中型普通车床课程设计.doc

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1、 题目： 中型普通车床主轴变速箱设计 学 院： 机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 目录一、传动设计1.1电机的选择1.2运动参数1.3拟定结构式1.3.1 确定变速组传动副数目1.3.2确定变速组扩大顺序1.4拟定转速图1.4.1验算传动组变速范围1.5确定齿轮齿数1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率Pca1.6.2选择V带类型1.6.3确定带轮直径并验算带速V1.7验算主轴转速误差1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速2.1.2各传动轴计算转速2.1.3各齿轮计算转速2.

2、2初估轴直径2.2.1确定主轴支承轴颈直径2.2.2初估传动轴直径2.3估算传动齿轮模数2.4片式摩擦离合器的选择及计算 2.4.1决定外摩擦片的内径2.4.2选择摩擦片尺寸2.4.3计算摩擦面对数Z2.4.4计算摩擦片片数2.4.5计算轴向压力Q2.5V带的选择及计算2.5.1初定中心距2.5.2确定V带计算长度L及内周长2.5.3验算V带的挠曲次数2.5.4确定中心距a2.5.5验算小带轮包角2.5.6计算单根V带的额定功率2.5.7计算V带的根数三、结构设计3.1带轮的设计3.2主轴换向机构的设计3.3制动机构的设计3.4齿轮块的设计3.5轴承的选择3.6主轴组件的设计 3.6.1各部分

3、尺寸的选择3.6.1.1主轴通孔直径3.6.1.2轴颈直径3.6.1.3前锥孔尺寸3.6.1.4头部尺寸的选择3.6.1.5支承跨距及悬伸长度3.6.2主轴轴承的选择3.7润滑系统的设计3.8密封装置的设计四、传动件的验算4.1传动轴的验算4.2键的验算4.2.1花键的验算4.2.2平键的验算4.3齿轮模数的验算4.4轴承寿命的验算五、总结 六、参考文献贵州大学机械工程学院机制专业机械加工设备课程设计任务书一、 设计题目：中型普通车床主轴变速箱设计二、 设计参数：床身上最大工件回转直径：400mm主电机功率：4KW主轴最高转速：1250r/min主轴最低转速：28r/min三、 设计要求1、

4、主轴变速箱传动设计及计算2、 主轴变速箱结构设计3、 绘制主轴变速箱装配图4、 编写设计说明书四、 设计时间开始：2012年01月02日结束：2012年01月13 日 一、传动设计1.1电机的选择（1）床身上最大回转直径：400mm（2）主电机功率：4KW（3）主轴最高转速：1250r/min参考机床主轴变速箱设计指导（以下简称设计指导）P16选择Y132S-4型三相异步电动机。1.2运动参数变速范围 Rn=1250/28=44.6对于中型车床，1.26或1.41 此处取1.41 得转速级数Z=12。查设计指导P6标准数列表得转速系列为：28、40、56、80、112、160、224、315、

5、450、630、900、1250。1.3拟定结构式 1.3.1 确定变速组传动副数目 实现12级主轴转速变化的传动系统可以写成多种传动副组合：1234 124312322 12232 12223 在上列两行方案中，第一行的方案有时可以节省一根传动轴，缺点是有一个传动组内有四个传动副。如用一个四联滑移齿轮，则会增加轴向尺寸；如果用两个双联滑移齿轮，操纵机构必须互锁以防止两个双联滑移齿轮同时啮合，所以少用。根据传动副数目分配应“前多后少”的原则，方案12322是可取的。但是，由于主轴换向采用双向离合器结构，致使轴尺寸加大，此方案也不宜采用，而应选用方案12232。1.3.2确定变速组扩大顺序12=

6、232的传动副组合，其传动组的扩大顺序又可以有以下6种形式： A、12=213226 B、12=213422 C、12 =233126 D、12=263123 E、12=223421 F、12=263221根据级比指数要“前疏后密”的原则，应选用方案A。然而，然而，对于所设计的机构，将会出现两个问题： 第一变速组采用降速传动（图a）时，由于摩擦离合器径向结构尺寸限制，在结构上要求有一齿轮的齿根圆大于离合器的直径，使得轴上的齿轮直径不能太小，轴上的齿轮则会成倍增大。这样，不仅使-轴间中心距加大，而且-轴间的中心距也会加大，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

