CA6140主轴箱设计说明书.doc

阳泉职业技术学院----毕业论文

阳泉职业技术学院
毕 业 论 文

毕业生姓名
：

专业
：

学号
：

指导教师

所属系（部）
：

二〇一二年五月
I

阳泉职业技术学院

毕业论文评阅书

题目：

　　　　系　　 　　　　专业 姓名　

设计时间：2012年3月7日～2012年5月8日

评阅意见：

成绩：

指导教师：　　　　　（签字）

职　　务：　　　　　　

年　月　日

阳泉职业技术学院
毕业论文答辩记录卡

系　　 　　 　　专业 姓名　　　　　　
答 辩 内 容
问 题 摘 要
评 议 情 况

　　　　　 记录员： （签名）
成 绩 评 定
指导教师评定成绩
答辩组评定成绩
综合成绩

注：评定成绩为100分制，指导教师为 30%，答辩组为70%
专业答辩组组长：　　　　　（签名）
　　　　　　　　　 年　月　日

目 录

第1章 机床主要参数的确定……………………………………………………………1
第2章 传动放案和传动系统图的拟定…………………………………………………3
第3章 主要设计零件的计算和验算 ……………………………………………………9
3.1主轴箱的箱体 ……………………………………………………………9
3.2传动系统的I轴及轴上零件设计 …………………………………………10
3.3传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计…………………………………………14
3.4传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计…………………………………………19
3.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计…………………………………………25
3.6传动系统的Ⅴ轴及轴上零件设计…………………………………………30
结论 ………………………………………………………………………………………36
附 参考资料编目 ………………………………………………………………………37

CA6140主轴箱的设计
摘 要
作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件 进行了计算和验算，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理。
关键词：CA6140机床 主轴箱 零件 传动

第1章 主要技术参数
工件最大回转直径：
在床面上……………………………………………………………………400毫米
在床鞍上……………………………………………………………………210毫米
工件最大长度（四种规格）………………………………750、1000、1500、2000毫米
主轴孔径……………………………………………………………………………48毫米
主轴前端孔锥度 …………………………………………………………………400毫米
主轴转速范围：
正传（24级）………………………………………………………10～1400转/分
反传（12级）………………………………………………………14～1580转/分
加工螺纹范围：
公制（44种）……………………………………………………………1～192毫米
英制（20种）…………………………………………………………2～24牙/英寸
模数（39种）…………………………………………………………0.25～48毫米
径节（37种）………………………………………………………………1～96径节
进给量范围：
细化 0.028～0.054毫米/转
纵向（64种）…………………………………… 正常 0.08～1.59 毫米/转
加大 1.71～6.33 毫米/转
细化 0.014～0.027毫米／转
横向（64种）…………………………… 正常 0.04～0.79 毫米／转 　　　加大 0.86～3.16 毫米/转
刀架快速移动速度：
纵向………………………………………………………………………4米/分
横向………………………………………………………………………4米/分
主电机：
功率………………………………………………………………………7.5千瓦
转速………………………………………………………………………1450转/分
快速电机：
功率……………………………………………………………………… 370瓦
转速……………………………………………………………………2600转/分
冷却泵：
功率……………………………………………………………………………90瓦
流量…………………………………………………………………………25升/分
工件最大长度为1000毫米的机床：
外形尺寸（长×宽×高）…………………………………2668×1000×1190毫米
重量约……………………………………………………………………2000公斤

第2章 传动方案和传动系统图的拟定
2.1. 主运动传动链
1.传动路线
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带轮传动副130mm/230mm传至主轴箱中的轴I。在轴I上装有双向多片摩擦理合器，使主轴正转、反转、或停止。它就是主换向机构。当压紧离合器左部的摩擦片时，轴I的运动经齿轮副或传给轴，使轴获得两种转速。压紧右部摩擦片时，经齿轮50（齿数）、轴V上的空套齿轮34传给轴上的固定齿轮30。这时轴I至轴间多了一个中间齿轮34，故轴的转向与经左部传动时相反。反转转速只有一种。当离合器处于中间位置时，左、右摩擦片都没有被压紧。轴I的运动不能传至轴，主轴停转。
轴的运动可通过轴、间三对齿轮的任一对传至轴，故轴正转共有23=6种转速。
运动由轴传往主轴有两条线路：
（1）高速传动路线 主轴上的滑移齿轮50移至左端，使之与轴上右端的齿轮63啮合。运动由轴经齿轮副直接传给主轴，得到450～1400r/min的6种高转速。
（2）低速传动路线 主轴上的滑移齿轮50移至右端，使主轴上的齿式离合器啮合。轴的运动经齿轮副或 传给轴，又经齿轮副或传给轴、再经齿轮副和齿式离合器传至主轴，使主轴获得10～500r/min的低转速。

