主传动系统运动设计[1]
传动系统的方案设计全文
传动系统的方案设计
4 传动系统的方案设计
4.1 传动系统的作用与组成 4.2 传动系统的类型与选择 4.3 传动系统的特点与性能 4.4 机械传动系统的设计程序 4.5 传动系统的运动设计 复习思考题
传动系统的方案设计
4.1 传动系统的作用与组成
4.1.1 传动系统的作用 4.1.2 传动系统的组成
缺点：滑移齿轮不能在运转中变速，为便于滑移啮合， 多用直齿齿轮传动，因而传动不够平稳。
传动系统的方案设计
3．啮合器变速机构
啮合器分普通啮合器和同步啮合器两种，广泛用于汽车、叉车、 挖掘机等行走机械的变速箱中。啮合器变速机构可采用常啮合的传 动，运动平稳，能在运转中变速，并可传递较大扭矩。
普通啮合器的结构简单，但轴向尺寸较大，变速过程中易出现顶 齿现象，故换档不太轻便，噪声较大。为改善变速性能，目前在中 小型汽车和许多变速频率高的机械中多采用同步啮合器变速。
传动系统的方案设计
4.2 传动机构的类型及其选择
4.2.2 传动类型的选择 选择的基本原则：
① 对于小功率传动，应在满足工作性能的要求下，选用结构简单 的传动装置，尽可能降低初始费用；
② 对于大功率传动，应优先考虑传动装置的效率，以节约能源、 降低运转和维修费用；
③ 当机器要求变速时，若能与动力机调速比相适应，可直接联接 或采用固定传动比装置。当机器要求变速范围大，用动力机调速不 能满足机械特性和经济性要求时，应采用变传动比传动。其中绝大 部分应采用有级变速传动，只有当机器需连续变速时，才考虑采用 无级变速传动；
1)动力机为电动机
允许在负载下起动，可以正反运转。当换向不频繁或换向虽频 繁但电动机功率较小时，可直接由电动机起停和换向。优点是结构 简单，操纵方便，因此得到广泛的应用。
第3章数控机床主传动系统设计
3.3无级变速传动链的设计
数控机床的主运动广泛采用无级变速 。 无级变速优势： 在一定范围内，转速(或速度)能连续地变 换，从而获取最有利的切削速度。 数控机床一般都采用由直流或调速电动 机作为驱动源的电气无级调速。
(2)主要设计内容:
拟定结构式或结构网; 拟定转速图， 拟定各传动副的传动比; 确定带轮直径、齿轮齿数; 布置、排列齿轮，绘制传动系统图。
3. 2 分级变速主传动系统设计
3. 2. 1转速图的概念
转速图由“三线一点”组成，即传动轴线、转速 线、传动线和转速点。
3. 2 分级变速主传动系统设计
由Z, φ, n1可知主轴的各级转速应为: 31.5, 45, 63, 90, 125, 180, 250，500、710、 1000、1400。
2)变速组和传动副数的确定 :
变速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
3. 2 分级变速主传动系统设计
②绘制转速图: A、 本例所选定的结构式共有三个变速 组，变速机构共需4根轴，加上电动机轴 共5根轴，(电动机到I轴为定比带传动)故 转速图需5条竖线。主轴共12级转速，电 动机轴转速与主轴最高转速相近，故需 12条横线。然后，标注主轴的各级转速 及电动机轴的转速。
3. 1 主传动系统设计概述
（2)按传动装置类型 可分为机械传动装置 液压传动装置 电气传动装置 以及它们的组合
3. 1 主传动系统设计概述
(3)按变速的连续性 可以分为分级变速传动和无级变速传动。 分级变速传动是在一定的变速范围内均 匀、离散地分布着有限级数的转速，变 速级数一般不超过20~30级。 分级变速传动方式有滑移齿轮变速、交 换齿轮变速和离合器(如摩擦片式、牙嵌 式、齿轮式离合器)变速。
普通车床的主动传动系统设计
目录绪论 (1)1.设计任务 (2)1.1设计普通车床的传动系统 (2)1.2设计内容 (2)2.主动参数的选择 (3)2.1 公比ϕ及转速数列的确定 (3)2.1.1公比ϕ的确定 (3)2.1.2确定主轴转速数列 (3)2.1.3确定主轴转速级数Z (3)2.2选择电动机 (3)3.变速的结构设计 (4)3.1 变速组中传动副数目的确定 (4)3.2结构网或结构式各种方案的确定 (4)3.3结构图 (4)4.转速分布图的拟定 (5)4.1普通车床参数 (5)4.2确定各级转速并绘制转速图 (5)4.2.1 输入轴转速的确定 (5)4.2.2中间传动轴转速的确定 (5)4.2.3绘制转速图 (6)5.确定各变速组齿轮齿数 (7)5.1确定各变速组传动副齿数 (7)5.2绘制传动系统图 (9)6.传动设计 (10)6.1确定各轴转速 (10)6.2计算传动装置的运动和动力参数 (10)6.2.1计算各轴的输入功率 (10)6.2.2计算各轴的输入转矩 (10)6.2.3传动装置的运动和动力参数如下表所示 (11)7.