7、传动（图b），则轴至主轴间的降速传动只能由后两个变速组承担。为了避免出现降速比小于允许的极限值，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。如果采用方案C、12 =233126（图c） 则可解决上述存在的问题。 其结构网如下图所示：1.4拟定转速图1.4.1验算传动组变速范围第二扩大组的变速范围R28，符合设计原则要求，方案可用。由第二扩大组的变速范围R28可知第二扩大组两个传动副的传动必然是传动比的极限值。所以转速图拟定如下：1.5确定齿轮齿数查金属切削机床表81各种传动比的适用齿数求出各传动组齿轮齿数如下表：变速组第一变速组a第二变速组b第三变速组c齿数和7260

8、100齿轮Z1齿数2448195340203030204066342080传动过程中，会采用三联滑移齿轮，为避免齿轮滑移中的干涉，三联滑移齿轮中最大和次大齿轮之间的齿数差应大于4。所选齿轮的齿数符合设计要求。1.6确定带轮直径1.6.1确定计算功率Pca 由机械设计表87查得工作情况系数=1.1故Pca P1.144.4KW1.6.2选择V带类型 据Pca、的值由机械设计图810选择A型带。1.6.3确定带轮直径并验算带速V由机械设计表86、表88，取基准直径112mm。验算带速V V /(601000)901440/(601000)8.44m/s因为5m/sV30m/s,所以带轮合适。定大带

9、轮直径 i（1）（1440/630）112（10.02）250.88mm 带的滑动系数，一般取0.02据机械设计表88，取基准直径250mm。1.7验算主轴转速误差 主轴各级实际转速值用下式计算： n = nE(1-)u1 u2 u3 式中 u1 u2 u3 分别为第一、第二、第三变速组齿轮传动比； nE 为电机的满载转速 ；取0.02。 转速误差用主轴实际转速与标准转速相对误差的绝对值表示： n = | |10（-1）%10（1.411）%=4.1%其中主轴理想转速把数据依次代入公式得出下表主轴转速n1n2n3n4n5n6理想转速28405680112160实际转速28.239.556.47

10、8.9112.7157.9转速误差%7.11.20.70.80.61.3主轴转速n7n8n9n10n11n12理想转速2243154506309001250实际转速225.6315.8451.1631.6902.31263.2转速误差%0.70.250.240.30.31.0转速误差满足要求，数据可用。1.8绘制传动系统图二、估算主要传动件，确定其结构尺寸2.1确定传动件计算转速2.1.1主轴计算转速主轴计算转速是第一个三分之一转速范围内的最高一级转速，即nj = nmin=78.4r/min 即n4=80r/min;2.1.2各传动轴计算转速轴可从主轴为80r/min按18/72的传动副找上

11、去，似应为315r/min。但是由于轴上的最低转速112r/min经传动组c可使主轴得到28r/min和224r/min两种转速。224r/min要传递全部功率，所以轴的计算转速应为112r/min。轴的计算转速可按传动副b推上去，得315r/min。轴的计算转速为630r/min。 各轴的计算转速列表如下轴计算转速nj630315112802.1.3各齿轮计算转速齿轮Z1齿数2448195340203030204066302080nj630315630900315112315160315224112224315802.2初估轴直径2.2.1确定主轴支承轴颈直径据电机的功率参考机械制造工艺金属

12、切削机床设计指南（以下简称设计指南）表2.32，取主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 = （0.70.85）D1，取D2 = 60 mm。2.2.2初估传动轴直径按扭转刚度初步计算传动轴直径 d = 式中d 传动轴危险截面处直径； N 该轴传递功率（KW）； N=；从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计轴承上的效率），对估算传动轴直径影响不大可忽略； 该轴计算转速（r/min）； 该轴每米长度允许扭转角这些轴都是一般传动轴，据设计指导P32取=1deg/m。 根据传动系统图上的传动件布置情况初步估计各轴长度如下表轴长度640600740840对轴d 31mm对轴d 35mm对轴

