CA6140机床变速箱课程设计说明书
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主传动方案“结构化”，设计主轴变速箱装配图及零件图，侧重进行传动轴组件、主轴
变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。
【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。
车床参数的拟定
1.1
1.1.1
=1500r/min =33.5r/min
转速范围Rn=
转速范围Rn= = =44.8r/min
2.2
运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。
2.2.1
1、电机功率N：
中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。
根据机床切削能力的要求确定电机功率：
N=7.5KW
2、电机转速 ：
3.4
3.4.1
K =Kx9550 Nm
式中
—离合器的额定静力矩(Kgm) K—安全系数
—运转时的最大负载力矩
表3.2
刚度要求
允许的扭转角
主轴
一般的传动轴
较低的传动轴
0.5—1
1—1.5
1.5—2
对于一般的传动轴，取 =1,
KW
=750 r/min
mm
取 mm
KW
=375 r/min
=33.7mm
取
=132 mm
mm
采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。
d1’=28.48×0.93=27
2.1.4最大扩大组的选择6
2.2转速图的拟定6
2.2.1主电机的选定6
传动件的选择7
3.1确定计算转速7
3.1.1主轴的计算转速7
3.1.2中间传动件的计算转速8
3.1.3齿轮的计算转速8
3.2带轮的选择8
3.3传动轴和主轴的设计10
3.3.1传动轴的设计10
3.2.1主轴的设计11
3.4摩擦离合器的选择12
其配对情况如下：Z1-Z３、Z２-Z４、Z５-Z８、Z６-Z９、Z７-Z1０、Z1１-Z1３、Z1２-Z1４。
3.2
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
由已知条件可知电动机的计算功率为8.25KW。
第一变速组采用降速传动时，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Ⅰ-Ⅱ轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。
如果第一变速组采用升速传动，则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，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。
d2’=33.7×0.93=32
d3’=43.5×0.93=41
查表可以选取花键的型号其尺寸 分别为
轴取6-28×23×6
轴取8-32×28×7
轴取8-42×36×10
主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。
1、主轴直径的选择
表2.1
公比
极限传动比指数
1.41
X值：Umin= =1/4
4
X,值：Umax= x,=2
2
(X+ X,)值：rmin= x+x｀=8
6
2.1.4
正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2]
最后扩大组的变速范围按照r 原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：
确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。
主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.6～1.5
a=(0.6～1.5)D1=66～165 mm
所以，悬伸量取100mm
5、主轴材料与热处理
材料为45钢，调质到220～250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55，轴径应淬硬。
查《机械设计》图8-10因此选择B型带，尺寸参数为B=60mm， =14mm，h=15， 。
2、确定带轮的计算直径 ，
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 不宜过小，即 。查表取主动轮基准直径 =160m
由公式
式中：
-小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取0.02。
取
Z= =12
考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。并选级数Z=12，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：
33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500
1.1.2
已知：Rn= 、Rn= Z-1且Z= x3b
a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=12级则Z=22
Z=Z1Z2Z3…
传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：
即
Z=2a 3b
实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:
1) 12=3×4 2) 12=4×3
3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2
5) 12=2×2×3
按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应选择12=2×3×2。
3.4.1按扭矩选择12
3.4.2选择摩擦片尺寸12
3.4.3计算摩擦面的对数Z13
3.4.4摩擦片片数13
3.5齿轮齿数选择和模数的估算及验算13
