=
??324?6?8?(36?32)?(36?32)264?6.534?104mm4
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：
M扭?955?104P6.50893=955?104??16.9?104(Nmm) n3367.806式中 N—该轴传递的最大功率（kw）;
nj—该轴的最小转速（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Pt：
2M扭2?16.9?104Pt???6.67?103?N?
D50式中 D—齿轮节圆直径（mm）,D=mZ。
齿轮的径向力Pr：Pr?Pt?tg(???)/cos??902(N) 式中 α—为齿轮的啮合角；
ρ—齿面摩擦角； β—齿轮的螺旋角；
d?M2?(?T)2mm=20mm，故校核符合要求。
0.1[??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：
?jy?8Mnmax???jy?
(D2?d2)lNK??式中 Mnmax—花键传递的最大转矩（N?mm）；
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；
8?16.9?104?7.65MPa???jy??20(MPa) ?jy?22??(36?32)?116?8?0.7故此花键轴校核合格。
图3.9 轴III花轴图
3.4.4 轴承的校核
根据轴径等要求，轴III所选轴承 从左至右分别为 30306 (1对) 61806（1对） 30305（1对）
查《机械设计手册》得滚动轴承的校核，即要满足条件：滚动轴承的额定寿命L10h106?C??????T??h? ?T?为工作期限（h）,对于一般机床?T?60n?P??取值为15000—20000小时。
式中L10h—额定寿命，C—额定负载，P—当量动载荷，??寿命系数，对于球轴承??3，对于滚子轴承??10。 3fhfmfdffP?P?nTC fnfTfhfmfd由《机械设计手册》得C?
式中fn—速度因数， fT—温度因数， fh—寿命因数， fm—力矩载荷因数，力矩载荷较小时fm?1.5，力矩载荷较大时fm?2，fd—冲击载荷因数
将P?fnfTC代入L10h中得：L10hfhfmfd10?fhfmfd????60n?fnfT?6?
轴III上深沟球轴承的校核：
L10h106?3.42?2?1.5?5????2.16?10(h) 60?1148.863?0.417?1?3轴III上圆锥滚子轴承的校核：
L10h?10?3.02?2?1.5???60?1148.863?0.455?1?6103?3.07?105(h)
∵L10h??T? ∴轴III上的轴承校核符合要求。
图3.10 轴III装配示意图
3.5 传动轴IV各主要零件的设计 3.5.1 轴径的估算
参考《实用机床设计手册》表3.10—2得： d?(100~120)3P，查《实用nc机床设计手册》表1.1—10得：?V带=0.96 ， 取d?1053P nc由转速图可得：i34min80? 20n3367.806??91.952(r/min) i3480/20∴ 转速：n4? 效率：?34??32??2??1
功率：P4?P3??34?6.5089?0.982?0.98?0.99?6.06(kw)
∴d4?105?3P46.06?105?3?42.412(mm) 取d4min?43(mm) n491.952
3.5.2 齿轮的校核
由《机械设计》得校核齿轮即满足： 对轴IV上齿数为50的齿轮进行校核
2T2?5.04?104Ft??
d100KFt??F?，F?2T
?tdbmYFaYSaKFt3.554?2?0.504?105??17.91 ∴ bm1?100?100?2又由计算齿轮时的数据得：
??F?YFaYSa?243.56?61.75
2.32?1.70 比较得：
KFt??F? 故该齿轮符合要求。
?bmYFaYSa同理对轴IV上齿数为80模数为2，齿数为20、51模数为3的齿轮经行校核，齿轮都符合要求。
综上轴IV上的双联滑移齿轮80、50，和双联滑移齿轮20、51都符合要求。
图3.11 轴IV双联滑移齿轮1