13、d 46mm考虑到轴是花键轴所以轴直径作为花键轴小径,据设计指南附表2.31取d132mm，花键规格NdDB(键数小径大径键宽)832366；d242mm，花键规格NdDB(键数小径大径键宽)842468；d346mm，花键规格NdDB(键数小径大径键宽)846509。综上对传动轴直径估算结果如下轴直径324246花键8323668424688465092.3估算传动齿轮模数参考设计指导P36中齿轮模数的初步计算公式初定齿轮的模数 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm 按齿面点蚀的估算A 370 mm mj = 式中 N 该轴传递功率（KW）； N=；从电机到该传动轴间传动件的传动效率（不计

14、轴承上的效率）； 大齿轮的计算转速（r/min）；Z 所算齿轮的齿数；A齿轮中心距同一变速组中的齿轮取同一模数，按工作负荷最重（通常是齿数最小）的齿轮进行计算，然后取标准模数值作为该变速组齿轮的模数。据设计指导P32取每两传动轴间传动件的传动效率0.96传动组a中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm = 32 2.03mm 按齿面点蚀的估算A 370 mm37085.2mm mj mm 2.36mm取标准模数m3mm传动组b中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm = 32 2.73 mm 按齿面点蚀的估算A 370 mm370119.0mm mj mm 3.30mm取标准模数m4mm传

15、动组c中 按齿轮弯曲疲劳的估算 mw 32 mm = 32 2.75 mm 按齿面点蚀的估算A 370 mm370132.22mm mj mm 2.64mm取标准模数m3mm2.4片式摩擦离合器的选择及计算 2.4.1决定外摩擦片的内径 结构为轴装式，则外摩擦片的内径比安装轴的轴径D大26 mm有 D+(26)36+(26) 3842mm 取42mm2.4.2选择摩擦片尺寸 参考设计指导P41表摩擦片尺寸及花键规格自行设计摩擦片的尺寸如图所示2.4.3计算摩擦面对数ZZ式中Mn额定动扭矩；Mn9550955080.04Nm K1.31.5；取 K1.3； f摩擦片间的摩擦系数；查设计指导表12

16、 f0.08（摩擦片材料10钢，油润）P摩擦片基本许用比压；查设计指导表12 P0.8MPa（摩擦片材料10钢，油润）；D摩擦片内片外径 mm；外摩擦片的内径mm； 速度修正系数；根据平均圆周速度（1.62m/s）查设计指导表13近似取为1.2；结合次数修正系数；查设计指导表13取为0.84；接合面修正系数；把数据代入公式得Z10.8 查设计指导表13取Z142.4.4计算摩擦片片数摩擦片总片数（Z1）15片2.4.5计算轴向压力Q QpKv0.81.2478N2.5V带的选择及计算2.5.1初定中心距由前面部分V带轮直径的选择结合公式有（0.62）（） （0.62）（112250） 217.

17、2724 mm取700 mm2.5.2确定V带计算长度L及内周长227001975.4 mm据设计指导P30表计算长度取L2050 mm，内周长2000 mm。2.5.3验算V带的挠曲次数40次/s式中m带轮个数；把数据代入上式得8.2340次/s，数据可用。2.5.4确定中心距a a700737.3 mm 取a737 mm2.5.5验算小带轮包角 满足要求。2.5.6计算单根V带的额定功率 由112min和1440r/min,查机械设计表84a得=1.6KW；据1440r/min和i2.23和A型带，查机械设计表84b得=0.17KW；查机械设计表85得0.98；查机械设计表82得机械设计表

18、85得1.06；有 （） （1.60.17）0.981.06 1.842.5.7计算V带的根数 Z/=6.05/1.843.3 取Z4根三、结构设计3.1带轮的设计根据V带计算，选用4根A型V带。由于轴安装摩擦离合器及传动齿轮，为了改善它们的工作条件，保证加工精度，采用卸荷式带轮结构输入。如图所示，带轮支承在轴承外圆上，而两轴承装在与箱体固定的法兰盘上，扭矩从端头花键传入。3.2主轴换向机构的设计主轴换向比较频繁，才用双向片式摩擦离合器。这种离合器由内摩擦片、外摩擦片、滑动套筒、螺母、钢球和空套齿轮等组成。离合器左右两部门结构是相同的。左离合器传动主轴正转，用于切削加工。需要传递的转矩较大，片

