虑，宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。 各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速。 Ⅰ轴的转速Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。 电机转速转速和主轴最高转速应相接近。 显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。 但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器类部件时，高速下摩擦损耗发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速也不宜太高车床的Ⅰ轴转速般取左右比较合适。 另外也要注意到电机与Ⅰ轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是妥善解决结构尺寸大小与噪音振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。 但是，这将引起空载功率和噪音加大。 从经验知主轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正对于功率较大的重切削机床，般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高些对减小结构尺寸的效果较明显。 对高速轻载或精密机床，中动轴的转速的考虑原则是妥善解决结构尺寸大小与噪音振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。 但是，这将引起空载功率和将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速也不宜太高车床的Ⅰ轴转速般取左右比较合适。 另外也要注意到电机与Ⅰ轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 中间传动轴的转速对于中间传统转化成各级转速。 电机转速转速和主轴最高转速应相接近。 显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。 但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器类部件时，高速下摩擦损耗发热都宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。 各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速。 Ⅰ轴的转速Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系获得变速箱范围或减少传动件数，但会导致齿轮和箱体尺寸过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提高。 在实践中，往往不采用降速很小升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。 因此，从系统的角度考虑轮带由这各方程联列可解得轮带传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比虽然可以最大限度地的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最大，为或可得轮带轮带当右侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速为或可得轮带轮带当处于高档时，手动操作使得齿轮和齿轮啮合当中间的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最小，为或可得轮带轮带当左侧间啮合，当时的主轴转速最大，为或。 可得轮带轮带当右侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速为或可得轮带使得齿轮和齿轮啮合。 当中间的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最小，为或。 可得轮带轮带当左侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,带轮传动比为轮带。 设其中。 当处于低档时，手动操作数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。 各级传动比的计算假设结构如图Ⅰ轴Ⅱ轴主轴由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。 分别设齿轮和齿比电，传动系统的公比应当是的整次方根，本设计中的双速电机的公比。 这时电机的转速变换起着系统中第扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为，这样使传动系统的机械结构简化。 本设计是经济型滑移齿轮作为整体式，滑移长度为如拆为个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有个齿轮副啮合。 相比之下，还是传动副数分别为的三个传动组方案为优。 采用双速电机车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速。 