由上面的传动路线分析，现确定以下数据：
（1）确定极限转速
主轴最低转速为10r/min,最高转速为1400r/min，转速调整范围为
==14
（2）确定公比
选定主轴转速数列的公比为φ＝1.12
（3）求出主轴转速级数Z
Z=lgRn/lgφ+1= lg14/lg1.12+1=24
（4）确定结构网或结构式
24=2×3×2×2
（5）绘制转速图，如图2-1。
选定电动机：
一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。
分配总降速传动比：
总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×10－3,nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。
确定传动轴的轴数：
传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6
绘制转速图：先按传动轴数及主轴转速级数格距lgφ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。如图2-1。

图2-1 CA6140主轴运动转速图
2.2. 进给传动链
进给传动链是实现刀具纵向或横向移动的传动链。卧式车床在切削螺纹时，进给传动链是内联系传动链。主轴每转刀架的移动量应等于螺纹的导程。在切削圆柱面和端面时，进给传动链是外联系传动链。进给也以工件每转刀架的移动量计。因此，在分析进给链时，都把主轴和刀架当作传动链的两端。
运动从主轴开始，经轴传至轴。轴～可经一对齿轮，也可经轴上的惰轮。这是进给换向机构。然后，经挂轮架至进给箱。从进给箱传出的运动，一条路线经丝杠和带动溜板箱，使刀架做纵向运动，这是车削螺纹传动链；另一条路线经光杠 和溜板箱，带动刀架作纵向或横向的机动进给，这是进给传动链。
下面以车削米制螺纹为例：

为了综合分析和比较车削各种螺纹时的传动路线，把CA6140型车床进给传动链中加工螺纹时的传动路线表达式归纳总结如下：

图2-2 传动原理图

第3章 主要设计零件的计算和验算
3.1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HT200.箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸(长×宽×高),按下表选取.
表3-1
长×宽×高()
壁厚(mm)
< 500 × 500 × 300
8-12
> 500 × 500 × 300-800 × 500 × 500
10-15
> 800 × 800 × 500
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。如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取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承和定位的作用。CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，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 （3-1）
式中y是中心距变动系数
中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×2.25=105.75mm
中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×2.25=94.5mm
中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×2.25=72mm
中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×2.25=90mm
中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×2.5=125mm
中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×2=88mm
中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×4=168mm
中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×2=84mm
中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×2=116mm
中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×2=66mm
中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×2=58mm
综合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装的位置确定如下图：

图3-1 安装位置示意图
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，见箱体零件图。
3.2.传动系统的I轴及轴上零件设计

3.2.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为
（MPa）≤[] （3-13）
弯曲应力的验算公式为
（3-14）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；

图3-2 多片式摩擦离合器
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查《机床设计指导》表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2～1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至I轴时的最大转速为：

N==5.625kw

在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×2.25，且齿宽为B=12mm，u=1.05
=≤[]=1250MP
符合强度要求。
验算56×2.25的齿轮：
=≤[]=1250MP
符合强度要求。

3.2.2传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
花键轴
（3-15）=
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
（3-16）
=
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力 （3-17）
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力：
（3-18）
式中 α—为齿轮的啮合角，α＝20º；
ρ—齿面摩擦角，；
β—齿轮的螺旋角；β＝0
故N
花键轴键侧挤压应力的验算：
花键键侧工作表面的挤压应力为：
（3-19）
式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格

3.2.3轴承疲劳强度校核
机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为：
（3-20）

（3-21）
式中—额定寿命（h）
—计算动载荷,
T —工作期限（h），一般机床取10000-15000小时。
C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。
计算得：

故轴承校核合格。
3.3.传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计
3.3.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
引用公式（3-13），接触应力的验算公式为
（MPa）≤[] （3-13）
引用公式（3-14），弯曲应力的验算公式为
（3-14）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
Ⅱ轴上的双联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至Ⅱ轴时的最大转速为：

m=2.25
N==5.77kw

在双联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为38×2.25，且齿宽为B=14mm
u=1.05
=≤[]=1250MP
故双联滑移齿轮符合标准。
验算39×2.25的齿轮：
39×2.25齿轮采用整淬

N==5.71kw B=14mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格。
验算22×2.25的齿轮：
22×2.25齿轮采用整淬

N==5.1kw B=14mm u=4
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格。

验算30×2.25齿轮：
30×2.25齿轮采用整淬

N==5.1kw B=14mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格

3.3.2传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）
引用公式（3-15），花键轴
（3-15）
=
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（3-16）：
= （3-16）
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（3-17）：
（3-17）
齿轮的径向力，引用公式（3-18）：
（3-18）
式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=27.86mm
符合校验条件。
花键轴键侧挤压应力的验算
引用公式（4-19），花键键侧工作表面的挤压应力为：
（3-19）