19、数较多。右离合器用来传动主轴反转，主要用于退回，片数较少。这种离合器的工作原理是，内摩擦片的花键孔装在轴的花键上，随轴旋转。外摩擦片的孔为圆孔，直径略大于花键外径。外圆上有4个凸起，嵌在空套齿轮的缺口之中。内外摩擦片相间安装。移动套筒4时，钢球沿斜面向中心移动并使滑块3、螺母1向左移动，将内片与外片相互压紧。轴的转矩便通过摩擦片间的摩擦力矩传递给齿轮，使主轴正传。同理，当滑块7、螺母8向右时，使主轴反转。处于中间位置时，左、右离合器都脱开，轴以后的各轴停转。摩擦片的间隙可通过放松销6和螺母8来进行调整。摩擦片的轴向定位是由两个带花键孔的圆盘实现。其中一个圆盘装在花键上，另一个装在花键轴的一个环

20、形沟槽里，并转过一个花键齿，和轴上的花键对正，然后用螺钉把错开的两个圆盘连接起来。结构如下图所示3.3制动机构的设计根据制动器的设计原理，将其安装在靠近主轴的较高转速的轴，在离合器脱开时制动主轴，以缩短辅助时间。此次设计采用带式制动器。该制动器制动盘是一个钢制圆盘，与轴用花键联接，周边围着制动带。制动带是一条刚带，内侧有一层酚醛石棉以增加摩擦。制动带的一端与杠杆连接。另一端与箱体连接。为了操纵方便并保证离合器与制动器的联锁运动，采用一个操纵手柄控制。当离合器脱开时，齿条处于中间位置，将制动带拉紧。齿条轴凸起的左、右边都是凹槽。左、右离合器中任一个结合时，杠杆都按顺时针方向摆动，使制动带放松。3

21、.4齿轮块的设计机床的变速系统采用了滑移齿轮变速机构。根据各传动轴的工作特点，基本组(传动组b)滑移齿轮采用平键联接装配式齿轮，固定齿轮用独立式；第一扩大组(传动组a)的滑移齿轮采用了整体式滑移齿轮；第二扩大组(传动组c)传动转矩较大用平键联接装配式齿轮，此时平键传递转矩，弹性挡圈轴向固定，简单、工艺性好、结构方便。所有滑移齿轮与传动轴间均采用花键联接。从工艺角度考虑，其他固定齿轮（主轴上的齿轮除外）也采用花键联接。由于主轴直径较大，为了降低加工成本而采用了单键联接。由各轴的圆周速度参考设计指导P53,轴间传动齿轮精度为877Dc，轴间齿轮精度为766 Dc。齿轮材料为45钢，采用整体淬火处理

22、。根据前面初估的模数计算齿轮直径由于轴基本组的大齿轮会和离合器相干涉（相碰），因而对第一扩大组的齿轮模数进行调整，调为m=4mm,各齿轮参数如下表齿轮Z1齿数24481953402030nj630315630900315112315分度圆直径961921681207621296齿顶圆直径10420017612884220104齿底圆直径861821581106620286齿轮宽32303032323032齿轮齿数30204066342080nj16031522411222431580分度圆直径19212016824012072288齿顶圆直径20012817624812880296齿底圆直径1

23、8211015823011062278 齿轮宽303230303233303.5轴承的选择为了方便安装，轴上传动件的外径均小于箱体左侧支承孔直径，均采用深沟球轴承。为了便于装配和轴承间隙调整，、轴均采用圆锥滚子轴承。滚动轴承均采用E级精度。3.6主轴组件的设计 3.6.1各部分尺寸的选择3.6.1.1主轴通孔直径 参考设计指导P5，取主轴通孔直径d37mm。3.6.1.2轴颈直径 据前面的估算主轴前轴颈直径D1 = 80mm，后轴颈直径D2 =60mm。3.6.1.3前锥孔尺寸 据车床最大回转直径320mm，参考设计指导P61表莫氏锥度号选5；其标准莫氏锥度尺寸如下简图莫氏号大端直径D锥度长度