带传动设计 (12)7.1带设计 (12)7.2带轮结构设计 (14)7.2.1带轮的材料 (14)7.2.1带轮结构形式 (14)7.2.3 V带轮的论槽 (15)7.2.4 V带轮的技术要求 (15)8.齿轮传动设计 (16)8.1选择齿轮的材料及精度等级 (16)8.2各传动组齿轮模数的确定和校核 (16)8.3齿轮强度校核 (17)8.3.1校核a传动组齿轮 (18)8.3.2校核b传动组齿轮 (19)9.转动轴的设计计算 (20)9.1主轴挠度的校核 (20)9.1.1 确定各轴最小直径 (20)9.1.2 选择轴颈直径,轴承型号和最佳跨距 (21)9.1.3轴的校核 (21)9.2传动轴上轴承的选用 (23)10.设计总结 (24)11.参考文献 (25)绪论机床主传动系统因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。
数控车床主传动系统结构与控制设计
沈阳理工大学课程设计专用纸图 1.1转速图和主轴功率特性图2．齿轮齿数的确定（1）Ⅰ轴与Ⅱ轴的中间齿轮的齿数取 301min ==Z Z 111/'0.6u Z Z == 根据上式求得 150z '=且1180120z z '+=<，所以满足要求。
（2）Ⅱ轴与Ⅲ轴之间齿轮的齿数取 min 220Z Z == 222/'0.33u Z Z == 根据上式求得 260Zz =且2280120z z '+=<，所以满足要求。
（3）Ⅲ轴与Ⅳ轴之间齿轮的齿数取 min 325Z Z == 333/'0.33u Z Z == 根据上式求得 '75Z =且33100120z z '+=<，所以满足要求。
（4）Ⅳ轴与Ⅴ轴之间齿轮的齿数取 min 450Z Z '== 444/'0.99u Z Z == 根据式求得 450Z =且44100120z z '+=≤，所以满足要求。
联立上面两式求得：Z 5=55, 550z '=。
图1.23．主轴及各传动轴计算转速的确定： (1) 主轴计算转速的确定：根据转速图得中型车床主轴的计算转速80min v n r =。
(2) 各轴的计算转速的确定主轴计算转速确定后，就可以从转速图上得出各传动轴的计算转速，对于上述转速图可得各传动轴的计算转速如下：2轴的计算转速：1250min n r = 1轴的计算转速：750min n r =44444110.810.939257.1318P d kA mm n η⨯≥=⨯⨯= 圆整后取458d mm = 5齿轮模数估算（1）第一对齿轮：1750min n r =；301=Z ；10.6u =；()()3312222111 1.680.41116300163002.408300.41250750m j uPm Z u n φσ±+⨯===⨯⨯⨯⨯⎡⎤⎣⎦取标准值5.21=m （2）第二对齿轮：2250min n r =； 220Z =；20.33u =；()()332222222130.51116300163002.718350.51250250m j uPm Z u n φσ±+⨯===⨯⨯⨯⨯⎡⎤⎣⎦取标准值32=m （3） 第三对齿轮：2250min n r =；423=Z ；67.01=u ；()()333222233130.671116300163002.8188420.671250250m j uPm Z u n φσ±+⨯===⨯⨯⨯⨯⎡⎤⎣⎦取标准值33=m （4）第四对齿轮：m in 1254r n =； 534=Z ；8.04=u ；()[]()90.212512508.0538118.0116300116300322342244=⨯⨯⨯⨯⨯+=±=n u Z Pu m j m σϕ取标准值34=m 所以取m=3 两组都是 6中心距的计算： D1=二 传动轴的验算轴在载荷的作用下会产生弯曲和扭转变形，当这些变形超过某个允许值时，会使机器零部件工作状况恶化，甚至使机器无法正常工作，故对精密机器的传动和对刚度要求高的轴，要进行刚度校核，以保证轴的正常工作。
C620主传动系统设计
