm B c 30~183)10~6(=⨯= 第四套啮合齿轮mm B d 30~183)10~6(=⨯=一对啮合齿轮,为了防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿的载荷,设计上，应主动轮比小齿轮齿宽大，所以取各齿轮齿宽如下:表4 各齿轮齿宽齿轮 Z 1 Ｚ2 Z 3 Z ４ Z ５ Z 6 Ｚ7 Ｚ8 Ｚ9 Z 10Ｚ１１Z 1２ Z １３ Ｚ14 Z 1５ Ｚ16 齿宽 24２４24 24２8３28３2３2３5３25动力传动件的校核5.1 主轴刚度验算5.１.1 选定前端悬伸量C参考P12１,根据主轴端部的结构，前支承轴承配置和密封装置的型式和尺寸，这里选定Ｃ=１20ｍm ．[8］5.1.2 主轴支承跨距L 的确定一般最佳跨距mm C L 420~240)4~2(0== ，考虑到结构以及支承刚度因磨损会不断降低，应取跨距L 比最佳支承跨距0L 大一些，再考虑到结构需要,这里取Ｌ=6０0mm 。