24、544.3991：19.0221303.6.1.4头部尺寸的选择 采用短圆锥式的头部结构，悬伸短，刚度好。参考设计指导P63的图及P64表的主轴头部尺寸如下图所示3.6.1.5支承跨距及悬伸长度 为了提高刚度，应尽量缩短主轴的悬伸长度a，适当选择支承跨距L。取L/a3.24，由头部尺寸取a100mm则L324mm。3.6.2主轴轴承的选择为提高刚度，主轴采用三支承，前支承和中支承为主要支承，后支承为辅助支承。这是因为主轴上的传动齿轮集中在前部；容易满足主轴的最佳跨距要求；箱体上前、中支承的同轴度加工容易保证，尺寸公差也易控制。前轴承选用一个型号为32316的圆锥滚子轴承，中轴承选一个用型号为3

25、0214的圆锥滚子轴承，后轴承选用一个型号为6312深沟球轴承。前轴承D级精度，中轴承E级精度，后轴承E级精度。前轴承内圈配合为k5，外圈配合为M6；中轴承内圈配合为js5，外圈配合为K6；后轴承内圈配合为js6，外圈配合为H7。3.7润滑系统的设计主轴箱内采用飞溅式润滑，油面高度为65mm左右，甩油环浸油深度为10mm左右。润滑油型号为：IIJ30。卸荷皮带轮轴承采用脂润滑方式。润滑脂型号为：钙质润滑脂。3.8密封装置的设计轴轴颈较小，线速度较低，为了保证密封效果，采用皮碗式接触密封。而主轴直径大、线速度较高，则采用了非接触式密封。卸荷皮带轮的润滑采用毛毡式密封，以防止外界杂物进入。详见展开

26、图。四、传动件的验算4.1传动轴的验算 轴的刚度较低，故而在此处进行验算。其受力简化如下图所示=9.559.5558210 Nmm齿轮受到的径向力 2tan/258210tan/96441.4 N对于传动轴主要验算轴上装齿轮和轴承处的挠度y和倾角。轴上有一段为花键轴，但长度在轴上的比例不大，全轴按圆轴算。轴平均直径求的d31mm，则截面惯性矩I45333.2按设计指导P34有关公式计算对B点 y/3EI1.28mm 查设计指导P33表对一般传动轴许用挠度Y（0.00030.0005）（0.00030.0005）4480.14640.244 mm；对装有齿轮的轴许用挠度Y（0.010.03）m（

27、0.010.03）40.040.12 mm；满足要求。 3.56rad查设计指导P33表许用0.001rad满足要求。对A点 7.44rad对C点 9.46rad查设计指导P33表许用0.001rad 满足要求。综上，轴的刚度满足要求。4.2键的验算4.2.1花键的验算花键键侧工作表面的挤压应力为 式中：计算挤压应力；Mp 花键传递的最大扭矩；Nm m，N该轴传递的最大功率，该轴的计算转速； D、d 花键的外径和内径；mm z 花键的齿数； 工作长度；mm 载荷分布不均匀系数，0.70.8；取0.75许用挤压应力，查机械设计表63，100140Mp，取130 Mp； 对轴花键 58210 Nm

28、 m对轴装离合器处花键 D36mm d32 mm z8 18 mm 则 15.8 Mp 满足要求。对轴装带轮处花键D30mm d26mm z6 40 mm 则 9.23Mp 满足要求。所以轴花键满足要求。对轴花键 112927Nm m D46mm d42mm z8 76 mm 则 5.6Mp 满足要求。对轴花键 311254 Nm m D50mm d46mm z8 126mm 则 8.6Mp 满足要求。4.2.2平键的验算普通平键的强度条件式中：计算挤压应力；Mp 传递的转矩；Nm 键与轮毂槽的接触高度，0.5h，此处h为键的高度；mm 键的工作长度；mm 轴的直径；mm键、轴、轮毂三者中最弱

29、材料的许用挤压应力，查机械设计表62，此处键、轴、轮毂三者材料都是钢100120M Mp，取110 Mp；对轴三联齿轮出A型平键 155.274 Nm 0.5h0.542 mm 46 mm 53 mm 则31.8 Mp 满足要求。对轴三联齿轮出A型平键 427.974 Nm 0.5h0.573.5mm 62mm 63 mm 则62.6 Mp 满足要求。对轴三联齿轮出A型平键 1220Nm 0.5h0.5147mm 78mm 75 mm 则59.6Mp 满足要求。4.3齿轮模数的验算按接触疲劳强度计算齿轮模数mj mj = 16300mm 式中：N 传递的额定功率KW； 计算转速（小齿轮）；r/