3.5.1齿轮齿数选择13
3.5.2齿轮模数的估算和验算15
1、齿轮模数的估算15
3.6轴承的选择与校核18
3.6.1一般传动轴上的轴承选择18
3.6.2主轴轴承的类型18
其中
D——主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2
d——前轴颈处内孔直径
d=0.55D=55mm
所以，内孔直径取55mm
3、前锥孔尺寸
前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。根据《机床主轴设计
指导》5-6表选择如下：
莫氏锥度号取5号
标准莫氏锥度尺寸
大端直径D=44.399
4、主轴前端悬伸量的选择
3.6.3轴承间隙调整19
3.6.4轴承的较核19
主轴பைடு நூலகம்的结构设计21
4.1齿轮布置21
4.1绘制主传动系统图21
总结22
参考文献22
摘要
普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要
查《机床主轴设计指导》P33的表选取前支承轴颈直径为
D1=100mm
后支承轴颈直径
D2=0.8D1=80mm
2、主轴内径的选择
车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。
确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的
求尽可能取大些。
推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6
表2.2
Z3
2
3
1.41
Z=12
Rn=44
Z=9
Rn=15.6
最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大。因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。
，主动轮上包角合适。
8、确定三角带根数
根据《机械设计》式8-22得
所以取Z=3根
3.3
3.3.1
传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：
mm
其中：N—该传动轴的输入功率
KW
Nd—电机额定功率；
—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
—该传动轴的计算转速r/min
—每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示
分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。
a决定轴Ⅲ-Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此从Ⅳ轴的最下点向上4格，找到Ⅲ上对应的点，连接对应的两点即为Ⅲ-Ⅳ轴的最小传动比。
3.1.3
可以确定每个齿轮的转速如下表3.1所示：
表3.1
齿轮
Z1
Z２
Z３
Z４
Z５
Z６
Z７
Z８
Z９
Z1０
Z1１
Z1２
Z1３
Z1４
计算转速
750
750
1060
375
375
375
375
265
190
132
132
375
265
95
其中Ⅰ轴上有：Z1、Z２Ⅱ轴有：Z３、Z４、Z５、Z６、Z７Ⅲ轴有：Z８、Z９、Z1０、Z1１、Z1２主轴上有：Z1３、Z1４。一共14个齿轮
如果采用Z= × × 这一方案则可解决上述存在的问题。以上两种方案的结构网图如下：
图2.1结构网
2.1.3
齿轮传动最小传动比Umin 1/4,最大传动比Umax ,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin 。
因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。
极限传动比及指数X,X,值为：
目录
摘要2
车床参数的拟定3
1.1车床主参数和基本参数3
1.1.1、主轴的极限转速3
1.1.2、主轴转速级数Z和公比 3
1.1.3、主电机功率——动力参数的确定3
运动方案设计4
2.1传动结构式和结构网的选择确定4
2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目4
2.1.2传动系统扩大顺序的安排4
2.1.3传动组的变速范围的极限值5
所以 mm，取园整为300mm。
3、确定三角带速度
按公式
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 取2x(160+301)=922mm，取 =784mm.
5、三角带的计算基准长度
圆整并查表得其长度为：L =2273mm
6、确定实际中心距
7、验算小带轮包角
b决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴Ⅱ-Ⅲ间变速组取umin=1/ψ3，即从Ⅲ轴向上3格，同理，轴Ⅰ-Ⅱ间取u=1/ψ2，连接各线，画出转速图如图2.2所示。
图2.2转速图
传动件的选择
3.1
3.1.1
nj=nminψz/3-1
z=12
nj=nminψ3
=33.5×2.82=95r/min
、 、 =1500、 =33.5 Rn= =44.8
1.1.3
合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
由给定参数：额定功率为7.5KW，可选取电机为：Y132M-4，满载转速为1440r/min.
运动方案设计
2.1
2.1.1
级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…个传动副.即
3.1.2
Ⅲ轴上的6级转速分别为：132、190、265、375、530、750r/min.主轴在95r/min以上都可以传递全部功率。
Ⅲ轴经Z13-Z14传递到主轴，这时从132r/min以上的转速全部功率，所以确定最低转速132r/min为Ⅲ轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：Ⅱ轴为375r/min,Ⅰ轴为750r/min,电动机轴为1440r/min.