C620主传动系统设计目录一传动方案和传动系统图的拟定二主要设计零件的计算和验算三结构设计及说明四各部分尺寸的选择五主轴轴承六主轴编程七参考文献一传动方案和传动系统图的拟定欧1 传动路线床头箱的传动轴1左端左端装有胶带轮,中间还有双向摩擦片或离合器M1,用于控制主轴正转或反转,主运动传动链的两末端件是主电动机和主轴运动由电动机(7.5KW,1450r/min)经V 带轮传运副260/130传至主轴中2轴3轴4轴都装有变速滑移齿轮,主轴6轴装有离合器M2,当压紧离合器M1左部的摩擦片时,经齿轮50,轴7上的空套齿轮24传给轴2上的齿轮36,这时,轴1至轴2间多了一个中间齿轮24,使轴2的转向与经M1左部传动时相反,轴2的运动可通过轴2,轴3之间的三对齿轮的任一组传至轴3,故轴3正齿轮共2*3=6种转速.运动由轴3转往主轴有两条线路(1) 高速传动传动路线当离合器M2左移合上时,电动机经带轮给轴1右运动,由M1带动齿轮传至轴2和轴2上的传动齿轮而后直接传动主轴6,得到六种高转速.(2) 低速传动路线使M2右移啮合时,轴3可运动齿轮副20/80或50/50传给轴4又经齿轮副20/80或50/50传给轴5,再经齿轮副32/64和齿式离合器M2传至主轴,使主轴获得24种转速.2主轴转速级数和转速1)确定极限转速由传动系统图和传动路线表达式可以看出主轴正传时,可得2*3高转速,2*3*2*2=24种低转速,轴3----4------5之间的四条传动路线的传动比为i1=,i2=,i3=,i4=因i2,i3的数值相同，所以实际上只有3种不同的传动比，因此运动方式由低速这条欧传动路线时，主轴实际上只能得到2*3*（2*2—1）=18种转速加上由高速路线传动获得的6级转速，同理主轴反转有3*[1+（2*2—1）]=12种转速而运转时有三条路线，所以共有6+18-3=21种转速。
Nmin=Nmax=R=2)确定公比查表3）求出主轴转速级数Z=4）确定结构网或结构式5）绘制转速图选定电动机YB2m-4 额定功率7.5kw6）绘制住传动系统图二主轴上零件的设计计算及验算1 前端伸量的设立参考<<机械装备设计>> 根据主轴端部的结构前支撑轴承配置和密封装置的型号及尺寸.初步选定c=120mm.2主轴支撑跨距L的确定一般最佳跨距L0=(2—3)c=240—420mm考虑到结构以及支撑刚度会因磨损会不断降低,所以跨距取值应比最佳跨距大一些,考虑到结构需要,这里初步选定L=600mm3计算挠度(1)周向切削力Pt的计算Pt=(2)驱动力的计算(3)确定弹性模量惯性矩和长度a b c1轴的材料选用40cr 查<<简明机械设计手册>> E=2主轴的惯性矩为I=3 切削力P的作用点到主轴前支撑的距离s=c+w,对于普通车床w=0.4h4 计算切削力P作用在s点起主轴前端的挠度5 计算驱动力Q作用在两支撑之间，主轴前端C点的挠度6 求主轴前端G点的综合挠度三结构设计及说明主轴变速箱是机床的重要部件,设计时除考虑一般机械传动的有关要求之外,还要考虑以下几个方面的问题.精度方面的要求,刚度和抗震性的要求,传动效率的要求,主轴前轴承处温度和温升控制,结构工艺性,操作方便安全可靠原则,遵循标准化和通用化的原则.主轴变速箱结构设计是整个机床设计的重点,包括传动件(传动件轴承带轮齿轮离合器和制动器) 主轴组件操纵机构润滑密封系统和箱体及其连接件的结构设计与布置。
普通数控车床主传动系统设计
普通数控车床主传动系统设计1. 引言普通数控车床主传动系统是数控车床中的核心部件之一，主要负责提供动力和转速控制，以实现对工件的加工操作。
本文将详细介绍普通数控车床主传动系统的设计原理和关键要素。
2. 设计原理普通数控车床主传动系统的设计原理基于数控技术和机械传动原理。
其根本原理如下：•主电机提供动力：普通数控车床主传动系统的第一要素是主电机。
主电机通过机械传动装置将动力传递给主轴，驱开工件的旋转运动。
•变速装置实现转速控制：为了满足不同加工需求，普通数控车床主传动系统通常配备了变速装置。
变速装置可以改变主轴的转速，使其适应不同工件加工的要求。
•控制系统实现精确控制：普通数控车床主传动系统的另一重要元素是控制系统。
控制系统通过编程控制，实现对主电机和变速装置的精确控制，确保工件加工的精度和稳定性。
3. 设计要素3.1 主电机选择主电机是普通数控车床主传动系统的关键组成局部。
在选择主电机时，需要考虑以下因素：•功率：根据加工要求和工件材料的硬度，选择适当的主电机功率，以确保足够的动力输出。
•转速范围：根据加工要求和工件材料的特性，选择主电机的转速范围，以满足不同加工情况下的转速要求。
•耐久性：主电机应具有较高的耐久性和可靠性，以适应长时间运行和重复工作的需求。
3.2 变速装置设计变速装置的设计对普通数控车床主传动系统的性能和灵巧性有重要影响。
在设计变速装置时，需要考虑以下因素：•传动比：根据不同的加工要求，设计适宜的传动比，以实现主轴转速的调整。
•换挡操作：如果变速装置采用机械换挡方式，需要考虑换挡操作的平稳性和可靠性。
如果采用电子控制方式，那么需要确保换挡速度和精确性。
•维护和保养：变速装置应设计成易于维护和保养，以提高系统的可靠性和使用寿命。
3.3 控制系统设计控制系统是普通数控车床主传动系统的智能化局部。