故此花键轴校核合格，如图4-9所示。

3.3.3轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距：
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式，引用公式（3-20）：
（3-20）

（3-21）
C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。

3.4 传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计
3.4.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
引用公式（3-13），接触应力的验算公式为
（MPa）≤[] （3-13）
引用公式（3-14），弯曲应力的验算公式为
（3-14）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
三轴上的三联滑移齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至三轴时的最大转速为：

N==5.42kw

在三联滑移齿轮中齿数最少的齿轮为41×2.25，且齿宽为B=12mm，u=1.05
=≤[]=1250MP
故三联滑移齿轮符合标准。如图4-11所示。
验算50×2.5的齿轮：50×2.5齿轮采用整淬

N==5.1kw B=15mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格。
验算63×3的齿轮：
63×3齿轮采用整淬

N==5.1kw B=10mm u=4
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格。
验算44×2齿轮：
44×2齿轮采用整淬

N==5.1kw B=10mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格。
3.4.2 传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（），花键轴的计算，引用公式（3-15） ：

（3-15）
=
式中 d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（3-16）：
= （3-16）
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（3-17）：
（3-17）
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力，引用公式（3-18）：
（3-18）
式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=27.86mm
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力为，引用公式（3-19）：
（3-19）
式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

3.4.3 轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，故应进行疲劳验算。其额定寿命的计算公式为，引用公式（3-20）：
（3-20）
或按计算负荷的计算公式进行计算，引用公式（3-21）：
（3-21）

C—滚动轴承的额定负载（N）,根据《轴承手册》或《机床设计手册》查取，单位用（kgf）应换算成（N）；
—速度系数， 为滚动轴承的计算转速（r/mm） —寿命系数，
—寿命系数，对球轴承=3，对滚子轴承=；
工作情况系数，对轻度冲击和振动的机床（车床、铣床、钻床、磨床等多数机床），；
—功率利用系数，查表3—3；
—速度转化系数，查表3—2；
—齿轮轮换工作系数，查《机床设计手册》；
P—当量动载荷，按《机床设计手册》。
得：

故轴承校核合格。
3.5传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计
3.5.1齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力
和弯曲应力验算。一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力，引用公式（3-13）：
（MPa）≤[] （3-13）
弯曲应力，引用公式（3-20）：
（3-14）
式中 N-齿轮传递功率（KW），N=；
-电动机额定功率（KW）；
-从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
-齿轮计算转速（r/min）;
m-初算的齿轮模数（mm）;
B-齿宽（mm）
Z-小齿轮齿数；
u-大齿轮与小齿轮齿数之比，u≥1，“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合；
-寿命系数：

-工作期限系数：

T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）;
-基准循环次数；查《机床设计指导》表3-1（以下均参见《机床设计指导》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，见表3-5，当≥时，则取=；当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
Ⅸ轴上的直齿齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至Ⅸ轴时的最大转速为：

N==5.42kw

齿轮的模数与齿数为33×2，且齿宽为B=20mm
u=1.05
=≤[]=1250MP
故齿轮符合标准。
验算58×2的齿轮：
58×2齿轮采用整淬

N==5.1kw B=20mm u=1
=≤[]=1250MP
故此齿轮合格，
3.5.2传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）

花键轴，引用公式（3-15）：
（3-15）
=
式中 d—花键轴的小径（mm）；
D—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得，引用公式（3-16）：
= （3-16）
式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力，引用公式（3-17）：
（3-17）
式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力，引用公式（3-18）：
（3-18）
式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角；
β—齿轮的螺旋角；
=22.32mm
符合校验条件
花键轴键侧挤压应力的验算
花键键侧工作表面的挤压应力，引用公式（3-19）：为：
（3-19）
式中 —花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；

故此花键轴校核合格，

3.5.3轴组件的刚度验算
两支撑主轴组件的合理跨距
主轴组件的跨距对其刚度的影响很大，在绘制主轴组件的结构草图后，可以对合理跨距L。进行计算，以便修改草图，当跨距远大于L。时，应考虑采用三支撑结构。
《机床设计》的教科书中的主轴组件柔度方程系在主轴端部C点家在时主轴和轴承两相柔度的迭加，其极值方程为：

式中 L。—合理跨距；
C —主轴悬伸梁；
﹑—后﹑前支撑轴承刚度
该一元三次方程求解可得为一实根：

机床传动轴用滚动轴承，主要是因疲劳破坏而失效，