轴向尺寸为。 传动轴数目为根。 操纵机构较为简单两个滑移齿轮和个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二传动齿轮数目个。 轴向尺寸为。 传动轴数目为根。 操纵机构较复杂四联的数目。 级数为的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有各传动副，即„传动副数由于结构的限制以或为合适，即变速级数应为和的因子。 方案传动齿轮数目的数目。 级数为的传动系统由若干个顺序的传动组组成，各传动组分别有各传动副，即„传动副数由于结构的限制以或为合适，即变速级数应为和的因子。 方案传动齿轮数目。 轴向尺寸为。 传动轴数目为根。 操纵机构较为简单两个滑移齿轮和个三联滑移齿轮，可单独也可集中操纵。 方案二传动齿轮数目个。 轴向尺寸为。 传动轴数目为根。 操纵机构较复杂四联滑移齿轮作为整体式，滑移长度为如拆为个双联滑移齿轮，需要有自锁，以保证只有个齿轮副啮合。 相比之下，还是传动副数分别为的三个传动组方案为优。 采用双速电机车床上，有时采用双速电机，双速电机的转速比电，传动系统的公比应当是的整次方根，本设计中的双速电机的公比。 这时电机的转速变换起着系统中第扩大传动组的作用相应基本组的传动级数应为，这样使传动系统的机械结构简化。 本设计是经济型数控车床，采用电控和手动两种方式，为了结构设计的需要，本设计采用双速电机。 各级传动比的计算假设结构如图Ⅰ轴Ⅱ轴主轴由于已经设计了各轴之间的相对位置关系，由传动系统草图知共有六个传动比。 分别设齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,齿轮和齿轮之间的传动比为,带轮传动比为轮带。 设其中。 当处于低档时，手动操作使得齿轮和齿轮啮合。 当中间的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最小，为或。 可得轮带轮带当左侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最大，为或。 可得轮带轮带当右侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速为或可得轮带轮带当处于高档时，手动操作使得齿轮和齿轮啮合当中间的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最小，为或可得轮带轮带当左侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速最大，为或可得轮带轮带当右侧的电磁离合器得电，齿轮和齿轮之间啮合，当时的主轴转速为或可得轮带轮带由这各方程联列可解得轮带传动比的选用时，应注意的几个问题，充分使用齿轮副的极限传动比虽然可以最大限度地获得变速箱范围或减少传动件数，但会导致齿轮和箱体尺寸过大，齿轮线速度增大，容易产生振动和噪音，要求精度提高。 在实践中，往往不采用降速很小升速很大的传动比，特别是中间轴的传动。 因此，从系统的角度考虑，宁可适当增加串联传动组的数目，或者用并联式的分支传动满足变速范围的要求，而避免用极限传动比的传动副。 各轴转速的确定方法由传动比和电机的转速，可以计算出各轴的转速。 Ⅰ轴的转速Ⅰ轴从电机得到运动，经传动系统转化成各级转速。 电机转速转速和主轴最高转速应相接近。 显然，从传动件在高速运转下恒功率工作时所受扭矩最小来考虑，Ⅰ轴不宜将电机转速降得太低。 但如果Ⅰ轴上装有摩擦离合器类部件时，高速下摩擦损耗发热都将成为突出矛盾，因此，Ⅰ轴转速也不宜太高车床的Ⅰ轴转速般取左右比较合适。 另外也要注意到电机与Ⅰ轴的传动方式，如用带轮传动时，降速比不宜太大，和主轴尾部可能干涉。 中间传动轴的转速对于中间传动轴的转速的考虑原则是妥善解决结构尺寸大小与噪音振动等性能要求之间的矛盾。 中间传动轴的转速较高时，中间传动轴和齿轮承受扭矩小，可以使轴径和齿轮模数小些，从而可以使结构紧凑。 但是，这将引起空载功率和噪音加大。 从经验知主轴转速和中间传动轴的转速时，应结合实际情况作相应修正对于功率较大的重切削机床，般主轴转速较低，中间轴的转速适当取高些对减小结构尺寸的效果较明显。 对高速轻载或精密机床，中间轴转速宜取低些。 控制齿轮圆周速度，在此条件下，可适当选用较高的中间轴转速。 转速图拟定运动参数确定以后，主轴各级转速就已经知道了，而且根据设计出来的各级齿轮的传动比，这样就可以拟定主运动的转速图，使主运动逐渐具体化。 电动机Ⅰ轴Ⅱ轴主轴第章主传动系统设计带轮及带的计算选用带传动，电动机的额定功率,转速传动比天的运转时间现以和进行计算。 确定计算功率由机械设计表工作情况系数查得工作情况系数,故选取带带型根据由机械设计图窄带选型图确定选用型。 确定带轮基准直径由机械设计表带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列取主动轮基准直径从动轮基准直径。 根据机械设计表带轮的基准直径系列，取,其传动误差故可用验算带的速度所以带的速度合适。 确定窄带的基偏差的换算绘制齿轮零件图。 以齿轮为例齿数为，模数为,变位系数为。 确定齿轮的精度等级对于如此要求高的齿轮采用级精度。 齿轮误差检验组的选择及其公差值的确定该齿轮属中等精度，且为批量生产查表选定组成检验方案。 根据及得公差值第Ⅰ公差组第Ⅱ公差组第Ⅲ公差组计算齿轮副侧隙和确定齿厚极限偏差代号代号计算齿轮副的最小极限侧隙由表按油池润滑和查得根据齿轮和箱体的材料，从材料手册上查得，钢和铸铁的线膨胀系数分别为，。 传递的中心距所以，确定齿厚极限偏差代号齿厚上偏差由式式中前面已查得