在设计控制系统时，需要考虑以下要素：•控制精度：控制系统应具有较高的精度，以满足工件加工的精度要求。
(整理)机床主传动系统设计大作业
一、 原始设计参数：二、运动设计1、确定极限转速根据设计参数，主轴最低转速为30r/min ，级数为11，且公比φ=1.41。
于是可以得到主轴的转速分别为：30、42.5、 60、 85、118、 170、 236、 335、 475、 670、 950r/min ，则转速的调整范围max min .n n R n ===160045355。
2、确定公比φ根据设计数据，公比φ=1.413、求出主轴转速级数Z根据设计数据，转速级数Z=114、确定结构式按照主变速传动系设计的一般原则，选用结构式为=⨯⨯13612322的传动方案。
其最后扩大组的变速范围().R ⨯-==≤621214188,符合要求，其它变速组的变速范围也一定符合要求。
5、绘制转速图1）选定电动机根据设计要求，机床功率为5.5KW ，最高转速为950r/min ，可以选用Y2-112M-4，其同步转速为d n =1000r/min ，满载转速为960r/min ，额定功率5.5KW 。
2）分配总降速传动比 总降速传动比为min Π..d n u n ===3550024651440，又电动机转速n d =960r/min 不在所要求标准转速数列当中，因而需要增加一定比传动副。
3）确定传动轴的轴数轴数=变速组数+定比传动副数+1=3+1+1=5 4）绘制转速图因为确定中间各轴转速时，通常往前推比较方便，所以首先定Ⅲ轴的转速。
① 确定Ⅲ轴的转速由于第二扩大组的变速范围为6，故这两对传动副的最小和最大传动比必然是c u ==14114φ， c u ==222φ。
于是可以确定Ⅲ轴的六级转速只能是：85,118,170,236,335,475r/min ，可见Ⅲ轴的最低转速为85r/min 。
②确定Ⅱ轴转速第一扩大组的级比指数X 1=3。
为为避免从动齿轮尺寸过大而增加箱体的径向尺寸，一般限制降速最小传动比min u ≥14，又为避免扩大传动误差，减少振动噪声，限制最大升速比max u ≤=22φ。
普通机床主传动系统设计计算说明书
u6 = 7、
绘制传动系统图
6
图 2 传动示意图
七、 动力设计
1、 各传动零件的设计
z −1 3
n = nmin φ 1）
= 160 r min， 取主轴的计算转速为180 r min
各轴的计算转速
表 2 各轴的计算转速
轴序号 计算转 速
电动机 1440
Ⅰ 1000
Ⅱ 710
Ⅲ 355
Ⅳ 180
2)最小齿轮计算转速
1
n max n min
= 11.1
2、转动轴直径。 3、齿轮模数。 4、主轴设计（轴颈、内孔、前端悬伸量、合力支撑跨距） （三） 、结构设计 1、参考同类机床绘制草图。这一阶段的工作较为复杂，绘图 和计算工作交叉进行，反复修改，力求使零部件的结构合理、 配置适当。 2、草图完后，要验算传动件。 1）齿轮：同模数中承受载荷最大的，齿数最小的齿轮 2）传动轴：验算其中一根传动轴的强度 3）主轴：刚度（弯曲刚度、扭转刚度） 3、完成装配图 （四）零件工作图（主轴） （五）编写设计计算说明书 设计计算说明书是对整个设计计算工作的整理和总结，是一 份重要的技术文件。 1、 需要寿命的内容要有条理的加以阐述， 有必要的插图或 表格； 2、 3、 采用的公式及数据要注明资料的来源； 文字力求通顺简练，字迹工整。
m
24
（89） （90） （91） （92） （93） （94） （95） （96） （97）
TS P
3
=
18000 2
= 9000，B = 8 × 3, = 3.78
60n 1 T C0
=
60×1000×9000 10 7
K n = 0.82，K N = 0.58，K q = 0.63，K s = K T K n K N K q = 1.13， σj =
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1． 机床主要技术参数：（1） 尺寸参数：床身上最大回转直径： 400mm 刀架上的最大回转直径： 200mm 主轴通孔直径： 40mm 主轴前锥孔： 莫式6号 最大加工工件长度： 1000mm（2） 运动参数：根据工况，确定主轴最高转速有采用YT15硬质合金刀车削碳钢工件获得，主轴最低转速有采用W 16Cr 4V 高速钢刀车削铸铁件获得。
n max =min1000max d v π= 23.8r/min n min = max min1000d v π =1214r/min根据标准数列数值表，选择机床的最高转速为1180r/min ，最低转速为26.5/min 公比ϕ取1.41，转速级数Z=12。