方案4）是比较合理的
12=2×3×2
2.1.2
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：
1) 12=21×32×262) 12=21×34×22
3) 12=23×31×264) 12=26×31×23
5) 12=22×34×216) 12=26×32×21
根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z= × × 这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：
选用时，要使电机转速 与主轴最高转速 和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。
=1440r/min
3、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”的原则以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总= / =33.5/1440=1/48
变速机构、箱体、润滑与密封、传动轴及滑移齿轮零件的设计。
【关键词】车床、主轴箱、变速系统、主轴组件。
车床参数的拟定
1.1
1.1.1
=1500r/min =33.5r/min
转速范围Rn=
转速范围Rn= = =44.8r/min
2.2
运动参数确定以后，主轴各级转速就已知，切削耗能确定了电机功率。在此基础上，选择电机型号，确定各中间传动轴的转速，这样就拟定主运动的转速图，使主运动逐步具体化。
2.2.1
1、电机功率N：
中型机床上，一般都采用三相交流异步电动机作为动力源。
根据机床切削能力的要求确定电机功率：
N=7.5KW
2、电机转速 ：
3.4
3.4.1
K =Kx9550 Nm
式中
—离合器的额定静力矩(Kgm) K—安全系数
—运转时的最大负载力矩
表3.2
刚度要求
允许的扭转角
主轴
一般的传动轴
较低的传动轴
0.5—1
1—1.5
1.5—2
对于一般的传动轴，取 =1,
KW
=750 r/min
mm
取 mm
KW
=375 r/min
=33.7mm
取
=132 mm
mm
采用花键轴结构，即将估算的传动轴直径d减小7%为花键轴的直径，在选相近的标准花键。
d1’=28.48×0.93=27
2.1.4最大扩大组的选择6
2.2转速图的拟定6
2.2.1主电机的选定6
传动件的选择7
3.1确定计算转速7
3.1.1主轴的计算转速7
3.1.2中间传动件的计算转速8
3.1.3齿轮的计算转速8
3.2带轮的选择8
3.3传动轴和主轴的设计10
3.3.1传动轴的设计10
3.2.1主轴的设计11
3.4摩擦离合器的选择12
其配对情况如下：Z1-Z３、Z２-Z４、Z５-Z８、Z６-Z９、Z７-Z1０、Z1１-Z1３、Z1２-Z1４。
3.2
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
由已知条件可知电动机的计算功率为8.25KW。
第一变速组采用降速传动时，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Ⅰ-Ⅱ轴间的中心距也会辊大，从而使整个传动系统结构尺寸增大。这种传动不宜采用。
如果第一变速组采用升速传动，则Ⅰ轴至主轴间的降速传动只能同后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的杉限值，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。
d2’=33.7×0.93=32
d3’=43.5×0.93=41
查表可以选取花键的型号其尺寸 分别为
轴取6-28×23×6
轴取8-32×28×7
轴取8-42×36×10
主轴组件结构复杂，技术要求高。安装工件的主轴参与切削成形运动，此，它的精度和性能性能直接影响加工质量（加工精度与表面粗糙度）。
1、主轴直径的选择
表2.1
公比
极限传动比指数
1.41
X值：Umin= =1/4
4
X,值：Umax= x,=2
2
(X+ X,)值：rmin= x+x｀=8
6
2.1.4
正常连续的顺序扩大组的传动的传动结构式为：Z=Z1[1] Z2[Z1] Z3[Z1 Z2]
最后扩大组的变速范围按照r 原则，导出系统的最大级数Z和变速范围Rn为：
确定主轴悬伸量a的原则是在满足结构要求的前提下，尽可能取小值。
主轴悬伸量与前轴颈直径之比a/D=0.6～1.5
