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是由于轴Ⅲ上的最低转速106r/min经传动组C可使主轴得到26.5r/min和212r/min两种转速。212r/min要传递全部功率，所以轴Ⅲ的计算转速应为106r/min。轴Ⅱ的计算转速可按传动副B推上去，得300r/min。 3） 各齿轮：

传动组C中，18/72只需计算z =18 的齿轮，计算转速为300r/min；60/30的只需计算z = 30 的齿轮，计算转速为212r/min。这两个齿轮哪个的应力更大一些，较难判断。同时计算，选择模数较大的作为传动组C齿轮的模数。传动组B中应计算z =19的齿轮，计算转速为300r/min。传动组A中，应计算z = 24的齿轮，计算转速为600r/min。

（2） 确定主轴支承轴颈直径：

参考《金属切削机床课程设计指导书》表2，取通用机床钢质主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.7～0.85）D1，取D2 = 65 mm，主轴内孔直径d = 0.1 Dmax ±10 mm ，其中Dmax为最大加工直径。取d = 40mm。

（3） 估算传动轴直径：（忽略各传动功率损失）

按扭转刚度初步计算传动轴直径： d = 91N4nj[?]

式中d —— 传动轴直径； N —— 该轴传递功率（KW）； nj——该轴计算转速（r/min）； [?]—— 该轴每米长度允许扭转角 这些轴都是一般传动轴，取[?]=10/m。

代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径： Ⅰ轴：d1 = 26mm； Ⅱ轴：d2 = 31mm； Ⅲ轴：d3 = 40mm；

（4） 估算传动齿模数：（忽略各传动功率损失）

参考《金属切削机床课程设计指导书》中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数：

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m = 32

N3njZ

式中 N —— 该齿轮传递的功率（KW）； Z —— 所算齿轮的齿数；

nj—— 该齿轮的计算转速（r/min）。

同一变速组中的齿轮取同一模数，故取（njZ）最小的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。

传动组C中：m = 2.9 mm ,取标准模数m=3 mm； 传动组B中：m = 2.8 mm，取标准模数m=3 mm； 传动组A中：m = 2.1mm，取标准模数m=2.5 mm。

（5） 离合器的选择与计算：

1） 确定摩擦片的径向尺寸：

摩擦片的外径尺寸受到外形轮廓的限制，内径又由安装它的轴径d来决定，而内外径的尺寸决定着内外摩擦片的环形接触面积的大小，直接影响离合器的结构与性能。表示这一特性系数?是外片内径D1与内片外径D2之比，即??一般外摩擦片的内径可取：D1=d+(2～6)=26+6=32mm;

机床上采用的摩擦片?值可在0.57～0.77范围内，此处取?=0.6，则内摩擦片外径D2?D1 D2D1??320.6=53.3mm。

2） 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z：

Z≥

TK

[P]f?S?rfKVKmKZPd4?=955*104*mm； *0.8=5.1*104N·nj600其中T为离合器的扭矩 T=955*104

K——安全系数，此处取为1.3； [P]——摩擦片许用比压，取为1.2MPa； f——摩擦系数，查得f=0.08； S——内外片环行接触面积，

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S??（D22 — D12）=1426.98mm2; 4 rf——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则

3(D2?D13)rf?=21.77mm； 23(D2?D)21KV——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；

Km——结合次数修正系数，查表为1.35；

KZ——摩擦结合面数修正系数， 查表取为1；

将以上数据代入公式计算得Z≥12.67圆整为整偶数14，离合器内外摩擦片总数i=Z+1=15。

3） 计算摩擦离合器的轴向压力Q：

Q=S[P]KV =1426.98*1.2*1.3 = 2226.1（N）

4） 摩擦片厚度b = 1，1.5，1.75，2毫米，一般随摩擦面中径增大而加大。内外片

分离时的最小间隙为（0.2～0.4）mm。 5） 反转时摩擦片数的确定：

普通车床主轴反转时一般不切削，故反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定。普通车床主轴高速空转功率Pk一般为额定功率Pd的20～40%，取Pk = 0.4Pd，计算反转静扭矩为Pk = 1.6KW，代入公式计算出Z≥5.1，圆整为整偶数6，离合器内外摩擦片总数为7。

（6） 普通V带的选择与计算：

1） 确定计算功率Pc ,选择胶带型号： Pc = KAP

式中 P—— 额定功率（KW）；

KA—— 工作情况系数，此处取为1.2。

带入数据计算得PC = 4.8 （KW），根据计算功率PC和小轮转数n1,即可从三角胶带选型图上选择胶带的型号。此次设计选择的为A型胶带。 2） 选取带轮节圆直径、验算带速：

为了使带的弯曲应力σ

b1

不致过大， 应使小轮直径d1≥dmin, d1也不要过

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大，否则外轮廓尺寸太大。此次设计选择d1 = 140mm。大轮直径d2 由算按带轮直径系列圆整为315mm。

验算带速，一般应使带速v在5～25m/s的范围内。 v=

n1d1计n2??n160*1000d1=10.5m/s，符合设计要求。

3） 确定中心距a、带长L、验算包角?：

中心距过大回引起带的颤动，过小则单位时间内带的应力循环次数过多，疲劳寿命降低；包角α减小，带的传动能力降低。一般按照下式初定中心距a0 0.75(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2),此次设计定为450mm。

由几何关系按下式初定带长L0:

(d2?d1)2 L0≈2 a0+0.5 ?(d1+d2)+ (mm)

4a0 按相关资料选择与L0较接近的节线长度LP 按下式计算所需中心距， a≈a0+

LP?L0 2 考虑安装、调整和补偿初拉力的需要，中心距a的变动范围为 （a-0.015LP a+0.03LP）

由以上计算得中心距a = 434.14mm，带长为1600mm。 验算包角：?= 180-0

d2?d100

*57.3 = 156.9≥120，符合设计要求. a4） 计算胶带的弯曲次数u ： u=

1000mv-1-1

[s]≤40[s] L-1

-1

式中：m —— 带轮的个数；

代入相关的数据计算得：u = 13.125[s]≤40[s] 符合设计要求。

5） 确定三角胶带的根数Z：

根据计算功率PC和许用功率[P0]，可求得胶带根数Z，