30、min 齿宽系数； z1 计算齿轮齿数； i 大齿轮与小齿轮齿数之比，“+”用于外啮合，“”用于内啮合，此处为外啮合，故取“+”; 寿命系数： = KTK nKNKq KT 工作期限系数： KT = T预定的齿轮工作期限，对中型机床 T = 1500020000h； n 齿轮的最低转速；r/min c0 基准循环次数，查设计指导表3； m 疲劳曲线指数，查设计指导表3； K n 转速变化系数，查设计指导表4； KN 功率利用系数，查设计指导表5； Kq 材料强化系数，查设计指导表6； Kc 工作状况系数，中等冲击主运动，Kc = 1.21.6； Kd 动载荷系数，查设计指导表8； Kb 齿向载

31、荷分布系数，查设计指导表9； 许用接触应力，查设计指导表11；Mp 齿轮按弯曲疲劳强度计算齿轮模数mw mw = 275 其中 Y 齿形系数由设计指导表10查得； 许用弯曲应力，查设计指导表11；Mp 验算结果如下表按接触疲劳强度验算算齿轮模数参数传动组a传动组b传动组cN5.285.125.02 6303153157.57.57.5z1241918i2.824m333n630315112T150001500015000KT3.843.05 2.161.440.880.81c0K n0.850.680.89KN0.580.580.58Kq0.760.730.73Kc 1.21.21.2Kd1.

32、31.41.2Kb1.021.041.04110011001100mj2.023.553.29结论估算值可用估算值可用估算值可用齿轮按弯曲疲劳强度验算齿轮模数参数传动组a传动组b传动组cN5.285.125.02 6303153157.57.57.5z1241918m666n630315112T150001500015000KT2.562.281.920.90.90.9c0K n0.950.850.86KN0.780.780.78Kq0.770.750.75Kc 1.21.21.2Kd1.31.41.2Kb1.021.041.04320320320Y0.420.3860.378mw1.833.

33、093.01结论估算值可用估算值可用估算值可用综上，估算的模数值可用。4.4轴承寿命的验算 Lh=500T 式中，Lh 额定寿命；h C 滚动轴承的额定动负荷；查机械设计课程设计第五章第三节常用滚动轴承部分；N 速度系数， = ； 使用系数；查设计指南表2.419； 寿命系数，对于球轴承：= 3 ；对于滚子轴承：=10/3； 功率利用系数；查设计指南表2.420； 转速变化系数；查设计指南表2.421； 齿轮轮换工作系数，查设计指南表2.427；P 当量动载荷N ; T 滚动轴承许用使用寿命，一般取1000015000h；对轴的6406轴承受力如下图289.4N 142.7N附加轴向力 0.2

34、57.9N 0.228.5N 轴向载荷 57.9N 28.5N/0.2查机械设计表135 X1 Y0查机械设计表136 1.5 得 （XY） 1.5289.4 434N同理得 214N按计算 查表及计算有 C47500N 0.375 1.1 0.80 3 0.97 0.85 代入公式得 Lh34769756hT 满足要求对轴的30208轴承受力如下图通过分析计算有 588.7N 1487.2N 且两者相互垂直 400N 550.6N则 680.6N同理 955.4N附加轴向力 0.4272.2N 0.4382.2N 轴向载荷 272.2N 382.2N/0.4查机械设计表135 X1 Y0查机

35、械设计表136 1.5 得 （XY） 1.5680.6 1020.9N同理得 1433.1N按计算 查表及计算有 C63000N 0.5098 1.1 0.80 10/3 0.97 0.85 代入公式得 Lh78259622hT 满足要求同理对轴的30208轴承满足要求。对主轴轴承当主（垂直）切削力与齿轮传递的力在同一平面内且同向时主轴前轴承受力最大，如下图所示，显然验算主轴的轴承寿命只验算前轴承的32316型轴承。 由 108 424 324 得 4632.9N附加轴向力 0.41853.16N对32316型轴承C388000N =0.35 Y=1查机械设计表135 X0.4 Y1查机械设计表136 1.5 得