3.2计算转速的计算
（1）执行轴的计算转数：
＝112.18r/min 取112 r/min
I轴：计算转数=710 r/min，II轴：计算转数=280r/min ， （2）最小齿轮的计算转速如下: N25=710, N24=355,
选用齿轮精度为7级精度 .
3.3.齿轮模数计算及验算 （1）计算齿轮模数
45钢，整体淬火，[σj]=585MPa； 按简化的接触疲劳强度公式计算m
(u±1)Nd
mj=16338 mm
ψmZ12u[σj]2nj
mj——按接触疲劳强度计算的齿轮模数（mm）； Nd——驱动电动机功率（kw）；
nj——被计算齿轮的计算转速（r/min） ①u=63/25 =3.96; nj =710r/min
(3.96＋1) ×4
mj=16338 =2.7mm，取m1=3mm
8×232×3.96×[585]2×710
②u=79/20 =3.95; nj =355r/min
3
mj=16338
(3.95＋1) ×4
=3.83mm，取m2=4mm;
8×202×3.95×[585]2×35533
nj?nmin?z(?1)3
（2）计算齿轮分度圆及尺宽
d1=m1z1=3×25=75mm d1′= m1z1′=3×63=189mm d2=m1z2=3×44=132mm d2′= m1z2′=3×44=132mm d3=m1z3=3×34=103mm d3′= m1z3′=3×54=162mm d4=m2z4=4×60=240mm d4′= m2z4′=4×60=240mm d5=m2z5=4×24=96mm d5′= m2z5′=4×96=384mm B1、2、3=ψmm=8x3=24mm； B4、5=ψmm=8x4=32mm；
表3-3 基本组齿轮几何尺寸
齿轮 齿数 分度圆直径 齿宽 齿轮 齿数 分度圆直径 25 75 Z1 Z1 Z2 Z2 Z3 Z3 '''齿宽 24 24 24 24 24 24 63 44 44 34 54 189 132 132 103 162 表3-4 扩大组齿轮几何尺寸 Z4 60 240 32 Z4 60 240 32 'Z5 24 96 32 Z5 96 384 32 '
带轮设计
计算公式：Ld0≈2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0 （1）确定计算功率:
P=4kw,K为工作情况系数，查表取K=1.1，pd=kAP=1.1x4=4.4kw （2）选择V带的型号:
根据pd,n1=1440r/min查表选择A型V带 d1=90mm （3）确定带轮直径d1,d2 小带轮直径d1=90mm
验算带速v=πd1n1/(60x1000)= πx90x1440/(60x1000)=6.78m/s 动轮直径d2=n1d1/n2=1440x90/710=182.5mm取d2=180mm 计算实际传动比i=d2/d1=180/90=2
相对误差:
︱（i0-i）/i0︱=︱(2.03-2)/2︱=1.5%<5% 合格 （4）定中心矩a和基准带长Ld [1]初定中心距a0
0.7(d1+d2)?a0?2(d1+d2)) 189?a0?540取ao300mm [2]带的计算基准长度
Ld0≈2x300+ π(90+180)/2+(180-90)2 /（4x300） ≈1030mm
查[1]表3.2取Ld0=1000mm [3]计算实际中心距
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=300+(1000-1030)/2=285mm
[4]确定中心距调整范围
amax=a+0.03Ld=300+0.03x1000=315mm amin=a-0.015Ld=300+0.015x1000=270mm （5）验算包角:
?1=180°-（d2-d1）x57.30/a=180°-(180-90) x57.30/300=161.9>120 所以合格
（6）确定V带根数： 确定额定功率：P0
由查表并用线性插值得P01.07kw 查表得功率增量ΔP0=0.17kw 查表得包角系数K?=0.95 查表得长度系数Kl=0.89 确定带根数：
Z?Pd/(P0+ΔP0)K?Kl=4.4/[(1.07+0.17)x0.95x0.89]=4.19取Z=5
3.4.传动轴最小轴颈的初定 （1）传动轴轴径初定
Ⅰ轴：P=4kw×0.96=3.84kw,n=710r/min,?=0.8带入公式：
d?914=26.36mm,圆整取d=28mm
Ⅱ轴：p=3.84kw×0.97=3.73,n=280r/min,?=0.8
d?914pnj?[?] =33.26mm,圆整取d=35mm （2）主轴轴颈直径确定：
查表4-9,按差值法选择主轴前端直径D1=90mm,后端直径D2=0.8×
pnj?[?]90mm=72mm
材料：45钢。热处理：调质
主轴悬伸量：a/D=1.25~2.5 D= (D1+ D2)/2=81mm
a=(1.25~2.5)D1=(1.25~2.5)×90=112.5~225mm 取a=120mm 3.5.主轴合理跨距的计
算
设机床最大加工回转直径为φ=400mm,电动机功率P=4kw， 主轴计算转速为n=112r/min
已选定的前后轴径为 ：d1=90mm，d2=72mm 定悬伸量a=120mm，主轴孔径为30mm。
轴承刚度，主轴最大输出转矩：
PT=9550n=9550×3.62÷112=308.66N.m设该车床的最大加工直径为400mm。床身上最常用的最大加工直径，即经济加工直径约为最大回转直径的50%，这里取60%，即240mm，故半径为0.12m；
切削力（沿y轴） Fc=308.66/0.12=2572.16N 背向力（沿x轴） Fp=0.5 Fc=1236.08N
总作用力 F==2853.75N 此力作用于工件上，主轴端受力为F=2853.75N。
先假设l/a=1.2，l=1.2a=144mm。前后支承反力RA和RB分别为
l?a120?144RA=F×l=2853.75×144=6561.5N
a120RB=F×l=3579×144=2982.5N
0.90.80.1(iz)Lacos1.9a得前支承的刚Fr根据《机械系统设计》得：Kr=3.39
FC2?Fp2KA度：KA= 2052.26 N/?m ；KB= 1667.45 N/?m；KB≈1.23
主轴的当量外径de=(60+48)/2=54mm，故惯性矩为 I=384.7×10-8 m4
EI
3
KaA η===0.123
l0查《机械系统设计》图 得 a=1.2，与原假设接近，所以最佳跨距l0=100
×1.2=120mm
合理跨距为（0.75-1.5）l0，取合理跨距l=180mm。
主要零部件选择 1电动机的选取
转速n=1440r/min， 功率P=4KW，选用Y系列三相异步电动机。 2 轴承的选择
（1）执行轴轴承的选择：
考虑到结构简单，精度不高，采用推力轴承配置在后支撑两侧的配置形式，前支撑用双列圆柱滚子轴承，后支撑用圆锥滚子轴承与推力球轴承配合，使结构调整方便。
前端双列圆柱滚子轴承NN3013K,后端32208，51209各一个 （2）传动轴轴承的选择：
I轴：与带轮靠近段安装深沟球轴承代号6208，另一边安装深沟球轴承代号6207。
Ⅱ轴：深沟球轴承代号6208，6208 3键的选取
I轴：安装带轮处选平键：键8×63； 安装齿轮处选择花键： 8х32х36х6 Ⅱ轴：花键：8×42×46×8 执行轴（Ⅲ轴）：安装齿轮选择平键：键16×200