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3.5.4绘制转速图
先按传动轴数及主轴转速级数格局，画出网格，用以绘制转速图。在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上
U(k???k?1)min。再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确
定了各传动副的传动比。
3.6主传动系统的结构设计
3.6.1主传动系统的布局及变速机构的类型
主传动的布局形式取决于机床的用途、类型和尺寸等因素。CA6140型车床采用集中传动式，优点是：结构紧凑，便于实现集中操纵，箱体数少。
CA6140型车床主传动系统，大部分变速组采用滑移齿轮变速机构，而在传动链的末端，为使主轴运转平稳，采用了斜齿轮圆柱齿轮；为了分支传动的需要，还采用了齿轮式离合器变速机构。
3.6.2齿轮的布置
应尽量使较小的齿轮成为滑移齿轮，并布置在主轴上；为避免同一滑移齿轮变速组内的两对齿轮同时啮合，两个固定齿轮的间距，应大于滑移齿轮的宽度b；齿轮在轴向位置的排列，如没有特殊情况，应尽量缩短轴向尺寸。
3.6.3主传动系统的开停装置
CA6140型车床采用片式摩擦离合器进行机床的开停。片式摩擦离合器可用于高速运转的离合，离合过程比较平稳，并能兼起过载保护的作用。
3.6.4主传动系统的制动装置
CA6140型车床采用闸带式制动器。闸带式制动器结构简单，轴向尺寸小，操纵方便。
3.6.5主传动系统的换向装置
CA6140型车床采用机械换向，多片摩擦式离合器式换向机构可以在高速运转中平稳的换向。
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第四章 主要设计零件的计算和验算
4.1 主轴箱的箱体
主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。
箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛，本设计选用材料为HT20-40 箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸（长3宽3高），按下表选取。 长3宽3高（mm3） 壁厚（mm） < 50035003300 8-12 > 50035003300-80035003500 10-15 > 80038003500 12-20 由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降 10%—20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；并根据结构需要适当增加壁厚。如中型车床的前支撑壁一般取25mm左右，后支撑壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。
箱体在主轴箱中起支撑和定位的左右。CA6140主轴箱中共有6根轴，轴的定位要靠箱体上安装的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考了有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下： 中心距（a）=1/2(d1+d2)+ym(式中y是中心距变动系数) 中心距Ⅰ-Ⅱ=（32+62）/232=94mm 中心距Ⅱ-Ⅲ=（34+68）/232=102mm 中心距Ⅲ-Ⅳ=（76+48）/233=186mm
中心距Ⅳ-Ⅴ=（67+50）/231.5=87.75mm 中心距Ⅴ-Ⅵ=（50+90）/231.5=105mm
箱体在床身上的安装方式，机床类型不同，其主轴变速箱的定位安装方式亦不同。有固定式、移动式两种。车床主轴箱为固定式变速箱，用箱体底部平面与底部突起的两个小垂直面定位，用螺钉和压板固定。本主轴箱箱体为一体式铸造成型，留有安装结构，并对箱体的底部为安装进行了相应的调整。
箱体的颜色根据机床的总体设计确定，并考虑机床实际使用地区人们心理上对颜色的喜好及风俗。
箱体中预留了润滑油路的安装空间和安装螺纹孔及油沟，具体表达见箱体零件图。
4.2传动系统的I轴及轴上零件设计 4.2.1 普通V带传动的计算
普通V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够疲劳强度，以满足一定的使用寿命。
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设计功率 Pd?KA?P?kw?
KA————工况系数，查《机床设计指导》表2—5，取1.1； 故Pd?1.1?11?12.1kw 小带轮基准直径dd1为130；
带速 v v??dd1n1/(60?1000)?9.86m/s?[v]； 大带轮基准直径dd2为230；
初选中心距a0?1000mm，a0由机床总体布局确定。a0过小，增加带弯曲次数；
a0过大，易引起振动。
(dd2?dd1)2n 带基准长度Ld0?2a0?(dd1?dd2)??2722.5mm；
24a0 查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编） 表2—7，取Ld0?2800mm； 带挠曲次数??1000mv/Ld0?7.04?40s?1； 实际中心
a?A?A2?BL?(dd1?dd2) A?d??108.7
48(dd2?dd1)2B??12508 故a?108.7?108.72?1250?223mm； 小带轮包角a1?180??2sindd1?dd2?104.09??120? 2a单根V带的基本额定功率p1查《机床设计指导》（任殿阁，张佩勤 主编）表2—8，取2.28kw；
单根V带的基本额定功率增量?P1?Kbn1(1?1) K? Kb————弯曲影响系数，查表2—9，取1.03310?3 K?————传动比系数，查表2—10，取1.12
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故?P1?0.16； 带的根数z?Pd
(P1??P1)K?KL K? ————包角修正系数，查表2—11，取0.93； KL————带长修正系数，查表2—12，取1.01； 故Z?12.1?3.89
(2.28?0.16)?0.93?1.01 圆整z取4； 单根带初拉力F0?500?Pd2.5(?1)?qv2 vzK? q————带每米长质量，查表2—13，取0.10； 故F0?58.23N 带对轴压力
Q?2F0zsin?12?2?58.23?4?sin154.09?453.98N 2
图4-1 带传动
4.2.2 多片式摩擦离合器的计算
设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，
外摩擦片的内径d应比花键大2～6mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。
摩擦片对数可按下式计算
2 Z?2MnK/?fD0b[p]
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式中Mn————摩擦离合器所传递的扭矩（N?mm）； Mn?955?104?11?0.98/800?1.28?105(N?mm) Nd————电动机的额定功率（kw）;
nj————安装离合器的传动轴的计算转速（r/min） ； ? ———— 从电动机到离合器轴的传动效率； K————安全系数，一般取1.3～1.5；
f————摩擦片间的摩擦系数，由于摩擦片为淬火钢，差《机床设计指导》表2—15，取f =0.08；
D0————摩擦片的平均直径（㎜）； D0?(D?d)/2?67mm；
b————内外摩擦片的接触宽度（mm）； b?(D?d)/2?23mm；
[p]————摩擦片的许用压强（N/mm2）；
t [p]?[p0]KvKmKz?1.1?1.00?1.00?0.76?0.836
t]————基本许用压强（MPa） ，查《机床设计指导》表2—15，取1.1； [p0
Kv————速度修正系数
2 vp??D0n/6?104?2.5(m/s)
根据平均圆周速度vp 查《机床设计指导》表2—16，取1.00；
Km————接合次数修正系数， 查《机床设计指导》表2—17，取1.00； Kz————摩擦结合面数修正系数，查《机床设计指导》表2—18，取0.76； 所以
2Z?2MnK/?fD?b[p]?2?1.28?104?1.4/3.14?0.08?672?23?0.836?11
卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率耗损Pk确定，一般取 Pt?0.4Nd?0.4?11?4.4
最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算；
t2 Q?[p0]?D0bKv(N)?1.1?3.14?672?23?1.00?3.57?105
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