a=(0.6～1.5)D1=66～165 mm
所以，悬伸量取100mm
5、主轴材料与热处理
材料为45钢，调质到220～250HBS，主轴端部锥孔、定心轴颈或定心圆锥面等部位局部淬硬至HRC50～55，轴径应淬硬。
查《机械设计》图8-10因此选择B型带，尺寸参数为B=60mm， =14mm，h=15， 。
2、确定带轮的计算直径 ，
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 不宜过小，即 。查表取主动轮基准直径 =160m
由公式
式中：
-小带轮转速， -大带轮转速， -带的滑动系数，一般取0.02。
取
Z= =12
考虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。并选级数Z=12，各级转速数列可直接从标准的数列表中查出，按标准转速数列为：
33.5、47.5、67、95、132、190、265、375、530、750、1060、1500
1.1.2
已知：Rn= 、Rn= Z-1且Z= x3b
a、b为正整数，即Z应可以分解为2和3的因子，以便用2、3联滑移齿轮实现变速。取Z=12级则Z=22
Z=Z1Z2Z3…
传动副数由于结构的限制以2或3为适合，即变速级数Z应为2和3的因子：
即
Z=2a 3b
实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副的组合:
1) 12=3×4 2) 12=4×3
3) 12=3×2×2 4) 12=2×3×2
5) 12=2×2×3
按照传动副“前多后少”的原则选择Z=3×2×2这一方案，但主轴换向采用双向片式摩擦离合器结构，致使Ⅰ轴的轴向尺寸过大，所以此方案不宜采用，而应选择12=2×3×2。
3.4.1按扭矩选择12
3.4.2选择摩擦片尺寸12
3.4.3计算摩擦面的对数Z13
3.4.4摩擦片片数13
3.5齿轮齿数选择和模数的估算及验算13
3.5.1齿轮齿数选择13
3.5.2齿轮模数的估算和验算15
1、齿轮模数的估算15
3.6轴承的选择与校核18
3.6.1一般传动轴上的轴承选择18
3.6.2主轴轴承的类型18
其中
D——主轴的平均直径，D= (D1+D2)/2
d——前轴颈处内孔直径
d=0.55D=55mm
所以，内孔直径取55mm
3、前锥孔尺寸
前锥孔用来装顶尖或其它工具锥柄，要求能自锁，目前采用莫氏锥孔。根据《机床主轴设计
指导》5-6表选择如下：
莫氏锥度号取5号
标准莫氏锥度尺寸
大端直径D=44.399
4、主轴前端悬伸量的选择
3.6.3轴承间隙调整19
3.6.4轴承的较核19
主轴பைடு நூலகம்的结构设计21
4.1齿轮布置21
4.1绘制主传动系统图21
总结22
参考文献22
摘要
普通中型车床主轴箱设计，主要包括三方面的设计，即：根据设计题目所给定的机床用途、规格、主轴极限转速、转速数列公比或级数，确定其他有关运动参数，选定主轴各级转速值；通过分析比较，选择传动方案；拟定结构式或结构网，拟定转速图；确定齿轮齿数及带轮直径；绘制传动系统图。其次，根据机床类型和电动机功率，确定主轴及各传动件的计算转速，初定传动轴直径、齿轮模数，确定传动带型号及根数，摩擦片尺寸及数目；装配草图完成后要验算传动件（动轴、主轴、齿轮、滚动轴承）的刚度、强度或寿命。最后，完成运动设计和动力设计后，要
查《机床主轴设计指导》P33的表选取前支承轴颈直径为
D1=100mm
后支承轴颈直径
D2=0.8D1=80mm
2、主轴内径的选择
车床主轴由于要通过棒料，安装自动卡盘的操纵机构及通过卸顶尖的顶杆必须是空心轴。
确定孔径的原则是在满足对空心主轴孔径要求和最小壁厚要求以及不削弱主轴刚度的
求尽可能取大些。
推荐：普通车床d/D(或d1/D1)=0.55～0.6
表2.2
Z3
2
3
1.41
Z=12
Rn=44
Z=9
Rn=15.6
最后扩大组的传动副数目Z3=2时的转速范围远比Z3=3时大。因此，在机床设计中，因要求的R较大，最后扩大组应取2更为合适。同时，最后传动组与最后扩大组往往是一致的。安装在主轴与主轴前一传动轴的具有极限或接近传动比的齿轮副承受最大扭距，在结构上可获得较为满意的处理，这也就是最后传动组的传动副经常为2的另一原因。
，主动轮上包角合适。
8、确定三角带根数
根据《机械设计》式8-22得
所以取Z=3根
3.3
3.3.1
传动轴直径按扭转刚度用下列公式估算传动轴直径：
mm
其中：N—该传动轴的输入功率
KW
Nd—电机额定功率；
—从电机到该传动轴之间传动件的传动效率的乘积