（3） 动力参数：电动机功率4KW 选用Y112M-4型电动机2． 确定结构方案：（1） 主轴传动系统采用V 带、齿轮传动； （2） 传动形式采用集中式传动；（3） 主轴换向制动采用双向片式摩擦离合器和带式制动器； （4） 变速系统采用多联滑移齿轮变速。
3． 主传动系统运动设计：（1） 拟订结构式：1） 确定变速组传动副数目：实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合： A ．12=3*4 B. 12=4*3 C 。
12=3*2*2 D ．12=2*3*2 E 。
12=2*2*3方案A 、B 可节省一根传动轴。
但是，其中一个传动组内有四个变速传动副，增大了该轴的轴向尺寸。
这种方案不宜采用。
根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案C 是可取的。
但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使Ⅰ轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案D2）确定变速组扩大顺序：12=2*3*2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式：A．12=21*32*26B。
12=21*34*22C．12 =23*31*26D。
12=26*31*23E．22*34*21F。
12=26*32*21根据级比指数非陪要“前疏后密”的原则，应选用第一种方案。
然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题：①第一变速组采用降速传动（图1a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，使得Ⅰ轴上的齿轮直径不能太小，Ⅱ轴上的齿轮则会成倍增大。
这样，不仅使Ⅰ-Ⅱ轴间中心距加大，而且Ⅱ-Ⅲ轴间的中心距也会加大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。
这种传动不宜采用。
②如果第一变速组采用升速传动（图1b），则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。
为了避免出现降速比小于允许的极限值，常常需要增加一个定比降速传动组，使系统结构复杂。
这种传动也不是理想的。
如果采用方案C，即12 =23*31*26，则可解决上述存在的问题（见图1c）。
其结构网如图2所示。
（2） 绘制转速图：1） 验算传动组变速范围：第二扩大组的变速范围是R 2 = 6ϕ=8，符合设计原则要求。
2） 分配降速比：该车床主轴传动系统共设有四个传动组，其中有一个是带传动。
根据降速比分配应“前慢后快”的原则及摩擦离合器的工作速度要求，确定各传动组最小传动比。
U=En n min = 11805.26 = 5.441111ϕ =05.21ϕ21ϕ31ϕ41ϕ3） 绘制转速图：（见附图1） （3） 确定齿轮齿数：利用查表法求出各传动组齿轮齿数如下表：传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。
所选齿轮的齿数符合设计要求。
（4） 验算主轴转速误差：主轴各级实际转速值用下式计算： n = n E *21d d (1-ε)u 1 u 2 u 3 式中 u 1 u 2 u 3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比。
ε取0.05转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示：△ n = | ''nn n -|≤10（Φ-1）%其中'n 主轴标准转速转速误差表转速误差满足要求。
（5） 绘制传动系统图：（见附图2） 4． 估算传动件参数，确定其结构尺寸：（1） 确定传动件计算转速：1） 主轴：主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即 n j = n min 13-Zϕ=74.3r/min 即n 4=75r/min;2） 各传动轴：轴Ⅲ可从主轴为75r/min 按72/18的传动副找上去，似应为300r/min 。