—该传动轴的计算转速r/min
—每米长度上允许的扭转角(deg/m),可根据传动轴的要求选取如表3.2所示
分配总降速传动比时，要考虑是否增加定比传动副，以使转速数列符合标准和有利于减小齿数和减小径向与轴向尺寸，必须按“前慢后快”的原则给串联的各变速器分配最小传动比。
a决定轴Ⅲ-Ⅳ的最小降速传动比主轴上的齿轮希望大一些，能起到飞轮的作用，所以最后一个变速组的最小降速传动比取极限1/4，公比ψ=1.41，1.414=4，因此从Ⅳ轴的最下点向上4格，找到Ⅲ上对应的点，连接对应的两点即为Ⅲ-Ⅳ轴的最小传动比。
3.1.3
可以确定每个齿轮的转速如下表3.1所示：
表3.1
齿轮
Z1
Z２
Z３
Z４
Z５
Z６
Z７
Z８
Z９
Z1０
Z1１
Z1２
Z1３
Z1４
计算转速
750
750
1060
375
375
375
375
265
190
132
132
375
265
95
其中Ⅰ轴上有：Z1、Z２Ⅱ轴有：Z３、Z４、Z５、Z６、Z７Ⅲ轴有：Z８、Z９、Z1０、Z1１、Z1２主轴上有：Z1３、Z1４。一共14个齿轮
如果采用Z= × × 这一方案则可解决上述存在的问题。以上两种方案的结构网图如下：
图2.1结构网
2.1.3
齿轮传动最小传动比Umin 1/4,最大传动比Umax ,决定了一个传动组的最大变速范围rmax=umax/umin 。
因此，要按照下表，淘汰传动组变速范围超过极限值的所有传动方案。
极限传动比及指数X,X,值为：
目录
摘要2
车床参数的拟定3
1.1车床主参数和基本参数3
1.1.1、主轴的极限转速3
1.1.2、主轴转速级数Z和公比 3
1.1.3、主电机功率——动力参数的确定3
运动方案设计4
2.1传动结构式和结构网的选择确定4
2.1.1传动组及各传动组中传动副的数目4
2.1.2传动系统扩大顺序的安排4
2.1.3传动组的变速范围的极限值5
所以 mm，取园整为300mm。
3、确定三角带速度
按公式
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 取2x(160+301)=922mm，取 =784mm.
5、三角带的计算基准长度
圆整并查表得其长度为：L =2273mm
6、确定实际中心距
7、验算小带轮包角
b决定其余变速组的最小传动比根据“前慢后快”的原则，轴Ⅱ-Ⅲ间变速组取umin=1/ψ3，即从Ⅲ轴向上3格，同理，轴Ⅰ-Ⅱ间取u=1/ψ2，连接各线，画出转速图如图2.2所示。
图2.2转速图
传动件的选择
3.1
3.1.1
nj=nminψz/3-1
z=12
nj=nminψ3
=33.5×2.82=95r/min
、 、 =1500、 =33.5 Rn= =44.8
1.1.3
合理地确定电机功率N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。
由给定参数：额定功率为7.5KW，可选取电机为：Y132M-4，满载转速为1440r/min.
运动方案设计
2.1
2.1.1
级数为Z的传动系统由若干个顺序的传递组组成，各传动组分别有Z1、Z2、Z3、…个传动副.即
3.1.2
Ⅲ轴上的6级转速分别为：132、190、265、375、530、750r/min.主轴在95r/min以上都可以传递全部功率。
Ⅲ轴经Z13-Z14传递到主轴，这时从132r/min以上的转速全部功率，所以确定最低转速132r/min为Ⅲ轴的计算转速。按上述的方法从转速图中分别可找到计算转速：Ⅱ轴为375r/min,Ⅰ轴为750r/min,电动机轴为1440r/min.
方案4）是比较合理的
12=2×3×2
2.1.2
12=2×3×2的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有6种形式：
1) 12=21×32×262) 12=21×34×22
3) 12=23×31×264) 12=26×31×23
5) 12=22×34×216) 12=26×32×21
根据级比指数分配要“前密后疏”的原则，应选用Z= × × 这一方案，然而对于我们所设计的结构将会出现两个问题：
选用时，要使电机转速 与主轴最高转速 和I轴转速相近或相宜，以免采用过大的升速或过小的降速传动。
=1440r/min
3、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”的原则以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总= / =33.5/1440=1/48