但是由于轴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D 1 = 80mm ，后轴颈直径D 2 = （0.7～0.85）D 1，取D 2 = 65 mm ，主轴内孔直径d = 0.1 D max ±10 mm ，其中D max 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 = 4][91ϕj n N式中d —— 传动轴直径； N —— 该轴传递功率（KW ）； j n ——该轴计算转速（r/min ）； [ϕ]—— 该轴每米长度允许扭转角 这些轴都是一般传动轴，取[ϕ]=10/m 。
代入以上计算转速的值，计算各传动轴的直径： Ⅰ轴：d 1 = 26mm ； Ⅱ轴：d 2 = 31mm ； Ⅲ轴：d 3 = 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：m = 323Zn Nj式中 N —— 该齿轮传递的功率（KW ）； Z —— 所算齿轮的齿数；j n —— 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（Z n j ）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ϕ是外片内径D 1与内片外径D 2之比，即ϕ21D D = 一般外摩擦片的内径可取：D 1=d+(2～6)=26+6=32mm;机床上采用的摩擦片ϕ值可在0.57～0.77范围内，此处取ϕ=0.6，则内摩擦片外径D 2ϕ1D =6.032==53.3mm 。
2） 按扭矩确定摩擦离合面的数目Z ：Z ≥Zm V f K K K r S f P TK⋅⋅][其中T 为离合器的扭矩 T=955*104ηjd n P =955*104*8.0*6004=5.1*104N ·mm ； 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，S 4π=（D 22 — D 12）=1426.98mm 2;f r ——诱导摩擦半径，假设摩擦表面压力均匀分布，则f r )D (3)(21223132D D D --==21.77mm ； K V ——速度修正系数，根据平均圆周速度查表取为1.3；m K ——结合次数修正系数，查表为1.35； Z K ——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]K V =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P k 一般为额定功率P d 的20～40%，取P k = 0.4P d ，计算反转静扭矩为P k = 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P c ,选择胶带型号： P c = K A P式中 P —— 额定功率（KW ）；K A —— 工作情况系数，此处取为1.2。
带入数据计算得P C = 4.8 （KW ），根据计算功率P C 和小轮转数n 1,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σb1不致过大， 应使小轮直径d 1≥d min , d 1也不要过大，否则外轮廓尺寸太大。
此次设计选择d 1 = 140mm 。
大轮直径d 2 由121d n n 计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=111000*60d n ⋅π=10.5m/s ，符合设计要求。
3） 确定中心距a 、带长L 、验算包角α：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a 0 0.75(d 1+d 2)≤a 0≤2(d 1+d 2),此次设计定为450mm 。
由几何关系按下式初定带长L 0:L 0≈2 a 0+0.5 π(d 1+d 2)+ 02124)(a d d -(mm)按相关资料选择与L 0较接近的节线长度L P 按下式计算所需中心距， a ≈a 0+2L L P - 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-0.015P L a+0.03P L ）由以上计算得中心距a = 434.14mm ，带长为1600mm 。
验算包角：α= 1800-ad d 12-*57.30 = 156.9≥1200，符合设计要求. 4） 计算胶带的弯曲次数u ： u=Lmv 1000[s -1]≤40[s -1] 式中：m —— 带轮的个数；代入相关的数据计算得：u = 13.125[s -1]≤40[s -1] 符合设计要求。